JPWO2013105357A1 - 油圧閉回路の駆動装置 - Google Patents

Abstract

油圧ポンプにより片ロッド式シリンダを駆動する油圧閉回路システムにおいて、負荷反転時のシリンダ速度の変動を抑えて操作性を向上できる駆動装置を提供する。両方向型油圧ポンプ２と、油圧ポンプ２が吐出する圧油により駆動する片ロッド式シリンダ７ａと、操作装置１０ａと、吐出流量制御手段１２とを備えた油圧閉回路の駆動装置であって、油圧シリンダのロッド側油室７ａ４の圧力とヘッド側油室７ａ５の圧力とを検出する圧力検出手段１７ａ，１７ｂと、ロッド側油室の圧力とヘッド側油室の圧力から油圧シリンダの負荷量を演算する負荷算出手段１１ａと，算出した負荷量の極性に応じて第１の比例ゲインを演算する負荷切換手段１１ｃと，算出した第１の比例ゲインと操作装置からの操作量とを乗算して指令信号を算出し、指令信号を吐出流量制御手段１２に出力する乗算手段１１ｄとを有する制御装置１１とを備えた。

Description

本発明は、油圧閉回路の駆動装置に係り、更に詳しくは、油圧ポンプにより直接に油圧アクチュエータを駆動する油圧閉回路の駆動装置に関する。

近年、油圧ショベルやホイールローダなどの建設機械において、省エネ化が重要な開発項目になっている。建設機械の省エネ化には油圧システム自体の省エネ化が重要であり、油圧ポンプにより油圧アクチュエータを閉回路接続して直接に制御する油圧閉回路システムの適用が検討されている。このシステムは、制御弁による圧損がなく、必要なときのみポンプ流量を吐出するため流量損失も発生しないので、省エネ化が可能となる。

建設機械には片ロッド式シリンダが、油圧アクチュエータとして用いられるため、閉回路接続するためにはシリンダ内ピストンのヘッド側とロッド側での受圧面積差に伴う流量差を吸収する必要があり、このための対策が提案されている。

例えば、特許文献１には、片ロッド式シリンダと油圧ポンプを閉回路接続したアクチュエータ回路に低圧選択弁を設け、流量過剰または流量不足が生じた場合に、低圧選択弁を介して回路内の油を自動的にタンクとの問で吸排作用する構成が記載されている。

特開２００１−２３７１号公報

油圧式プレスのように負荷の方向が常に一定である装置と異なり、建設機械では負荷の方向が頻繁に変動する。例えば油圧ショベルのアームシリンダではアームを伸ばした状態ではアーム重量がシリンダを引っ張る方向に作用するため、ロッド側の油室が高圧になり、アームを畳んだ状態では逆にシリンダを押す方向に作用するためヘッド側油室が高圧になる。同様に、ブームシリンダではブームが空中にある場合はブーム重量がシリンダを押す方向に作用するためヘッド側油室が高圧になり、バケットが接地して掘削姿勢になるとブームシリンダには引っ張り力が作用してロッド側油室が高圧になる。このように使用状況によりシリンダ負荷は変化するが、負荷によってピストンロッド速度が大きく変動しないことが操作性上は好ましい。

しかしながら、特許文献１に記載の油圧閉回路システムでは、負荷方向が反転する際にピストンロッド速度が大きく変動して操作性が低下するという課題があった。

本発明は、上述の事柄に基づいてなされたもので、その目的は、油圧ポンプにより片ロッド式シリンダを駆動する油圧閉回路システムにおいて、負荷反転時のピストンロッド速度の変動を抑えて操作性を向上できる駆動装置を提供するものである。

上記の目的を達成するために、第１の発明は、両方向型油圧ポンプと、前記両方向型油圧ポンプの吐出流量を制御する吐出流量制御手段と、前記両方向型油圧ポンプが吐出する圧油により駆動する片ロッド式シリンダと、前記両方向型油圧ポンプの一方の吐出口に一端が接続され、他端が前記片ロッド式シリンダのロッド側油室に接続される第１管路と、前記両方向型油圧ポンプの他方の吐出口に一端が接続され、他端が前記片ロッド式シリンダのヘッド側油室に接続される第２管路と、前記片ロッド式シリンダの駆動を指令する操作装置とを備えた油圧閉回路の駆動装置であって、前記片ロッド式シリンダのロッド側油室の圧力を検出するロッド側油室圧力検出手段と、前記片ロッド式シリンダのヘッド側油室の圧力を検出するヘッド側油室圧力検出手段と、前記ロッド側油室圧力検出手段で検出した前記片ロッド式シリンダのロッド側油室の圧力と前記ヘッド側油室圧力検出手段で検出したヘッド側油室の圧力とから前記片ロッド式シリンダの負荷量を演算する負荷算出手段と，前記負荷算出手段で算出した前記負荷量の極性に応じて第１の比例ゲインを演算する負荷切換手段と，前記負荷切換手段で算出した第１の比例ゲインと前記操作装置からの操作量とを乗算して指令信号を算出し、前記指令信号を前記吐出流量制御手段に出力する乗算手段とを有する制御装置とを備えたものとする。

