JP5091071B2

JP5091071B2 - Hydraulic drive unit for construction machinery

Info

Publication number: JP5091071B2
Application number: JP2008241483A
Authority: JP
Inventors: 靖貴釣賀; 究高橋; 圭文竹林; 和繁森
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 2008-09-19
Filing date: 2008-09-19
Publication date: 2012-12-05
Anticipated expiration: 2028-09-19
Also published as: JP2010071425A

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、油圧ポンプの吐出圧力が複数のアクチュエータの最高負荷圧力より目標差圧だけ高くなるように制御するロードセンシング制御方式の油圧駆動装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic drive device for a construction machine such as a hydraulic excavator, and in particular, a hydraulic drive of a load sensing control system that controls a discharge pressure of a hydraulic pump to be higher by a target differential pressure than a maximum load pressure of a plurality of actuators. Relates to the device.

この種の油圧駆動装置として、例えば特許文献１に記載のものがある。この特許文献１に記載の油圧駆動装置においては、油圧ポンプ（メインポンプ）の吐出油が導かれる油圧供給回路にメインリリーフ弁とアンロード弁とが接続されている。メインリリーフ弁は一種の安全弁であり、流量制御弁動作時に、アクチュエータの負荷圧が高く、油圧供給回路の圧力（油圧ポンプの吐出圧力）がリリーフ設定圧（例えば２５Ｍｐａ）に達すると動作し、回路圧力のそれ以上の上昇を防止する。アンロード弁は、主に、流量制御弁が動作していない条件（中立時）で動作し、油圧供給回路の圧力（油圧ポンプの吐出圧力）をリリーフ設定圧より低い圧力（例えば２．０Ｍｐａ）に制限し、中立時のエネルギロスを低減する。 An example of this type of hydraulic drive device is disclosed in Patent Document 1. In the hydraulic drive device described in Patent Document 1, a main relief valve and an unload valve are connected to a hydraulic pressure supply circuit to which discharge oil from a hydraulic pump (main pump) is guided. The main relief valve is a kind of safety valve that operates when the load pressure of the actuator is high and the pressure of the hydraulic supply circuit (discharge pressure of the hydraulic pump) reaches the relief set pressure (for example, 25 Mpa) when the flow control valve operates. Prevent further increase in pressure. The unload valve mainly operates under the condition that the flow control valve is not operating (at neutral), and the pressure of the hydraulic supply circuit (discharge pressure of the hydraulic pump) is lower than the relief set pressure (for example, 2.0 Mpa). To reduce energy loss when neutral.

特開２００１−１９３７０５号公報JP 2001-193705 A

特許文献１記載のようなロードセンシング制御方式の油圧駆動装置においては、操作レバーが操作されず、流量制御弁が中立位置にあるときは、油圧ポンプの吐出油は全てアンロード弁を介してタンクに戻る。この状態で油圧ポンプの吐出流量はロードセンシング制御によりある最少流量に制御される。操作レバーの非操作時に油圧ポンプの吐出流量をゼロにせず、最少流量に制御するのは、操作レバーを操作して流量制御弁を中立位置から操作したときのアクチュエータの初期の応答性を確保するためである。このように操作レバーを操作しない（流量制御弁が中立位置にある）ときであっても油圧ポンプ２は最少流量を吐出しているため、油圧ポンプにはアンロード弁の制御特性に応じた吐出圧力が発生している。 In the load sensing control type hydraulic drive device described in Patent Document 1, when the operation lever is not operated and the flow control valve is in the neutral position, all the oil discharged from the hydraulic pump is tanked via the unload valve. Return to. In this state, the discharge flow rate of the hydraulic pump is controlled to a certain minimum flow rate by load sensing control. The hydraulic pump discharge flow rate is not reduced to zero when the operation lever is not operated, and the minimum flow rate is controlled to ensure the initial response of the actuator when the operation lever is operated and the flow control valve is operated from the neutral position. Because. Thus not operate the operating lever (flow control valve is in the middle upright position) the hydraulic pump 2 even when the order is ejected minimum flow, the hydraulic pump in accordance with the control characteristics of the unloading valve Discharge pressure is generated.

また、油圧ポンプは傾転量（容量）を制御するポンプ傾転制御機構は、通常、油圧ポンプの吐出圧力が高くなると油圧ポンプの傾転量を減少させ、油圧ポンプの吐出流量を減らすよう制御するトルク傾転制御部を備えており、エンジンの停止時は、油圧ポンプはそのトルク傾転制御部のばねの作用により最大傾転に制御されている。このためエンジンの始動時は、ロードセンシング制御により油圧ポンプの傾転は最大傾転から最小傾転へと制御される。 Also, the pump tilt control mechanism that controls the tilt amount (capacity) of the hydraulic pump is normally controlled to decrease the tilt amount of the hydraulic pump and decrease the discharge flow rate of the hydraulic pump when the discharge pressure of the hydraulic pump increases. A torque tilt control unit that controls the hydraulic pump to a maximum tilt by the action of a spring of the torque tilt control unit when the engine is stopped. Therefore, when the engine is started, the inclination of the hydraulic pump is controlled from the maximum inclination to the minimum inclination by load sensing control.

ところで、油圧ショベル等の建設機械は使用環境が様々であり、氷点下以下の低温時、場合によっては−１０℃前後又はそれ以下の極低温時に使用される場合もある。このような低温時にエンジンを始動した場合、油圧ポンプは上記のようにロードセンシング制御により最大傾転から最小傾転へと制御されるが、作動油の粘性が著しく高いためロードセンシング制御に応答遅れが発生し、この応答遅れの間、油圧ポンプの吐出流量が過大となる。このためその過大流量とアンロード弁のオーバロード特性によりアンロード弁の制御圧力は上昇し、油圧ポンプの吐出圧力が上昇する。その結果、油圧ポンプの負荷（従ってエンジンの負荷）が過大となり、エンジン始動性が低下するという問題を生じる。 By the way, construction machines such as hydraulic excavators are used in various environments, and may be used at a low temperature below freezing point, or in some cases at an extremely low temperature of around −10 ° C. or lower. If such was startup of the engine when the temperature is low, the hydraulic pump is controlled to the minimum tilting the maximum tilt by the load sensing control as described above, the viscosity is significantly higher for the load sensing control of the hydraulic fluid A response delay occurs, and the discharge flow rate of the hydraulic pump becomes excessive during this response delay. For this reason, the control pressure of the unload valve rises due to the excessive flow rate and the overload characteristics of the unload valve, and the discharge pressure of the hydraulic pump rises. As a result, the load of the hydraulic pump (and hence the engine load) becomes excessive, causing a problem that the engine startability is lowered.

本発明の目的は、低温時のエンジン始動における油圧ポンプの負荷を低減し、エンジンの始動性を良好にする建設機械の油圧駆動装置を提供することである。 An object of the present invention is to provide a hydraulic drive device for a construction machine that reduces the load of a hydraulic pump at the time of engine start at a low temperature and improves engine startability.

（１）上記目的を達成するため、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力が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧力より高くなるよう前記油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御手段と、前記油圧ポンプの吐出圧力が前記最高負荷圧力より所定圧力以上に高くなると開状態となって前記油圧ポンプの吐出油をタンクに戻し、前記油圧ポンプの吐出圧力を制御するアンロード弁と、前記アンロード弁を前記油圧ポンプの吐出圧力制御時における開状態より開口面積が大きい開状態に強制的に切り換える手動強制切換手段とを備え、前記アンロード弁は、前記圧力検出手段により検出された最高負荷圧力又はタンク圧が導かれる閉方向作用の第１受圧部と、前記油圧ポンプの吐出圧力が導かれる開方向作用の第２受圧部と、前記所定圧力を設定する閉方向作用の付勢手段とを有し、前記手動強制切換手段は、前記アンロード弁の第２受圧部側に設けられた油圧ピストン装置であって、前記アンロード弁の第２受圧部に直接作用するピストンロッドを備えたピストンと、前記ピストン及びピストンロッドを前記アンロード弁の開方向に付勢するばねと、前記ピストンの前記ばねの反対側に形成された油室と、前記ピストンの前記油室に位置する端面に形成され、前記ピストンを前記ばねと反対方向に付勢する第３受圧部とを備えた油圧ピストン装置と、前記油圧ピストン装置の油室をパイロット油圧源とタンクに選択的に連通させるバルブ手段と、前記バルブ手段を切り換える手動操作手段とを有するものとする。 (1) To achieve the above object, the present invention provides an engine, a variable displacement hydraulic pump driven by the engine, a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, A plurality of flow control valves that control the flow rate of pressure oil supplied from the hydraulic pump to the plurality of actuators, and the capacity of the hydraulic pump to control the discharge pressure of the hydraulic pump to be higher than the maximum load pressure of the plurality of actuators Load sensing control means for opening the hydraulic pump and when the discharge pressure of the hydraulic pump is higher than the maximum load pressure by a predetermined pressure or higher, the hydraulic pump discharge oil is returned to the tank to control the discharge pressure of the hydraulic pump. An unloading valve and an open state in which the opening area of the unloading valve is larger than an open state during discharge pressure control of the hydraulic pump A manual force switching means for forcibly switching said unloading valve has a first pressure receiving portion of the closing direction effects the maximum load pressure or tank pressure detected by the pressure detecting means is guided, discharge of the hydraulic pump A second pressure receiving portion for the opening direction action to which pressure is guided, and a biasing means for the closing direction action for setting the predetermined pressure, and the manual forcible switching means is disposed on the second pressure receiving portion side of the unload valve. A hydraulic piston device provided with a piston including a piston rod that directly acts on a second pressure receiving portion of the unload valve; and a spring that biases the piston and the piston rod in an opening direction of the unload valve; An oil chamber formed on an opposite side of the piston to the spring, and a third pressure receiving portion formed on an end surface of the piston located in the oil chamber and biasing the piston in a direction opposite to the spring. A hydraulic piston device was example, assumed to have a valve means for the oil chamber of the hydraulic piston device to the pilot hydraulic source and the tank selectively communicating, a manual operation means for switching said valve means.

