JP3940371B2

JP3940371B2 - Hydraulic drive

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Publication number: JP3940371B2
Application number: JP2003041635A
Authority: JP
Inventors: 健二伊藤; 靖貴釣賀
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 2003-02-19
Filing date: 2003-02-19
Publication date: 2007-07-04
Anticipated expiration: 2023-02-19
Also published as: JP2004251353A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ショベル等の建設機械に用いられる油圧駆動装置に係わり、特に、油圧ポンプの吐出圧が複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるようにロードセンシング制御を行うと共に、全てのアクチュエータが停止状態であるときにエンジン回転数を所定の定常回転数から所定の低速回転数に低下し、アクチュエータのいずれかが駆動したときにエンジン回転数を所定の低速回転数から所定の定常回転数に復帰する自動低速回転制御を行う油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ポンプの吐出圧が複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるようにロードセンシング制御を行う油圧駆動装置はロードセンシングシステム（以下、適宜ＬＳシステムという）と呼ばれ、複数の流量制御弁の前後差圧をそれぞれ圧力補償弁により制御し、複数のアクチュエータを同時に駆動する複合操作時に負荷圧の大小に係わらず流量制御弁の開口面積に応じた比率で圧油を供給できるようにしている。
【０００３】
このようなＬＳシステムにおいて、従来より、全てのアクチュエータが停止状態である場合にエンジン回転数を所定の定常回転数から所定の低速回転数（例えばアイドリング回転数）に低下させ、アクチュエータのいずれかが駆動されるとエンジン回転数を所定の低速回転数から所定の定常回転数に復帰する自動低速回転（オートアイドル）機能を備えたものがある。この機能を備えたＬＳシステムでは、複数のアクチュエータの負荷圧のうち最高負荷圧を圧力検出手段（作動検出手段）で検出したり（例えば、特許文献１参照）、油圧ポンプの吐出圧を圧力検出手段で検出する（例えば、特許文献２参照）ことにより、アクチュエータの駆動状態を検出する。すなわち、このようにして検出した圧力が所定のしきい値より小さい場合には、全てのアクチュエータが停止状態であるとみなしてエンジン回転数を低速回転数に低下させ、所定のしきい値より大きい場合には、アクチュエータのいずれかが駆動状態であるとみなしてエンジン回転数を定常回転数に復帰させる。このようにすることで、待機時間等にエンジン回転数を低下させてエネルギロスを低減することができるようになっている。
【０００４】
【特許文献１】
特開平９−７１９７４号公報
【特許文献２】
特開平９−２１７３８９号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来技術では以下のような課題が存在する。
すなわち、上記特許文献１に係る従来技術の場合、上述したように複数のアクチュエータのうちの最も高い負荷圧を検出することでアクチュエータの駆動状態を検出するが、アクチュエータの負荷圧は高圧であるため高圧用の圧力検出手段が必要となる。また、上記特許文献２に係る従来技術の場合には、上述したように油圧ポンプの吐出圧を検出するが、この油圧ポンプの吐出圧はロードセンシング制御により上記複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるように制御されるため、さらに高圧用の圧力検出手段が必要となる。
【０００６】
このように、上記従来技術では高圧用の圧力検出手段を必要とするが、一般に、圧力検出手段は高圧用のものであるほど検出精度が低下し、その検出圧の誤差範囲は低圧用の圧力検出手段と比べて比較的大きくなる傾向にある。したがって、その検出誤差が低圧方向の誤差である場合には検出圧が所定のしきい値に達するのに有する時間が長くなるため、自動低速回転制御による低速回転状態においてアクチュエータが駆動を開始した際にその駆動の検出が遅れ、エンジン回転数の定常回転数への復帰が遅れる可能性がある。その結果、駆動を開始したアクチュエータにその要求量に応じた充分な圧油が供給されず、アクチュエータの立ち上がりの動作速度に遅れが生じて作業効率の低下を招く可能性があった。
【０００７】
本発明の目的は、自動低速回転制御を行う油圧駆動装置において、エンジン回転数の復帰応答性を確実に向上し、作業効率を向上することができる油圧駆動装置を提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、エンジンと、このエンジンにより駆動される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が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御するポンプ制御手段とを備えた油圧駆動装置において、前記エンジンの回転数を可変に制御する回転数制御手段と、前記複数のアクチュエータの最高負荷圧に応じて圧力を出力するパイロット切換弁と、このパイロット切換弁の出力圧を検出する圧力検出手段と、この圧力検出手段で検出した検出値に応じ、前記エンジンの回転数を所定の定常回転数から所定の低速回転数となるように、及びこの所定の低速回転数から前記所定の定常回転数に復帰するように、前記回転数制御手段を制御する制御手段とを備えるものとする。
【０００９】
本発明においては、油圧ポンプの吐出圧が複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるようにロードセンシング制御を行うと共に、自動低速回転制御を行う。すなわち、複数のアクチュエータの最高負荷圧をパイロット切換弁に導き、このパイロット切換弁が例えばパイロット油圧源からのパイロット元圧を上記導かれた最高負荷圧に応じて減圧し、その減圧した圧力を出力する。この出力圧を圧力検出手段で検出し、その検出圧が所定のしきい値より小さい場合には全てのアクチュエータが停止状態であるとみなし、制御手段で回転数制御手段を制御してエンジン回転数を所定の低速回転数に低下させる。一方、検出圧が所定のしきい値より大きい場合にはアクチュエータのいずれかが駆動状態であるとみなし、制御手段で回転数制御手段を制御してエンジン回転数を所定の定常回転数に復帰させる。
【００１０】
このとき、例えば複数のアクチュエータの最高負荷圧を直接圧力検出手段で検出する従来技術のような構造の場合には高圧用の圧力検出手段が必要となるが、一般に圧力検出手段は高圧用のものであるほどその検出精度が低下し、検出圧の誤差範囲は大きくなる傾向にある。したがって、その検出誤差が低圧方向の誤差である場合には検出圧が所定のしきい値に達するのに有する時間が長くなるため、自動低速回転制御による低速回転状態においてアクチュエータが駆動を開始した際にその駆動の検出が遅れ、エンジン回転数の定常回転数への復帰が遅れる可能性がある。その結果、駆動を開始したアクチュエータにその要求量に応じた充分な圧油が供給されず、アクチュエータの立ち上がりの動作速度に遅れが生じて作業効率の低下を招く可能性があった。
【００１１】
これに対し、本発明によれば、上述したように複数のアクチュエータの最高負荷圧をパイロット切換弁に導き、このパイロット切換弁がその最高負荷圧に応じて例えばパイロット元圧を減圧して圧力を出力し、この出力圧を圧力検出手段で検出する。すなわち、パイロット元圧はアクチュエータの負荷圧に比べて充分に低いことから、圧力検出手段は上記従来構造のものに対して充分に低い低圧用のもので足り、その検出精度は大幅に向上する。これにより、低速回転状態においてアクチュエータが駆動を開始した際に、その駆動を素早く検出してエンジン回転数の定常回転数への復帰を確実に迅速に行うことができる。その結果、駆動を開始したアクチュエータにその要求量に応じた充分な圧油を供給できるので、上記従来技術の場合に起こりうるアクチュエータの立ち上がりの動作速度の遅れを防止できる。したがって、本発明によれば、エンジン回転数の復帰応答性を確実に向上し、作業効率を向上することができる。
【００１２】
（２）上記目的を達成するために、また本発明は、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が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御するポンプ制御手段とを備えた油圧駆動装置において、前記エンジンの回転数を可変に制御する回転数制御手段と、前記複数のアクチュエータの最高負荷圧に応じて圧力を出力するパイロット切換弁と、前記複数のアクチュエータの最高負荷圧を前記パイロット切換弁に導く経路に設けた絞り手段と、前記パイロット切換弁の出力圧を検出する圧力検出手段と、この圧力検出手段で検出した検出値に応じ、前記エンジンの回転数を所定の定常回転数から所定の低速回転数となるように、及びこの所定の低速回転数から前記所定の定常回転数に復帰するように、前記回転数制御手段を制御する制御手段とを備えるものとする。
【００１３】
本発明においては、複数のアクチュエータの最高負荷圧をパイロット切換弁に導く経路に絞り手段を設ける。これにより、例えばアタッチメントとしてブレーカを装着した油圧ショベルの油圧駆動装置の場合に、ブレーカのチゼルの往復運動に起因する一時的な慣性負荷によってパイロット切換弁に導かれる最高負荷圧が一時的に増減し、これによってパイロット切換弁が頻繁に作動して切り換わるといった事態を抑制することができる。したがって、本発明によれば、上記（１）と同様の効果を得ることができる上に、さらにパイロット切換弁の機器寿命を向上することができる。
【００１４】
（３）上記（１）又は（２）において、好ましくは、前記パイロット切換弁は、パイロット油圧源からのパイロット元圧を前記複数のアクチュエータの最高負荷圧に応じて減圧して出力するものとする。
【００１５】