また、第２の発明は、第１の発明において、前記負荷算出手段は、前記ヘッド側油室圧力検出手段が検出した前記片ロッド式シリンダのヘッド側油室の圧力と前記片ロッド式シリンダのシリンダヘッド側の受圧面積とを乗算した値から、前記ロッド側油室圧力検出手段が検出した前記片ロッド式シリンダのロッド側油室の圧力と前記片ロッド式シリンダのシリンダロッド側の受圧面積とを乗算した値を減算することで、前記片ロッド式シリンダの負荷量を演算することを特徴とする。

更に、第３の発明は、第２の発明において、前記負荷切換手段の前記第１の比例ゲインの出力特性は、前記片ロッド式シリンダの負荷量の極性が変化する領域において、不感帯またはヒステリシスを有することを特徴とする。

また、第４の発明は、第１乃至第３の発明のいずれかにおいて、前記負荷算出手段で算出した前記負荷量の増加に応じて漸減する第２の比例ゲインを演算する負荷感応手段と、前記負荷切換手段で算出した第１の比例ゲインと前記負荷感応手段で算出した第２の比例ゲインと前記操作装置からの操作量とを乗算して指令信号を算出し、前記指令信号を前記吐出流量制御手段に出力する乗算手段とを有する制御装置とを備えたことを特徴とする。

更に、第５の発明は、複数の両方向型油圧ポンプと、前記複数の両方向型油圧ポンプの吐出流量を制御する複数の吐出流量制御手段と、前記複数の両方向型油圧ポンプが吐出する圧油により駆動する複数の片ロッド式シリンダと、前記複数の片ロッド式シリンダの内の１つの片ロッド式シリンダのロッド側油室又はヘッド側油室のいずれか一方と、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の１つ又は２つの両方向型油圧ポンプの一方の吐出口とを接続可能とし、前記複数の片ロッド式シリンダの内の前記１つの片ロッド式シリンダのロッド側油室又はヘッド側油室のいずれか他方と、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の前記１つ又は２つの両方向型油圧ポンプの他方の吐出口とを接続可能とする複数の切換弁と、前記複数の片ロッド式シリンダの駆動を指令する複数の操作装置とを備えた油圧閉回路の駆動装置であって、前記複数の片ロッド式シリンダの各ロッド側油室の圧力を検出するロッド側油室圧力検出手段と、前記複数の片ロッド式シリンダの各ヘッド側油室の圧力を検出するヘッド側油室圧力検出手段と、前記ロッド側油室圧力検出手段で検出した前記複数の片ロッド式シリンダの各ロッド側油室の圧力と前記ヘッド側油室圧力検出手段で検出した前記複数の片ロッド式シリンダの各ヘッド側油室の圧力とから前記複数の片ロッド式シリンダの各負荷量を演算する負荷算出手段と，前記負荷算出手段で算出した前記各負荷量の極性に応じてそれぞれの第１の比例ゲインを演算する負荷切換手段と，前記負荷切換手段で算出したそれぞれの第１の比例ゲインと前記複数の操作装置からの各操作量とを乗算して各指令信号を算出し、前記各指令信号を前記各吐出流量制御手段に出力する乗算手段とを有する制御装置とを備えたものとする。

また、第６の発明は、第５の発明において、前記乗算手段の出力を予め定めた指令値に制限し、前記制限した信号を指令信号として、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の１つの両方向型油圧ポンプに対応する１つの前記吐出流量制御手段に出力する出力制限手段と、前記乗算手段の出力から前記予め定めた指令値を減算し、前記減算により算出した信号を指令信号として、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の前記１つの両方向型油圧ポンプ以外の１つの両方向型油圧ポンプに対応する１つの前記吐出流量制御手段に出力する減算手段とを有する制御装置を備えたことを特徴とする。