このように構成した本発明においては、手動強制切換手段を操作することによりアンロード弁は強制的に前記油圧ポンプの吐出圧力制御時における開状態より開口面積が大きい開状態となるため、低温時のエンジン始動であっても作動油の粘性上昇によりロードセンシング制御に応答遅れが発生し、油圧ポンプの吐出流量が過大となっても、アンロード弁の制御圧力の発生はなく、油圧ポンプの負荷（従ってエンジンの負荷）を低減し、エンジン始動性を向上することができる。 In the present invention constructed as described above, since the open state unload valve opening area is larger than the opening state during forced discharge pressure control of the hydraulic pump by operating the manual force switching means, at a low temperature Even when the engine is started, there is a delay in response to the load sensing control due to the increase in the viscosity of the hydraulic oil, and even if the discharge flow rate of the hydraulic pump is excessive, the control pressure of the unload valve is not generated and the load of the hydraulic pump Accordingly, the engine load can be reduced and the engine startability can be improved.

また、手動操作手段を操作してバルブ手段を切り換えると、油圧ピストン装置の油室とパイロット油圧源及びタンクとの連通が切り換わり、ばねの力がピストン及びピストンロッドを介してアンロード弁に作用するかどうかが切り換わるので、アンロード弁を確実に通常の制御状態と強制的な開状態とに切り換えることができる。 When the valve means is switched by operating the manual operation means, the communication between the oil chamber of the hydraulic piston device, the pilot hydraulic source and the tank is switched, and the spring force acts on the unload valve via the piston and piston rod. Therefore, the unload valve can be reliably switched between the normal control state and the forced open state.

（２）また、上記（１）において、好ましくは、油圧駆動装置は、パイロットポンプと、パイロット油路と、このパイロット油路に接続され、前記パイロットポンプの吐出圧力に基づいて前記複数の流量制御弁を切り換えるための制御パイロット圧を生成する複数のリモコン弁と、運転室の入口に設けられ、ロック解除位置とロック位置とに操作されるゲートロックレバーと、前記パイロットポンプの吐出油路と前記パイロット油路との間に介装され、前記ゲートロックレバーが前記ロック解除位置に操作されると前記パイロットポンプの吐出油路を前記パイロット油路に連通させ、前記ゲートロックレバーが前記ロック位置に操作されると前記パイロットポンプの吐出油路と前記パイロット油路との連通を遮断しかつ前記パイロット油路をタンクに連通させるゲートロック弁とを更に備え、前記パイロット油圧源は前記パイロットポンプであり、前記バルブ手段は前記ゲートロック弁であり、前記手動操作手段は前記ゲートロックレバーである。 ( 2 ) In the above ( 1 ), preferably, the hydraulic drive device is connected to a pilot pump, a pilot oil passage, and the pilot oil passage, and the plurality of flow rate controls based on a discharge pressure of the pilot pump. A plurality of remote control valves for generating a control pilot pressure for switching the valves, a gate lock lever provided at the entrance of the cab and operated to an unlock position and a lock position, a discharge oil passage of the pilot pump, and the When the gate lock lever is operated to the unlock position, the pilot pump discharge oil passage is communicated with the pilot oil passage, and the gate lock lever is moved to the lock position. When operated, communication between the discharge oil passage of the pilot pump and the pilot oil passage is interrupted, and the pilot oil passage And a gate lock valve communicating with the tank, wherein the pilot hydraulic power source is the pilot pump, the valve means is the gate lock valve, and the manual operation means is the gate lock lever.

このように既存のゲートロック弁及びゲートロックレバーを利用して、油圧ピストン装置の操作手段（バルブ手段及び手動操作手段）を構成することにより、部品点数が低減し、安価な装置構成とすることができるとともに、ゲートロックレバーを操作してゲートロック弁を切り換えると、油圧ピストン装置の動作状態も同時に切り換わるため、アンロード弁の状態を切り換えるための特別な操作が不要となる。 In this way, by using the existing gate lock valve and gate lock lever to configure the operation means (valve means and manual operation means) of the hydraulic piston device, the number of parts is reduced and the device configuration is reduced. When the gate lock valve is switched by operating the gate lock lever, the operation state of the hydraulic piston device is also switched at the same time, so that a special operation for switching the state of the unload valve becomes unnecessary.

本発明によれば、低温時のエンジン始動であっても作動油の粘性上昇によって生じるロードセンシング制御の応答遅れによる圧力上昇を回避し、油圧ポンプの負荷を低減するので、低温時のエンジン始動性を向上することができる。 According to the present invention, even if the engine is started at a low temperature, a pressure increase due to a delay in response of the load sensing control caused by an increase in the viscosity of the hydraulic oil is avoided, and the load on the hydraulic pump is reduced. Can be improved.

以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。
〜構成〜
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油圧回路図である。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
~Constitution~
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a hydraulic drive apparatus according to an embodiment of the present invention.

図１において、本実施の形態に係わる油圧駆動装置は、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３と、コントロールバルブ４と、メインの油圧ポンプ２から吐出された圧油がコントロールバルブ４を介して導かれ、その圧油により駆動される複数のアクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃとを備えている。 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 3 as main pumps driven by the engine 1, and a control valve 4. And a plurality of actuators 5a, 5b, and 5c that are guided by the pressure oil discharged from the main hydraulic pump 2 through the control valve 4 and are driven by the pressure oil.

油圧ポンプ２は傾転量（容量）を制御するポンプ傾転制御機構３０を備えている。ポンプ傾転制御機構３０は、油圧ポンプ２の吐出圧力が高くなると油圧ポンプ２の傾転量（以下、適宜「傾転」という）を減少させ、油圧ポンプ２の吐出流量を減らすよう制御するトルク傾転制御部３０ａと、油圧ポンプ２の吐出圧力が複数のアクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃの最高負荷圧力Ｐｌｍａｘ（コントロールバルブ４内の流量制御弁の非操作時はタンク圧、以下同）より所定圧力（目標ＬＳ差圧）だけ高くなるよう油圧ポンプ２の傾転を制御（ロードセンシング制御）するＬＳ傾転制御部３０ｂを備え、トルク傾転制御部３０ａはトルク制御アクチュエータ３１ａとばね３１ｂとを有し、ＬＳ傾転制御部３０ｂはＬＳ制御弁３２とＬＳ制御アクチュエータ３３とを備えている。トルク傾転制御部３０ａのばね３１ｂは油圧ポンプ２の最大吸収トルクを設定するものである。 The hydraulic pump 2 includes a pump tilt control mechanism 30 that controls the tilt amount (capacity). Pump tilting control mechanism 30, when the discharge pressure of the hydraulic pump 2 becomes higher tilt rotation amount of the hydraulic pump 2 (hereinafter, appropriately referred to as "tilting") reduces, is controlled so as to reduce the delivery rate of the hydraulic pump 2 Torque The discharge pressure of the tilt control unit 30a and the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is a predetermined pressure from the maximum load pressure Plmax of the plurality of actuators 5a, 5b, 5c (the tank pressure when the flow control valve in the control valve 4 is not operated, the same applies hereinafter). An LS tilt control unit 30b that controls the tilt of the hydraulic pump 2 (load sensing control) so as to increase by (target LS differential pressure) is provided. The torque tilt control unit 30a includes a torque control actuator 31a and a spring 31b. The LS tilt control unit 30 b includes an LS control valve 32 and an LS control actuator 33. The spring 31b of the torque tilt control unit 30a sets the maximum absorption torque of the hydraulic pump 2.

ＬＳ傾転制御部３０ｂのＬＳ制御弁３２は、対向して設けられた傾転減少方向作用の受圧部３２ａ及び傾転増加方向作用の受圧部３２ｂと、受圧部３２ｂと同じ側に位置するばね３４とを有し、受圧部３２ａには油圧ポンプ２の吐出圧力が導かれ、受圧部３２ｂにはアクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃの最高負荷圧力Ｐｌｍａｘ（後述）が導かれる。ばね３４は、ロードセンシング制御の目標差圧（目標ＬＳ差圧）を設定する。受圧部３２ａ，３２ｂに対向して導かれた油圧ポンプ２の吐出圧力と最高負荷圧力Ｐｌｍａｘとの差圧（ＬＳ差圧）がばね３４により設定された目標ＬＳ差圧より高くなると、ＬＳ制御弁３２はアクチュエータ３３を増圧して油圧ポンプ２の傾転を減らし、油圧ポンプ２の吐出流量（従って油圧ポンプ２の吐出圧力）を減少させ、ＬＳ差圧が目標ＬＳ差圧より低くなると、ＬＳ制御弁３２はアクチュエータ３３を減圧して油圧ポンプ２の傾転を増やし、油圧ポンプ２の吐出流量（従って油圧ポンプ２の吐出圧力）を増大させる。これによりＬＳ制御弁３２はＬＳ差圧が目標ＬＳ差圧に等しくなるように（油圧ポンプ２の吐出圧力が最高負荷圧力Ｐｌｍａｘより目標ＬＳ差圧だけ高くなるよう）油圧ポンプ２の傾転を制御する。 The LS control valve 32 of the LS tilt control unit 30b includes a pressure receiving unit 32a that acts in a tilt decreasing direction and a pressure receiving unit 32b that operates in a tilt increasing direction, and a spring located on the same side as the pressure receiving unit 32b. 34, the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is led to the pressure receiving part 32a, and the maximum load pressure Plmax (described later) of the actuators 5a, 5b, 5c is led to the pressure receiving part 32b. The spring 34 sets a target differential pressure (target LS differential pressure) for load sensing control. When the differential pressure (LS differential pressure) between the discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure Plmax guided to the pressure receiving portions 32a and 32b is higher than the target LS differential pressure set by the spring 34, the LS control valve 32 increases the pressure of the actuator 33 to reduce the tilt of the hydraulic pump 2 and reduce the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 (and hence the discharge pressure of the hydraulic pump 2). When the LS differential pressure becomes lower than the target LS differential pressure, the LS control is performed. The valve 32 depressurizes the actuator 33 to increase the tilt of the hydraulic pump 2 and increase the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 (and hence the discharge pressure of the hydraulic pump 2). As a result, the LS control valve 32 controls the tilt of the hydraulic pump 2 so that the LS differential pressure becomes equal to the target LS differential pressure (so that the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is higher than the maximum load pressure Plmax by the target LS differential pressure). To do.

