JP4012495B2 - 油圧駆動装置 - Google Patents

Description

本発明は、油圧ショベル等の建設機械の油圧駆動装置に係わり、特に旋回モータのような慣性負荷を駆動するアクチュエータ含む複数のアクチュエータにそれぞれの方向切換弁を介して油圧ポンプからの圧油を供給する際に、油圧ポンプの吐出流量をロードセンシングシステムにより制御しかつ方向切換弁の前後差圧をそれぞれの圧力補償弁により制御する油圧駆動装置に関する。

油圧ポンプの吐出流量をロードセンシングシステム（以下、適宜ＬＳシステムという）により制御するとともに、圧力補償弁の目標補償差圧を油圧ポンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧（以下、適宜ＬＳ差圧という）により設定し、更に慣性負荷である旋回の圧力補償弁に負荷依存特性を持たせた油圧駆動装置として特開２０００−１９２９０５号公報や特開２０００−２２７１０３号公報に記載のものがある。これら従来技術では、次のように旋回の圧力補償弁に負荷依存特性を持たせている。圧力補償弁の油圧室のうち、方向切換弁の出側圧力が導かれる開け方向作用の油圧室の受圧面積を方向切換弁の入側圧力が導かれる閉じ方向作用の油圧室の受圧面積よりも小さくし、受圧面積差分の油圧力を閉じ方向に作用させ、この閉じ方向の油圧力により目標補償差圧を設定する開け方向の油圧力を減じ、負荷圧の上昇に応じて目標補償差圧が減少させる。

圧力補償弁の目標補償差圧を油圧ポンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧（ＬＳ差圧）により設定することにより、複数のアクチュエータを同時に駆動する複合動作時に、油圧ポンプの吐出流量が複数の方向切換弁の要求流量に満たないサチュレーション状態になると、ＬＳ差圧が低下するため、圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧が小さくなり、油圧ポンプの吐出流量をそれぞれのアクチュエータが要求する流量の比に再分配できる。

旋回の圧力補償弁に負荷依存特性を持たせることにより、負荷圧力が急激に変動してもその変動が減衰し、ハンチングを生じず、安定して動作し得るようになる。

また、特開２０００−１９２９０５号公報では、旋回の圧力補償弁に負荷依存特性を油圧ポンプの馬力制御を模擬した特性となるよう強めに設定し、旋回モータの負荷圧が上昇し旋回の圧力補償弁の目標補償差圧を小さくするとき旋回モータの馬力一定制御を模擬した流量特性が得られるようにしている。

旋回の圧力補償弁にポンプ馬力制御を模擬した負荷依存特性を持たせることにより、起動・加速時に旋回モータに供給される単位時間当りのエネルギーを最終的に到達する定常状態のエネルギー値に一致するよう制御することができ、エネルギー効率の良い、安定した旋回系を構成することが可能となる。

一方、特開２０００−２２７１０３号公報では、旋回の圧力補償弁に負荷依存特性を持たせた上で、目標補償差圧の下限を設定する優先ばねを設けている。これにより油圧ポンプの吐出流量がサチュレーション状態になり旋回の圧力補償弁の目標補償差圧が低下しようとするとき、或いは旋回モータの負荷圧が高圧になり旋回の圧力補償弁の目標補償差圧が負荷依存特性により低下しようとするとき、或いはそれらが同時に起こるとき、旋回優先ばねがその目標補償差圧の低下を制限し、旋回モータに優先的に圧油が供給されるものとなる。その結果、旋回単独動作から旋回複合動作への移行時又はその逆の場合の旋回速度変化が抑えられ、かつ複合の起動時に他のアクチュエータに比べ旋回速度が極端に遅くならず、旋回操作性と旋回独立性を確保できる。

特開２０００−１９２９０５号公報

特開２０００−２２７１０３号公報

しかしながら、上記従来技術には次のような問題がある。

圧力補償弁の目標補償差圧を油圧ポンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧（ＬＳ差圧）により設定した場合は、複数のアクチュエータを同時に駆動する複合動作時にポンプ吐出流量が不足しサチュレーション状態になると、流量の再分配のため圧力補償弁の目標補償差圧が低下する。旋回操作を含む複合動作もこれに該当し、サチュレーション状態では旋回速度は低下する。

旋回の圧力補償弁に負荷依存特性を持たせた場合は、旋回モータの負荷圧が高圧になると旋回の圧力補償弁の目標補償差圧は低下するため、旋回モータへの圧油の供給流量が減少し、旋回速度は更に低下する。旋回モータは油圧ショベルの上部旋回体を回転させるものであり、上部旋回体には運転室がありオペレータが搭乗しているため、旋回速度の低下（変化）は他のアクチュエータに比べて顕著に感じられ、操作性に影響する。

特開２０００−１９２９０５号公報に記載のように旋回の圧力補償弁にポンプ馬力制御を模擬した負荷依存特性を持たせた場合は、その目標補償差圧の低下は大きくなり、旋回速度の低下は顕著となる。特に、ポンプ吐出流量の不足状態（サチュレーション）が進行し目標補償差圧が低下した状態では、旋回モータの負荷圧が高圧になると負荷依存特性により圧力補償弁が閉じられ、旋回モータへの圧油の供給流量が０となる事態も発生し得る。この場合、旋回は停止する。