本発明によれば、負荷反転時のピストンロッド速度の変動を抑えることができるので、微妙な制御が可能になって操作性、制御性を向上させることができる。このことにより、速度変動に伴う振動やショックが抑えられ、オペレータに操作性と快適性を提供することができる。この結果、生産性が向上する。

本発明の油圧閉回路の駆動装置の第１の実施の形態を備えた油圧ショベルを示す側面図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第１の実施の形態を示す油圧回路図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第１の実施の形態を構成するコントローラの演算内容示すブロック図である。 油圧閉回路システムにおけるアームシリンダ駆動時におけるサーボポンプ流量とシリンダ圧力とアーム速度とアーム変位量との関係の一例を示す参考特性図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第１の実施の形態におけるアームシリンダ駆動時におけるサーボポンプ流量とシリンダ圧力とアーム速度とアーム変位量との関係の一例を示す特性図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態を示す油圧回路図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態における回路切換時の電磁切換弁とサーボポンプとの動作例を示す表図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態を構成するコントローラの演算内容示すブロック図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態におけるアームシリンダ駆動時におけるサーボポンプ流量とシリンダ圧力とアーム速度とアーム変位量との関係の一例を示す特性図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第３の実施の形態を示す油圧回路図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第４の実施の形態を示す油圧回路図である。

＜第１の実施の形態＞
以下、本発明の油圧閉回路の駆動装置の実施の形態を図面を用いて説明する。図１は、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第１の実施の形態を備えた油圧ショベルを示す側面図である。この図１において、油圧ショベルは走行体３１と、走行体３１の上に旋回可能に設けた旋回体３２と、旋回体３２上に配設された運転室３３と、旋回体３２上の前方部に上下方向に回動可能に（俯仰動可能に）取り付けられた多関節型のフロント装置３４とを備えている。

旋回体３２には、詳細後述する油圧閉回路２０と、油圧閉回路２０を構成するインバータ１２（図２参照）に電力を供給するバッテリ１３と、油圧閉回路２０を制御するコントローラ１１とが搭載されている。

フロント装置３４は、基端部が旋回体３２に回動可能に軸支されたブーム３５と、このブーム３５の先端部に回動可能に軸支されたアーム３６と、このアーム３６の先端に回動可能に軸支されたバケット３７とを備えており、ブーム３５、アーム３６、及びバケット３７は、それぞれブーム用油圧シリンダ７ｂ、アーム用油圧シリンダ７ａ、及びバケット用油圧シリンダ７ｃにより動作する。

ここで、アームシリンダ７ａにおけるロッド側油室とヘッド側油室との圧力を検討すると、点線で示すアーム３６の伸長状態においては、アーム３６の重量がアームシリンダ７ａのピストンロッドを引っ張る方向に作用するため、ロッド側油室の圧力が高圧になる。実線で示すアーム３６の屈曲状態においては、アーム３６の重量がアームシリンダ７ａのピストンロッドを押し付ける方向に作用するため、ヘッド側油室の圧力が高圧になる。

すなわち、アーム３６が回動して、アーム３６の軸方向が、ブーム３５の先端部のアーム３６を軸支する軸心から略鉛直方向下方に伸びる線（図上一点鎖線出示す）を超えるか否かによって、アームシリンダ７ａにかかる負荷の方向が反転する。

次に、油圧閉回路２０について図２を用いて説明する。図２は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第１の実施の形態を示す油圧回路図である。本実施の形態においては、油圧ショベルを構成するアームシリンダ７ａを駆動する例を示している。図２において、図１に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。

図２において、１は電動機、２は両方向型の油圧ポンプ、３ａ，３ｂは第１及び第２チェック弁、４ａ，４ｂは第１及び第２リリーフ弁、６ａ，６ｂは第１及び第２パイロットチェック弁、７ａはアームシリンダ、８は低圧ポンプ、９はタンク、１０ａはアーム用操作レバー、１１はコントローラ、１２はインバータ、１３はバッテリを示す。電動機１は、吐出流量制御手段であるインバータ１２を介してバッテリ１３から供給される電力によって回転駆動する。インバータ１２は、コントローラ１１からの駆動トルク指令に応じた電力を電動機１に供給する。電動機１の回転軸は、両方向型の油圧ポンプ２の回転軸に機械的に接続されていて、油圧ポンプ２を正逆回転させることにより、作動油の吸入・吐出方向を反転させて、アームシリンダ７ａを往復動させている。以下、電動機１と油圧ポンプ２の組み合わせをサーボポンプＳＰ１という。

