JP6924951B2 - 油圧駆動装置 - Google Patents

Description

本発明は、建設機械等で使用される１つの可変容量型ポンプ（以下、可変ポンプと略す）の吐出油を複数のアクチュエータのそれぞれに流入する圧油を制御可能にした流量調整機能を持つ複数の方向切換弁及び各方向切換弁のそれぞれの圧力補償をする複数の圧力補償弁を持つ油圧駆動装置に関する。

例えば、従来から図４に示すように、この種の油圧駆動装置２００は、建設機械や農業機械等用を主として用いられ、負荷圧力ＰＬに応じて、可変ポンプ２０２の吐出流量を制御するロードセンシング機能を備えたものが使用されている（例えば、特許文献１参照）。

また、複数のアクチュエータ２１０、２２０を同時に駆動するとき、各アクチュエータ２１０、２２０の負荷圧力の差により、互いに干渉してアクチュエータ２１０、２２０の速度変化が生じないように、各アクチュエータ２１０、２２０への回路に圧力補償弁２０４、２１４を設けることで、可変ポンプ２０２の吐出量を分流するようにされている。

さらに、可変ポンプ２０２の吐出流量が複数のアクチュエータ２１０、２２０を同時駆動させたときの所定要求流量を下まわった場合には、各アクチュエータ２１０、２２０に各アクチュエータ２１０、２２０の要求流量の比で可変ポンプ２０２の吐出流量を分配する機能いわゆるアンチサチュレーション機能を持つものが使用されている。

特に従来技術では、コントロールバルブ２２２内に可変ポンプ２０２の吐出圧Ｐｄと複数のアクチュエータ２１０、２２０のうちの最も高い負荷圧力Ｐｍ２１６（以下、最高負荷圧力と記載する）の差圧を検出する減圧弁２３１を持ち、検出された差圧Ｐｃは前記圧力補償弁２０４、２１４の開く方向に作用し、各アクチュエータ２１０、２２０の負荷圧力ＰＬも圧力補償弁２０４、２１４を開く方向に、各方向切換弁２０８、２１８の１次圧をＰｚとし、圧力補償弁２０４、２１４を閉じる方向に作用させている。

例えば、圧力補償弁２０４、２１４の各圧力の受圧面積をＡ１、Ａ２、Ａ３とし、Ａ１＝Ａ２＝Ａ３とほぼ同じに設定することで、Ｐｃ×Ａ１＋ＰＬ×Ａ２＝Ｐｚ×Ａ３が成立するように制御し、全ての方向切換弁２０８、２１８の前後差圧がＰｚ−ＰＬ＝Ｐｃとなり、可変ポンプ２０２の吐出流量が不足した場合でも各アクチュエータ２１０、２２０への流量を分流するアンチサチュレーション機能を実現している。なお、図４において、名称がない符号は、特許文献１の図２に開示されているので、説明を省略する。

特許第３５６４９１１号公報

本来従来技術のように、アンチサチュレーション機能を有するロードセンシングシステムでは、理論的には可変ポンプ２０２の吐出流量が不足しても、同時駆動する各アクチュエータ２１０、２２０へ要求流量の比で流量を分配する。

確かに、実際にロードセンシングシステムを搭載する建設機械（例えば、油圧ショベル）を操作する場合、エンジン２０１の回転数が一般的な定格回転である２０００ｒｐｍ以上では、複数のアクチュエータ２１０、２２０が同時操作して、可変ポンプ２０２の吐出流量よりもアクチュエータ２１０、２２０の要求流量の合計が多くなった場合は要求流量の比率で各アクチュエータ２１０、２２０に流量は均等に分配される。

しかしエンジン２０１の回転数が低い場合、例えば１６００ｒｐｍ以下では、可変ポンプ２０２の吐出流量が小さくなる。この場合、複数のアクチュエータ２１０、２２０を同時操作すると、複数のアクチュエータ２１０、２２０の要求流量に対し、可変ポンプ２０２の吐出流量が極端に小さくなる。

この場合、本来負荷圧力ＰＬが低いアクチュエータへの方向切換弁の圧力補償弁はほぼゼロラップに近い状態で制御しなければならない。しかし、精度の良い圧力補償弁をもってしても、流体力や、ドレンポート２１２などの背圧の影響や、受圧面積のばらつきもあり、圧力補償弁２０４、２１４は本来制御すべき位置でつり合わず、必要以上に開いた状態になってつり合っている。その結果、負荷圧力ＰＬの低いアクチュエータに優先的に流量が分配され、負荷圧力ＰＬが高いアクチュエータに流量が分配されない状態が起こる。