サチュレーション状態で高負荷圧時の旋回速度の極端な低下或いは旋回停止を防止するための対策として、特開２０００−２２７１０３号公報に記載のように旋回の圧力補償弁に負荷依存特性を持たせた上で、目標補償差圧の下限を設定する旋回優先ばねを設けることが考えられる。旋回優先ばねを設けた場合は、旋回優先ばねが目標補償差圧の低下を制限し通過流量をある値以下に減少しないようにするため、旋回モータに優先的に圧油が供給されるようになり、サチュレーション状態で高負荷圧時の旋回速度の極端な低下や旋回停止を防止することができる。しかし、目標補償差圧の下限を設定する旋回優先ばねを設けることは、その設定値以下に目標補償差圧は低下しない（通過流量がそれに対応した下限の流量以下には減少しない）ことを意味し、圧力補償弁の負荷依存特性を十分に機能させることができなくなる。その結果、目標補償差圧が旋回優先ばねの設定値まで低下するような運転状態では、負荷圧変動時にＬＳ制御と圧力補償弁制御が干渉してハンチングを生じ、システムの安定性を維持することができないという問題を生じる。

本発明の第１の目的は、ＬＳシステムと圧力補償弁を備えた油圧駆動装置で旋回等の慣性負荷を駆動する際の極端な速度低下を防止し、操作性の向上が図れるとともに、ハンチングを生じることなくシステムの安定性を維持することができる油圧駆動装置を提供することである。

本発明の第２の目的は、ＬＳシステムと圧力補償弁を備えた油圧駆動装置で負荷を駆動する際のエネルギロスを低く抑え、必要な流量を供給することができる油圧駆動装置を提供することである。

（１）上記第１及び第２の目的を達成するために、本発明は、油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油により駆動される複数のアクチュエータと、この複数のアクチュエータのうち特定のアクチュエータに係わる第１バルブセクションと、前記特定のアクチュエータ以外のアクチュエータに係わる第２バルブセクションと、前記油圧ポンプの吐出圧力が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より所定値だけ高くなるようポンプ吐出流量を制御するロードセンシング制御のポンプ制御手段とを備え、前記第２バルブセクションは前記油圧ポンプから対応するアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する方向切換弁と、この方向切換弁の前後差圧を制御する圧力補償弁とを１つずつ有する油圧駆動装置において、前記第１バルブセクションは、前記油圧ポンプから前記特定のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する方向切換弁と、この方向切換弁の前後差圧を制御する圧力補償弁とを２つずつ有し、前記第１及び第２バルブセクションの圧力補償弁は、それぞれ、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する目標補償差圧設定手段を備え、前記第１バルブセクションの２つの圧力補償弁は、それぞれ、前記特定のアクチュエータの負荷圧が上昇すると前記目標補償差圧設定手段で設定された目標補償差圧を小さくする負荷依存特性を有し、この負荷依存特性の度合いを前記２つの圧力補償弁の間で異ならせたものとする。

このように第１バルブセクションを２つの方向切換弁と圧力補償弁で構成し、２つの圧力補償弁に負荷依存特性を持たせ、その負荷依存特性の度合いを２つの圧力補償弁の間で異ならせることにより、サチュレーションが進行し目標補償差圧が低下した状態で、負荷圧が高圧になっても特定のアクチュエータへの供給流量が確保されるため、旋回等の慣性負荷を駆動する際の極端な速度低下を防止し、操作性の向上が図れる。また、サチュレーション状態で高負荷圧になっても負荷依存特性が保持されるため、ハンチングを生じることなくシステムの安定性を維持することができる。

また、第１バルブセクションを２つの方向切換弁と圧力補償弁で構成することにより、特定のアクチュエータには２つの方向切換弁を通過した圧油が合流して供給されるものとなる。その結果、同じ流量の圧油を特定のアクチュエータに供給する場合、１つの方向切換弁により圧油を供給する場合に比べて各方向切換弁の圧油の通過流量は約半分に減少し、それに応じて各方向切換弁の絞り部に必要とされる前後差圧を小さくすることができる。方向切換弁の絞り部の前後差圧は圧損であり、エネルギーロスである。よって、方向切換弁の絞り部の前後差圧を小さくできることにより、負荷を駆動する際のエネルギロスを低く抑え、必要な流量を供給することができる。

（２）また、上記（１）において、好ましくは、前記油圧ポンプから吐出され前記第１バルブセクションの２つの圧力補償弁及び方向切換弁を通過した圧油を、前記第１バルブセクションの外部で合流させ前記特定のアクチュエータに供給する構成とする。

これにより第１バルブセクションの通路構成を簡素化することができる。

本発明によれば、サチュレーションが進行し目標補償差圧が低下した状態で、負荷圧が高圧になっても特定のアクチュエータへの供給流量が確保されるため、旋回等の慣性負荷を駆動する際の極端な速度低下を防止し、操作性の向上が図れる。また、サチュレーション状態で高負荷圧になっても負荷依存特性が保持されるため、ハンチングを生じることなくシステムの安定性を維持することができる。

また、本発明によれば、同じ流量の圧油を特定のアクチュエータに供給する場合の各方向切換弁の絞り部の前後差圧を小さくすることができ、負荷を駆動する際のエネルギロスを低く抑え、必要な流量を供給することができる。

更に、本発明によれば、定常時或いはサチュレーション状態で負荷圧が低いときは油圧ポンプの馬力制御を模擬した負荷依存特性とすることができるので、エネルギー効率の良い、安定した慣性負荷駆動系を構成することが可能となる。