（４）上記（３）において、さらに好ましくは、前記エンジンの回転数に依存する圧力を出力するエンジン回転数検出手段を更に備え、このエンジン回転数検出手段の出力圧を前記ポンプ制御手段に導き、前記ロードセンシング制御の目標差圧を前記エンジンの回転数に依存する可変値として設定するものとする。
【００１６】
（５）上記（４）において、さらに好ましくは、前記複数の流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁と、前記油圧ポンプの吐出圧と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁を更に備え、前記圧力補償弁に前記差圧減圧弁の出力圧を導きそれぞれの目標補償差圧を設定するものとする。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の油圧駆動装置の一実施の形態を図面を参照しつつ説明する。
図１は、本発明の油圧駆動装置の一実施の形態の全体構成を表す図である。
この図１において、本実施の形態の油圧駆動装置は、エンジン１と、このエンジン１により駆動されるメインポンプとしての可変容量型の油圧ポンプ２及び固定容量型のパイロットポンプ３０と、メインの油圧ポンプ２から吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…と、油圧ポンプ２の供給油路５に接続され、油圧ポンプ２からアクチュエータ３ａ，３ｂ，…に供給される圧油の流量と方向をそれぞれ制御する複数の流量制御弁（メインスプール）４ａ，４ｂ，…及び油圧ポンプ２の吐出圧と複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧との差圧（ＬＳ差圧）を絶対圧として出力する差圧減圧弁１１を含むコントロールバルブ４と、油圧ポンプ２の傾転（容量）を制御するポンプ傾転制御機構１２と、エンジン回転数に依存する圧力を絶対圧として出力する差圧減圧弁５１を含むエンジン回転数検出回路１３とを備えている。
【００１８】
ここで、本実施の形態の油圧駆動装置は例えば油圧ショベルに搭載されるものであり、アクチュエータ３ａ，３ｂは例えばそれぞれ油圧ショベルのアームシリンダ、ブームシリンダである。油圧ショベルは下部走行体に旋回可能に搭載された上部旋回体と、上部旋回体に上下方向に回動可能に装備されたブーム、アーム、バケットからなるフロント作業機構を有し、上記アームシリンダ３ａ及びブームシリンダ３ｂはそれぞれブーム及びアームを上下方向に回動駆動する。
【００１９】
複数の流量制御弁４ａ，４ｂ，…は、油圧ポンプ２の吐出圧を規定するリリーフ弁１５が接続された供給油路５に接続されており、それぞれ、クローズドセンタ型の複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，…と、これら複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，…のメータイン絞り部６１，６２の前後差圧を同じ値に制御する複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，…とで構成されている。
【００２０】
上記の流量制御弁６ａ，６ｂ，…はそれぞれ図示しない操作レバーの操作により切り換え操作され、その操作レバーの操作量に応じてメータイン絞り部６１又は６２の開口面積が決まるようになっている。また、これらの流量制御弁６ａ，６ｂ，…には、それぞれ、アクチュエータ３ａ，３ｂ，…の駆動時にそれらの負荷圧を取り出す負荷ポート６０ａ，６０ｂ，…が設けられ、これら負荷ポート６０ａ，６０ｂ，…に取り出された負荷圧のうちの最高の圧力が負荷ライン８ａ，８ｂ，８ｃ、８ｄ及びシャトル弁９ａ，９ｂを介して信号ライン１０に検出されるようになっている。
【００２１】
上記の複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，…は、それぞれ、流量制御弁６ａ，６ｂ，…のメータイン絞り部６１，６２の上流に設置された前置きタイプ（ビフォアオリフィスタイプ）であり、圧力補償弁７ａは１対の対向する受圧部７０ａ，７０ｂと開方向作動の受圧部７０ｃとを有し、受圧部７０ａ，７０ｂに流量制御弁６ａの上流側及び下流側の圧力がそれぞれ導かれ、受圧部７０ｃに差圧減圧弁１１の出力圧（目標ＬＳ差圧相当の絶対圧）が導かれ、差圧減圧弁１１の出力圧を目標補償差圧として流量制御弁６ａの前後差圧を制御する。圧力補償弁７ｂは、上記圧力補償弁７ａと同様に、１対の対向する受圧部７１ａ，７１ｂと開方向作動の受圧部７１ｃとを有し、受圧部７１ａ，７１ｂに流量制御弁６ｂの上流側及び下流側の圧力がそれぞれ導かれ、受圧部７１ｃに差圧減圧弁１１の出力圧（ＬＳ差圧相当の絶対圧）が導かれ、その出力圧を目標補償差圧として流量制御弁６ｂの前後差圧を制御する。図示しない他の圧力補償弁もこれら圧力補償弁７ａ，７ｂと同様に構成されている。
【００２２】
差圧減圧弁１１は、出力圧を増やす側に位置する受圧部１１ａと出力圧を減らす側に位置する受圧部１１ｂ，１１ｃを有し、受圧部１１ａに油圧ポンプ２の吐出圧が導かれ、受圧部１１ｂ，１１ｃにそれぞれ信号ライン１０に検出された最高負荷圧と自己の出力圧が導かれ、これらの圧力のバランスで油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧（ＬＳ差圧）を絶対圧として出力する。この差圧減圧弁１１の出力圧は、ポンプ傾転制御機構１２に設けられたＬＳ制御弁１２ｂの受圧部１２ｄに導かれる。また、差圧減圧弁１１の出力圧は、上述したように圧力補償弁７ａ，７ｂ，…の受圧部７０ｃ，７１ｃ，…にも同様に導かれるようになっている。
【００２３】
ポンプ傾転制御機構１２は、油圧ポンプ２の吐出圧が高くなると油圧ポンプ２の傾転を減らす馬力制御傾転アクチュエータ１２ａと、油圧ポンプ２の吐出圧が複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御するＬＳ制御弁１２ｂ及びＬＳ制御傾転アクチュエータ１２ｃとを備えている。
【００２４】
上記のＬＳ制御弁１２ｂは、アクチュエータ１２ｃを増圧し油圧ポンプ２の傾転を減らす側に位置する受圧部１２ｄと、アクチュエータ１２ｃを減圧し油圧ポンプ２の傾転を増やす側に位置する受圧部１２ｅとを有し、受圧部１２ｄには差圧減圧弁１１の出力圧（油圧ポンプ２の吐出圧とアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧との差圧）が導かれ、受圧部１２ｅにはエンジン回転数検出回路１３の差圧減圧弁５１の出力圧がロードセンシング制御の目標差圧（目標ＬＳ差圧）として導かれるようになっている。
【００２５】
エンジン回転数検出回路１３は、流量検出弁５０と上記の差圧減圧弁５１とを有し、流量検出弁５０は可変の絞り部５０ａを有しかつその絞り部５０ａがパイロットポンプ３０の吐出ライン３１に配置されている。吐出ライン３１は流量検出弁５０の上流側のライン３１ａと下流側のライン３１ｂを有し、下流側のライン３１ｂには、パイロット油圧源としての元圧を規定するリリーフ弁３２が接続され、ライン３１ｂは、例えば流量制御弁６ａ，６ｂ，…を切換操作するためのパイロット圧を生成するリモコン弁（図示せず）へと接続されている。
【００２６】
流量検出弁５０は吐出ライン３１を流れる圧油の流量を絞り部５０ａの前後差圧の変化として検出し、その前後差圧を目標ＬＳ差圧として用いるためのものである。ここで、吐出ライン３１を流れる圧油の流量はパイロットポンプ３０の吐出流量であり、この吐出流量はエンジン１の回転数によって変化するため、吐出ライン３１を流れる圧油の流量を検出することでエンジン１の回転数を検出することができる。例えば、エンジン１の回転数が低下すれば当該流量が減少し、絞り部５０ａの前後差圧は低下する。
【００２７】
また、絞り部５０ａは開口面積が連続的に変化する可変絞り部として構成されており、流量検出弁５０は更に開方向作動の受圧部５０ｂと絞り方向作動の受圧部５０ｃ及びバネ５０ｄを有し、受圧部５０ｂに可変絞り部５０ａの上流側圧力（ライン３１ａの圧力）が導かれ、受圧部５０ｃに可変絞り部５０ａの下流側圧力（ライン３１ｂの圧力）が導かれ、可変絞り部５０ａ自身の前後差圧に依存してその開口面積を変化させる構成となっている。このように流量検出弁５０を構成し、可変絞り部５０ａの前後差圧を目標ＬＳ差圧として用いることにより、例えばエンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善が図れ、エンジン回転数を低く設定した場合に良好な微操作性が得られるようになっている。
【００２８】
差圧減圧弁５１は、エンジン回転数に依存する圧力として可変絞り部５０ａの前後差圧を絶対圧として出力するエンジン回転数検出弁であり、出力圧を増やす側に位置する受圧部５１ａと出力圧を減らす側に位置する受圧部５１ｂ，５１ｃを有し、受圧部５１ａに可変絞り部５０ａの上流側圧力が導かれ、受圧部５１ｂ，５１ｃにそれぞれ可変絞り部５０ａの下流側圧力と自己の出力圧が導かれ、これらの圧力のバランスでライン３１ｂの圧力を基に可変絞り部５０ａの前後差圧を絶対圧として出力する。差圧減圧弁５１の出力ポートは信号ライン５３を介してＬＳ制御弁１２ｂの受圧部１２ｅに接続され、差圧減圧弁５１の出力圧が目標ＬＳ差圧として受圧部１２ｅに導かれる。その結果、エンジン回転数に応じたアクチュエータスピードの設定が可能なようになっている。
【００２９】
以上のような基本構成である油圧駆動装置において、本実施の形態の最大の特徴は、アクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧に応じて圧力を出力するパイロット切換弁を設け、このパイロット切換弁の出力圧に応じて自動低速回転制御を行うようにしたことである。以下、この詳細について説明する。
【００３０】
図１において、パイロット切換弁８０は、出力圧を増やす側に位置する受圧部８０ａと、出力圧を減らす側に位置するバネ８０ｂとを有し、受圧部８０ａに信号ライン１０に接続された信号ライン８１を介してアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧が導かれることにより、ライン３１ｂに接続された信号ライン８２を介して導かれた可変絞り部５０ａの下流側圧力を上記最高負荷圧に応じて減圧し、その減圧した圧力を出力するようになっている。
【００３１】