コントロールバルブ４は、アクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃに対応したバルブセクション４ａ，４ｂ，４ｃと、それ以外のサブセクション４ｄとを有している。 The control valve 4 has valve sections 4a, 4b, 4c corresponding to the actuators 5a, 5b, 5c, and other subsections 4d.

バルブセクション４ａ，４ｂ，４ｃは、それぞれ、油圧ポンプ２の圧油供給油路８ａに接続され、油圧ポンプ２からアクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃに供給される圧油の流れ（流量と方向）をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁４１ａ，４１ｂ，４１ｃ及び複数の流量制御弁（メインスプール）４２ａ，４２ｂ，４２ｃと、アクチュエータ５ａ〜５ｃの負荷圧のうち最も高い負荷圧（最高負荷圧Ｐｌｍａｘ）を検出するシャトル弁６ａ，６ｂを備え、シャトル弁６ａ，６ｂで検出された最高負荷圧Ｐｌｍａｘは信号圧油路７に出力される。 The valve sections 4a, 4b, 4c are respectively connected to the pressure oil supply oil passage 8a of the hydraulic pump 2, and the flow (flow rate and direction) of the pressure oil supplied from the hydraulic pump 2 to the actuators 5a, 5b, 5c, respectively. A plurality of pressure compensating valves 41a, 41b, 41c to be controlled, a plurality of flow control valves (main spools) 42a, 42b, 42c, and the highest load pressure (maximum load pressure Plmax) among the load pressures of the actuators 5a-5c are detected. The maximum load pressure Plmax detected by the shuttle valves 6a and 6b is output to the signal pressure oil passage 7.

流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃはそれぞれクローズドセンタ型のバルブであり、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４３ａ又は４３ｂの開口面積を決定する。また、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃは、それぞれ、アクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃの駆動時（流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃの操作時）にそれらの負荷圧を取り出す負荷ポート４４を有し、シャトル弁６ａ，６ｂはそれらの負荷ポート４４より取り出された負荷圧のうちの最も高い圧力を検出し、最高負荷圧Ｐｌｍａｘとして信号圧油路７に出力する。また、各流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃの負荷ポート４４は、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃが中立位置にあるとき（アクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃの非駆動時）は圧油排出油路８ｂを介してタンクＴに連通し、負荷ポート４４の圧力はタンク圧となっている。その結果、シャトル弁６ａ，６ｂはアクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃの非駆動時はタンク圧を検出し、これを信号圧油路７に出力する。 Each of the flow control valves 42a, 42b, and 42c is a closed center type valve, and is switched by operating an operation lever (not shown), and determines the opening area of the meter-in throttle portion 43a or 43b according to the operation amount of the operation lever. . The flow control valves 42a, 42b, and 42c have load ports 44 that extract the load pressure when the actuators 5a, 5b, and 5c are driven (when the flow control valves 42a, 42b, and 42c are operated), respectively. The shuttle valves 6a and 6b detect the highest pressure among the load pressures taken out from the load ports 44 and output the detected pressure to the signal pressure oil passage 7 as the maximum load pressure Plmax. The load port 44 of each flow control valve 42a, 42b, 42c is a pressure oil discharge oil passage 8b when the flow control valves 42a, 42b, 42c are in the neutral position (when the actuators 5a, 5b, 5c are not driven). The pressure of the load port 44 is the tank pressure. As a result, the shuttle valves 6 a and 6 b detect the tank pressure when the actuators 5 a, 5 b and 5 c are not driven, and output this to the signal pressure oil passage 7.

このようにシャトル弁６ａ，６ｂが流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃの操作時は最高負荷圧Ｐｌｍａｘを検出し、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃが非操作時はタンク圧を検出する結果、ＬＳ傾転制御部３０ｂは流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃの操作時は油圧ポンプ２の吐出圧力が最高負荷圧力Ｐｌｍａｘより目標ＬＳ差圧だけ高くなるよう油圧ポンプ２の傾転を制御し、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃが非操作時は油圧ポンプ２の吐出圧力がタンク圧より目標ＬＳ差圧だけ高くなるよう油圧ポンプ２の傾転を制御する。 As described above, the shuttle valves 6a and 6b detect the maximum load pressure Plmax when the flow control valves 42a, 42b and 42c are operated, and the tank pressure is detected when the flow control valves 42a, 42b and 42c are not operated. The tilt control unit 30b controls the tilt of the hydraulic pump 2 so that the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is higher than the maximum load pressure Plmax by the target LS differential pressure when the flow control valves 42a, 42b, 42c are operated. When the valves 42a, 42b and 42c are not operated, the tilt of the hydraulic pump 2 is controlled so that the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is higher than the tank pressure by the target LS differential pressure.

複数の圧力補償弁４１，４１ｂ，４１ｃは、それぞれ、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのメータイン絞り部４３ａ，４３ｂの上流に設置され、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのメータイン絞り部４３ａ，４３ｂの前後差圧を制御する前置きタイプ（ビフォアオリフィスタイプ）の圧力補償弁であり、圧力補償弁４１ａは１対の対向する受圧部３１ａ，３１ｂともう１対の対向する受圧部３１ｃ，３１ｄとを有し、受圧部３１ａ，３１ｂに流量制御弁４２ａのメータイン絞り部４３ａ，４３ｂの上流側及び下流側の圧力がそれぞれ導かれ、受圧部３１ｃ，３１ｄに油圧ポンプ２の吐出圧力Ｐｄと信号圧油路７に出力された最高負荷圧Ｐｌｍａｘ（流量制御弁の非操作時はタンク圧）とがそれぞれ導かれ、油圧ポンプ２の吐出圧力と最高負荷圧力Ｐｌｍａｘ（流量制御弁の非操作時はタンク圧）との差圧を目標補償差圧として流量制御弁４２ａの前後差圧を制御する。圧力補償弁４１ｂ，４１ｃも同様に構成されている。これにより流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのメータイン絞り部４３ａ又は４３ｂの前後差圧は全て同じ値になるように制御され、負荷圧の大小に係わらず、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのメータイン絞り部の開口面積に応じた比率で圧油を供給することができる。また、油圧ポンプ２の吐出流量が要求流量に満たないサチュレーション状態になっても、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのメータイン絞り部４３ａ又は４３ｂの開口面積に応じた比率で圧油を供給することができる。 The plurality of pressure compensation valves 41, 41b, 41c are respectively installed upstream of the meter-in throttle portions 43a, 43b of the flow control valves 42a, 42b, 42c, and the meter-in throttle portions 43a, 43b of the flow control valves 42a, 42b, 42c. The pressure compensation valve 41a includes a pair of opposed pressure receiving portions 31a and 31b and another pair of opposed pressure receiving portions 31c and 31d. And pressures on the upstream side and downstream side of the meter-in throttle parts 43a and 43b of the flow control valve 42a are respectively guided to the pressure receiving parts 31a and 31b, and the discharge pressure Pd and the signal pressure oil of the hydraulic pump 2 are supplied to the pressure receiving parts 31c and 31d. The maximum load pressure Plmax (tank pressure when the flow rate control valve is not operated) output to the passage 7 is led to the discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the maximum Load pressure PLmax (during non-operation of the flow control valve the tank pressure) to control the differential pressure across the flow control valve 42a to the pressure difference between the target compensation differential pressure. The pressure compensation valves 41b and 41c are similarly configured. Thereby, the differential pressures before and after the meter-in throttle portions 43a or 43b of the flow control valves 42a, 42b, and 42c are all controlled to be the same value, and the meter-in of the flow control valves 42a, 42b, and 42c is controlled regardless of the magnitude of the load pressure. Pressure oil can be supplied at a ratio corresponding to the opening area of the throttle portion. Even if the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is in a saturation state where the required flow rate is less than the required flow rate, pressure oil is supplied at a ratio corresponding to the opening area of the meter-in throttle portion 43a or 43b of the flow control valves 42a, 42b, 42c. Can do.