以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。

図１は本発明の一実施の形態に係わる油圧駆動装置を示す図である。この図１において、本実施の形態に係わる油圧駆動装置は、油圧ポンプ１と、この油圧ポンプ１から吐出される圧油により駆動される旋回モータ２を含む複数のアクチュエータ２〜５と、油圧ポンプ１から複数のアクチュエータ２〜５に供給される圧油の流量をそれぞれ制御するバルブセクション１０７〜１１０と、油圧ポンプ１の吐出圧力が複数のアクチュエータ２〜５の最高負荷圧より所定値だけ高くなるようポンプ吐出流量を制御するロードセンシング制御のポンプ制御装置１８とを備えている。

旋回モータ２のバルブセクション（以下、適宜、旋回バルブセクションという）１０７は、２つのサブセクション１０７ａ，１０７ｂからなり、サブセクション１０７ａ，１０７ｂは、それぞれ、クローズドセンタタイプの方向切換弁７ａ，７ｂと、方向切換弁７ａ，７ｂの前後差圧をそれぞれ制御する圧力補償弁１２ａ，１２ｂと、方向切換弁７ａ，７ｂと圧力補償弁１２ａ，１２ｂとの間に配置され、圧油の逆流を防止するロードチェック弁１１７ａ，１１７ｂとを有している。油圧ポンプ１からの吐出油は、吐出油路１ｂ、圧力補償弁１２ａ，１２ｂ、ロードチェック弁１１７ａ，１１７ｂ、方向切換弁７ａ，７ｂを通り、更に管路１２７ａ又は１２８ａ、管路１２７ｂ又は１２８ｂを経由して旋回モータ２に導かれる。管路１２７ａ，１２８ａ，１２７ｂ，１２８ｂは旋回バルブセクション１０７の外部に位置し、方向切換弁７ｂ側の管路１２７ｂは方向切換弁７ａ側の管路１２７ａに接続され、方向切換弁７ａの管路１２８ａは方向切換弁７ｂ側の管路１２８ｂに接続され、方向切換弁７ａ，７ｂを経由した圧油は旋回バルブセクション１０７の外部で合流して旋回モータ２に供給される。旋回モータ２からの戻り油も旋回バルブセクション１０７の外部で管路１２７ａ又は１２７ｂ、管路１２８ａ又は１２８ｂに分流して方向切換弁７ａ，７ｂからタンクＴに導かれる。

アクチュエータ３〜５のバルブセクション１０８〜１１０（以下、適宜、旋回以外のバルブセクションという）は、それぞれ、クローズドセンタタイプの複数の方向切換弁８〜１０と、複数の方向切換弁８〜１０の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁１３〜１５と、方向切換弁８〜１０と圧力補償弁１３〜１５との間に配置され、圧油の逆流を防止するロードチェック弁１１８〜１２０とを有している。油圧ポンプ１からの吐出油は、吐出油路１ｂ、圧力補償弁１３〜１５、ロードチェック弁１１８〜１２０、方向切換弁８〜１０を通り、更に管路１２９ａ又は１２９ｂ、１３０ａ又は１３０ｂ、１３１ａ又は１３１ｂを経由してそれぞれアクチュエータ３〜５に導かれる。アクチュエータ３〜５からの戻り油も管路１２９ａ又は１２９ｂ、１３０ａ又は１３０ｂ、１３１ａ又は１３１ｂを経由して方向切換弁８〜１０からタンクＴに導かれる。

方向切換弁７ａ，７ｂ，８〜１０には自己負荷圧の検出ライン２０ａ，２０ｂ，２１〜２３が設けられ、これら検出ライン２０ａ，２０ｂ，２１〜２３で検出された負荷圧のうちの最高負荷圧が信号ライン２５〜２９、シャトル弁３０〜３３及び信号ライン３４〜３６を介して検出され、信号ライン３７に導出される。

ポンプ制御装置１８は、油圧ポンプ１の容量可変部材である斜板１ａに連結された傾転制御アクチュエータ４０と、このアクチュエータ４０の油圧室４０ａと油圧ポンプ１の吐出油路１ｂ及びタンクＴとの接続を切換制御するロードセンシング制御弁（以下、ＬＳ制御弁という）４１とを有している。ＬＳ制御弁４１には制御圧として油圧ポンプ１の吐出圧力と信号ライン３７の最高負荷圧とが対向して作用する。ポンプ吐出圧力が最高負荷圧力とバネ４１ａの設定値（目標ＬＳ差圧）との合計圧力よりも高くなると、アクチュエータ４０の油圧室４０ａを油圧ポンプ１の吐出油路１ｂに接続し、油圧室４０ａに高圧を導くことでピストン４０ｂをバネ４０ｃの力に打ち勝って図示左方に移動し、斜板１ａの傾転を減少させて油圧ポンプ１の吐出流量を減らす。逆に、ポンプ吐出圧力が最高負荷圧力とバネ４１ａの設定値（目標ＬＳ差圧）との合計圧力よりも低くなると、アクチュエータ４０の油圧室４０ａをタンク１９に接続し、油圧室４０ａを減圧することでバネ４０ｃの力でピストン４０ｂを図示右方に移動し、斜板１ａの傾転を増加させて油圧ポンプ１の吐出流量を増やす。このようなＬＳ制御弁の動作により、ポンプ吐出圧力が最高負荷圧力よりバネ４１ａの設定値（目標ＬＳ差圧）だけ高くなるように油圧ポンプ１の吐出流量が制御される。