エンジン２０１の定格回転時では、複数のアクチュエータ２１０、２２０への流量が均等に分配され、同時操作がバランスよくでき、オペレータの思い通りの操作ができる。しかし、エンジン２０１の回転数が低くなると同様に複数のアクチュエータ２１０、２２０を同時操作しても、負荷圧力ＰＬが高いアクチュエータだけ動かず、オペレータの意図通り操作ができないことが起こる。

これにより、干渉してはいけないものに機械がぶつかることもありうる。近年は、省エネ、環境問題、または深夜での作業で、建設機械を操作するオペレータがエンジン２０１の回転数を低くして操作することがあるため、無視できない問題となっている。

本発明は係る課題を解決するためになされたもので、機械のエンジンなどの原動機の回転数が定格回転よりも低い場合に負荷の異なる複数のアクチュエータを同時操作を定格回転時と同様に行うことを可能にする油圧駆動装置を提供することを目的とする。

前記の課題を解決するため本発明は、
可変ポンプと、
前記可変ポンプの吐出油によって駆動される複数のアクチュエータと、
前記複数のアクチュエータのそれぞれに流入する圧油を制御可能にされた流量調節機能を有する複数の方向制御弁と、
前記複数の方向制御弁のそれぞれの圧力補償をする複数の圧力補償弁と、
前記可変ポンプの吐出圧力（Ｐｄ）とアクチュエータの最高負荷圧力（Ｐｍ）との差圧に等しい二次圧力（Ｐｃ＝Ｐｄ−Ｐｍ）を発生する差圧制御弁と、
前記可変ポンプの吐出油を該可変ポンプの押しのけ容積変更手段に連通させるポンプ流量調整弁と、を有し、
前記複数の圧力補償弁は圧力補償弁を閉じる方向に圧力補償弁の下流側の圧力（Ｐｚ）を作用させ、
前記圧力補償弁を開く方向に前記差圧制御弁から出力される二次圧力（Ｐｃ）及び前記方向制御弁の下流側圧力であるアクチュエータ負荷圧力（ＰＬ）をそれぞれ作用させて圧力補償をするようにし、
前記ポンプ流量調整弁のスプリングの作用力を前記ポンプ流量調整弁を閉じ該可変ポンプの押しのけ容積を増大させる方向に作用させ、
前記二次圧力（Ｐｃ）を油路を介して前記ポンプ流量調整弁を開き前記可変ポンプの押しのけ容積を減少させるよう作用させ、
前記複数の圧力補償弁は対応する各前記方向制御弁の上流側に設けられ、
該圧力補償弁は第１の油室の第１の受圧面積に自身の下流側の出口圧力を弁を閉じる方向に作用させ、
第２の油室の第２の受圧面積に前記二次圧力を弁を開く方向に作用させ、
第３の油室の第３の受圧面積に各前記アクチュエータの負荷圧力を弁を開く方向に作用させ、
前記第１の受圧面積と前記第２の受圧面積と前記第３の受圧面積とをほぼ同じとし、
前記複数のアクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータのうちの高負荷側アクチュエータの負荷圧力が他方の低負荷側アクチュエータの負荷圧力より大きい負荷特性を有する油圧駆動装置において、
前記複数の圧力補償弁のうち、前記高負荷側アクチュエータに通ずる第一の圧力補償弁はスプリングの作用力が開方向に作用するように該スプリングが設けられ、
前記複数の圧力補償弁のうち、前記低負荷側アクチュエータに通ずる第二の圧力補償弁はスプリングの作用力が閉方向に作用するように該スプリングが設けられたことを特徴とする。

本発明によれば、高負荷側アクチュエータに通ずる第一の圧力補償弁はスプリングの作用力が開方向に作用するように該スプリングが設けられ、低負荷側アクチュエータに通ずる第二の圧力補償弁はスプリングの作用力が閉方向に作用するように該スプリングが設けられている。

これにより、第一及び第二の圧力補償弁内の力がつり合って、第一の圧力補償弁が出力油路を介して連通する方向制御弁の前後差圧が、第二の圧力補償弁が出力油路を介して連通する方向制御弁の前後差圧に対して、大きく設定されるので、低負荷側アクチュエータよりも高負荷側アクチュエータに分配される圧油の流量が優先される。