圧力センサ８３は、上記パイロット切換弁８０の出力圧を検出し、その検出圧を検出信号Ｐとしてコントローラ８４に出力する。コントローラ８４は、この入力された検出信号Ｐに応じ、エンジン１への燃料噴射量を制御する燃料噴射量制御装置８５（例えばガバナ等）に対して目標回転数指令信号Ｎを出力する。燃料噴射量制御装置８５は、この入力された目標回転数指令信号Ｎに応じてエンジン１への燃料噴射量を制御し、エンジン１の回転数を所定の定常回転数（例えば２５００ｒｐｍ程度）又はこの定常回転数より低い所定の低速回転数に制御するようになっている。なお、上記定常回転数はスロットル装置８６で任意に設定可能であり、上記低速回転数についても例えばコントローラ８４において任意に設定入力することが可能である。また、本実施の形態においては、定常回転数への復帰の迅速性を考慮して、上記低速回転数をいわゆるアイドリング回転数（例えば１０００ｒｐｍ程度）よりも比較的高い回転数（定常回転数とアイドリング回転数の中間の回転数、例えば１５００ｒｐｍ程度）に設定している（アイドリング回転数に設定してもよい）。
【００３２】
図２は、コントローラ８４の機能のうち自動低速回転制御に係わる制御内容を表すフローチャートである。
この図２において、コントローラ８４は、まずステップ１０で、圧力センサ８３から検出信号Ｐを入力して、次のステップ２０に移る。
【００３３】
ステップ２０では、エンジン１が低速回転状態であるかどうかを判定する。具体的には、コントローラ８４から燃料噴射量制御装置８５に出力される目標回転数指令信号Ｎが低速回転数に対応したものかどうかによって判定する。エンジン１が低速回転状態でない場合は判定が満たされず、次のステップ３０に移る。
【００３４】
ステップ３０では、上記ステップ１０で入力した検出信号Ｐがしきい値Ｐ1以下かどうかを判定する。このしきい値Ｐ1は、検出信号Ｐがこのしきい値Ｐ1以下の場合には全てのアクチュエータが停止状態であるとみなせる値であり、予めコントローラ８４に記憶されたものである（又は適宜設定入力するようにしてもよい）。Ｐがしきい値Ｐ1より大きい場合には判定が満たされず、ステップ１０に戻る。一方、Ｐがしきい値Ｐ1以下の場合には判定が満たされて、次のステップ４０に移る。
【００３５】
ステップ４０では、上記検出信号Ｐがしきい値Ｐ1以下の状態が一定時間継続したかどうかを判定する。なお、この一定時間はコントローラ８４に予め記憶されている（又は適宜設定入力してもよい）。一定時間継続しなければ判定が満たされず、ステップ１０に戻る。一定時間継続した場合には判定が満たされて次のステップ５０に移る。
【００３６】
ステップ５０では、燃料噴射量制御装置８５に低速回転数に対応した目標回転数指令信号Ｎを出力し、燃料噴射量制御装置８５でエンジン１への燃料噴射量を制御してエンジン回転数を所定の低速回転数に下げ、ステップ１０に戻る。
【００３７】
先のステップ２０でエンジン１が低速回転状態の場合には、判定が満たされてステップ６０に移る。ステップ６０では、上記ステップ１０で入力した検出信号Ｐがしきい値Ｐ2以上かどうかを判定する。このしきい値Ｐ2は、検出信号Ｐがこのしきい値Ｐ2以上の場合にはいずれかのアクチュエータが駆動状態であるとみなせる値であり、上記しきい値Ｐ1と同様に予めコントローラ８４に記憶されている（又は適宜設定入力するようにしてもよい）。Ｐがしきい値Ｐ2より小さい場合には判定が満たされず、ステップ１０に戻る。Ｐがしきい値Ｐ2以上の場合には判定が満たされて、次のステップ７０に移る。
【００３８】
ステップ７０では、上記検出信号Ｐがしきい値Ｐ2以上の状態が一定時間継続したかどうかを判定する。なお、この一定時間はコントローラ８４に予め記憶されている（又は適宜設定入力してもよい）。一定時間継続しなければ判定が満たされず、ステップ１０に戻る。一定時間継続した場合には判定が満たされて次のステップ８０に移る。
【００３９】
ステップ８０では、燃料噴射量制御装置８５に定常回転数に対応した目標回転数指令信号Ｎを出力し、燃料噴射量制御装置８５でエンジン１への燃料噴射量を制御してエンジン回転数を低速回転数から所定の定常回転数に復帰する。その後、ステップ１０に戻る。
【００４０】
以上において、アームシリンダ３ａ及びブームシリンダ３ｂは特許請求の範囲各項記載の油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータを構成し、ポンプ傾転制御機構１２はロードセンシング制御するポンプ制御手段を構成する。また、燃料噴射量制御装置８５はエンジンの回転数を可変に制御する回転数制御手段を構成し、圧力センサ８３はパイロット切換弁の出力圧を検出する圧力検出手段を構成し、コントローラ８４は回転数制御手段を制御する制御手段を構成する。また、パイロットポンプ３０はパイロット油圧源を構成し、エンジン回転数検出回路１３はエンジンの回転数に依存する圧力を出力するエンジン回転数検出手段を構成する。
【００４１】
次に、上記構成の本発明の油圧駆動装置の一実施の形態の動作を以下に説明する。以下の説明では、油圧ポンプ２の吐出圧をＰｓ、アクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧をＰLmax、油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧（ＬＳ差圧）をΔＰLS、差圧減圧弁１１の出力圧をＰLS、差圧減圧弁５１の出力圧をＰgr、圧力補償弁７ａの目標補償差圧をＰc1、圧力補償弁７ｂ，…の目標補償差圧をＰc2とする。
【００４２】
油圧ポンプ２から吐出された圧油は操作レバーの操作量に応じて流量制御弁４ａ，４ｂ，…で流量及び流れ方向を制御され、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…はその圧油により駆動される。このとき、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧ＰLmaxが信号ライン１０を介して差圧減圧弁１１に導かれる。差圧減圧弁１１は、このアクチュエータの最高負荷圧ＰLmaxと油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓとの差圧ΔＰLS（ＬＳ差圧：ΔＰLS＝Ｐｓ−ＰLmax）を絶対圧ＰLSとして圧力補償弁７ａ，７ｂ，…に供給する。これにより、圧力補償弁７ａ，７ｂ，…はその絶対圧ＰLSを目標補償差圧Ｐc1，Ｐc2として流量制御弁６ａ，６ｂ，…の前後差圧を制御する。この結果、アクチュエータ３ａ，３ｂ，…が同時に駆動される複合動作時においても、それらの負荷圧の大小に係わらず、油圧ポンプ２の吐出流量がそれぞれの流量制御弁の開口面積に応じた比率で供給される。
【００４３】
上記差圧減圧弁１１からの絶対圧ＰLSはＬＳ制御弁１２ｂにも供給され、これによりポンプ傾転制御機構１２は油圧ポンプ２の吐出圧が複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御する。このとき、このロードセンシング制御の目標差圧は、可変絞り部５０ａの前後差圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁５１からの出力圧Ｐgrにより、エンジン１の回転数に依存する可変値として設定される。
【００４４】
一方、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧ＰLmaxは信号ライン８１を介してパイロット切換弁８０に導かれる。このパイロット切換弁８０は、パイロットポンプ３０からのパイロット元圧を上記導かれた最高負荷圧ＰLmaxに応じて減圧し、その減圧した圧力を出力する。このパイロット切換弁８０の出力圧は圧力センサ８３で検出され、圧力センサ８３はその検出圧を検出信号Ｐとしてコントローラ８４に出力する。
【００４５】
このとき、コントローラ８４は、前述した図２のフローチャートにしたがって自動低速回転制御を行う。すなわち、図２中ステップ１０において上記圧力センサ８３からの検出信号Ｐを入力し、次のステップ２０ではエンジン回転数は定常回転数の状態であるので判定が満たされずに次のステップ３０に移る。ここで、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…のうちいずれかが駆動中のときには検出信号ＰはＰ1より大きいのでステップ３０の判定が満たされず、ステップ１０に戻り、ステップ１０〜ステップ３０を繰り返す。
【００４６】
このとき、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…が全て停止状態のとなった場合、ステップ３０の判定が満たされてステップ４０に移り、その状態が一定時間継続すると、ステップ４０の判定が満たされて次のステップ５０に移る。このステップ５０で、コントローラ８４から燃料噴射量制御装置８５に低速回転数に対応した目標回転数指令信号Ｎを出力してエンジン１への燃料噴射量を減少させる。これにより、エンジン回転数は定常回転数から所定の低速回転数に低下する。
【００４７】
この後、アクチュエータ３ａ，３ｂ，…が全て停止状態である間は、図２中ステップ１０→ステップ２０→ステップ６０→ステップ１０を繰り返す。ここで、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…のうちいずれかが駆動したときには、検出信号Ｐがしきい値Ｐ2以上となるのでステップ６０の判定が満たされてステップ７０に移り、その状態が一定時間継続すると、ステップ７０の判定が満たされて次のステップ８０に移る。このステップ８０で、コントローラ８４から燃料噴射量制御装置８５に定常回転数に対応した目標回転数指令信号Ｎを出力してエンジン１への燃料噴射量を増加させる。これにより、エンジン回転数は低速回転数から所定の定常回転数に復帰する。
【００４８】
次に、上記構成及び動作をする本発明の油圧駆動装置の一実施の形態の作用を以下に説明する。
上述のようにして行われる自動低速回転制御において、例えば複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧ＰLmaxを直接圧力センサ８３で検出する従来技術のような構造の場合には、圧力センサ８３には高圧用のセンサが必要となるが、一般に圧力センサは高圧用のものであるほどその圧力検出精度が低下し、検出圧の誤差範囲が大きくなる傾向にある。したがって、その検出誤差が低圧方向の誤差である場合には検出圧が所定のしきい値に達するのに有する時間が長くなるため、自動低速回転制御によってエンジン回転数が低速回転数となっている状態において複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…のいずれかが駆動を開始した際に、その駆動の検出が遅れ、エンジン回転数の定常回転数への復帰が遅れる可能性がある。その結果、駆動を開始したアクチュエータにその要求量に応じた充分な圧油が供給されず、低速回転状態復帰後のアクチュエータの立ち上がりの動作速度に遅れが生じて作業効率の低下を招く可能性がある。