圧力補償弁１２ａ，１２ｂ，１３〜１５は、それぞれ、方向切換弁７ａ，７ｂ，８〜１０の上流側の圧力を閉じ方向に作用させ、方向切換弁７ａ，７ｂ，８〜１０の下流側の圧力である検出ライン２０ａ，２０ｂ，２１〜２３の圧力（負荷圧）を開け方向に作用させると共に、油圧ポンプ１の吐出圧力を開け方向に作用させ、信号ライン３７に導出した最高負荷圧力を閉じ方向に作用させ、これにより上記のようにＬＳ制御された油圧ポンプ１の吐出圧力と最高負荷圧力との差圧（以下、適宜ＬＳ制御差圧という）を目標補償差圧としてそれぞれの方向切換弁７ａ，７ｂ、８〜１０の前後差圧を制御する。

方向切換弁７ａ，７ｂ，８〜１０の上流側の圧力は信号ライン５０ａ〜５０ｅにより取り出され、圧力補償弁１２ａ，１２ｂ，１３〜１５の油室６０ａ〜６０ｅに導かれ、方向切換弁７ａ，７ｂ，８〜１０の下流側の圧力である検出ライン２０ａ，２０ｂ，２１〜２３の圧力（負荷圧）は信号ライン５１ａ〜５１ｅにより取り出され、圧力補償弁１２ａ，１２ｂ，１３〜１５の油室６１ａ〜６１ｅに導かれる。また、油圧ポンプ１の吐出圧力は信号ライン５２及び５２ａ〜５２ｅにより取り出され、圧力補償弁１２ａ，１２ｂ，１３〜１５の油室６２ａ〜６２ｅに導かれ、信号ライン３７の最高負荷圧力は信号ライン５３及び５３ａ〜５３ｅにより取り出され、圧力補償弁１２ａ，１２ｂ，１３〜１５の油室６３ａ〜６３ｅに導かれる。油室６０ａ〜６０ｅ及び６１ａ〜６１ｅは圧力フィードバック用であり、油室６２ａ〜６２ｅ及び６３ａ〜６３ｅは目標補償差圧設定用である。

旋回バルブセクション１０７において、圧力補償弁１２ａ，１２ｂの油室６０ａ〜６３ａ及び６０ｂ〜６３ｂの受圧面積は下記のように設定されている。

圧力補償弁１２ａの油室６０ａの受圧面積：Ａ１
圧力補償弁１２ａの油室６１ａの受圧面積：Ａ２
圧力補償弁１２ａの油室６２ａの受圧面積：Ａ３
圧力補償弁１２ａの油室６３ａの受圧面積：Ａ４
圧力補償弁１２ｂの油室６０ｂの受圧面積：Ｂ１
圧力補償弁１２ｂの油室６１ｂの受圧面積：Ｂ２
圧力補償弁１２ｂの油室６２ｂの受圧面積：Ｂ３
圧力補償弁１２ｂの油室６３ｂの受圧面積：Ｂ４
Ａ１＝Ａ３＝Ａ４
Ａ２＜Ａ１
Ｂ１＝Ｂ３＝Ｂ４
Ｂ２＜Ｂ１
Ｋ１＝Ａ２／Ａ１
Ｋ２＝Ｂ２／Ｂ１
Ｋ１＜Ｋ２
つまり、方向切換弁７ａの下流側の圧力（負荷圧）が導かれる圧力補償弁１２ａの油室６１ａの受圧面積Ａ２は方向切換弁７ａの上流側の圧力が導かれる油室６０ａの受圧面積Ａ１より小さく（Ａ２＜Ａ１）、方向切換弁７ｂの下流側の圧力（負荷圧）が導かれる圧力補償弁１２ｂの油室６１ｂの受圧面積Ｂ２も方向切換弁７ｂの上流側の圧力が導かれる油室６０ｂの受圧面積Ｂ１より小さい（Ｂ２＜Ｂ１）。これにより圧力補償弁１２ａ，１２ｂに旋回モータ２の負荷圧が上昇すると目標補償差圧も小さくなり、方向切換弁７ａ，７ｂの通過流量を減らす負荷依存特性が得られる。また、圧力補償弁１２ａの油室６０ａ，６１ａの受圧面積比Ｋ１（＝Ａ２／Ａ１）と圧力補償弁１２ｂの油室６０ｂ，６１ｂの受圧面積比Ｋ２（＝Ｂ２／Ｂ１）を比較すると、前者より後者の方が受圧面積比が小さく、圧力補償弁１２ａよりも圧力補償弁１２ｂの方が負荷依存特性の度合いが小さい。なお、Ａ２＜Ａ１，Ｂ２＜Ｂ１のように受圧面積に差を持たせることにより圧力補償弁に負荷依存特性を持たせる原理は特開２０００−２２７１０３号公報に詳しい。

旋回以外の圧力補償弁１３〜１５は負荷依存特性を持たない通常の圧力補償弁である。

図２に圧力補償弁１２ａ，１２ｂの負荷依存特性を示す。図２の横軸は負荷圧であり、ＰLで表し、縦軸は目標補償差圧であり、ΔＰvで表している。点線は旋回以外の圧力補償弁１３〜１５の目標補償差圧を示している。旋回以外の圧力補償弁１３〜１５はそれらのアクチュエータ３〜５の負荷圧ＰLが増加しても、目標補償差圧ΔＰvはＬＳ制御差圧ΔＰcに保たれるが、旋回バルブセクション１０７の圧力補償弁１２ａ，１２ｂは、負荷圧ＰLが増加すると負荷圧ＰLの増加に従って目標補償差圧ΔＰvが小さくなる。また、目標補償差圧ΔＰvが小さくなる度合いは圧力補償弁１２ａより圧力補償弁１２ｂの方が小さい。