コントロールバルブ４のサブセクション４ｄには、油圧ポンプ２の吐出油路に至る配管に接続され、油圧ポンプ２の圧油をバルブセクション４ａ，４ｂ，４ｃに導く圧油供給油路８ａと、タンクＴに至る配管に接続され、バルブセクション４ａ，４ｂ，４ｃからの戻り油をタンクＴに戻す圧油排出油路８ｂとが形成されている。また、サブセクション４ｄは、上流側が圧油供給油路８ａに接続され、下流側が圧油排出油路８ｂに接続され、油圧ポンプ２の吐出圧力が信号圧油路７に出力された最高負荷圧Ｐｌｍａｘ（流量制御弁の非操作時はタンク圧）より所定圧力（目標アンロード差圧）以上高くなると開状態となって油圧ポンプ２の吐出油をタンクＴに戻し、油圧ポンプ２の吐出圧力をそれ以上高くならないよう制御するアンロード弁９と、同じく上流側が圧油供給油路８ａに接続され、下流側が圧油排出油路８ｂに接続され、圧油供給油路８ａの最高圧力（油圧ポンプ２の最高吐出圧力）を所定のリリーフ圧力Ｐｒ以下に制限するメインリリーフ弁１３とを備えている。 The subsection 4d of the control valve 4 is connected to a pipe leading to the discharge oil passage of the hydraulic pump 2, and a pressure oil supply oil passage 8a for guiding the pressure oil of the hydraulic pump 2 to the valve sections 4a, 4b, 4c, and a tank T And a pressure oil discharge oil passage 8b for returning the return oil from the valve sections 4a, 4b, and 4c to the tank T is formed. The sub-section 4 d has an upstream side connected to the pressure oil supply oil passage 8 a, a downstream side connected to the pressure oil discharge oil passage 8 b, and the maximum load pressure at which the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is output to the signal pressure oil passage 7. When it becomes higher than Plmax (tank pressure when the flow rate control valve is not operated) by a predetermined pressure (target unload differential pressure) or more, it is opened and the discharge oil of the hydraulic pump 2 is returned to the tank T, and the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is reduced. The unload valve 9 is controlled so as not to increase any more. Similarly, the upstream side is connected to the pressure oil supply oil passage 8a, the downstream side is connected to the pressure oil discharge oil passage 8b, and the maximum pressure of the pressure oil supply oil passage 8a (hydraulic pump And a main relief valve 13 for limiting the maximum discharge pressure (2) to a predetermined relief pressure Pr or less.

アンロード弁９は対向して設けられた閉方向作用の受圧部９ａ及び開方向作用の受圧部９ｂと、受圧部９ａと同じ側に位置するばね９ｃとを有し、受圧部９ａは絞り部１０を有する信号圧油路１１を介して信号圧油路７と接続され、シャトル弁６ａ，６ｂによって検出された最高負荷圧力Ｐｌｍａｘ（流量制御弁の非操作時はタンク圧）が導かれ、受圧部９ｂは信号圧油路１２を介してアンロード弁９の入口ポートに接続され、油圧ポンプ２の吐出圧力が導かれる。受圧部９ａの面積はＡａであり、受圧部９ｂの面積はＡｂであり、両者の面積Ａａ，Ａｂは等しく設定されている。ばね９ｃはアンロード弁の制御圧力（目標アンロード差圧）を設定する。 The unloading valve 9 has a pressure receiving portion 9a for closing direction action and a pressure receiving portion 9b for action in the opening direction, and a spring 9c located on the same side as the pressure receiving portion 9a. The pressure receiving portion 9a is a throttle portion. 10 is connected to the signal pressure oil passage 7 through the signal pressure oil passage 11, and the maximum load pressure Plmax (tank pressure when the flow control valve is not operated) detected by the shuttle valves 6a and 6b is guided and received. The part 9b is connected to the inlet port of the unload valve 9 through the signal pressure oil passage 12, and the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is guided. The area of the pressure receiving part 9a is Aa, the area of the pressure receiving part 9b is Ab, and both areas Aa and Ab are set equal. The spring 9c sets the control pressure (target unload differential pressure) of the unload valve.

また、コントロールバルブ４のサブセクション４ｄは、アンロード弁９の受圧部９ｂ側に設けられた油圧ピストン装置２０を備えている。 The subsection 4 d of the control valve 4 includes a hydraulic piston device 20 provided on the pressure receiving portion 9 b side of the unload valve 9.

アクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃは例えば油圧ショベルのブームシリンダ、アームシリンダ、旋回モータである。油圧ショベルには、その他のアクチュエータとして、左右の走行シリンダ、バケットシリンダ等が搭載されている。図１では、それらのアクチュエータと、コントロールバルブ４の対応する部分は図示を省略している。 The actuators 5a, 5b, and 5c are, for example, a boom cylinder, an arm cylinder, and a turning motor of a hydraulic excavator. The hydraulic excavator is equipped with left and right traveling cylinders, bucket cylinders and the like as other actuators. In FIG. 1, those actuators and corresponding portions of the control valve 4 are not shown.

パイロットポンプ３の吐出油路３ａにはパイロットリリーフ弁２１が接続され、このパイロットリリーフ弁２１によりパイロットポンプ３の吐出圧力（吐出油路３ａの圧力）が一定に保たれる。パイロットポンプ３の吐出油路３ａの下流側にはゲートロック弁２３を介してパイロット油路３ｂが接続され、このパイロット油路３ｂに、上記操作レバーにより操作されパイロットポンプ３の吐出圧力に基づいて流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃを操作するための制御パイロット圧を生成するリモコン弁（図示せず）が接続されている。 A pilot relief valve 21 is connected to the discharge oil passage 3a of the pilot pump 3, and the discharge pressure of the pilot pump 3 (pressure of the discharge oil passage 3a) is kept constant by the pilot relief valve 21. A pilot oil passage 3b is connected to the downstream side of the discharge oil passage 3a of the pilot pump 3 through a gate lock valve 23. The pilot oil passage 3b is operated by the operation lever based on the discharge pressure of the pilot pump 3. A remote control valve (not shown) for generating a control pilot pressure for operating the flow rate control valves 42a, 42b, 42c is connected.

パイロットポンプ３の吐出流路３ａとパイロット油路３ｂとの間に介装されたゲートロック弁２３は油圧ショベルの運転室の入口に設けられたゲートロックレバー２４によって切り換え操作される。ゲートロックレバー２４は運転室への乗員の乗降を妨げるロック解除位置（流量制御弁操作可能位置）と運転室への乗員の乗降を許容するロック位置（流量制御弁操作不能位置）とに操作され、ゲートロックレバー２４がロック解除位置に操作されたとき、ゲートロック弁２３はパイロットポンプ３の吐出油路３ａをパイロット油路３ｂに連通させ（流量制御弁操作可能）、ゲートロックレバー２４がロック位置に操作されたとき、ゲートロック弁２３はパイロットポンプ３の吐出油路３ａとパイロット油路３ｂとの連通を遮断し、パイロット油路３ｂをタンクＴに連通させる（流量制御弁操作不能）。 The gate lock valve 23 interposed between the discharge flow path 3a of the pilot pump 3 and the pilot oil path 3b is switched by a gate lock lever 24 provided at the entrance of the cab of the hydraulic excavator. The gate lock lever 24 is operated to a lock release position (a position where the flow control valve can be operated) that prevents the passenger from getting in and out of the cab, and a lock position (a position where the flow control valve cannot be operated) that allows the passenger to get into and out of the cab. When the gate lock lever 24 is operated to the unlock position, the gate lock valve 23 causes the discharge oil passage 3a of the pilot pump 3 to communicate with the pilot oil passage 3b (the flow control valve can be operated), and the gate lock lever 24 is locked. When operated to the position, the gate lock valve 23 blocks communication between the discharge oil passage 3a and the pilot oil passage 3b of the pilot pump 3, and connects the pilot oil passage 3b to the tank T (the flow control valve cannot be operated).

本実施の形態において、油圧ピストン装置２０は油路２２を介してパイロット油路３ｂに接続されており、油圧ピストン装置２０はゲートロック弁２３及びゲートロックレバー２４とともにアンロード弁９を油圧ポンプ２の吐出圧力制御時における開状態より開口面積が大きい開状態（全開状態）に強制的に切り換える手動強制切換手段を構成している。 In the present embodiment, the hydraulic piston device 20 is connected to the pilot oil passage 3 b via an oil passage 22, and the hydraulic piston device 20 moves the unload valve 9 together with the gate lock valve 23 and the gate lock lever 24 to the hydraulic pump 2. Manual forcible switching means for forcibly switching to an open state (full open state) having an opening area larger than the open state at the time of discharge pressure control.

図２及び図３はアンロード弁９及び油圧ピストン装置２０の詳細構造を示す断面図である。図２はゲートロック弁２３がロック解除位置にあるときの状態を示し、図３はゲートロック弁２３がロック位置にあるときの状態を示している。 2 and 3 are cross-sectional views showing the detailed structures of the unload valve 9 and the hydraulic piston device 20. FIG. 2 shows a state when the gate lock valve 23 is in the unlocked position, and FIG. 3 shows a state when the gate lock valve 23 is in the locked position.