【００４９】
これに対し、本実施の形態によれば、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧ＰLmaxをパイロット切換弁８０に導き、このパイロット切換弁８０の出力圧（パイロットポンプ３０からのパイロット元圧を減圧した圧力）を圧力センサ８３で検出する。すなわち、パイロット元圧を減圧して生成されるパイロット切換弁８０の出力圧はアクチュエータの負荷圧に比べて充分に低いため、圧力センサ８３には上記従来構造で用いる高圧用のセンサに対して充分に低い低圧用のセンサで足り、その圧力検出精度は大幅に向上する。これにより、低速回転状態において複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…のうちいずれかが駆動を開始した際に、その駆動を素早く検出してエンジン回転数の定常回転数への復帰を迅速に行うことができる。その結果、駆動を開始したアクチュエータにその要求量に応じた充分な圧油を供給できるので、上記従来構造の場合に起こりうるアクチュエータの立ち上がりの動作速度の遅れを防止できる。したがって、本実施の形態によれば、エンジン回転数の復帰応答性を確実に向上し、作業効率を向上することができる。
【００５０】
次に、本発明の油圧駆動装置の他の実施の形態を図３を用いて説明する。本実施の形態の油圧駆動装置は、例えばアタッチメントとしてブレーカを装着した油圧ショベルに搭載され、複数のアクチュエータの最高負荷圧をパイロット切換弁８０に導く信号ライン８１に絞りを設けたものである。
【００５１】
図３は、本発明の油圧駆動装置の他の実施の形態の全体構成を表す図である。なお、この図３において、前述の一実施の形態における図１と同様の部分には同符号を付し、説明を省略する。
この図３において、アクチュエータ３ｃはブレーカを駆動するブレーカモータ（シリンダでもよい）であり、４ｃは油圧ポンプ２からブレーカモータ３ｃに供給される圧油の流量と方向を制御する流量制御弁である。この流量制御弁４ｃは、前述の一実施の形態における流量制御弁４ａと同様の構造であり、流量制御弁６ｃと圧力補償弁７ｃとを備えている。また、ブレーカモータ３ｃを含む複数のアクチュエータの最高負荷圧ＰLmaxをパイロット切換弁８０に導く前記信号ライン８１には絞り８７が設けられている。この他の構成は前述の一実施の形態の構成と同様である。
【００５２】
以上において、信号ライン８１は請求項２記載の複数のアクチュエータの最高負荷圧をパイロット切換弁に導く経路を構成し、絞り８７は経路に設けた絞り手段を構成する。
【００５３】
次に、上記構成の本発明の油圧駆動装置の他の実施の形態の作用を説明する。
本実施の形態によれば、前述の一実施の形態と同様に、エンジン回転数の復帰応答性を確実に向上して作業効率を向上することができる上に、さらにパイロット切換弁８０の機器寿命を向上することができる。以下、この寿命向上作用について説明する。
【００５４】
本実施の形態においては、複数のアクチュエータの１つとしてブレーカモータ３ｃを備えている。ブレーカは、例えばブレーカモータ３ｃの回転運動をカム等の公知の変換機構によりチゼルの往復運動に変換し、そのチゼルによりコンクリート等の破砕対象を打撃して破砕するようになっている。ここで、チゼルはコンクリート等に打撃された直後はその反動で跳ね返るため、その跳ね返り速度がブレーカモータ３ｃによるチゼルの戻し速度より速い場合にはブレーカモータ３ｃの負荷圧が減少する。したがって、ブレーカ駆動中においては、上記チゼルの一時的な慣性負荷によってブレーカモータ３ｃの負荷圧が増減する可能性がある。
【００５５】
このとき、例えば前述の一実施の形態のように信号ライン８１に絞り８７が設けられていない構造の場合、ブレーカモータ３ｃの負荷圧が最高負荷圧としてパイロット切換弁８０に導圧されると、上記一時的な慣性負荷による負荷圧の増減によりパイロット切換弁８０は頻繁に作動して切り換わり、圧力センサ８３で検出する圧力値が増減する。このとき、図２において前述したように、コントローラ８４は検出圧力Ｐがしきい値Ｐ1以下の状態が一定時間継続した場合にエンジン１を低速回転数にするので、上記慣性負荷により生じる負荷圧の増減によって誤って低速回転状態に制御されることは防止できるかもしれないが、パイロット切換弁８０については慣性負荷による負荷圧の増減が生じるたびに頻繁に作動して切り換わることとなる。
【００５６】
これに対し、本実施の形態によれば、信号ライン８１に絞り８７を設けるので、ブレーカモータ３ｃの負荷圧が一時的な慣性負荷によって増減した場合でも、絞り８７の前後に差圧が生じてパイロット切換弁８０の受圧部８０ａに伝えられる圧力の変動を緩和することができ、パイロット切換弁８０の頻繁な作動を抑制することができる。
【００５７】
また、ブームシリンダ３ｂにおいて、シリンダを縮短してブームを降下する場合に、ブームの自重による自然降下のためにブームシリンダ３ｂの縮短側の供給室３ｂ１への圧油の供給が間に合わず、負荷圧が減少する場合がある。この場合においても、絞り８７を設けていない場合には、ブーム下げを行うたびに上記負荷圧減少によってパイロット切換弁８０が切り換わることになるが、本実施の形態によれば絞り８７によりその作動を抑制することができる。
【００５８】
以上説明したように、本実施の形態によれば、一時的な慣性負荷及び自然降下に起因するアクチュエータの負荷圧の変動によるパイロット切換弁８０の作動を抑制し、その機器寿命を向上することができる。
【００５９】
【発明の効果】
本発明によれば、アクチュエータの最高負荷圧に応じて圧力を出力するパイロット切換弁を設け、その出力圧に応じて自動低速回転制御を行う。したがって、最高負荷圧を直接圧力検出手段で検出する従来構造に比べ、圧力検出手段を低圧用のものとすることができ、検出精度を大幅に向上できる。これにより、低速回転状態においてアクチュエータが駆動を開始した際に、その駆動を素早く検出してエンジン回転数の定常回転数への復帰を確実に迅速に行うことができる。その結果、駆動を開始したアクチュエータにその要求量に応じた充分な圧油を供給できるので、アクチュエータの立ち上がりの動作速度の遅れを確実に防止できる。したがって、エンジン回転数の復帰応答性を確実に向上し、作業効率を向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の油圧駆動装置の一実施の形態の全体構成を表す図である。
【図２】本発明の油圧駆動装置の一実施の形態を構成するコントローラの機能のうち自動低速回転制御に係わる制御内容を表すフローチャートである。
【図３】本発明の油圧駆動装置の他の実施の形態の全体構成を表す図である。
【符号の説明】
１エンジン
２油圧ポンプ
３ａアームシリンダ（複数のアクチュエータ）
３ｂブームシリンダ（複数のアクチュエータ）
６ａ，６ｂ流量制御弁
７ａ，７ｂ圧力補償弁
１１差圧減圧弁
１２ポンプ傾転制御機構（ポンプ制御手段）
１３エンジン回転数検出回路（エンジン回転数検出手段）
３０パイロットポンプ（パイロット油圧源）
８０パイロット切換弁
８１信号ライン（経路）
８３圧力センサ（圧力検出手段）
８４コントローラ（制御手段）
８５燃料噴射量制御装置（回転数制御手段）
８７絞り（絞り手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic drive device used in a construction machine such as a hydraulic excavator, and in particular, performs load sensing control so that a discharge pressure of a hydraulic pump is higher by a target differential pressure than a maximum load pressure of a plurality of actuators, When all actuators are stopped, the engine speed is decreased from a predetermined steady speed to a predetermined low speed, and when any of the actuators is driven, the engine speed is decreased from a predetermined low speed to a predetermined speed. The present invention relates to a hydraulic drive device that performs automatic low-speed rotation control to return to a steady rotation speed.
[0002]
[Prior art]
A hydraulic drive device that performs load sensing control so that the discharge pressure of a hydraulic pump is higher than the maximum load pressure of a plurality of actuators by a target differential pressure is called a load sensing system (hereinafter referred to as an LS system as appropriate), and a plurality of flow rate controls. The differential pressure before and after the valve is controlled by a pressure compensation valve, so that pressure oil can be supplied at a ratio corresponding to the opening area of the flow control valve regardless of the load pressure during combined operation in which multiple actuators are driven simultaneously. Yes.