また、圧力補償弁１２ａの負荷依存特性は、油圧ポンプの馬力制御を模擬した特性に近い特性となるよう強めに設定されており、これにより旋回モータ２において馬力一定制御を模擬した流量特性が得られる。旋回モータの馬力一定制御を模擬した流量特性については特開２０００−１９２９０５号公報に詳しい。

以上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る。図３に油圧ショベルの外観を示す。図３において、油圧ショベルは下部走行体２００、上部旋回体２０１、フロント作業機２０２を有し、上部旋回体２０１は下部走行体２００上に軸Ｏを中心に旋回可能であり、フロント作業機２０２は上部旋回体２０１の前部で上下動可能である。フロント作業機２０２はブーム２０３、アーム２０４、バケット２０５を有する多関節構造であり、ブーム２０３はブームシリンダ２０６により、アーム２０４はアームシリンダ２０７により、バケット２０５はバケットシリンダ２０８によりそれぞれ軸Ｏを含む平面内を回転駆動される。図１に示す旋回モータ２は上部旋回体２０２を下部走行体２００上に旋回駆動するアクチュエータであり、アクチュエータ３〜５はブームシリンダ２０６、アームシリンダ２０７、バケットシリンダ２０８である。上部旋回体２０１には運転室２１０が設けられている。

以上のように構成した本実施の形態の機能（動作の基本原理）を説明する。

＜機能１＞
図４は、旋回バルブセクションに方向切換弁と圧力補償弁を１つずつ設け、圧力補償弁の負荷依存特性を強めに設定した場合の流量特性と、この流量特性のサチュレーション状態の進行による変化を示す図であり、横軸に旋回モータの負荷圧を示し、縦軸に通過流量（旋回モータへの供給流量）を示している。負荷依存特性を強めに設定した場合として、この例は、特開２０００−１９２９０５号公報に記載のようにポンプ馬力制御を模擬した特性を設定した場合を想定している。図中、Ａ１は油圧ポンプの吐出流量が足りてサチュレーション状態になく、目標補償差圧が定常値にある場合の流量特性であり、Ａ２〜Ａ６は油圧ポンプの吐出流量が要求流量に対して不足してサチュレーション状態となり、目標補償差圧が定常値より小さくなった場合の流量特性である。サチュレーション状態が進行し、目標補償差圧が低下するに従って流量特性はＡ２→Ａ３→Ａ４→Ａ５→Ａ６へと流量が減少するよう変化する。流量特性Ａ１〜Ａ６の傾きは負荷圧の上昇に対する流量の減少割合であり、負荷依存特性の度合いを示している。

図４の流量特性の右側に油圧ポンプの馬力制御特性を示す。油圧ポンプの馬力制御（ポンプ馬力制御）とは油圧ポンプの吐出圧力がある値Ｐ１以上に上昇するに従い曲線Ｈに沿って吐出流量を減じ、ポンプ吐出圧力と吐出流量の積であるポンプ馬力が一定となるよう油圧ポンプの吐出流量を制御するものである。この制御は、油圧ポンプの吐出圧力が上昇するに従い油圧ポンプの押しのけ容積（ポンプ傾転或いは容量）を減じ、ポンプ吐出圧力と押しのけ容積の積で表されるポンプトルクが一定となるよう油圧ポンプの押しのけ容積を制御するポンプトルク制御により実行される。これにより曲線Ｈで示される馬力以上の負荷が油圧ポンプ１にかかることが防止され、油圧ポンプ１を駆動するエンジンの停止を防止することができる。

図４において、圧力補償弁は負荷圧が上昇するに従い目標補償差圧を小さくし流量を減少させる負荷依存特性を有しており、しかも、その負荷依存特性はポンプ馬力制御を模擬した特性（負荷圧と流量の積である馬力が概ね一定となる特性）となるよう強めに設定されている。これにより旋回モータにおいては馬力一定制御を模擬した流量特性が得られ、エネルギー効率の良い安定した旋回系を構成することができる。この原理は特開２０００−１９２９０５号公報に詳しい。

このように旋回の圧力補償弁に負荷依存特性を持たせた場合は、旋回モータの負荷圧が高圧になると旋回の圧力補償弁の目標補償差圧は低下するため、例えば流量特性Ａ１のように旋回モータへの圧油の供給流量が減少し、旋回速度は低下する。図示のように旋回の圧力補償弁にポンプ馬力制御を模擬した強めの負荷依存特性を持たせた場合は、その目標補償差圧の低下は更に大きくなり、流量の減少及び旋回速度の低下は顕著となる。

圧力補償弁の目標補償差圧を油圧ポンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧（ＬＳ差圧）により設定した場合は、複数のアクチュエータを同時に駆動する複合動作時にポンプ吐出流量が不足しサチュレーション状態になると、流量の再分配のため圧力補償弁の目標補償差圧が低下する。旋回操作を含む複合動作もこれに該当し、サチュレーション状態では流量特性はＡ１からＡ２〜Ａ６へと変化し、旋回速度は更に低下する。図示の例では、例えば流量特性Ａ２〜Ａ６において、負荷圧が高くなると目標補償差圧が０で流量が０となる領域が生じ、サチュレーション状態の進行に応じてその領域が広くなる。流量０では旋回は停止する。

旋回モータ２が回転させる上部旋回体２０１には運転室２１０があり、オペレータが搭乗しているため、旋回速度の低下（変化）は他のアクチュエータに比べて顕著に感じられ、操作性に影響する。また、旋回停止は操作性を著しく悪化させる。