アームシリンダ７ａは、シリンダ本体７ａ１と、シリンダ本体７ａ１内に移動可能に設けたピストン７ａ２と、ピストン７ａ２の一方側に設けたピストンロッド７ａ３とを備え、ロッド側油室７ａ４とヘッド側油室７ａ５とを有する片ロッド式を構成している。

低圧ポンプ８は、タンク９からの作動油を吸込み、吐出配管（低圧ライン）１６へ低圧の圧油を供給する。吐出配管１６は、第１及び第２パイロットチェック弁６ａ，６ｂの入口側、及び第１及び第２チェック弁３ａ，３ｂの入口側にそれぞれ接続している。

油圧ポンプ２は、２つの作動油吐出・吸入口２ｘ，２ｙを有している。一方の作動油の吐出・吸入口２ｘには、第１管路１４の一端側が接続されていて、第１管路１４の他端側は、アームシリンダ７ａのロッド側油室７ａ４の接続ポートに接続されている。他方の作動油の吐出・吸入口２ｙには、第２管路１５の一端側が接続されていて、第２管路１５の他端側は、アームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５の接続ポートに接続されている。

第１管路１４には、吸込みのみを許可する第１チェック弁３ａの出口側と第２管路１５の圧力をパイロット圧として吸込みのみを許可する第１パイロットチェック弁６ａの出口側とがそれぞれ接続されている。第１チェック弁３ａの入口側と第１パイロットチェック弁６ａの入口側とは、低圧ポンプ８の吐出配管１６に連通した管路にそれぞれ接続されている。

第２管路１５には、吸込みのみを許可する第２チェック弁３ｂの出口側と第１管路１４の圧力をパイロット圧として吸込みのみを許可する第２パイロットチェック弁６ｂの出口側とがそれぞれ接続されている。第２チェック弁３ｂの入口側と第２パイロットチェック弁６ｂの入口側とは、低圧ポンプ８の吐出配管１６に連通した管路にそれぞれ接続されている。

また、第１管路１４には、第１管路１４の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第２管路１５に逃がす第１リリーフ弁４ａの入口側が接続され、第１リリーフ弁４ａの出口側は、第２管路１５に接続されている。同様に、第２管路１５には、第２管路１５の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第１管路１４に逃がす第２リリーフ弁４ｂの入口側が接続され、第２リリーフ弁４ｂの出口側は、第１管路１４に接続されている。第１及び第２リリーフ弁４ａ，４ｂは、ポンプや配管の破損を防止するためのものである。

第１及び第２チェック弁３ａ，３ｂは、回路内の圧力（第１管路１４又は第２管路１５の圧力）が下がると、低圧ポンプ８からの作動油を低圧ライン１６から吸込み、回路内におけるキャビテーションの発生を防止するためのものである。

第１及び第２パイロットチェック弁６ａ，６ｂは、片ロッドシリンダであるアームシリンダ７ａの往復動に伴う流量差の収支を合わせるために、回路内の作動油を低圧ライン１６に排出し、又は、回路内へ低圧ライン１６の作動油を吸入するものである。

アームシリンダ７ａのロッド側のシリンダ本体７ａ１には、ロッド側油室７ａ４の圧力を検出する第１圧力センサ１７ａ（ロッド側油室圧力検出手段）が設けられ、アームシリンダ７ａのヘッド側のシリンダ本体７ａ１には、ヘッド側油室７ａ５の圧力を検出する第２圧力センサ１７ｂ（ヘッド側油室圧力検出手段）が設けられている。第１及び第２圧力センサ１７ａ，１７ｂが検出した各油室の圧力は、コントローラ１１に入力されている。

アーム用操作レバー１０ａは、運転室３３に設けられている。アーム用操作レバー１０ａの操作量信号は、コントローラ１１に入力され、コントローラ１１は、この操作量信号と第１及び第２圧力センサ１７ａ，１７ｂの信号などから電動機１・油圧ポンプ２の回転数指令を演算し、インバータ１２に駆動指令信号を出力する。

次に、コントローラ１１で実行する駆動指令信号の演算内容について図３を用いて説明する。図３は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第１の実施の形態を構成するコントローラの演算内容示すブロック図である。図３において、図１及び図２に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。

コントローラ１１は、図３に示すように、負荷算出手段１１ａと、負荷感応手段１１ｂと、負荷切換手段１１ｃと、乗算手段１１ｄとを備えている。また、コントローラ１１には、アーム用操作レバー１０ａからの操作量信号と、第１圧力センサ１７ａが検出したアームシリンダ７ａのロッド側油室７ａ４の圧力と、第２圧力センサ１７ｂが検出したアームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５の圧力とが入力されている。さらに、コントローラ１１からは、インバータ１２へサーボポンプＳＰ１を駆動する指令信号が出力されている。