アンロード弁９はバルブハウジング５０に形成されたバルブ室５０ａに摺動自在に挿入されたバルブスプール５１を有し、バルブスプール５１は、左右のランド部５１ａ，５１ｂと、中間軸部５１ｃと、左右の制御スプール部５１ｄ，５１ｅとを有している。バルブスプール５１の図示左側のランド部５１ａには可変絞り部を形成するためのノッチ（切り欠き）５１ｆが形成され、左右の制御スプール部５１ｄ，５１ｅの端面にはそれぞれ上述した閉方向作用の受圧部９ａ及び開方向作用の受圧部９ｂが形成されている。また、バルブハウジング５０には入口ポート９ｘと出口ポート９ｙが形成され、入口ポート９ｘは中間軸部５１ｃが位置する入口室５１ｇに開口し、出口ポート９ｙは図示左側のランド部５１ａのノッチ５１ｆに連通可能な位置に開口している。左右の制御スプール部５１ｄ，５１ｅの周囲にはドレン室５１ｈ，５１ｉが形成され、ドレン室５１ｈ，５１ｉはタンクＴに連通している。また、左右の制御スプール部５１ｄ，５１ｅの端面（受圧部９ａ，９ｂ）が位置する部分には、それぞれ、制御室５１ｊ，５１ｋが形成され、制御スプール部５１ｄ，５１ｅの端面部分は制御室５１ｊ，５１ｋ内に位置し、制御室５１ｊには信号圧油路１１が開口し、制御室５１ｋは信号圧油路１２を介して入口ポート９ｘに連通している。制御室５１ｊ内にはバルブスプール５１を閉方向（図示右方）に付勢し、アンロード弁９の制御圧力（目標アンロード差圧）を設定するばね９ｃが配置されている。 The unload valve 9 has a valve spool 51 slidably inserted into a valve chamber 50a formed in the valve housing 50. The valve spool 51 includes left and right land portions 51a and 51b, an intermediate shaft portion 51c, It has left and right control spool portions 51d and 51e. The land 51a on the left side of the valve spool 51 is formed with a notch (notch) 51f for forming a variable restrictor, and the end faces of the left and right control spools 51d and 51e are respectively subjected to the above-described pressure acting in the closing direction. The part 9a and the pressure receiving part 9b for the action in the opening direction are formed. The valve housing 50 is formed with an inlet port 9x and an outlet port 9y. The inlet port 9x opens into an inlet chamber 51g where the intermediate shaft portion 51c is located, and the outlet port 9y opens into a notch 51f in the land portion 51a on the left side of the figure. It opens to a position where it can communicate. Drain chambers 51h and 51i are formed around the left and right control spool portions 51d and 51e, and the drain chambers 51h and 51i communicate with the tank T. Further, control chambers 51j and 51k are formed in the portions where the end surfaces (pressure receiving portions 9a and 9b) of the left and right control spool portions 51d and 51e are located, respectively, and the end surface portions of the control spool portions 51d and 51e are the control chamber 51j. , 51k, the signal pressure oil passage 11 opens in the control chamber 51j, and the control chamber 51k communicates with the inlet port 9x via the signal pressure oil passage 12. A spring 9c that biases the valve spool 51 in the closing direction (rightward in the figure) and sets the control pressure (target unload differential pressure) of the unload valve 9 is disposed in the control chamber 51j.

油圧ピストン装置２０はピストンロッド２５を備えたピストン２６を有し、ピストン２６はバルブハウジング５０に形成されたシリンダ室５０ｂに摺動自在に挿入されている。ピストンロッド２６はアンロード弁９の制御スプール部５１ｅの端面（開方向作用の受圧部９ｂ）に直接作用するよう、シリンダ室５０ｂを超えてアンロード弁９の制御室５１ｋ内へと進入している。シリンダ室５０ｂのピストンロッド２５の反対側にはタンクＴに連通するドレン室２０ａが形成され、このドレン室２０ａに、アンロード弁９の制御スプール部５１ｅの端面に向かう方向（アンロード弁９の開方向）にピストンロッド２５及びピストン２６を付勢するばね２７が配置されている。シリンダ室５０ｂのピストンロッド２５が位置する側（ピストン２６のばね２７の反対側）には油室２０ｂが形成され、油室２０ｂは油路２２を介してパイロット油路３ｂに接続されている。また、ピストン２６の油室２０ｂに位置する端面にはばね２７と反対方向にピストン２６を付勢する受圧部２８が形成されている。 The hydraulic piston device 20 has a piston 26 having a piston rod 25, and the piston 26 is slidably inserted into a cylinder chamber 50 b formed in the valve housing 50. The piston rod 26 enters the control chamber 51k of the unload valve 9 beyond the cylinder chamber 50b so as to directly act on the end surface of the control spool portion 51e of the unload valve 9 (pressure receiving portion 9b acting in the opening direction). Yes. A drain chamber 20a communicating with the tank T is formed on the opposite side of the cylinder rod 50b to the piston rod 25. A direction toward the end surface of the control spool portion 51e of the unload valve 9 (the unload valve 9) A spring 27 for biasing the piston rod 25 and the piston 26 is arranged in the opening direction). An oil chamber 20b is formed on the side of the cylinder chamber 50b where the piston rod 25 is located (the side opposite to the spring 27 of the piston 26), and the oil chamber 20b is connected to the pilot oil passage 3b via the oil passage 22. In addition, a pressure receiving portion 28 that urges the piston 26 in a direction opposite to the spring 27 is formed on an end surface of the piston 26 located in the oil chamber 20b.

図２に示すように、ゲートロック弁２３がロック解除位置にあり、パイロット油路３ｂがパイロットポンプ３の吐出油路３ａに連通するときは、油圧ピストン装置２０の油室２０ｂにはパイロットポンプ３の吐出油が導入され、ピストン２６の受圧部２８はパイロットポンプ３の吐出油の圧力によりばね２７に対向する油圧力を発生する。受圧部２８の面積は、その油圧力がばね２７の力より大きくなるように設定されており、これによりピストンロッド２５及びピストン２６は図示右方に移動し、アンロード弁９のバルブスプール５１を開方向に押すばね２７の力は解除される。 As shown in FIG. 2, when the gate lock valve 23 is in the unlocked position and the pilot oil passage 3 b communicates with the discharge oil passage 3 a of the pilot pump 3, the oil chamber 20 b of the hydraulic piston device 20 includes the pilot pump 3. The pressure receiving portion 28 of the piston 26 generates an oil pressure opposed to the spring 27 by the pressure of the oil discharged from the pilot pump 3. The area of the pressure receiving portion 28 is set so that the oil pressure is larger than the force of the spring 27, whereby the piston rod 25 and the piston 26 move to the right in the drawing, and the valve spool 51 of the unload valve 9 is moved. The force of the spring 27 that pushes in the opening direction is released.

図３に示すように、ゲートロック弁２３がロック位置にあり、パイロット油路３ｂがタンクＴに連通するときは、油室２０ｂもタンクＴに連通し、ピストン２６の受圧部２８にばね２７に対向する油圧力は発生しない。このためピストンロッド２５及びピストン２６はばね２７の力により図示左方に移動し、ピストンロッド２５はアンロード弁９の制御スプール部５１ｅの端面（開方向作用の受圧部９ｂ）に直接接触してアンロード弁９のバルブスプール５１を開方向に押し、アンロード弁９を強制的に全開状態に切り換える。 As shown in FIG. 3, when the gate lock valve 23 is in the locked position and the pilot oil passage 3 b communicates with the tank T, the oil chamber 20 b also communicates with the tank T, and the pressure receiving portion 28 of the piston 26 is connected to the spring 27. No opposing oil pressure is generated. For this reason, the piston rod 25 and the piston 26 are moved to the left in the drawing by the force of the spring 27, and the piston rod 25 is in direct contact with the end surface of the control spool portion 51e of the unload valve 9 (pressure receiving portion 9b acting in the opening direction). The valve spool 51 of the unload valve 9 is pushed in the opening direction, and the unload valve 9 is forcibly switched to the fully open state.

図４は本実施の形態の油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す図である。油圧ショベルは、下部走行体１０１、この下部走行体１０１上に旋回可能に搭載された上部旋回体１０２と、この上部旋回体１０２の先端部分にスイングポスト１０３を介して上下及び左右方向に回動可能に連結されたフロント作業機１０４とを備えている。下部走行体１０１はクローラ式であり、トラックフレーム１０５の前方側には上下動可能に排土用のブレード１０６が設けられている。上部旋回体１０２は基礎下部構造をなす旋回台１０７と、旋回台１０７上に設けられたキャノピタイプの運転室１０８とを備えている。フロント作業機１０４はブーム１１１と、アーム１１２と、バケット１１３とを備え、ブーム
の基端はスイングポスト１０３にピン結合され、ブーム１１１の先端はアーム１１２の基端にピン結合され、アーム１１２の先端はバケット１１３にピン結合されている。 FIG. 4 is a view showing an appearance of a hydraulic excavator on which the hydraulic drive device of the present embodiment is mounted. The excavator includes a lower traveling body 101, an upper revolving body 102 that is turnably mounted on the lower traveling body 101, and a top end portion of the upper revolving body 102 that pivots vertically and horizontally via a swing post 103. And a front work machine 104 connected in a possible manner. The lower traveling body 101 is of a crawler type, and a blade 106 for earth removal is provided on the front side of the track frame 105 so as to be movable up and down. The upper swivel body 102 includes a swivel base 107 having a basic lower structure, and a canopy type cab 108 provided on the swivel base 107. The front work machine 104 includes a boom 111, an arm 112, and a bucket 113. The base end of the boom is pin-coupled to the swing post 103, and the tip of the boom 111 is pin-coupled to the base end of the arm 112. The tip is pin-coupled to the bucket 113.