[0003]
In such an LS system, conventionally, when all the actuators are in a stopped state, the engine speed is reduced from a predetermined steady speed to a predetermined low speed (for example, idling speed). Some are equipped with an automatic low-speed rotation (auto-idle) function that, when driven, restores the engine speed from a predetermined low speed to a predetermined steady speed. In the LS system having this function, the maximum load pressure among the load pressures of a plurality of actuators is detected by pressure detection means (operation detection means) (for example, see Patent Document 1), or the discharge pressure of the hydraulic pump is detected by pressure. By detecting by means (for example, refer to Patent Document 2), the driving state of the actuator is detected. That is, when the pressure detected in this way is smaller than a predetermined threshold value, all the actuators are regarded as being in a stopped state, and the engine speed is reduced to a low speed, which is larger than the predetermined threshold value. In this case, it is assumed that any of the actuators is in a driving state, and the engine speed is returned to the steady speed. By doing in this way, energy loss can be reduced by reducing the engine speed during standby time or the like.
[0004]
[Patent Document 1]
JP-A-9-71974
[Patent Document 2]
JP-A-9-217389
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, there are the following problems in the above-described prior art.
That is, in the case of the prior art according to Patent Document 1, the driving state of the actuator is detected by detecting the highest load pressure among the plurality of actuators as described above, but the load pressure of the actuator is high. A pressure detecting means for high pressure is required. In the case of the prior art according to Patent Document 2, the discharge pressure of the hydraulic pump is detected as described above. The discharge pressure of the hydraulic pump is set to a target value higher than the maximum load pressure of the plurality of actuators by load sensing control. Since the pressure is controlled so as to increase only by the differential pressure, a pressure detecting means for higher pressure is required.
[0006]
As described above, the above-described prior art requires high-pressure pressure detection means. In general, the pressure detection means decreases in detection accuracy as the pressure detection means is high-pressure, and the error range of the detection pressure is low-pressure pressure. It tends to be relatively large compared to the detection means. Therefore, when the detection error is an error in the low pressure direction, the time it takes for the detection pressure to reach the predetermined threshold value becomes long. Therefore, when the actuator starts driving in the low-speed rotation state by the automatic low-speed rotation control. There is a possibility that the detection of the drive is delayed and the return of the engine speed to the steady speed is delayed. As a result, sufficient pressure oil corresponding to the required amount is not supplied to the actuator that has started driving, and there is a possibility that the operating speed of the startup of the actuator will be delayed and work efficiency will be reduced.
[0007]
SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide a hydraulic drive device capable of reliably improving the return response of the engine speed and improving work efficiency in a hydraulic drive device that performs automatic low-speed rotation control.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
(1) To achieve the above object, the present invention includes an engine, a variable displacement hydraulic pump driven by the engine, and a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, Load sensing so that the discharge pressure of the hydraulic pump is higher than the maximum load pressure of the plurality of actuators by a target differential pressure, and a plurality of flow control valves that control the flow of pressure oil supplied from the hydraulic pump to the plurality of actuators. A hydraulic drive device comprising a pump control means for controlling, a rotational speed control means for variably controlling the rotational speed of the engine; a pilot switching valve for outputting a pressure in accordance with a maximum load pressure of the plurality of actuators; Pressure detecting means for detecting the output pressure of the pilot switching valve, and the engine according to the detected value detected by the pressure detecting means Control means for controlling the rotation speed control means so that the rotation speed is changed from a predetermined steady rotation speed to a predetermined low rotation speed and returned from the predetermined low rotation speed to the predetermined steady rotation speed; Shall be provided.
[0009]
In the present invention, load sensing control is performed so that the discharge pressure of the hydraulic pump is higher than the maximum load pressure of the plurality of actuators by the target differential pressure, and automatic low-speed rotation control is performed. That is, the maximum load pressure of a plurality of actuators is led to a pilot switching valve, and this pilot switching valve, for example, reduces the pilot original pressure from the pilot hydraulic pressure source in accordance with the derived maximum load pressure, and outputs the reduced pressure. To do. This output pressure is detected by the pressure detection means, and when the detected pressure is smaller than a predetermined threshold value, it is considered that all actuators are in a stopped state, and the engine speed is controlled by controlling the rotation speed control means by the control means. Is reduced to a predetermined low speed. On the other hand, if the detected pressure is greater than a predetermined threshold value, it is assumed that one of the actuators is in a driving state, and the engine speed is returned to a predetermined steady speed by controlling the rotation speed control means with the control means. .
[0010]
At this time, for example, in the case of a structure like the prior art in which the maximum load pressure of a plurality of actuators is directly detected by the pressure detection means, a pressure detection means for high pressure is required, but generally the pressure detection means is for high pressure. The detection accuracy decreases and the error range of the detection pressure tends to increase. Therefore, when the detection error is an error in the low pressure direction, the time it takes for the detection pressure to reach the predetermined threshold value becomes long. Therefore, when the actuator starts driving in the low-speed rotation state by the automatic low-speed rotation control. There is a possibility that the detection of the drive is delayed and the return of the engine speed to the steady speed is delayed. As a result, sufficient pressure oil corresponding to the required amount is not supplied to the actuator that has started driving, and there is a possibility that the operating speed of the startup of the actuator will be delayed and work efficiency will be reduced.
[0011]
On the other hand, according to the present invention, as described above, the maximum load pressure of a plurality of actuators is guided to the pilot switching valve, and the pilot switching valve reduces the pilot original pressure, for example, according to the maximum load pressure. The output pressure is detected by the pressure detection means. That is, since the pilot original pressure is sufficiently lower than the load pressure of the actuator, the pressure detecting means is sufficient for low pressure as compared with the conventional structure, and the detection accuracy is greatly improved. As a result, when the actuator starts to be driven in the low speed rotation state, the drive can be quickly detected and the engine speed can be surely returned to the steady speed. As a result, since sufficient pressure oil corresponding to the required amount can be supplied to the actuator that has started driving, it is possible to prevent a delay in the operation speed of the actuator that may occur in the case of the above-described prior art. Therefore, according to the present invention, it is possible to reliably improve the return response of the engine speed and improve the working efficiency.
[0012]
(2) In order to achieve the above object, the present invention also provides an engine, a variable displacement hydraulic pump driven by the engine, and a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump. A plurality of flow control valves for controlling the flow of pressure oil supplied from the hydraulic pump to the plurality of actuators, and a load so that a discharge pressure of the hydraulic pump is higher than a maximum load pressure of the plurality of actuators by a target differential pressure. In a hydraulic drive apparatus including a pump control unit that performs sensing control, a rotation speed control unit that variably controls the rotation speed of the engine, and a pilot switching valve that outputs a pressure according to a maximum load pressure of the plurality of actuators; Throttle means provided in a path for guiding the maximum load pressure of the plurality of actuators to the pilot switching valve; and the pilot A pressure detecting means for detecting the output pressure of the valve changeover, and the engine speed is changed from a predetermined steady speed to a predetermined low speed according to a detection value detected by the pressure detecting means, and the predetermined speed Control means for controlling the rotational speed control means so as to return from the low speed rotational speed to the predetermined steady rotational speed is provided.
[0013]
In the present invention, the throttle means is provided in the path for guiding the maximum load pressure of the plurality of actuators to the pilot switching valve. As a result, for example, in the case of a hydraulic drive device of a hydraulic excavator equipped with a breaker as an attachment, the maximum load pressure led to the pilot switching valve is temporarily increased or decreased by a temporary inertia load caused by the reciprocating motion of the breaker chisel. Thus, it is possible to suppress a situation in which the pilot switching valve frequently operates and switches. Therefore, according to the present invention, the same effect as the above (1) can be obtained, and the life of the pilot switching valve can be further improved.
[0014]
(3) In the above (1) or (2), preferably, the pilot switching valve outputs a pilot original pressure from a pilot hydraulic pressure source by reducing the pilot original pressure according to the maximum load pressure of the plurality of actuators. .
[0015]
(4) In the above (3), more preferably, engine speed detecting means for outputting a pressure depending on the engine speed is further provided, and the output pressure of the engine speed detecting means is guided to the pump control means. The target differential pressure of the load sensing control is set as a variable value depending on the engine speed.
[0016]
(5) In the above (4), more preferably, a plurality of pressure compensating valves that respectively control the differential pressure across the plurality of flow control valves, a discharge pressure of the hydraulic pump, and a maximum load pressure of the plurality of actuators And a differential pressure reducing valve that outputs the differential pressure as absolute pressure, and the output pressure of the differential pressure reducing valve is guided to the pressure compensating valve to set each target compensating differential pressure.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a hydraulic drive device of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a diagram illustrating the overall configuration of an embodiment of a hydraulic drive device according to the present invention.
In FIG. 1, a hydraulic drive apparatus according to the present embodiment includes an engine 1, a variable displacement hydraulic pump 2 and a fixed displacement pilot pump 30 as main pumps driven by the engine 1, and a main hydraulic pressure. , Driven by the pressure oil discharged from the pump 2, and the pressure oil connected to the supply oil passage 5 of the hydraulic pump 2 and supplied from the hydraulic pump 2 to the actuators 3a, 3b,. .., And a differential pressure (LS differential pressure) between the discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure of the plurality of actuators 3 a, 3 b,. ) As an absolute pressure, a control valve 4 including a differential pressure reducing valve 11, a pump tilt control mechanism 12 for controlling the tilt (capacity) of the hydraulic pump 2, an engine And a engine speed detecting circuit 13 including a differential pressure reducing valve 51 to output a pressure that depends on the down rotational speed as an absolute pressure.