本発明は、エンジンなどの原動機の回転数が定格回転よりも低くなって可変ポンプの吐出流量が複数のアクチュエータの要求流量よりも極端に少なくなった場合でも、複数のアクチュエータを同時操作し、複数のアクチュエータへの圧油の流量分配が適切に行われる油圧駆動装置となり、実機での同時操作がエンジン等の原動機が定格回転時と同様の速度バランスで動くことが可能となる油圧駆動装置を提供することができる。

本発明の実施の形態に係る油圧駆動装置の油圧回路図である。 図１の油圧駆動装置に使用される高負荷側アクチュエータに連通する圧力補償弁の実施の形態の概略縦断面図である。 図１の油圧駆動装置に使用される低負荷側アクチュエータに連通する圧力補償弁の実施の形態の概略縦断面図である。 従来例の油圧駆動装置の油圧回路図である。

以下、本発明の油圧駆動装置につき好適な実施の形態を挙げ、添付図面を参照して詳細に説明する。

図１の油圧回路図に示すように、本発明の油圧駆動装置１１は、ポンプ装置２１と、バルブ装置２２と、高負荷側アクチュエータ１０ａと、低負荷側アクチュエータ１０ｂ、１０ｃと、から構成されている。

ポンプ装置２１は、可変容量型ポンプ２（以下、ポンプ押しのけ容積変更手段という）と、該可変ポンプ２の押しのけ容積変更手段１７と、可変ポンプ２の吐出油を可変ポンプ２の押しのけ容積変更手段１７に連通させるポンプ流量調整弁３８と、を有し、前記ポンプ流量調整弁３８のスプリング１９の作用力をポンプ流量調整弁３８を閉じて可変ポンプ２の押しのけ容積を増大させるように作用させ、二次圧力Ｐｃをパイロット油路３３を介してポンプ流量調整弁３８を開いて可変ポンプ２の押しのけ容積が減少するように作用させ、二次圧力Ｐｃとスプリング１９であらかじめ設定された作用力とをつり合わせることにより、二次圧力Ｐｃが作用する力がスプリング１９の作用力よりも大きい場合は、可変ポンプ２の押しのけ容積を小さくするように制御され、逆に、二次圧力Ｐｃが、スプリング１９の作用力よりも小さい場合は、可変ポンプ２の押しのけ容積を大きくするように制御されており、これにより、二次圧力Ｐｃに応じて押しのけ容積変更手段１７を作動させて可変ポンプ２の吐出量を制御するロードセンシング機能を有する。

バルブ装置２２は、複数の圧力制御弁４ａ、４ｂ、４ｃと、方向制御弁８ａ、８ｂ、８ｃと、該方向制御弁８ａ、８ｂ、８ｃの同数（図１の場合、３個）のチェック弁４０と、前記方向制御弁８ａ、８ｂ、８ｃの数より１個少ない（図１の場合、２個）のシャトル弁１３と、差圧制御弁３１と、を有し、ポンプ装置２１から出力された圧油を制御して各アクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃへ供給する。

エンジン等の原動機１で駆動される可変ポンプ２の吐出油路２３、３に複数の圧力補償弁４ａ、４ｂ、４ｃ（うち３個のみ示す）を並列に接続し、各方向制御弁８ａ、８ｂ、８ｃの圧力補償をする各圧力補償弁４ａ、４ｂ、４ｃの出力油路６ａ、６ｂ、６ｃに夫々チェック弁４０、４０、４０を介して複数のアクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃ（図１では３個のみ示す）にそれぞれに流入する圧油を制御可能にされた流量調節機能を有する方向制御弁８ａ、８ｂ、８ｃ（図１では３個のみ示す）をそれぞれ接続する。

方向制御弁８ａ、８ｂ、８ｃの出力側が夫々のアクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃに接続され、夫々のアクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃからの戻り油を再び夫々の方向制御弁８ａ、８ｂ、８ｃを介してタンク１２へ戻すようにされている。

方向制御弁８ａ、８ｂ、８ｃのアクチュエータ負荷圧力取出ポート７ａ、７ｂ、７ｃから負荷圧力取出ライン９ａ、９ｂ、９ｃを介して取り出した負荷圧力ＰＬａ、ＰＬｂ、ＰＬｃは、複数のシャトル弁１３がアクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃのうちの最高負荷圧力Ｐｍ（以下、最高負荷圧力という）を選択し、さらに、差圧制御弁３１は可変ポンプ２の吐出圧力Ｐｄと最高負荷圧力Ｐｍとの差圧に等しい二次圧力Ｐｃを発生する。