負荷算出手段１１ａには、第１圧力センサ１７ａが検出したアームシリンダ７ａのロッド側油室７ａ４の圧力と、第２圧力センサ１７ｂが検出したアームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５の圧力とが入力される。負荷算出手段１１ａは、次の式（１）に従ってアームシリンダ７ａにかかるシリンダ負荷Ｆを算出する。
Ｆ＝Ｐhead×Ａhead−Ｐrod×Ａrod ・・・・・（１）
ここで、Ｐheadは、第２圧力センサ１７ｂが検出したアームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５の圧力、Ａheadは、アームシリンダ７ａにおけるピストン７ａ２のヘッド側の受圧面積、Ｐrodは、第１圧力センサ１７ａが検出したアームシリンダ７ａのロッド側油室７ａ４の圧力、Ａrodは、アームシリンダ７ａにおけるピストン７ａ２のロッド側の受圧面積とする。
算出したシリンダ負荷Ｆの信号は、負荷感応手段１１ｂと負荷切換手段１１ｃとに出力される。

負荷感応手段１１ｂには、シリンダ負荷Ｆの信号が入力される。負荷感応手段１１ｂは、予め定めたシリンダ負荷Ｆに対するゲイン定数Ｋ１の特性に従い、ゲイン定数Ｋ１を算出する。この特性は、図３に示すようにシリンダ負荷Ｆが大きくなるほどゲイン定数Ｋ１が漸減するものとしている。ここで、例えば、シリンダ負荷Ｆが０のときにゲイン定数Ｋ１を１として、シリンダ負荷Ｆが最小のときにゲイン定数Ｋ１を最大値、シリンダ負荷Ｆが負側のときにゲイン定数Ｋ１を１以上、シリンダ負荷Ｆが正側のときにゲイン定数Ｋ１を１未満、シリンダ負荷Ｆが最大のときにゲイン定数Ｋ１を最小値としている。算出されたゲイン定数Ｋ１の信号は、乗算手段１１ｄに出力される。

負荷切換手段１１ｃには、シリンダ負荷Ｆの信号が入力される。負荷切換手段１１ｃは、予め定めたシリンダ負荷Ｆに対するゲイン定数Ｋ２の特性に従い、ゲイン定数Ｋ２を算出する。この特性は、図３に示すようにシリンダ負荷Ｆの方向に応じて、ゲイン定数Ｋ２をアームシリンダ７ａにおけるピストン７ａ２のヘッド側の受圧面積（Ａhead）／ピストン７ａ２のロッド側の受圧面積（Arod）の比の分だけ変化させている。ここで、例えば、シリンダ負荷Ｆが負側におけるゲイン定数Ｋ２を１として、シリンダ負荷Ｆが正側におけるゲイン定数Ｋ２をアームシリンダ７ａにおけるピストン７ａ２のヘッド側の受圧面積（Ａhead）／ピストン７ａ２のロッド側の受圧面積（Arod）の比である例えば１．３としている。算出されたゲイン定数Ｋ２の信号は、乗算手段１１ｄに出力される。

なお、ゲイン定数Ｋ２の切換特性は、図３に示すような不感帯とヒステリシスを併せ持たせている。これにより、微小な圧力脈動やセンサノイズにより頻繁な切換の発生を防止することで、ハンチングや振動の発生を防止している。また、シリンダ負荷Ｆの方向が変わってから、低圧選択弁であるパイロットチェック弁６ａ，６ｂが開閉するまでには遅れがあるので、パイロットチェック弁６ａ，６ｂが確実に切り換って圧力がある程度まで上がってからゲイン定数Ｋ２を切換える特性としている。さらにゲイン定数Ｋ２の切換えに傾きを持たせ、滑らかにゲイン定数が変化する特性としている。これにより、油圧ポンプ２の流量が滑らかに切り換り、アームシリンダ７ａのショックを抑えて良好な操作性が得られる。

乗算手段１１ｄには、アーム用操作レバー１０ａからの操作量信号と、負荷感応手段１１ｂの出力であるゲイン定数Ｋ１と、負荷切換手段１１ｃの出力であるゲイン定数Ｋ２とが入力される。乗算手段１１ｄは、これらの入力を乗算し、電動機１のトルク指令を算出する。算出された電動機１のトルク指令は、インバータ１２に出力する。インバータ１２は、このトルク指令に基づき電動機１と油圧ポンプ２（サーボポンプＳＰ１）の回転数を制御する。