[0018]
Here, the hydraulic drive device of the present embodiment is mounted on, for example, a hydraulic excavator, and the actuators 3a and 3b are, for example, an arm cylinder and a boom cylinder of the hydraulic excavator, respectively. The hydraulic excavator has an upper swinging body that is pivotably mounted on the lower traveling body, and a front working mechanism that includes a boom, an arm, and a bucket that are mounted on the upper swinging body to be able to pivot in the vertical direction. The boom cylinder 3b drives the boom and the arm to rotate in the vertical direction.
[0019]
The plurality of flow control valves 4a, 4b,... Are connected to a supply oil passage 5 to which a relief valve 15 that regulates the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is connected, and each of the plurality of closed center type flow control valves 6a. , 6b,... And a plurality of pressure compensating valves 7a, 7b,... For controlling the differential pressure across the meter-in throttle portions 61, 62 of the plurality of flow control valves 6a, 6b,. .
[0020]
The flow control valves 6a, 6b,... Are switched by operating an operation lever (not shown), and the opening area of the meter-in throttle 61 or 62 is determined according to the operation amount of the operation lever. These flow control valves 6a, 6b,... Are provided with load ports 60a, 60b,... For taking out their load pressures when the actuators 3a, 3b,. The highest pressure among the load pressures taken out is detected on the signal line 10 via the load lines 8a, 8b, 8c and 8d and the shuttle valves 9a and 9b.
[0021]
The plurality of pressure compensation valves 7a, 7b,... Are pre-installed types (before-orifice type) installed upstream of the meter-in throttle portions 61, 62 of the flow control valves 6a, 6b,. 7a has a pair of opposed pressure receiving portions 70a and 70b and an opening direction pressure receiving portion 70c, and pressures on the upstream side and downstream side of the flow control valve 6a are guided to the pressure receiving portions 70a and 70b, respectively. The output pressure of the differential pressure reducing valve 11 (absolute pressure corresponding to the target LS differential pressure) is led to 70c, and the front-rear differential pressure of the flow control valve 6a is controlled using the output pressure of the differential pressure reducing valve 11 as the target compensation differential pressure. Like the pressure compensation valve 7a, the pressure compensation valve 7b has a pair of opposed pressure receiving portions 71a and 71b and an opening direction pressure receiving portion 71c, and the pressure receiving portions 71a and 71b are upstream of the flow control valve 6b. Side pressure and downstream pressure are respectively guided, and the output pressure of the differential pressure reducing valve 11 (absolute pressure corresponding to LS differential pressure) is guided to the pressure receiving portion 71c, and the output pressure is set as the target compensation differential pressure of the flow control valve 6b. Controls differential pressure across the front and back. Other pressure compensation valves (not shown) are configured in the same manner as these pressure compensation valves 7a and 7b.
[0022]
The differential pressure reducing valve 11 has a pressure receiving portion 11a positioned on the side that increases the output pressure and pressure receiving portions 11b and 11c positioned on the side that decreases the output pressure, and the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is guided to the pressure receiving portion 11a. The maximum load pressure detected in the signal line 10 and its own output pressure are guided to the pressure receiving portions 11b and 11c, respectively, and the differential pressure (LS differential pressure) between the discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure is balanced by these pressures. ) Is output as absolute pressure. The output pressure of the differential pressure reducing valve 11 is guided to the pressure receiving portion 12d of the LS control valve 12b provided in the pump tilt control mechanism 12. Further, the output pressure of the differential pressure reducing valve 11 is similarly led to the pressure receiving portions 70c, 71c,... Of the pressure compensating valves 7a, 7b,.
[0023]
The pump tilt control mechanism 12 includes a horsepower control tilt actuator 12a that reduces the tilt of the hydraulic pump 2 when the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is increased, and the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is the highest of the plurality of actuators 3a, 3b,. An LS control valve 12b and an LS control tilt actuator 12c that perform load sensing control so as to be higher than the load pressure by a target differential pressure are provided.
[0024]
The LS control valve 12b includes a pressure receiving portion 12d located on the side that increases the pressure of the actuator 12c and reduces the tilt of the hydraulic pump 2, and a pressure receiving portion 12e located on the side that reduces the pressure of the actuator 12c and increases the tilt of the hydraulic pump 2. The pressure receiving portion 12d is led to the output pressure of the differential pressure reducing valve 11 (the pressure difference between the discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure of the actuators 3a, 3b,...), And the pressure receiving portion 12e The output pressure of the differential pressure reducing valve 51 of the engine speed detection circuit 13 is guided as a target differential pressure (target LS differential pressure) for load sensing control.
[0025]
The engine speed detection circuit 13 includes a flow rate detection valve 50 and the above-described differential pressure reducing valve 51. The flow rate detection valve 50 includes a variable throttle portion 50a, and the throttle portion 50a is a discharge line of the pilot pump 30. 31. The discharge line 31 includes an upstream line 31a and a downstream line 31b of the flow rate detection valve 50, and a relief valve 32 that defines a source pressure as a pilot hydraulic pressure source is connected to the downstream line 31b. 31b is connected to a remote control valve (not shown) for generating a pilot pressure for switching the flow control valves 6a, 6b,.
[0026]
The flow rate detection valve 50 detects the flow rate of the pressure oil flowing through the discharge line 31 as a change in the differential pressure across the throttle 50a, and uses the differential pressure before and after the target LS differential pressure. Here, the flow rate of the pressure oil flowing through the discharge line 31 is the discharge flow rate of the pilot pump 30, and this discharge flow rate varies depending on the number of revolutions of the engine 1. The rotational speed of the engine 1 can be detected. For example, if the rotational speed of the engine 1 is decreased, the flow rate is decreased, and the differential pressure across the throttle portion 50a is decreased.
[0027]
Further, the throttle portion 50a is configured as a variable throttle portion whose opening area continuously changes, and the flow rate detection valve 50 further includes a pressure receiving portion 50b for opening direction operation, a pressure receiving portion 50c for throttle direction operation, and a spring 50d. The upstream pressure (the pressure of the line 31a) of the variable throttle portion 50a is guided to the pressure receiving portion 50b, and the downstream pressure (the pressure of the line 31b) of the variable throttle portion 50a is guided to the pressure receiving portion 50c, and the variable throttle portion 50a itself The opening area is changed depending on the differential pressure before and after. By configuring the flow rate detection valve 50 in this way and using the differential pressure across the variable throttle 50a as the target LS differential pressure, for example, the saturation phenomenon can be improved according to the engine speed, and the engine speed is set low. In this case, good fine operability can be obtained.
[0028]
The differential pressure reducing valve 51 is an engine speed detection valve that outputs the differential pressure before and after the variable restrictor 50a as an absolute pressure as a pressure that depends on the engine speed. Pressure receiving portions 51b and 51c located on the pressure reducing side, and the upstream pressure of the variable throttle portion 50a is guided to the pressure receiving portion 51a, and the downstream pressure of the variable throttle portion 50a and its own pressure are respectively received by the pressure receiving portions 51b and 51c. The output pressure is guided, and the differential pressure across the variable throttle 50a is output as an absolute pressure based on the pressure in the line 31b based on the balance of these pressures. The output port of the differential pressure reducing valve 51 is connected to the pressure receiving portion 12e of the LS control valve 12b via the signal line 53, and the output pressure of the differential pressure reducing valve 51 is guided to the pressure receiving portion 12e as the target LS differential pressure. As a result, the actuator speed can be set according to the engine speed.
[0029]
In the hydraulic drive apparatus having the basic configuration as described above, the greatest feature of the present embodiment is that a pilot switching valve that outputs pressure according to the maximum load pressure of the actuators 3a, 3b,. The automatic low-speed rotation control is performed in accordance with the output pressure. The details will be described below.
[0030]
In FIG. 1, the pilot switching valve 80 has a pressure receiving portion 80 a located on the side where the output pressure is increased and a spring 80 b located on the side where the output pressure is reduced, and a signal connected to the signal line 10 at the pressure receiving portion 80 a. The maximum load pressure of the actuators 3a, 3b,... Is guided through the line 81, so that the downstream pressure of the variable throttle portion 50a guided through the signal line 82 connected to the line 31b becomes the above maximum load pressure. Accordingly, the pressure is reduced and the reduced pressure is output.
[0031]
The pressure sensor 83 detects the output pressure of the pilot switching valve 80 and outputs the detected pressure to the controller 84 as a detection signal P. In response to the input detection signal P, the controller 84 outputs a target rotational speed command signal N to a fuel injection amount control device 85 (for example, a governor) that controls the fuel injection amount to the engine 1. The fuel injection amount control device 85 controls the fuel injection amount to the engine 1 according to the inputted target rotational speed command signal N, and sets the rotational speed of the engine 1 to a predetermined steady rotational speed (for example, about 2500 rpm) or this Control is made at a predetermined low speed lower than the steady speed. The steady rotational speed can be arbitrarily set by the throttle device 86, and the low speed rotational speed can be arbitrarily set and input by the controller 84, for example. In the present embodiment, considering the speed of return to the steady rotational speed, the low speed rotational speed is set to a rotational speed relatively higher than the so-called idling rotational speed (for example, about 1000 rpm) (steady rotational speed and idling). It is set to an intermediate rotational speed (for example, about 1500 rpm) (may be set to an idling rotational speed).