高負荷側アクチュエータ１０ａに連通する第一の圧力補償弁４ａは、閉じ方向に圧力補償弁４ａの、制御油室に圧力補償弁４ａの下流側の圧力、すなわち、方向制御弁８ａの１次圧Ｐｚａを作用させ、圧力補償弁４ａの開方向に吐出圧力Ｐｄと最高負荷圧力Ｐｍとの差圧に等しい二次圧力Ｐｃ、方向制御弁の下流側の圧力であるアクチュエータ負荷圧力ＰＬａ及びスプリング５ａの作用力をそれぞれ作用させるようにしている。

また、低負荷側アクチュエータ１０ｂ、１０ｃに連通する第二の圧力補償弁４ｂ、４ｃは、閉じ方向に各圧力補償弁４ｂ、４ｃの制御油室に圧力補償弁４ｂ、４ｃの下流側の圧力、すなわち、各方向制御弁８ｂ、８ｃの１次圧Ｐｚｂ、Ｐｚｃ及びスプリング５ｂ、５ｃの作用力をそれぞれ作用させ、圧力補償弁４ｂ、４ｃの開方向に二次圧力Ｐｃ及びアクチュエータ負荷圧力ＰＬｂ、ＰＬｃをそれぞれ作用させるようにしている。

これにより、各圧力補償弁４ａ、４ｂ、４ｃは可変ポンプ２の吐出量がアクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃの所定要求量を下回った場合には、アクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃに適切な比で可変ポンプ２の吐出量を分配するアンチサチュレーション機能を有する。

さらに、油圧駆動装置１１は、各アクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃの負荷圧力ＰＬａ、ＰＬｂ、ＰＬｃの増加に応じてそのアクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃに通じる圧力補償弁４ａ、４ｂ、４ｃの少なくとも１の流量を減少するようにしたものである。

図２に示すように、図１の油圧駆動装置１１に使用する圧力補償弁４ａは、本体５１と、前記本体５１に設けた小径本体穴５２と、小径本体穴５２に続く大径本体穴５３と、小径本体穴５２（内径ｄ３）に摺動可能に嵌合する小径部６１及び大径本体穴５３（内径ｄ２）と摺動可能に嵌合する第１及び第２の大径ランド６２、６３を有するスプール６０と、
本体５１に順次設けられたアクチュエータの負荷圧力ポート５９、二次圧力ポート５５、出口ポート５６、ポンプ吐出油路３に連通する入口ポート５７及びタンクポート５８と、を有する。小径本体穴５２に嵌合するスプール６０の一端に設けた小径部６１はスプリング５ａを介して本体穴端面７１ａに当接可能に負荷圧力ポート５９に通じる第３の油室７５を形成し、そしてスプール６０の他端６４はタンクポート５８に通じるタンク油室７２を形成する。

スプール６０の小径部６１と第１の大径ランド６２との接合部を囲む大径本体穴５３内には二次圧力ポート５５に通じる第２の油室７４を形成し、スプール６０の他端６４に設けられた軸方向穴６５（内径ｄ１）にはピストン７０が油密に入れ子式に摺動可能に挿入され、かつ、ピストン７０の他端はもう一方の本体穴端面７１ｂに当接可能にされてタンクポート５８に通じるタンク油室７２内に設けられている。軸方向穴６５内のスプール６０とピストン７０との間にはパイロット油路６６を介して出口ポート５６に通じる第１の油室７３が形成されており、第１の油室７３の第１の受圧面積Ａ１はピストン７０の断面積により、第２の油室７４の第２の受圧面積Ａ２は大径本体穴５３の断面積から小径穴５２の断面積を引いた面積により、そして第３の油室７５の第３の受圧面積Ａ３は小径部６１の断面積により、それぞれ形成され、かつスプール６０には、第１の大径ランド部６２に面する第２の大径ランド６３に設けた出口ポート５６と入口ポート５７間を絞る開閉可能な絞り部６７とを有する。出口ポート５６に通じる第１の油室７３には出口圧力Ｐｚａがスプール６０を図２で見て左方向に絞り部６７を閉じる方向に作用し、第２の油室７４の第２の受圧面積Ａ２には二次圧力Ｐｃがスプール６０を図２で見て右方向に絞り部６７を開く方向に作用し、そして第３の油室７５の第３の受圧面積Ａ３には負荷圧力ＰＬａがスプール６０を図２で見て右方向に絞り部６７を開く方向に作用する。