図５は、図４に示すように圧力補償弁にポンプ馬力制御を模擬した負荷依存特性を持たせた上で、特開２０００−２２７１０３号公報に記載のように目標補償差圧の下限を設定する旋回優先ばねを設けた場合の流量特性と、この流量特性のサチュレーション状態の進行による変化を示す図であり、図４と同様、横軸に旋回モータの負荷圧を示し、縦軸に通過流量（旋回モータへの供給流量）を示している。図中、Ｂ１は油圧ポンプ１の吐出流量が足りてサチュレーション状態になく、目標補償差圧が定常値にある場合の流量特性であり、Ｂ２〜Ｂ６は油圧ポンプ１の吐出流量が要求流量に対して不足しサチュレーション状態となり、目標補償差圧が定常値より小さくなった場合の流量特性である。サチュレーション状態が進行し、目標補償差圧が低下するに従って流量特性はＢ２→Ｂ３→Ｂ４→Ｂ５→Ｂ６へと流量が減少するよう変化する。また、Ｃ１〜Ｃ６は旋回優先ばねによる下限の流量であり、流量特性Ｂ１は流量特性Ｃ１で制限され、流量特性Ｂ２は流量特性Ｃ２〜Ｃ１で、流量特性Ｂ３は流量特性Ｃ３〜Ｃ１で、流量特性Ｂ４は流量特性Ｃ４〜Ｃ１で、流量特性Ｂ５は流量特性Ｃ５〜Ｃ１で、流量特性Ｂ６は流量特性Ｃ６〜Ｃ１でそれぞれ制限される。

図５において、旋回の圧力補償弁に負荷依存特性を持たせた上で、目標補償差圧の下限を設定する旋回優先ばねを設けた場合は、旋回優先ばねが目標補償差圧の低下を制限し、通過流量はＱmin以下には減少しない。そのため旋回モータに優先的に圧油が供給されるようになり、旋回複合操作時のサチュレーション状態での旋回速度の極端な低下を防止することができる。しかし、流量特性Ｂ２〜Ｂ６のようにサチュレーション状態が進行して目標補償差圧が低下した状況下で、更に旋回モータの負荷圧が高圧となって目標補償差圧が旋回優先ばねの設定値まで低下すると、それ以下には目標補償差圧は低下しない（通過流量が特性Ｃ１〜Ｃ６の下限の流量Ｑmin以下には減少しない）ため圧力補償弁の負荷依存特性を十分に機能させことができない。その結果、旋回操作を含む複合動作においてはＬＳ制御と圧力補償弁の制御が干渉してハンチングを生じ、システムの安定性を維持することができなくなる。

図６は、本発明の旋回バルブセクション１０７の流量特性とその流量特性のサチュレーション状態の進行による変化を示す図である。図６の左上側図が圧力補償弁１２ａを含むサブセクション１０７ａの流量特性図あり、図６の左下側図が圧力補償弁１２ｂを含むサブセクション１０７ｂの流量特性図であり、図６の右側図がそれらを合成した流量特性図である。図４と同様、横軸に旋回モータの負荷圧を示し、縦軸に通過流量（旋回モータへの供給流量）を示している。

図６の左上側図において、圧力補償弁１２ａの負荷依存特性の度合いは、油圧ポンプの馬力制御を模擬した特性に近い特性となるよう強めに設定されており、その結果流量特性は図４に示した流量特性Ａ１〜Ａ６に近いＤ１〜Ｄ６の特性となる。油圧ポンプ１の吐出流量が足りてサチュレーション状態になく、目標補償差圧が定常値にある場合の流量特性はＤ１であり、油圧ポンプ１の吐出流量が要求流量に対して不足してサチュレーション状態となり、目標補償差圧が定常値より小さくなるに従って流量特性はＤ２→Ｄ３→Ｄ４→Ｄ５→Ｄ６へと流量が減少するように変化する。

図６の左下側図において、圧力補償弁１２ｂの負荷依存特性の度合いは圧力補償弁１２ａの負荷依存特性より弱めに設定されており、負荷圧が高くなるときの流量の減少割合（流量特性の傾き）は図６の左上側に示す圧力補償弁１２ａのものに比べて小さい。この場合も、油圧ポンプ１の吐出流量が足りてサチュレーション状態になく、目標補償差圧が定常値にある場合の流量特性はＥ１であり、油圧ポンプ１の吐出流量が要求流量に対して不足してサチュレーション状態となり、目標補償差圧が定常値より小さくなるに従って流量特性はＥ２→Ｅ３→Ｅ４→Ｅ５→Ｅ６へと流量が減少するように変化する。

圧力補償弁１２ａを含むサブセクション１０７ａの流量特性と圧力補償弁１２ｂを含むサブセクション１０７ｂの流量特性を合成すると図６の右側のように折れ線Ｆ１〜Ｆ６の特性となる。折れ線Ｆ１〜Ｆ６の低負荷圧側の傾きの大きな特性は、図４で説明した圧力補償弁の負荷依存特性と同様、油圧ポンプの馬力制御を模擬した特性となっている。換言すれば、圧力補償弁１２ａの油圧ポンプの馬力制御を模擬した特性に近い特性とは、それと圧力補償弁１２ｂの負荷依存特性とを合成した特性が油圧ポンプの馬力制御を模擬した特性となるような特性である。折れ線Ｆ１〜Ｆ６の高負荷圧側の傾きの小さな特性は高負荷側よりも負荷依存特性の度合いの小さな特性となっている。