[0032]
FIG. 2 is a flowchart showing the control contents related to the automatic low-speed rotation control among the functions of the controller 84.
In FIG. 2, the controller 84 first inputs the detection signal P from the pressure sensor 83 in step 10, and proceeds to the next step 20.
[0033]
In step 20, it is determined whether the engine 1 is in a low speed rotation state. Specifically, the determination is made based on whether or not the target rotational speed command signal N output from the controller 84 to the fuel injection amount control device 85 corresponds to the low speed rotational speed. If the engine 1 is not in the low speed rotation state, the determination is not satisfied and the routine goes to the next step 30.
[0034]
In step 30, it is determined whether or not the detection signal P input in step 10 is equal to or less than a threshold value P1. This threshold value P1 is a value at which all actuators can be regarded as being stopped when the detection signal P is equal to or lower than this threshold value P1, and is stored in advance in the controller 84 (or appropriately set input). You may do it). If P is greater than the threshold value P1, the determination is not satisfied and the routine returns to step 10. On the other hand, if P is less than or equal to the threshold value P1, the determination is satisfied, and the routine goes to the next Step 40.
[0035]
In step 40, it is determined whether or not the state in which the detection signal P is equal to or lower than the threshold value P1 has continued for a predetermined time. The predetermined time is stored in advance in the controller 84 (or may be set and input as appropriate). If it does not continue for a certain period of time, the determination is not satisfied and the routine returns to Step 10. If it continues for a certain time, the determination is satisfied and the routine goes to the next step 50.
[0036]
In step 50, the target engine speed command signal N corresponding to the low speed engine speed is output to the fuel injection amount control device 85, and the fuel injection amount control device 85 controls the fuel injection amount to the engine 1 to set the engine speed to a predetermined value. The speed is reduced to the low speed and the process returns to step 10.
[0037]
If the engine 1 is in the low speed rotation state at the previous step 20, the determination is satisfied and the routine goes to step 60. In step 60, it is determined whether or not the detection signal P input in step 10 is equal to or greater than a threshold value P2. This threshold value P2 is a value at which any actuator can be regarded as being driven when the detection signal P is greater than or equal to this threshold value P2, and is stored in the controller 84 in advance as in the case of the threshold value P1. (Or setting input may be made as appropriate). If P is less than the threshold value P2, the determination is not satisfied and the routine returns to step 10. If P is greater than or equal to the threshold value P2, the determination is satisfied, and the routine goes to the next Step 70.
[0038]
In step 70, it is determined whether or not the state in which the detection signal P is equal to or higher than the threshold value P2 has continued for a predetermined time. The predetermined time is stored in advance in the controller 84 (or may be set and input as appropriate). If it does not continue for a certain period of time, the determination is not satisfied and the routine returns to Step 10. If it continues for a certain period of time, the determination is satisfied and the routine goes to the next step 80.
[0039]
In step 80, the target rotational speed command signal N corresponding to the steady rotational speed is output to the fuel injection amount control device 85, and the fuel injection amount to the engine 1 is controlled by the fuel injection amount control device 85 to reduce the engine rotational speed. The rotational speed is restored to a predetermined steady rotational speed. Thereafter, the process returns to Step 10.
[0040]
In the above, the arm cylinder 3a and the boom cylinder 3b constitute a plurality of actuators driven by the pressure oil discharged from the hydraulic pump described in the claims, and the pump tilt control mechanism 12 is a pump that performs load sensing control. The control means is configured. The fuel injection amount control device 85 constitutes a rotational speed control means that variably controls the rotational speed of the engine, the pressure sensor 83 constitutes a pressure detection means that detects the output pressure of the pilot switching valve, and the controller 84 rotates. Control means for controlling the number control means is configured. The pilot pump 30 constitutes a pilot hydraulic pressure source, and the engine speed detection circuit 13 constitutes engine speed detection means for outputting a pressure depending on the engine speed.
[0041]
Next, the operation of the embodiment of the hydraulic drive device of the present invention having the above-described configuration will be described below. In the following description, the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is Ps, the maximum load pressure of the actuators 3a, 3b,... Is PLmax, and the differential pressure (LS differential pressure) between the discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure is ΔPLS. The output pressure of the pressure reducing valve 11 is PLS, the output pressure of the differential pressure reducing valve 51 is Pgr, the target compensation differential pressure of the pressure compensation valve 7a is Pc1, and the target compensation differential pressure of the pressure compensation valves 7b,.
[0042]
The flow rate and flow direction of the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 is controlled by the flow rate control valves 4a, 4b,... According to the operation amount of the operation lever, and the plurality of actuators 3a, 3b,. The At this time, the maximum load pressure PLmax of the plurality of actuators 3 a, 3 b,... Is led to the differential pressure reducing valve 11 through the signal line 10. The differential pressure reducing valve 11 has pressure compensation valves 7a, 7b, 7a, 7b, with absolute pressure PLS as a differential pressure ΔPLS (LS differential pressure: ΔPLS = Ps−PLmax) between the maximum load pressure PLmax of the actuator and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2. Supply to…. Thus, the pressure compensation valves 7a, 7b,... Control the differential pressure across the flow control valves 6a, 6b,... With the absolute pressure PLS as the target compensation differential pressures Pc1, Pc2. As a result, even in the combined operation in which the actuators 3a, 3b,... Are driven simultaneously, the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is proportional to the opening area of each flow control valve regardless of the magnitude of the load pressure. Supplied.
[0043]
The absolute pressure PLS from the differential pressure reducing valve 11 is also supplied to the LS control valve 12b, whereby the pump tilt control mechanism 12 causes the discharge pressure of the hydraulic pump 2 to be higher than the maximum load pressure of the plurality of actuators 3a, 3b,. Load sensing control is performed so that only the target differential pressure increases. At this time, the target differential pressure of the load sensing control is a variable value that depends on the rotational speed of the engine 1 by the output pressure Pgr from the differential pressure reducing valve 51 that outputs the differential pressure across the variable throttle 50a as an absolute pressure. Is set.
[0044]
On the other hand, the maximum load pressure PLmax of the plurality of actuators 3 a, 3 b,... Is guided to the pilot switching valve 80 via the signal line 81. The pilot switching valve 80 reduces the pilot original pressure from the pilot pump 30 according to the derived maximum load pressure PLmax, and outputs the reduced pressure. The output pressure of the pilot switching valve 80 is detected by a pressure sensor 83, and the pressure sensor 83 outputs the detected pressure to the controller 84 as a detection signal P.
[0045]
At this time, the controller 84 performs automatic low-speed rotation control according to the flowchart of FIG. 2 described above. That is, the detection signal P from the pressure sensor 83 is inputted at step 10 in FIG. 2, and at the next step 20, the engine speed is in a steady state, so the determination is not satisfied and the process proceeds to the next step 30. Here, when any one of the plurality of actuators 3a, 3b,... Is being driven, the detection signal P is larger than P1, so the determination in step 30 is not satisfied, and the routine returns to step 10, and steps 10 to 30 are repeated.
[0046]
At this time, if all of the plurality of actuators 3a, 3b,... Are in a stopped state, the determination in step 30 is satisfied and the process proceeds to step 40. If the state continues for a certain period of time, the determination in step 40 is satisfied. Go to next step 50. In step 50, the controller 84 outputs a target engine speed command signal N corresponding to the low speed engine speed to the fuel injection amount control device 85 to reduce the fuel injection amount to the engine 1. As a result, the engine speed decreases from the steady speed to a predetermined low speed.
[0047]
Thereafter, while all the actuators 3a, 3b,... Are in a stopped state, step 10 → step 20 → step 60 → step 10 in FIG. Here, when any one of the plurality of actuators 3a, 3b,... Is driven, the detection signal P becomes equal to or greater than the threshold value P2, so that the determination at step 60 is satisfied and the routine proceeds to step 70, and the state is maintained for a certain period of time. If it continues, determination of step 70 will be satisfy | filled and it will move to the next step 80. FIG. In step 80, the controller 84 outputs a target rotational speed command signal N corresponding to the steady rotational speed to the fuel injection amount control device 85 to increase the fuel injection amount to the engine 1. As a result, the engine speed returns from the low speed to a predetermined steady speed.
[0048]
Next, the operation of the embodiment of the hydraulic drive device of the present invention having the above configuration and operation will be described below.
In the automatic low-speed rotation control performed as described above, for example, in the case of the structure of the conventional technique in which the maximum load pressure PLmax of the plurality of actuators 3a, 3b,. Requires a high-pressure sensor, but in general, the pressure sensor has a higher pressure detection accuracy as the pressure sensor is higher, and the error range of the detected pressure tends to increase. Therefore, when the detected error is an error in the low pressure direction, the time required for the detected pressure to reach the predetermined threshold value becomes longer, so the engine speed is set to the low speed by automatic low speed rotation control. When any of the plurality of actuators 3a, 3b,... Starts driving in this state, detection of the driving may be delayed, and return of the engine speed to the steady speed may be delayed. As a result, sufficient pressure oil corresponding to the required amount is not supplied to the actuator that has started driving, and there is a possibility that the operating speed of the startup of the actuator after returning to the low-speed rotation state will be delayed, leading to a reduction in work efficiency. is there.