第１の受圧面積Ａ１、第２の受圧面積Ａ２及び第３の受圧面積Ａ３は、ほぼ等しくなるように形成されている。また、スプール６０は、図２で見て左方向へ最大ストロークした場合は、スプール６０の左端面が第３の油室７５の本体左端面７１ａに当接し、絞り部６７を閉じるようにされている。逆に右方向へ最大ストロークした場合は、スプール６０の右端面６４及びピストン７０の右端面が本体穴右端面７１ｂに当接し、絞り部６７は全開となる。スプール６０の中間のストロークでは、スプール６０の絞り部６７によりスプール６０の右方向へのストローク量の増大に伴い、開度が増大するように形成されている。
なお、スプリング５ａは、方向制御弁８ａが操作されていない時にスプール６０を右方向へストロークさせ、絞り部６７を開く方向に作用する。また、図２は作動原理を概念的に示すためのものであり、本体穴５４の両端は開放されていないが、実際には本体穴５４を図示しない段付きの通し穴もしくは右側面からの加工穴として構成し、図示しないねじプラグ等の方法で閉止する構造とすることができる。

次に、図２の実施形態についてその作用を説明する。圧力補償弁４ａのスプール６０に作用する力のつり合いを考える。まず、スプール６０を同図右方向すなわち、絞り部６７を開く方向に作用する力Ｆｏは、負荷圧力をＰＬａ、ポンプ吐出圧力をＰｄ、最高負荷圧力をＰｍ、二次圧力をＰｃ（Ｐｃ＝Ｐｄ−Ｐｍ）、スプリング５ａの作用力をＷａとすると、
Ｆｏ＝ＰＬａ×Ａ３＋Ｐｃ×Ａ２＋Ｗａ・・・（１）式
逆に同図左方向、すなわち絞り部６７を閉じ方向に作用する力Ｆｃは、方向制御弁８ａの上流側６ａ、即ち出口ポート５６の出口圧力をＰｚａとすると、
Ｆｃ＝Ｐｚａ×Ａ１・・・（２）式
となる。ここで圧力補償弁４ａの制御時は両方向の力がつり合っているので（１）式と（２）式は等しいから
ＰＬａ×Ａ３＋Ｐｃ×Ａ２＋Ｗａ＝Ｐｚａ×Ａ１・・・（３）式
なる関係が成立する。
ここで、第１の受圧面積Ａ１、第２の受圧面積Ａ２及び第３の受圧面積Ａ３は、ほぼ等しくなるようにされているのでＡ１＝Ａ２＝Ａ３となり、（３）式より方向制御弁差圧ΔＰａ＝（Ｐｚａ−ＰＬａ）は、
ΔＰａ＝Ｐｃ＋Ｗａ・・・（４）式
となる。従って方向制御弁差圧ΔＰａは、二次圧力Ｐｃと、スプリング５ａの作用力Ｗａにより一定値に決定されるから、個々の負荷圧力ＰＬａによらず常に一定の値となる。
なお、サチュレーション状態では、二次圧力Ｐｃがその状況に応じて小さくなり、方向制御弁差圧も小さくなる。
なお、第３の受圧面積Ａ３と第２の受圧面積Ａ２は等しくてもよいし、等しくなくてもよい。仮に、Ａ２≠Ａ３の場合は、
ΔＰａ＝（Ｐｚａ−ＰＬａ）＝（Ｐｃ×Ａ２＋Ｗａ）／Ａ３・・・（５）式
となり、（５）式に示すようにＡ２とＡ３の比率によってΔＰａの絶対値を種々変更できる。
なお、第１の受圧面積Ａ１は第３の受圧面積Ａ３との関係で決定される。

図３を参照すると、図１の油圧駆動装置１１に使用する圧力補償弁４ｂ、４ｃの実施の形態の概略縦断面図が示されている。圧力補償弁の断面構造自身は４ｂ、４ｃともに同じであるので、ここでは代表して圧力補償弁４ｂを示す。

図１の油圧駆動装置１１に使用する圧力補償弁４ｂは、本体８１と、本体８１に設けた小径本体穴８２と、小径本体穴８２に続く大径本体穴８３と、小径本体穴８２（内径ｄ３）に摺動可能に嵌合する小径部９１及び大径本体穴８３（内径ｄ２）と摺動可能に嵌合する第１及び第２の大径ランド９２、９３を有するスプール９０と、本体穴８４に沿って本体８１に順次設けられたアクチュエータの負荷圧力ポート８９、二次圧力ポート８５、出口ポート８６、ポンプ吐出油路３と連通する入口ポート８７及びタンクポート８８と、を有する。小径本体穴８２に嵌合するスプール９０の一端に設けた小径部９１は本体穴端面１０１ａに当接可能に負荷圧力ポート８９に通じる第３の油室１０５を形成し、そしてスプール９０の他端９４はタンクポート８８に通じるタンク油室１０２を形成する。