圧力補償弁１２ａでは、サチュレーション状態が進行して目標補償差圧が低下し、流量特性がＤ１からＤ２〜Ｄ６へと変化すると、負荷圧の上昇により流量が供給されない領域ができる。それに対し圧力補償弁１２ｂでは、負荷依存特性の度合いが小さいため、目標補償差圧が低下し流量特性がＥ１からＥ２〜Ｅ６へと変化しても、負荷圧条件より流量が供給されなくなることはない。しかし、圧力補償弁１２ｂの負荷依存特性はポンプ馬力制御を模擬したものではないため、それだけではエネルギー効率の良い、安定した旋回系を構成することができない。

圧力補償弁１２ａ，１２ｂをそれぞれ含む２つのサブセクション１０７ａ，１０７ｂからの圧油を合流して旋回モータ２に供給することにより図６の右側の折れ線Ｆ１〜Ｆ６の流量特性（負荷依存特性）が実現できる。折れ線Ｆ１〜Ｆ６の低負荷圧側の傾きの大なる特性は流量特性Ｄ１〜Ｄ６と流量特性Ｅ１〜Ｅ６の流量を加算した流量特性であり、上記のように油圧ポンプの馬力制御を模擬した特性である。高負荷圧側の傾きの小なる特性は流量特性Ｅ１〜Ｅ６に相当する特性である。これによりサチュレーションが進行し目標補償差圧が低下した状態で、負荷圧が高圧になっても高負荷圧側の傾きの小なる流量特性により旋回モータ２への供給流量が確保され、旋回駆動時の極端な速度低下を防止し、操作性の向上が図れる。また、サチュレーション状態で高負荷圧になっても負荷依存特性が保持されるため、ハンチングを生じることなくシステムの安定性を維持することができる。一方、目標補償差圧が定常値にある場合や、サチュレーション状態であっても旋回負荷圧が低い場合は低負荷圧側の油圧ポンプの馬力制御を模擬した特性となり、エネルギー効率の良い、安定した旋回系を構成することができる。

＜機能２＞
本発明の第２の基本原理（機能）について説明する。

図７は単一のアクチュエータに係わる油圧駆動系の模式図である。図中、５００は油圧ポンプ、５０１は方向切換弁、５０２はアクチュエータである。図８は方向切換弁５０１の絞り部の流量特性図であり、横軸は方向切換弁５０１の絞り部の前後差圧ΔＰ、縦軸は方向切換弁５０１の絞り部の開口面積をＡ0としたときの通過流量である。

方向切換弁５０１の通過流量（アクチュエータ５０２への供給流量）は方向切換弁５０１の絞り部の前後差圧ΔＰの１／２乗の関数であり、アクチュエータ５０２への供給流量と方向切換弁５０１の絞り部の前後差圧ΔＰは、方向切換弁５０１の絞り部の開口面積Ａ0により図８の曲線のように関係づけられる。方向切換弁５０１の絞り部の前後差圧がΔＰ0のときアクチュエータ５０２への供給流量はＱ0である。絞り部の開口面積には上限があり、より多くの流量をアクチュエータ５０２に供給するためには、絞り部の前後差圧ΔＰを大きく設定しなくてはならない。この絞り部の前後差圧は圧損であり、エネルギーロスとなる。このエネルギロスをＪとすると、エネルギーロスＪは下記に関係付けられる。

Ｊ∞Ｑ×ΔＰ
図９は本発明の旋回バルブセクション１０７を含む単一のアクチュエータに係わる油圧駆動系の模式図である。図中、５０３及び５０４はそれぞれ方向切換弁であり、サブセクション１０７ａ，１０７ｂの方向切換弁７ａ，７ｂに相当し、油圧ポンプ５００は図１に示した油圧ポンプ１に相当し、アクチュエータ５０２は図１に示した旋回モータ２に相当する。

図１０の下側は方向切換弁５０３（方向切換弁７ａ）の絞り部の流量特性であり、上側は方向切換弁５０４（方向切換弁７ｂ）の流量特性であり、それぞれ、横軸は方向切換弁５０３，５０４の絞り部の前後差圧ΔＰ、縦軸は方向切換弁５０３，５０４の絞り部の開口面積をＡ1，Ａ2としたときの通過流量である。

図８と同様、方向切換弁５０３，５０４によるアクチュエータ５０２への供給流量と各絞り部の前後差圧ΔＰは、各絞り部の開口面積Ａ１，Ａ２により図１０の曲線のように関係づけられる。方向切換弁５０２，５０３の絞り部の前後差圧がΔＰ0のとき、アクチュエータ５０２への供給流量はそれぞれＱ0であり、方向切換弁５０２，５０３の絞り部の前後差圧がΔＰ0より低いΔＰ１のとき、アクチュエータ５０２への供給流量はそれぞれＱ１，Ｑ２である。アクチュエータ５０２には方向切換弁５０２，５０３を通過した圧流が合流して供給されるため、アクチュエータ５０２への供給流量は流量Ｑ１とＱ２の和であり、この流量Ｑ１とＱ２の和がＱ0である。

このように同じ流量の圧油をアクチュエータ５０２に供給する場合、図７に示した１つの方向切換弁５０１により圧油を供給する場合に比べて、図９に示した２つの方向切換弁５０３，５０４により圧油を合流して供給する場合は、各方向切換弁５０３，５０４の圧油の通過流量は約半分に減少し、それに応じて各方向切換弁５０３，５０４の絞り部に必要とされる前後差圧ΔＰ１を低く設定することが可能となる。よって、エネルギロスを低く抑え、必要な流量を供給することが可能になる。