このように、アーム用操作レバー１０ａからの操作量信号にゲイン定数Ｋ１とＫ２とを乗算して、サーボポンプＳＰ１の駆動指令を出力するので、シリンダ負荷Ｆの大きさと方向に応じて、油圧ポンプ２の流量を制御することができる。

次に、油圧閉回路システムにおけるシリンダ負荷のシリンダ速度に対する影響について図４を用いて説明する。図４は油圧閉回路システムにおけるアームシリンダ駆動時におけるサーボポンプ流量とシリンダ圧力とアーム速度とアーム変位量との関係の一例を示す参考特性図であって、本実施の形態の特徴を示すために、図３の負荷感応手段１１ｂの出力であるゲイン定数Ｋ１と負荷切換手段１１ｃの出力であるゲイン定数Ｋ２とをいずれも固定値１とした場合のアームシリンダ７ａの動作の一例を示している。

図４において、横軸は時間を示していて、縦軸の（ａ）〜（ｅ）は上から順にアームレバー操作量Ｌａ、サーボポンプ流量Ｑｓ、アームシリンダ圧力Ｐｓ、アーム速度Ｖａ、アームの変位量Ｄａを示している。また、時刻ｔ１から時刻ｔ５までは、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の伸長動作時の各特性を示し、時刻ｔ６から時刻ｔ１０までは、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の引き込み動作時の各特性を示している。

まず、ピストンロッド７ａ３の伸長動作について説明する。図１に戻り、油圧ショベルにおけるアーム３６の初期状態は、点線で示すアーム伸長状態とする。このときは、アーム３６の重量がアームシリンダ７ａのピストンロッド７ａ３を引っ張る方向に作用するため、ロッド側油室７ａ４の圧力が高圧、ヘッド側油室７ａ５が低圧になっている。

時刻ｔ１において、オペレータがアーム用操作レバー１０ａをピストンロッド７ａ３の伸長方向に操作開始し、時刻ｔ２までに操作量ＬＶ１操作すると、サーボポンプＳＰ１から操作量に比例した作動油流量ＱｓとしてＱ１が吐出されアームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５に流入して、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３は伸長動作を開始する。

このとき、図２において、ロッド側油室７ａ４が高圧であるため、第１管路１４に接続している第１チェック弁３ａと第１パイロットチェック弁６ａは閉止して、ロッド側油室７ａ４から流出する作動油の流量は、全量が油圧ポンプ２の作動油吐出・吸入口２ｘに吸入される。このとき、シリンダヘッド側油室７ａ５とシリンダロッド側油室７ａ４との容積差により、油圧ポンプ２の吐出必要流量よりもポンプ吸込み流量が少ないため流量不足となるが、不足分の作動油流量は、低圧ポンプ８から低圧ライン１６を介して供給され、開動作するパイロットチェック弁６ｂ及びチェック弁３ｂにより第２管路１５に吸入される。

このときのアームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度Ｖ１は、サーボポンプ流量Ｑｓを（この場合吸込み流量）Ｑ１、アームシリンダ７ａにおけるピストン７ａ２のロッド側の受圧面積Ａrodとすると、次の式（２）で算出できる。
Ｖ１＝Ｑ１÷Ａrod ・・・・・（２）
上記のようにして、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３が伸長することにより、アーム３６は、下方に回動し、これと共に、シリンダロッド側油室７ａ４の圧力も低下していく。そして、アーム３６の軸方向が、ブーム３５の先端部のアーム３６を軸支する軸心から略鉛直方向下方に伸びる線を超えた時点（時刻ｔ３）で、アームシリンダ７ａにかかるシリンダ負荷Ｆの方向が反転する。つまり、シリンダヘッド側油室７ａ５の圧力が高圧となり、シリンダロッド側油室７ａ４の圧力が低圧となる。なお、オペレータは時刻ｔ４まで、アーム用操作レバー１０ａを操作量ＬＶ１で保持していて、時刻ｔ４から時刻ｔ５で操作量を０に戻している。

このとき（時刻ｔ３〜ｔ４の間）、図２において、ヘッド側油室７ａ５が高圧であるため、第２管路１５に接続している第２チェック弁３ｂと第２パイロットチェック弁６ｂは閉止して、サーボポンプＳＰ１から吐出される作動油の流量Ｑｓは、全量がシリンダヘッド側油室７ａ５に流入する。このとき、シリンダヘッド側油室７ａ５とシリンダロッド側油室７ａ４との容積差により、油圧ポンプ２の吐出必要流量よりもポンプ吸込み流量が少ないため流量不足となるが、不足分の作動油流量は、低圧ポンプ８から低圧ライン１６を介して供給され、開動作するパイロットチェック弁６ａ及びチェック弁３ａにより第１管路１４に吸入される。これにより、流量不足が補われる。

このときのアームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度Ｖ２は、サーボポンプ流量Ｑｓを（この場合吐出流量）Ｑ１、アームシリンダ７ａにおけるピストン７ａ２のヘッド側の受圧面積Ａheadとすると、次の式（３）で算出できる。
Ｖ２＝Ｑ１÷Ａhead ・・・・・（３）
上述した式（２）及び式（３）から明らかなように、サーボポンプＳＰ１の流量ＱｓがＱ１で一定であっても、シリンダ負荷Ｆの方向の反転によって、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度は、Ｖ１からＶ２へとピストン７ａ２のロッド側の受圧面積とピストン７ａ２のヘッド側の受圧面積の比で変動することになる。建設機械に用いる油圧シリンダのピストンのロッド側の受圧面積／ピストンのヘッド側の受圧面積の比率は、一般的に０．５〜０．７程度なので、速度が３０〜５０%程度も変化することになり、操作性の低下要因となる。また、速度が急変するため車体へのショックも大きく、快適性を損なう要因にもなる。

詳細説明は省略するが、時刻ｔ６から時刻ｔ１０までのアームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の引き込み動作時についても、上述したアームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の伸長動作時と同様に、シリンダ負荷Ｆの反転によりシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度が―V２から―V１に変動し、やはり操作性の低下要因となる。

また、図４に示すように、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度は、シリンダ負荷Ｆの反転時を除くと一定の速度を保っている。これは、油圧閉回路におけるピストンロッドの速度が、油圧ポンプ２の流量に依存して、負荷圧力の影響を基本的に受けないという特性による。この特性は、負荷ロバスト性という観点では望ましく、特に高精度の駆動制御が求められる場合には長所になる。

しかし、この特性は、一般的な弁制御方式の油圧回路を備えた油圧ショベルの操作に慣れたオペレータには、違和感を生じさせる可能性がある。弁制御方式の油圧回路の場合、制御弁のポート口径を絞ってシリンダへの作動油の流量を制御するので、シリンダ負荷Ｆが大きくなるほど、制御弁における差圧が減少し、作動油の流量が減少し、結果としてピストンロッドの速度は低下する。例えば、油圧ショベルの掘削作業において、油圧シリンダが抵抗を受けた場合、弁制御方式の油圧回路では、ピストンロッド速度は下がるが、これは、オペレータに自然な操作感覚を与える。これに対して、油圧閉回路では、油圧シリンダが抵抗を受けてもピストンロッド速度は変化しないので、オペレータの操作感覚に違和感を生じさせる可能性がある。

このような問題点を解決するために、本実施の形態においては、図３の負荷感応手段１１ｂにおけるゲイン定数Ｋ１の演算の際、シリンダ負荷Ｆが大きくなるほどゲイン定数Ｋ１を漸減させている。このことにより、シリンダ負荷Ｆの上昇に応じてピストンロッド速度が低下する。また、図３の負荷切換手段１１ｃにおけるゲイン定数Ｋ２の演算の際、ゲイン定数Ｋ２をアームシリンダ７ａにおけるピストン７ａ２のヘッド側の受圧面積（Ａhead）／ピストン７ａ２のロッド側の受圧面積（Arod）の比の分だけ変化させている。

つまり、ロッド側油室７ａ４がヘッド側油室７ａ５より高圧である領域におけるゲイン定数Ｋ２を例えば１として、アームシリンダ７ａにおけるピストン７ａ２のヘッド側の受圧面積（Ａhead）／ピストン７ａ２のロッド側の受圧面積（Arod）の比を例えば１．３とすると、ヘッド側油室７ａ５がロッド側油室７ａ４より高圧である領域においては、ゲイン定数Ｋ２を１．３に増加させている。このことにより、ヘッド側油室７ａ５がロッド側油室７ａ４より高圧である領域において、サーボポンプＳＰ１の作動油の流量が増加するので、上述したシリンダ速度の低下を防止することができる。

次に、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第１の実施の形態の動作について図５を用いて説明する。図５は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第１の実施の形態におけるアームシリンダ駆動時におけるサーボポンプ流量とシリンダ圧力とアーム速度とアーム変位量との関係の一例を示す特性図である。