スプール９０の小径部９１と第１の大径ランド９２との接合部を囲む大径本体穴８３内に二次圧力ポート８５に通じる第２の油室１０４を形成し、スプール９０の他端９４に設けられた段付軸方向穴９５（内径ｄ１）にはスプリング５ｂを介して補助ピストン１００が油密に入れ子式に摺動可能に挿入され、かつ、補助ピストン１００の他端はもう一方の本体穴端面１０１ｂに当接可能にされてタンクポート８８に通じるタンク油室１０２内に設けられている。段付軸方向穴９５内のスプール９０と補助ピストン１００との間にはパイロット油路９６を介して出口ポート８６に通じる第１の油室１０３を形成しており、第１の油室１０３の第１の受圧面積Ａ１は補助ピストン１００の断面積により、第２の油室１０４の第２の受圧面積Ａ２は大径本体穴８３の断面積から小径穴８２の断面積を引いた面積により、そして第３の油室１０５の第３の受圧面積Ａ３は小径部９１の断面積により、それぞれ形成され、かつスプール９０には、第１の大径ランド部９２に面する第２の大径ランド９３に設けた出口ポート８６と入口ポート８７間を絞る開閉可能な絞り部９７と、を有する。出口ポート８６に通じる第１の油室１０３には出口圧力Ｐｚｂがスプール９０を図３で見て左方向に絞り部９７を閉じる方向に作用し、第２の油室１０４の第２の受圧面積Ａ２には二次圧力Ｐｃがスプール９０を図３で見て右方向に絞り部９７を開く方向に作用し、そして第３の油室１０５の第３の受圧面積Ａ３には負荷圧力ＰＬｂがスプール９０を図３で見て右方向に絞り部９７を開く方向に作用する。

第１の受圧面積Ａ１、第２の受圧面積Ａ２及び第３の受圧面積Ａ３は、ほぼ等しくなるように形成されている。また、スプール９０は、図２で見て左方向へ最大ストロークした場合は、スプール９０の左端面が第３の油室１０５の本体左端面１０１ａに当接し、絞り部９７を閉じるようにされている。逆に右方向へ最大ストロークした場合は、スプール９０の右端面９４及び補助ピストン１００の右端面が本体穴右端面１０１ｂに当接し、絞り部９７は全開となるようにされている。スプール９０の右方向へのストローク量の増大に伴い、開度が増加するようにされている。なお、スプリング５ｂは、方向制御弁８ａが操作されていない時にスプール９０を左方向へストロークさせ、絞り部９７を閉じる方向に作用する。また、図３は作動原理を概念的に示すためのものであり、本体穴８４の両端は開放されていないが、実際には本体穴８４を図示しない段付きの通し穴もしくは右側面からの加工穴として構成し、図示しないねじプラグ等の方法で閉止する構造とすることができる。

次に、図３の実施形態についてその作用を説明する。圧力補償弁４ｂのスプール９０に作用する力のつり合いを考える。まず、スプール９０を同図右方向すなわち、絞り部９７を開く方向に作用する力Ｆｏは、負荷圧力をＰＬｂ、ポンプ吐出圧力をＰｄ、最高負荷圧力をＰｍ、二次圧力をＰｃ（Ｐｃ＝Ｐｄ−Ｐｍ）とすると、
Ｆｏ＝ＰＬｂ×Ａ３＋Ｐｃ×Ａ２・・・（６）式
逆に同図左方向、すなわち絞り部９７を閉じ方向に作用する力Ｆｃは、方向制御弁８ａの上流側６ａ、即ち出口ポート８６の出口圧力をＰｚｂ、スプリング５ｂの作用力をＷｂとすると、
Ｆｃ＝Ｐｚｂ×Ａ１＋Ｗｂ・・・（７）式
となる。ここで圧力補償弁の制御時は両方向の力がつり合っているので（６）式と（７）式は等しいから、
ＰＬｂ×Ａ３＋Ｐｃ×Ａ２＝Ｐｚｂ×Ａ１＋Ｗｂ・・・（８）式
なる関係が成立する。
ここで、第１の受圧面積Ａ１、第２の受圧面積Ａ２及び第３の受圧面積Ａ３は、ほぼ等しくなるようにされているのでＡ１＝Ａ２＝Ａ３となり、（８）式より方向制御弁差圧ΔＰｂ＝（Ｐｚｂ−ＰＬｂ）は、
ΔＰｂ＝Ｐｃ−Ｗｂ・・・（９）式
となる。従って方向制御弁差圧ΔＰｂは、二次圧力Ｐｃと、スプリング５ｂの作用力Ｗｂにより一定値に決定されるから、個々の負荷圧力ＰＬｂによらず常に一定の値となる。
なお、サチュレーション状態では、二次圧力Ｐｃがその状況に応じて小さくなり、方向制御弁差圧も小さくなる。
なお、第３の受圧面積Ａ３と第２の受圧面積Ａ２は等しくてもよいし、等しくなくてもよい。仮に、Ａ２≠Ａ３の場合は、
ΔＰｂ＝（Ｐｚｂ−ＰＬｂ）＝（Ｐｃ×Ａ２−Ｗｂ）／Ａ３・・・（１０）式
となり、（１０）式に示すようにＡ２とＡ３の比率によってΔＰｂの絶対値を種々変更できる。なお、第１の受圧面積Ａ１は第３の受圧面積Ａ３との関係で決定される。