ブーム１１１及びアーム１１２は図１に示したブームシリンダ５ａ及びアームシリンダ５ｂを伸縮することにより回動し、上部旋回体１０２は図１に示した旋回モータ５ｃを回転させることにより旋回する。バケット１１３はバケットシリンダ１１７を伸縮することにより回動し、ブレード１０６はブレードシリンダ（図示せず）を伸縮することにより上下動し、下部走行体１０１は左右の走行モータ１１８ａ，１１８ｂを回転させることにより走行し、スイングポスト１０３はスイングシリンダ１１９を伸縮することにより回転する。図１の油圧回路図ではバケットシリンダ１１７、走行モータ１１８ａ、１１８ｂ、スイングシリンダ１１９等のアクチュエータの図示を省略している。 The boom 111 and the arm 112 are rotated by extending and contracting the boom cylinder 5a and the arm cylinder 5b illustrated in FIG. 1, and the upper swing body 102 is rotated by rotating the swing motor 5c illustrated in FIG. The bucket 113 rotates by expanding and contracting the bucket cylinder 117, the blade 106 moves up and down by expanding and contracting a blade cylinder (not shown), and the lower traveling body 101 rotates the left and right traveling motors 118a and 118b. The swing post 103 rotates by expanding and contracting the swing cylinder 119. In the hydraulic circuit diagram of FIG. 1, illustration of actuators such as the bucket cylinder 117, the traveling motors 118 a and 118 b, and the swing cylinder 119 is omitted.

運転室１０８には、オペレータが着座する運転席１２１が設けられ、運転席１２１の右左両側にバケット・ブーム用の操作レバー装置１２２と旋回・アーム用の操作レバー装置１２３とが設けられ、運転席１２１の入り口部分にゲートロックレバー２４が設けられている。図示の実線位置は運転室１２１への乗員の乗降を妨げるロック解除位置を示し、破線位置は運転室１２１への乗員の乗降を許容するロック位置を示す。操作レバー装置１２２，１２３には、図１〜図３に示すパイロット油路３ｂに接続されたリモコン弁が内蔵されている。
〜動作〜
次に、本実施の形態の動作を説明する。 A driver's seat 121 on which an operator is seated is provided in the operator's cab 108, and an operation lever device 122 for a bucket / boom and an operation lever device 123 for a swing / arm are provided on both right and left sides of the driver's seat 121. A gate lock lever 24 is provided at the entrance of 121. The solid line position in the figure indicates a lock release position that prevents the passenger from getting in and out of the cab 121, and the broken line position indicates a lock position that allows the passenger to get in and out of the cab 121. The control lever devices 122 and 123 incorporate a remote control valve connected to the pilot oil passage 3b shown in FIGS.
~ Operation ~
Next, the operation of the present embodiment will be described.

一日の作業終了時、オペレータは図示しないエンジンキースイッチをオフにしてエンジン１を停止させる。この際オペレータは、安全性確保のため、ゲートロックレバー２４をロック位置に操作してゲートロック弁２３を流量制御弁の操作不能位置（パイロット油路３ｂをタンクTに連通させる位置）に切り換える。また、エンジン１が停止すると、油圧ポンプ２は圧油を吐出しないため、油圧ポンプ２はトルク傾転制御部３０ａのばね３１ｂの作用により最大傾転となる。このため翌日等の一日の作業開始時には、ゲートロックレバー２４はロック位置にあり、かつ油圧ポンプ２の傾転（容量）は最大となっている。 At the end of the day's work, the operator turns off the engine key switch (not shown) and stops the engine 1. At this time, the operator operates the gate lock lever 24 to the locked position to switch the gate lock valve 23 to a position where the flow control valve cannot be operated (a position where the pilot oil passage 3b communicates with the tank T) in order to ensure safety. Further, when the engine 1 is stopped, the hydraulic pump 2 does not discharge the pressure oil, so that the hydraulic pump 2 is tilted to the maximum by the action of the spring 31b of the torque tilt control unit 30a. For this reason, at the start of a day of work such as the next day, the gate lock lever 24 is in the locked position, and the tilt (capacity) of the hydraulic pump 2 is maximum.

一日の作業の開始時、オペレータは図示しないエンジンキースイッチを操作してエンジン１を始動する。このとき、上記のようにゲートロックレバー２４はロック位置にあり、ゲートロック弁２３はパイロット油路３ｂをタンクTに連通させる位置にある。 At the start of a day's work, the operator operates the engine key switch (not shown) to start the engine 1. At this time, as described above, the gate lock lever 24 is in the lock position, and the gate lock valve 23 is in a position where the pilot oil passage 3b communicates with the tank T.

エンジン１の始動直後、ＬＳ制御弁３２において、受圧部３２ａ，３２ｂに対向して導かれた油圧ポンプ２の吐出圧力と信号圧油路７の圧力との差圧（ＬＳ差圧）がばね３４により設定された目標ＬＳ差圧に等しくなるように油圧ポンプ２の傾転（容量）が制御される（ロードセンシング制御）。このとき、操作レバーが操作されず、流量制御弁４２ａ〜４２ｃは中立位置にあるため、信号圧油路７の圧力はタンク圧であり、油圧ポンプ２の傾転は上記作業開始前の最大傾転から最小傾転へと制御され、油圧ポンプ２の吐出流量は最少となるよう制御される。操作レバーが操作されず、流量制御弁４２ａ〜４２ｃが中立位置にあるときでも油圧ポンプ２の吐出流量をゼロではなく、最少に制御するのは、操作レバーを操作して流量制御弁４２ａ〜４２ｃを中立位置から操作したときのアクチュエータの初期の応答性を確保するためである。この油圧ポンプ２の吐出油は全てアンロード弁９を介してタンクＴに戻る。 Immediately after the engine 1 is started, in the LS control valve 32, the differential pressure (LS differential pressure) between the discharge pressure of the hydraulic pump 2 guided to the pressure receiving portions 32 a and 32 b and the pressure of the signal pressure oil passage 7 is the spring 34. The tilt (capacity) of the hydraulic pump 2 is controlled so as to be equal to the target LS differential pressure set by (load sensing control). At this time, the operation lever is not operated and the flow rate control valves 42a to 42c are in the neutral position. Therefore, the pressure of the signal pressure oil passage 7 is the tank pressure, and the inclination of the hydraulic pump 2 is the maximum inclination before the start of the operation. Is controlled from the rotation to the minimum inclination, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is controlled to be minimized. Even when the operation lever is not operated and the flow rate control valves 42a to 42c are in the neutral position, the flow rate control valves 42a to 42c are controlled by operating the operation lever to minimize the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 instead of zero. This is to ensure the initial response of the actuator when the is operated from the neutral position. All the oil discharged from the hydraulic pump 2 returns to the tank T through the unload valve 9.

この状態で、ゲートロックレバー２４はロック位置にあり、ゲートロック弁２３はパイロット油路３ｂをタンクTに連通させるため、アンロード弁９及び油圧ピストン装置２０は図３に示す状態にある。この状態では、油圧ピストン装置２０の油室２０ｂはタンクTに連通し、油室２０ｂに位置するピストン２６の受圧部２８による油圧力は発生せず、アンロード弁９はばね２７の力で全開状態に切り換えられている。この状態で油圧ポンプ２の吐出圧力はタンク圧程度の圧力に低減されている。 In this state, the gate lock lever 24 is in the locked position, and the gate lock valve 23 communicates the pilot oil passage 3b with the tank T. Therefore, the unload valve 9 and the hydraulic piston device 20 are in the state shown in FIG. In this state, the oil chamber 20b of the hydraulic piston device 20 communicates with the tank T, no oil pressure is generated by the pressure receiving portion 28 of the piston 26 located in the oil chamber 20b, and the unload valve 9 is fully opened by the force of the spring 27. It has been switched to the state. In this state, the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is reduced to a pressure about the tank pressure.

その後、オペレータがゲートロックレバー２４をロック解除位置に操作すると、ゲートロック弁２３はパイロットポンプ３の吐出油路３ａをパイロット油路３ｂに連通させるため、油圧ピストン装置２０の油室２０ｂにパイロットポンプ３の吐出油が導入され、ピストン２６の受圧部２８に発生する油圧力によりアンロード弁９のバルブスプール５１を強制的に開方向に押すばね２７の力は解除され、その結果、アンロード弁９は図２に示す状態となる。このとき、操作レバーが操作されず、流量制御弁４２ａ〜４２ｃが中立位置にあるときは、信号圧油路７の圧力がタンク圧となり、油圧ポンプ２の吐出圧力はアンロード弁９のばね９ｃの設定とアンロード弁９のオーバライド特性とに応じた圧力Ｐｕｎ（目標アンロード差圧相当の圧力）に制御される。この圧力Ｐｕｎは、回路のリリーフ圧であるメインリリーフ弁１３のリリーフ圧Ｐｒよりはるかに低い値に設定されている(Ｐｕｎ＜０．１５Ｐｒ)。アンロード弁９のオーバライド特性とは、アンロード弁９の通過流量が増大するにしたがってばね９ｃの設定（ばね力）が増加し、アンロード弁９の制御圧力（目標アンロード差圧）が増加する特性である。 Thereafter, when the operator operates the gate lock lever 24 to the unlock position, the gate lock valve 23 causes the discharge oil passage 3a of the pilot pump 3 to communicate with the pilot oil passage 3b, so that the pilot pump is connected to the oil chamber 20b of the hydraulic piston device 20. 3 is introduced, and the force of the spring 27 that forcibly pushes the valve spool 51 of the unload valve 9 in the opening direction is released by the oil pressure generated in the pressure receiving portion 28 of the piston 26. As a result, the unload valve 9 is in the state shown in FIG. At this time, when the operation lever is not operated and the flow control valves 42 a to 42 c are in the neutral position, the pressure of the signal pressure oil passage 7 becomes the tank pressure, and the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is the spring 9 c of the unload valve 9. And the pressure Pun (pressure corresponding to the target unload differential pressure) according to the override characteristics of the unload valve 9. This pressure Pun is set to a value much lower than the relief pressure Pr of the main relief valve 13 which is the relief pressure of the circuit (Pun <0.15Pr). The override characteristic of the unload valve 9 is that the setting (spring force) of the spring 9c increases and the control pressure (target unload differential pressure) of the unload valve 9 increases as the passing flow rate of the unload valve 9 increases. It is a characteristic to do.