[0049]
On the other hand, according to the present embodiment, the maximum load pressure PLmax of the plurality of actuators 3a, 3b,... Is guided to the pilot switching valve 80, and the output pressure of the pilot switching valve 80 (the pilot original pressure from the pilot pump 30). The pressure sensor 83 detects the pressure at which the pressure is reduced. That is, since the output pressure of the pilot switching valve 80 generated by reducing the pilot original pressure is sufficiently lower than the load pressure of the actuator, the pressure sensor 83 is sufficiently higher than the high pressure sensor used in the conventional structure. Therefore, a low pressure sensor is sufficient, and the pressure detection accuracy is greatly improved. As a result, when any of the plurality of actuators 3a, 3b,... Starts driving in a low-speed rotation state, the drive can be detected quickly and the engine speed can be quickly returned to the steady speed. it can. As a result, since sufficient pressure oil corresponding to the required amount can be supplied to the actuator that has started driving, it is possible to prevent a delay in the operating speed of the actuator that may occur in the case of the conventional structure. Therefore, according to the present embodiment, it is possible to reliably improve the return response of the engine speed and improve the working efficiency.
[0050]
Next, another embodiment of the hydraulic drive device of the present invention will be described with reference to FIG. The hydraulic drive apparatus according to the present embodiment is mounted on a hydraulic excavator equipped with a breaker as an attachment, for example, and is provided with a throttle on a signal line 81 that guides the maximum load pressure of a plurality of actuators to a pilot switching valve 80.
[0051]
FIG. 3 is a diagram showing the overall configuration of another embodiment of the hydraulic drive device of the present invention. In FIG. 3, the same parts as those in FIG. 1 in the above-described embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
In FIG. 3, an actuator 3c is a breaker motor (may be a cylinder) that drives a breaker, and 4c is a flow rate control valve that controls the flow rate and direction of pressure oil supplied from the hydraulic pump 2 to the breaker motor 3c. This flow control valve 4c has the same structure as the flow control valve 4a in the above-described embodiment, and includes a flow control valve 6c and a pressure compensation valve 7c. Further, a throttle 87 is provided in the signal line 81 that guides the maximum load pressure PLmax of a plurality of actuators including the breaker motor 3c to the pilot switching valve 80. Other configurations are the same as those of the above-described embodiment.
[0052]
In the above, the signal line 81 constitutes a path for guiding the maximum load pressure of the plurality of actuators to the pilot switching valve, and the throttle 87 constitutes a throttle means provided in the path.
[0053]
Next, the operation of another embodiment of the hydraulic drive device of the present invention having the above-described configuration will be described.
According to the present embodiment, as in the above-described one embodiment, the return response of the engine speed can be reliably improved to improve the working efficiency, and the life of the pilot switching valve 80 can be further improved. Can be improved. In the following, this life improving action will be described.
[0054]
In the present embodiment, a breaker motor 3c is provided as one of the plurality of actuators. The breaker converts, for example, the rotational motion of the breaker motor 3c into a reciprocating motion of a chisel by a known conversion mechanism such as a cam, and strikes and crushes a crushing object such as concrete with the chisel. Here, since the chisel rebounds immediately after being hit by concrete or the like, the load pressure of the breaker motor 3c decreases when the rebound speed is higher than the chisel return speed by the breaker motor 3c. Therefore, during breaker driving, the load pressure of the breaker motor 3c may increase or decrease due to the temporary inertia load of the chisel.
[0055]
At this time, for example, in the case where the throttle 87 is not provided in the signal line 81 as in the above-described embodiment, when the load pressure of the breaker motor 3c is guided to the pilot switching valve 80 as the maximum load pressure, Due to the increase or decrease of the load pressure due to the temporary inertia load, the pilot switching valve 80 is frequently operated and switched, and the pressure value detected by the pressure sensor 83 increases or decreases. At this time, as described above with reference to FIG. 2, the controller 84 changes the engine 1 to the low speed when the detected pressure P is equal to or lower than the threshold value P1 for a predetermined time, so that the load pressure generated by the inertial load is reduced. Although it may be possible to prevent the low-speed rotation state from being erroneously controlled by the increase / decrease, the pilot switching valve 80 frequently operates and switches every time the load pressure increases / decreases due to the inertia load.
[0056]
On the other hand, according to the present embodiment, since the restriction 87 is provided in the signal line 81, even when the load pressure of the breaker motor 3c increases or decreases due to a temporary inertia load, a differential pressure is generated before and after the restriction 87. The fluctuation of the pressure transmitted to the pressure receiving portion 80a of the pilot switching valve 80 can be alleviated, and the frequent operation of the pilot switching valve 80 can be suppressed.
[0057]
Further, in the boom cylinder 3b, when the boom is lowered by contracting the cylinder, the pressure oil is not supplied in time to the supply chamber 3b1 on the contraction side of the boom cylinder 3b due to the natural drop due to the weight of the boom, and the load pressure May decrease. Even in this case, when the throttle 87 is not provided, the pilot switching valve 80 is switched by the load pressure reduction every time the boom is lowered. Can be suppressed.
[0058]
As described above, according to the present embodiment, it is possible to suppress the operation of the pilot switching valve 80 due to the fluctuation of the load pressure of the actuator caused by the temporary inertia load and the natural descent, thereby improving the equipment life. it can.
[0059]
【The invention's effect】
According to the present invention, the pilot switching valve that outputs pressure according to the maximum load pressure of the actuator is provided, and automatic low-speed rotation control is performed according to the output pressure. Therefore, compared to the conventional structure in which the maximum load pressure is directly detected by the pressure detection means, the pressure detection means can be used for low pressure, and the detection accuracy can be greatly improved. As a result, when the actuator starts to be driven in the low speed rotation state, the drive can be quickly detected and the engine speed can be surely returned to the steady speed. As a result, since sufficient pressure oil corresponding to the required amount can be supplied to the actuator that has started driving, it is possible to reliably prevent a delay in the operation speed of the actuator. Therefore, it is possible to reliably improve the return response of the engine speed and improve the working efficiency.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing an overall configuration of an embodiment of a hydraulic drive apparatus according to the present invention.
FIG. 2 is a flowchart showing the control content related to automatic low-speed rotation control among the functions of the controller constituting one embodiment of the hydraulic drive device of the present invention.
FIG. 3 is a diagram showing an overall configuration of another embodiment of the hydraulic drive device of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 engine
2 Hydraulic pump
3a Arm cylinder (multiple actuators)
3b Boom cylinder (multiple actuators)
6a, 6b Flow control valve
7a, 7b Pressure compensation valve
11 Differential pressure reducing valve
12 Pump tilt control mechanism (pump control means)
13 Engine speed detection circuit (engine speed detection means)
30 Pilot pump (pilot hydraulic power source)
80 Pilot selector valve
81 Signal line (path)
83 Pressure sensor (pressure detection means)
84 Controller (control means)
85 Fuel injection amount control device (rotational speed control means)
87 Aperture (aperture means)

Claims

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 flow rate of pressure oil supplied from the hydraulic pump to the actuators A hydraulic drive device comprising: a plurality of flow control valves for controlling the pressure; and a pump control means for performing load sensing control such that a discharge pressure of the hydraulic pump is higher than a maximum load pressure of the plurality of actuators by a target differential pressure,
A rotational speed control means for variably controlling the rotational speed of the engine;
A pilot switching valve that outputs pressure according to the maximum load pressure of the plurality of actuators;
Pressure detecting means for detecting the output pressure of the pilot switching valve;
According to the detection value detected by the pressure detecting means, the engine speed is changed from a predetermined steady speed to a predetermined low speed, and the predetermined low speed is restored to the predetermined steady speed. As described above, a hydraulic drive apparatus comprising control means for controlling the rotation speed control means.

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 flow rate of pressure oil supplied from the hydraulic pump to the actuators A hydraulic drive device comprising: a plurality of flow control valves for controlling the pressure; and a pump control means for performing load sensing control such that a discharge pressure of the hydraulic pump is higher than a maximum load pressure of the plurality of actuators by a target differential pressure,
A rotational speed control means for variably controlling the rotational speed of the engine;
A pilot switching valve that outputs pressure according to the maximum load pressure of the plurality of actuators;
Throttle means provided in a path for guiding the maximum load pressure of the plurality of actuators to the pilot switching valve;
Pressure detecting means for detecting an output pressure of the pilot switching valve;
According to the detection value detected by the pressure detecting means, the engine speed is changed from a predetermined steady speed to a predetermined low speed, and the predetermined low speed is restored to the predetermined steady speed. As described above, a hydraulic drive apparatus comprising control means for controlling the rotation speed control means.

3. The hydraulic drive device according to claim 1, wherein the pilot switching valve outputs a pilot original pressure from a pilot hydraulic source by reducing a pilot original pressure according to a maximum load pressure of the plurality of actuators. apparatus.

4. The hydraulic drive apparatus according to claim 3, further comprising an engine speed detecting means for outputting a pressure depending on the engine speed, wherein an output pressure of the engine speed detecting means is guided to the pump control means, A hydraulic drive apparatus characterized in that a target differential pressure for sensing control is set as a variable value depending on the engine speed.

5. The hydraulic drive device according to claim 4, wherein a plurality of pressure compensating valves that respectively control front and rear differential pressures of the plurality of flow control valves, and a differential pressure between a discharge pressure of the hydraulic pump and a maximum load pressure of the plurality of actuators. Is provided with a differential pressure reducing valve that outputs the absolute pressure as a differential pressure reducing valve, and an output pressure of the differential pressure reducing valve is guided to the pressure compensating valve to set each target compensating differential pressure.