本発明の実施の形態に係る油圧駆動装置１１、圧力補償弁４ａ、４ｂ、４ｃは基本的には以上のように構成されて、動作するものである。次に、バルブ装置２２（図１参照）を構成する圧力補償弁４ａ、４ｂ、４ｃ内に挿設されているスプール６０、９０に作用する力のつり合いにより制御される各アクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃへの圧油の流量分配について説明する。

図１に示す油圧駆動装置１１は、同時操作する複数のアクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃを有し、参照符号１０ａは負荷圧力が最も高く設定されているアクチュエータで、１０ｂ、１０ｃはアクチュエータ１０ａに比べ十分に負荷圧力が低く設定されているアクチュエータである。負荷圧力が高いアクチュエータ１０ａに連通する圧力補償弁４ａには開く方向に作用するスプリング５ａを設け、負荷圧力が低いアクチュエータ１０ｂ、１０ｃに連通する圧力補償弁４ｂ、４ｃには閉じ方向に作用するスプリング５ｂ、５ｃを設けている。

前述のように、アクチュエータ１０ａに連通する方向制御弁８ａの前後差圧ΔＰａは、
ΔＰａ＝Ｐｃ＋Ｗａ・・・（４）式
であり、アクチュエータ１０ｂ、１０ｃに連通する方向制御弁８ｂ、８ｃの前後差圧ΔＰｂ、ΔＰｃは、
ΔＰｂ＝Ｐｃ−Ｗｂ・・・（９）式
ΔＰｃ＝Ｐｃ−Ｗｃ・・・（１１）式
となる。ここで、（４）式と（９）、（１１）式を比較すると、方向切換弁８ａの前後差圧ΔＰａが方向切換弁８ｂ、８ｃの前後差圧ΔＰｂ、ΔＰｃに対し大きく設定されることになる。方向切換弁８ａ、８ｂ、８ｃは切り換えた位置で、各アクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃに応じた開口面積となるよう設定されており、方向切換弁８ａ，８ｂ，８ｃを通過する流量は、方向切換弁を通過する流量をＱ、方向切換弁の開口面積をＳ、油の密度をρ、流量係数をαとすると、一般に以下の式であらわされる。
Ｑ＝α・Ｓ・√（２×ΔＰ／ρ）・・・（１２）式
よって、（４）式、（９）式、（１１）式、（１２）式から、低い設定負荷圧力のアクチュエータ１０ｂ、１０ｃに比べて、設定負荷圧力の高いアクチュエータ１０ａの流量の分配が優先されることになる。

これにより、エンジンなどの原動機１の回転数が定格回転よりも低くなった場合でも複数のアクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃを同時操作し、可変ポンプ２の吐出流量が複数のアクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃの要求流量よりも極端に少なくなった場合でも、複数のアクチュエータ１０ａ、１０ｂ、１０ｃへの流量分配が適切に行われる油圧駆動装置１１となり、実機での同時操作がエンジン等の原動機１が定格回転時と同様の速度バランスで動くことが可能となる。