また、オペレータがゲートロックレバー２４をロック解除位置に操作し、ゲートロック弁２３がパイロットポンプ３の吐出油路３ａをパイロット油路３ｂに連通させると、操作レバーを操作することで流量制御弁４２ａ〜４２ｃを操作可能となる。 Further, when the operator operates the gate lock lever 24 to the unlock position and the gate lock valve 23 causes the discharge oil passage 3a of the pilot pump 3 to communicate with the pilot oil passage 3b, the flow control valve 42 is operated by operating the operation lever. a to 42c can be operated.

ここで、図２のアンロード弁９の状態を状態Ａ、図３のアンロード弁９の状態を状態Ｂと呼ぶと、油圧ポンプ２の吐出圧力は状態Ａより状態Ｂの方が低い。 Here, when the state of the unload valve 9 in FIG. 2 is referred to as state A and the state of the unload valve 9 in FIG. 3 is referred to as state B, the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is lower in state B than in state A.

また、周囲温度が例えば−１０℃以下となるような低温時においては、エンジン始動時の作動油の粘性が高く、ポンプ傾転制御機構３０の制御動作の応答遅れにより油圧ポンプ２の吐出流量が過大となるが、図３の状態Ｂではその過大流量によるアンロード弁９の制御圧力の発生はなく、油圧ポンプ２の負荷（従ってエンジン１の負荷）を低減し、エンジン１をスムーズに始動することができる。 In addition, when the ambient temperature is low, for example, −10 ° C. or lower, the viscosity of the hydraulic oil at the time of starting the engine is high, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is reduced due to the response delay of the control operation of the pump tilt control mechanism 30. In the state B of FIG. 3, the control pressure of the unload valve 9 is not generated due to the excessive flow rate, but the load of the hydraulic pump 2 (and hence the load of the engine 1) is reduced and the engine 1 is started smoothly. be able to.

すなわち、上述したように、エンジン１の始動時は、ポンプ傾転制御機構３０のロードセンシング制御により油圧ポンプ２の傾転はエンジン始動前の最大傾転から最小傾転へと制御され、油圧ポンプ２の吐出流量は最少となるよう制御される。このようなロードセンシング制御に際して、周囲温度が極端に低下しない常温時（例えば５℃以上のとき）は、エンジン始動時の作動油の粘性は比較的低いため、ポンプ傾転制御機構３０は応答性良く油圧ポンプ２の傾転を最大傾転から最小傾転へと制御し、油圧ポンプ２の吐出流量を速やかに最小流量へと制御する。このため、エンジン始動時にアンロード弁９が図３の状態Ｂ（強制開口状態）になく、図２の状態Ａにある場合でも、油圧ポンプ２の負荷（従ってエンジン１の負荷）は過大とならず、エンジン１の始動性が損なわれることはない。 That is, as described above, when the engine 1 is started, the tilt of the hydraulic pump 2 is controlled from the maximum tilt before the engine start to the minimum tilt by the load sensing control of the pump tilt control mechanism 30. The discharge flow rate of 2 is controlled to be minimized. In such load sensing control, when the ambient temperature does not extremely decrease (for example, when the temperature is 5 ° C. or higher), the viscosity of the hydraulic oil at the time of starting the engine is relatively low. The tilt of the hydraulic pump 2 is well controlled from the maximum tilt to the minimum tilt, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is quickly controlled to the minimum flow rate. Therefore, even when the unload valve 9 is not in the state B (forced opening state) in FIG. 3 and the state A in FIG. 2 when the engine is started, the load on the hydraulic pump 2 (and hence the load on the engine 1) is excessive. Therefore, the startability of the engine 1 is not impaired.

しかし、周囲温度が例えば−１０℃以下となる極低温時は、エンジン始動時の作動油の粘性は著しく高いため、ポンプ傾転制御機構３０の制御動作に応答遅れが発生し、この応答遅れの間、油圧ポンプ２の吐出流量が過大となる。このためエンジン始動時にアンロード弁９が図３の状態Ｂ（強制開口状態）になく、図２の状態Ａにある場合は、その油圧ポンプ２の過大流量とアンロード弁９のオーバロード特性によりアンロード弁９の制御圧力Ｐｕｎは上昇し、油圧ポンプ２の吐出圧力が上昇する。その結果、油圧ポンプ２の負荷（従ってエンジン１の負荷）が過大となり、エンジン始動性が低下する。 However, when the ambient temperature is extremely low, for example, −10 ° C. or less, the viscosity of the hydraulic oil at the time of starting the engine is remarkably high, so that a response delay occurs in the control operation of the pump tilt control mechanism 30, and this response delay Meanwhile, the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 becomes excessive. Therefore, when the engine is started, when the unload valve 9 is not in the state B (forced opening state) in FIG. 3 but in the state A in FIG. 2, due to the excessive flow rate of the hydraulic pump 2 and the overload characteristics of the unload valve 9 The control pressure Pun of the unload valve 9 increases and the discharge pressure of the hydraulic pump 2 increases. As a result, the load on the hydraulic pump 2 (and hence the load on the engine 1) becomes excessive, and the engine startability is reduced.

これに対し、本実施の形態では、エンジン始動時はアンロード弁９は図３の状態Ｂにあり、アンロード弁９はばね２７の力で強制的に全開状態に切り換えられているため、アンロード弁９の制御圧力Ｐｕｎの発生はなく、作動油の粘性上昇による油圧ポンプ２の流量制御の応答遅れによる過大流量の影響を受けない。その結果、低温時であっても油圧ポンプ２の吐出圧力はタンク圧程度の低い圧力に保持され、油圧ポンプ２の負荷（従ってエンジン１の負荷）は低く保持され、エンジン１をスムーズに始動することができる。 On the other hand, in the present embodiment, when the engine is started, the unload valve 9 is in the state B in FIG. 3, and the unload valve 9 is forcibly switched to the fully open state by the force of the spring 27. The control pressure Pun of the load valve 9 is not generated, and is not affected by the excessive flow rate due to the response delay of the flow rate control of the hydraulic pump 2 due to the increase in the viscosity of the hydraulic oil. As a result, the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is maintained at a pressure as low as the tank pressure even at a low temperature, the load of the hydraulic pump 2 (and hence the load of the engine 1) is maintained low, and the engine 1 is started smoothly. be able to.

以上のように本実施の形態によれば、手動強制切換手段（油圧ピストン装置２０、ゲートロック弁２３及びゲートロックレバー２４）を操作することによりアンロード弁９は強制的に油圧ポンプ２の吐出圧力制御時における開状態より開口面積が大きい全開状態となり、低温時のエンジン始動における油圧ポンプ２の負荷を低減し、エンジン１の始動性を向上することができる。 As described above, according to the present embodiment, the unload valve 9 is forcibly discharged from the hydraulic pump 2 by operating the manual forcible switching means (hydraulic piston device 20, gate lock valve 23 and gate lock lever 24). It becomes a fully open state in which the opening area is larger than the open state at the time of pressure control, and the load on the hydraulic pump 2 at the time of engine start at a low temperature can be reduced and the startability of the engine 1 can be improved.

また、油圧ピストン装置２０のばね２７の力と受圧部２８の油圧力とを対向させ、油圧力の発生の有無を切り換えることでばね２７の力がピストン２６及びピストンロッド２５を介してアンロード弁９に作用するかどうかを切り換えるので、アンロード弁９を確実に通常の状態（図２）と強制的開状態である全開状態（図３）に切り換えることができる。 Further, the force of the spring 27 of the hydraulic piston device 20 and the oil pressure of the pressure receiving portion 28 are made to face each other, and the presence or absence of the oil pressure is switched so that the force of the spring 27 is unloaded through the piston 26 and the piston rod 25. Therefore, the unload valve 9 can be reliably switched between the normal state (FIG. 2) and the fully open state (FIG. 3), which is a forced open state.

更に、既存のゲートロック弁２３及びゲートロックレバー２４を利用して、油圧ピストン装置２０の操作手段（バルブ手段及び手動操作手段）を構成したので、部品点数が低減し、安価な装置構成とすることができるとともに、ゲートロックレバー２４を操作してゲートロック弁２３を切り換えると、油圧ピストン装置２０の動作状態も同時に切り換わるため、アンロード弁９の状態を切り換えるための特別な操作が不要となる。 Furthermore, since the operation means (valve means and manual operation means) of the hydraulic piston device 20 is configured using the existing gate lock valve 23 and the gate lock lever 24, the number of parts is reduced and the device configuration is reduced. In addition, when the gate lock valve 24 is operated to switch the gate lock valve 23, the operation state of the hydraulic piston device 20 is also switched at the same time, so that a special operation for switching the state of the unload valve 9 is not required. Become.