なお、上記実施の形態では、油圧ポンプ１から吐出され旋回バルブセクション１０７の２つの圧力補償弁１２ａ，１２ｂ及び方向切換弁７ａ，７ｂを通過した圧油を、旋回バルブセクション１０７の外部で管路１２７ａ，１２７ｂ及び管路１２８ａ，１２８ｂにより合流させる外部合流方式としたが、旋回バルブセクション１０７の内部で合流させる内部合流方式であってもよい。

また、上記実施の形態では、油圧ポンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定するのに、ポンプ吐出圧力と最高負荷圧とを圧力補償弁のスプールの対向端部に別々に導いたが、油圧ポンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧に対応した二次圧を発生する差圧発生弁を設け、その出力圧を圧力補償弁のスプールの開き方向の端部に導いてもよい。

本発明の一実施の形態に係わる油圧駆動装置を示す回路図である。 圧力補償弁の負荷依存特性を示す図である。 本発明の油圧駆動装置が用いられる油圧ショベルの外観を示す図である。 旋回バルブセクションに方向切換弁と圧力補償弁を１つずつ設け、圧力補償弁の負荷依存特性を強めに設定した場合における圧力補償弁の流量特性と、この流量特性の目標補償差圧による変化を示す図であり、 圧力補償弁にポンプ馬力制御を模擬した負荷依存特性を持たせた上で、目標補償差圧の下限を設定する旋回優先ばねを設けた場合の圧力補償弁の流量特性と、この流量特性の目標補償差圧による変化を示す図である。 本実施の形態における旋回バルブセクションの流量特性とその流量特性の目標補償差圧による変化を示す図であり、図６の左上側図が一方の圧力補償弁の流量特性図であり、図６の左下側図が他方の圧力補償弁の流量特性図であり、図６の右側図がそれらを合成した流量特性図である。 単一のアクチュエータに係わる油圧駆動系の模式図である。 図７に示した油圧駆動系における方向切換弁の絞り部の流量特性図である。 本実施の形態の旋回バルブセクションと同様の２つのバルブセクションを含む単一のアクチュエータに係わる油圧駆動系の模式図である。 図９に示した油圧駆動系における方向切換弁の絞り部の流量特性図である。

符号の説明

１ 油圧ポンプ
１ａ 斜板
１ｂ 吐出油路
２〜５ アクチュエータ（２：旋回モータ）
７ａ，７ｂ 方向切換弁
８〜１０ 方向切換弁
１２ａ，１２ｂ 圧力補償弁
１３〜１５ 圧力補償弁
１８ ポンプ制御装置
２０ａ、２０ｂ 検出ライン
２１〜２３ 検出ライン
２５〜２９ 信号ライン
３４〜３６ 信号ライン
３７ 信号ライン
４０ 傾転制御アクチュエータ
４１ ロードセンシング制御弁
５０ａ〜５０ｅ 信号ライン
５１ａ〜５１ｅ 信号ライン
５２，５２ａ〜５２ｅ 信号ライン
５３，５３ａ〜５２ｅ 信号ライン
６０ａ〜６０ｅ 油室
６１ａ〜６１ｅ 油室
６２ａ〜６２ｅ 油室
６３ａ〜６３ｅ 油室
１０７〜１１０ バルブセクション（１０７：旋回バルブセクション）
１０７ａ，１０７ｂ サブセクション
１１７ａ，１１７ｂ ロードチェック弁
１１８〜１２０ ロードチェック弁
１２７ａ，１２８ａ，１２７ｂ，１２８ｂ 管路
１２９ａ，１２９ｂ，１３０ａ，１３０ｂ，１３１ａ，１３１ｂ 管路
２００ 下部走行体
２０１ 上部旋回体
２０２ フロント作業機
２１０ 運転室

Claims (2)

1. 油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油により駆動される複数のアクチュエータと、この複数のアクチュエータのうち特定のアクチュエータに係わる第１バルブセクションと、前記特定のアクチュエータ以外のアクチュエータに係わる第２バルブセクションと、前記油圧ポンプの吐出圧力が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より所定値だけ高くなるようポンプ吐出流量を制御するロードセンシング制御のポンプ制御手段とを備え、前記第２バルブセクションは前記油圧ポンプから対応するアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する方向切換弁と、この方向切換弁の前後差圧を制御する圧力補償弁とを１つずつ有する油圧駆動装置において、
   前記第１バルブセクションは、前記油圧ポンプから前記特定のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する方向切換弁と、この方向切換弁の前後差圧を制御する圧力補償弁とを２つずつ有し、
   前記第１及び第２バルブセクションの圧力補償弁は、それぞれ、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する目標補償差圧設定手段を備え、
   前記第１バルブセクションの２つの圧力補償弁は、それぞれ、前記特定のアクチュエータの負荷圧が上昇すると前記目標補償差圧設定手段で設定された目標補償差圧を小さくする負荷依存特性を有し、この負荷依存特性の度合いを前記２つの圧力補償弁の間で異ならせたことを特徴とする油圧駆動装置。
2. 請求項１記載の油圧駆動装置において、
   前記油圧ポンプから吐出され前記第１バルブセクションの２つの圧力補償弁及び方向切換弁を通過した圧油を、前記第１バルブセクションの外部で合流させ前記特定のアクチュエータに供給する構成としたことを特徴とする油圧駆動装置。

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