１ 原動機
２ 可変容量型油圧ポンプ
３、２３ ポンプ吐出油路
４ａ、４ｂ、４ｃ 圧力補償弁
５ａ、５ｂ、５ｃ スプリング
６ａ、６ｂ、６ｃ 出力油路
７ａ、７ｂ、７ｃ 負荷圧力取出ポート
８ａ、８ｂ、８ｃ 方向制御弁
９ａ、９ｂ、９ｃ 負荷圧力取出ライン
１０ａ、１０ｂ、１０ｃ アクチュエータ
１１ 油圧駆動装置
１２ タンク
１３ シャトル弁
１６ 最高負荷圧力ライン
１７ 押しのけ容積変更手段
１９ スプリング
２１ ポンプ装置
２２ バルブ装置
３１ 差圧制御弁
３２ 二次圧力ライン
３３ パイロット油路
３４ａ、３４ｂ、３４ｃ 負荷圧力ライン
３８ ポンプ流量調整弁
４０ チェック弁
５１、８１ 本体
５２、８２ 小径本体穴
５３、８３ 大径本体穴
５４、８４ 本体穴
５５、８５ 二次圧力ポート
５６、８６ 出口ポート
５７、８７ 入口ポート
５８、８８ タンクポート
５９、８９ 負荷圧力ポート
６０、９０ スプール
６１、９１ 小径部
６２、９２ 第１の大径ランド
６３、９３ 第２の大径ランド
６４、９４ 他端
６５ 軸方向穴
６６、９６ パイロット油路
６７、９７ 絞り部
７０ ピストン １００ 補助ピストン
７１ａ、７１ｂ、１０１ａ、１０１ｂ 本体穴端面
７２、１０２ タンク油室
７３、１０３ 第１の油室
７４、１０４ 第２の油室
７５、１０５ 第３の油室
９５ 段付軸方向穴
Ｐｃ 二次圧力
Ｐｄ ポンプ吐出圧力
ＰＬａ、ＰＬｂ、ＰＬｃ アクチュエータ負荷圧力
Ｐｍ 最高負荷圧力
Ｐｚａ、Ｐｚｂ、Ｐｚｃ 圧力補償弁の下流側の圧力
Ｗａ、Ｗｂ、Ｗｃ スプリング力

Claims (1)

1. 可変ポンプと、
   前記可変ポンプの吐出油によって駆動される複数のアクチュエータと、
   前記複数のアクチュエータのそれぞれに流入する圧油を制御可能にされた流量調節機能を有する複数の方向制御弁と、
   前記複数の方向制御弁のそれぞれの圧力補償をする複数の圧力補償弁と、
   前記可変ポンプの吐出圧力（Ｐｄ）とアクチュエータの最高負荷圧力（Ｐｍ）との差圧に等しい二次圧力（Ｐｃ＝Ｐｄ−Ｐｍ）を発生する差圧制御弁と、
   前記可変ポンプの吐出油を該可変ポンプの押しのけ容積変更手段に連通させるポンプ流量調整弁と、を有し、
   前記複数の圧力補償弁は圧力補償弁を閉じる方向に圧力補償弁の下流側の圧力（Ｐｚ）を作用させ、
   前記圧力補償弁を開く方向に前記差圧制御弁から出力される二次圧力（Ｐｃ）及び前記方向制御弁の下流側圧力であるアクチュエータ負荷圧力（ＰＬ）をそれぞれ作用させて圧力補償をするようにし、
   前記ポンプ流量調整弁のスプリングの作用力を前記ポンプ流量調整弁を閉じ該可変ポンプの押しのけ容積を増大させる方向に作用させ、
   前記二次圧力（Ｐｃ）を油路を介して前記ポンプ流量調整弁を開き前記可変ポンプの押しのけ容積を減少させるよう作用させ、
   前記複数の圧力補償弁は対応する各前記方向制御弁の上流側に設けられ、
   該圧力補償弁は第１の油室の第１の受圧面積に自身の下流側の出口圧力を弁を閉じる方向に作用させ、
   第２の油室の第２の受圧面積に前記二次圧力を弁を開く方向に作用させ、
   第３の油室の第３の受圧面積に各前記アクチュエータの負荷圧力を弁を開く方向に作用させ、
   前記第１の受圧面積と前記第２の受圧面積と前記第３の受圧面積とをほぼ同じとし、
   前記複数のアクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータのうちの高負荷側アクチュエータの負荷圧力が他方の低負荷側アクチュエータの負荷圧力より大きい負荷特性を有する油圧駆動装置において、
   前記複数の圧力補償弁のうち、前記高負荷側アクチュエータに通ずる第一の圧力補償弁はスプリングの作用力が開方向に作用するように該スプリングが設けられ、
   前記複数の圧力補償弁のうち、前記低負荷側アクチュエータに通ずる第二の圧力補償弁はスプリングの作用力が閉方向に作用するように該スプリングが設けられたこと
   を特徴とする油圧駆動装置。
   

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