なお、以上の実施の形態は本発明の精神の範囲内で種々の変更が可能である。例えば、上記実施の形態では、油圧ピストン装置（手動強制切換手段）２０は、アンロード弁９を油圧ポンプ２の吐出圧力制御時における開状態より開口面積が大きい開状態として全開状態に切り換える構成としたが、その強制的な切り換え後の開状態は、油圧ポンプ２の吐出圧力制御時における開状態より開口面積が大きい開状態であれば全開状態でなくてもよく、この場合でも、アンロード弁９を強制的に切り換えない場合に比べ、低温時のエンジン始動時における圧ポンプ２の吐出圧力を低減し、エンジン始動性を向上することができる。 The above embodiment can be variously modified within the spirit of the present invention. For example, in the above-described embodiment, the hydraulic piston device (manual forced switching means) 20 is configured to switch the unload valve 9 to the fully open state with the opening area having an opening area larger than the open state at the time of discharge pressure control of the hydraulic pump 2. However, the open state after the forced switching may not be the full open state as long as the opening area is larger than the open state at the time of discharge pressure control of the hydraulic pump 2, and even in this case, the unload valve Compared with the case where 9 is not forcibly switched, the discharge pressure of the pressure pump 2 at the time of engine start at a low temperature can be reduced, and the engine startability can be improved.

また、油圧ピストン装置２０は油圧駆動としたが、例えばソレノイド駆動のピストン装置であってもよく、その場合は、ゲートロックレバー２４の位置を電気的に検出し、ソレノイドの励磁、非励磁を制御することで、上記実施の形態と同様の効果（低温時のエンジン始動におけるエンジン始動性の向上）を得ることができる。 The hydraulic piston device 20 is hydraulically driven, but may be, for example, a solenoid-driven piston device. In this case, the position of the gate lock lever 24 is electrically detected to control excitation or non-excitation of the solenoid. By doing so, it is possible to obtain the same effect (improvement of engine startability in engine start at low temperature) as in the above embodiment.

また、上記実施の形態では、ゲートロック弁２３及びゲートロックレバー２４を油圧ピストン装置２０の操作手段（バルブ手段及び手動操作手段）に兼用したが、専用のバルブ手段及び手動操作手段を設けてもよく、これによっても上記実施の形態と同様の効果を得ることができる。 In the above embodiment, the gate lock valve 23 and the gate lock lever 24 are also used as the operation means (valve means and manual operation means) of the hydraulic piston device 20. However, a dedicated valve means and manual operation means may be provided. In this case as well, the same effect as the above embodiment can be obtained.

更に、上記実施の形態では、建設機械として油圧ショベルを例にとって説明したが、油圧ショベル以外の建設機械（例えばクレーン、ホイールローダ等）であっても本発明を同様に適用することができる。 Furthermore, in the above-described embodiment, a hydraulic excavator has been described as an example of a construction machine. However, the present invention can be similarly applied to a construction machine (for example, a crane, a wheel loader, etc.) other than the hydraulic excavator.

本発明の一実施の形態に係わる建設機械の油圧駆動装置の全体構成を示す図である。1 is a diagram illustrating an overall configuration of a hydraulic drive device for a construction machine according to an embodiment of the present invention. アンロード弁及び油圧ピストン装置の詳細構造を示す断面図であって、ゲートロック弁がロック解除位置にあるときの状態を示す図である。It is sectional drawing which shows the detailed structure of an unload valve and a hydraulic piston apparatus, Comprising: It is a figure which shows a state when a gate lock valve exists in a lock release position. アンロード弁及び油圧ピストン装置の詳細構造を示す断面図であって、ゲートロック弁がロック位置にあるときの状態を示す図である。It is sectional drawing which shows the detailed structure of an unloading valve and a hydraulic piston apparatus, Comprising: It is a figure which shows a state when a gate lock valve exists in a locked position. 本実施の形態の油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す図である。It is a figure which shows the external appearance of the hydraulic excavator by which the hydraulic drive device of this Embodiment is mounted.

Explanation of symbols

１エンジン
２油圧ポンプ（メインポンプ）
３パイロットポンプ
３ａ吐出油路
３ｂパイロット油路
４コントロールバルブ
４ａ，４ｂ，４ｃバルブセクション
４ｄサブセクション
５ａ，５ｂ，５ｃアクチュエータ
６ａ，６ｂシャトル弁
７信号圧油路
８ａ圧油供給油路
８ｂ圧油排出油路
９アンロード弁
９ａ受圧部（第１受圧部）
９ｂ受圧部（第２受圧部）
９ｃばね
９ｘ入口ポート
９ｙ出口ポート
１０絞り部
１１，１２信号圧油路
１３メインリリーフ弁
２０油圧ピストン装置（手動強制切換手段）
２０ａドレン室
２０ｂ油室
２１パイロットリリーフ弁
２２油路
２３ゲートロック弁（バルブ手段）
２４ゲートロックレバー（手動操作手段）
２５ピストンロッド
２６ピストン
２７ばね
２８受圧部（第３受圧部）
３０ポンプ傾転制御機構
３０ａトルク傾転制御部
３０ｂＬＳ傾転制御部（ロードセンシング制御手段）
３１ａトルク制御アクチュエータ
３１ｂばね
３１ｃ，３１ｄ受圧部
３２ＬＳ制御弁
３３ＬＳ制御アクチュエータ
３４ばね
４１ａ，４１ｂ，４１ｃ圧力補償弁
４２ａ，４２ｂ，４２ｃ流量制御弁（メインスプール）
４３ａ，４３ｂメータイン絞り部
４４負荷ポート
５０バルブハウジング
５０ａバルブ室
５０ｂシリンダ室
５１バルブスプール
５１ａ，５１ｂランド部
５１ｃ中間軸部
５１ｄ，５１ｅ制御スプール部
５１ｆノッチ
５１ｇ入口室
５１ｈ，５１ｉドレン室
５１ｊ，５１ｋ制御室 1 Engine 2 Hydraulic pump (Main pump)
3 Pilot pump 3a Discharge oil passage 3b Pilot oil passage 4 Control valve 4a, 4b, 4c Valve section 4d Subsection
5a, 5b, 5c Actuators 6a, 6b Shuttle valve 7 Signal pressure oil passage 8a Pressure oil supply oil passage 8b Pressure oil discharge oil passage 9 Unload valve 9a Pressure receiving portion (first pressure receiving portion)
9b Pressure receiving part (second pressure receiving part)
9c Spring 9x Inlet port 9y Outlet port 10 Throttle parts 11, 12 Signal pressure oil passage 13 Main relief valve 20 Hydraulic piston device (manual forced switching means)
20a Drain chamber 20b Oil chamber 21 Pilot relief valve 22 Oil passage 23 Gate lock valve (valve means)
24 Gate lock lever (manual operation means)
25 piston rod 26 piston 27 spring 28 pressure receiving part (third pressure receiving part)
30 Pump tilt control mechanism 30a Torque tilt control unit 30b LS tilt control unit (load sensing control means)
31a Torque control actuator 31b Spring
31c, 31d receiving portion 32 LS control valve 33 LS control actuator 34 springs 41a, 41b, 41c the pressure compensating valves 42a, 42b, 42c flow control valve (main spool)
43a, 43b Meter-in throttle 44 Load port 50 Valve housing 50a Valve chamber 50b Cylinder chamber 51 Valve spool 51a, 51b Land 51c Intermediate shaft 51d, 51e Control spool 51f Notch 51g Inlet chamber 51h, 51i Drain chamber 51j, 51k Control Room

Claims

Engine,
A variable displacement hydraulic pump driven by this engine;
A plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump;
A plurality of flow rate control valves for controlling the flow rate of pressure oil supplied from the hydraulic pump to a plurality of actuators;
Load sensing control means for controlling the capacity of the hydraulic pump such that the discharge pressure of the hydraulic pump is higher than the maximum load pressure of the plurality of actuators;
An unloading valve that opens when the discharge pressure of the hydraulic pump is higher than a predetermined pressure above the maximum load pressure, returns the discharge oil of the hydraulic pump to the tank, and controls the discharge pressure of the hydraulic pump;
Manual forcibly switching means for forcibly switching the unload valve to an open state having a larger opening area than the open state at the time of discharge pressure control of the hydraulic pump ;
The unloading valve includes a first pressure receiving portion for acting in a closing direction in which a maximum load pressure or a tank pressure detected by the pressure detecting means is guided, and a second pressure receiving portion in an opening direction for guiding a discharge pressure of the hydraulic pump. And a biasing means for acting in the closing direction for setting the predetermined pressure,
The manual forced switching means is
A hydraulic piston device provided on the second pressure receiving portion side of the unload valve, wherein the piston includes a piston rod that directly acts on the second pressure receiving portion of the unload valve, and the piston and the piston rod are connected to the unload valve. A spring energizing in the opening direction of the load valve; an oil chamber formed on the piston on the opposite side of the spring; and an end surface of the piston located on the oil chamber, the piston being in a direction opposite to the spring A hydraulic piston device including a third pressure receiving portion biased to
Valve means for selectively communicating an oil chamber of the hydraulic piston device with a pilot hydraulic source and a tank;
A hydraulic drive device for a construction machine, comprising manual operation means for switching the valve means.

The hydraulic drive device for a construction machine according to claim 1 ,
A pilot pump,
A pilot oilway,
A plurality of remote control valves that are connected to the pilot oil passage and generate a control pilot pressure for switching the plurality of flow control valves based on a discharge pressure of the pilot pump;
A gate lock lever provided at the entrance of the operator's cab and operated to an unlock position and a lock position;
It is interposed between the pilot oil discharge oil passage and the pilot oil passage, and when the gate lock lever is operated to the unlock position, the pilot pump discharge oil passage is communicated with the pilot oil passage, A gate lock valve that shuts off communication between a discharge oil passage of the pilot pump and the pilot oil passage when the gate lock lever is operated to the lock position, and connects the pilot oil passage to a tank;
The hydraulic drive apparatus for a construction machine, wherein the pilot hydraulic power source is the pilot pump, the valve means is the gate lock valve, and the manual operation means is the gate lock lever.