図５において、横軸は時間を示していて、縦軸の（ａ）〜（ｅ）は上から順にアームレバー操作量Ｌａ、サーボポンプ流量Ｑｓ、アームシリンダ圧力Ｐｓ、アーム速度Ｖａ、アームの変位量Ｄａを示している。また、時刻ｔ１から時刻ｔ５までは、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の伸長動作時の各特性を示し、時刻ｔ６から時刻ｔ１０までは、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の引き込み動作時の各特性を示している。

まず、ピストンロッド７ａ３の伸長動作について説明する。図１に戻り、油圧ショベルにおけるアーム３６の初期状態は、点線で示すアーム伸長状態とする。このときは、アーム３６の重量がアームシリンダ７ａのピストンロッド７ａ３を引っ張る方向に作用するため、ロッド側油室７ａ４の圧力が高圧、ヘッド側油室７ａ５が低圧になっている。

時刻ｔ１において、オペレータがアーム用操作レバー１０ａをピストンロッド７ａ３の伸長方向に操作開始し、時刻ｔ２までに操作量ＬＶ１操作すると、図３における負荷感応手段１１ｂからゲイン定数Ｋ１は１以上が、負荷切換手段１１ｃからゲイン定数Ｋ２は１がそれぞれ出力される。このため、サーボポンプＳＰ１からは、操作量にゲイン定数Ｋ１とゲイン定数Ｋ２とを乗算した作動油の流量Ｑｓ（Ｑ１以上）が、吐出されアームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５に流入して、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３は伸長動作を開始する。

図２における油圧閉回路の動作は、図４の場合と同様である。但し、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度は、作動油の流量がＱ１以上であるため、Ｖ１以上となる。このようにして、アームシリンダ７ａのピストンロッド７ａ３が伸長することにより、アーム３６は、下方に回動し、アーム３６の軸方向が、ブーム３５の先端部のアーム３６を軸支する軸心から略鉛直方向下方に伸びる線を超えた時点（時刻ｔ３）で、アームシリンダ７ａにかかるシリンダ負荷Ｆの方向が反転する。図３における負荷感応手段１１ｂの特性により、時刻ｔ３の時にゲイン定数Ｋ１は１となるので、このときに、作動油の流量ＱｓはＱ１となり、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度はＶ１となる。なお、オペレータは時刻ｔ４まで、アーム用操作レバー１０ａを操作量ＬＶ１で保持していて、時刻ｔ４から時刻ｔ５で操作量を０に戻している。

時刻ｔ３〜ｔ４の間において、図２における油圧閉回路の動作は、図４の場合と同様である。但し、シリンダ負荷Ｆが方向反転することにより、図３における負荷切換手段１１ｃからゲイン定数Ｋ２は、例えば１．３が出力される。このため、サーボポンプＳＰ１からは、操作量にゲイン定数Ｋ１とゲイン定数Ｋ２とを乗算した作動油の流量Ｑｓ（Ｑ２）が、吐出されアームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５に流入して、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３は伸長動作を継続する。つまり、負荷方向反転前より、サーボポンプＳＰ１の流量Ｑｓを増加させることで、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度の低下を防止している。時刻ｔ３におけるサーボポンプＳＰ１の流量ＱＳがＱ２であって、時刻ｔ４におけるサーボポンプＳＰ１の流量ＱＳがＱ２以下であるのは、負荷感応手段１１ｂの特性による。

上述したように、負荷方向反転時にサーボポンプＳＰ１の流量ＱｓをＱ１からＱ２に増やすことで、アーム速度の急激な変動を防止することができる。作動油の流量Ｑ２は、シリンダの受圧面積の比だけＱ１より増加する。つまり、Ｑ２＝Ｑ１×Ａhead÷Ａrod で求められる。また、負荷感応手段１１ｂにより、ヘッド側油室７ａ５の圧力が大きくなってシリンダ負荷Ｆが大きくなるほどサーボポンプＳＰ１の流量Ｑｓを減らすことで、アーム速度を下げて自然な操作感覚とすることができる。

ピストンロッド７ａ３の引込み動作についても同様に、負荷感応手段１１ｂと負荷切換手段１１ｃでの制御が実行される結果、シリンダ負荷Ｆに応じたアームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度を負荷反転時の速度変動なしに滑らかに得ることができる。

上述した本発明の油圧閉回路の駆動装置の第１の実施の形態によれば、負荷反転時のピストンロッド７ａ３の速度の変動を抑えることができるので、微妙な制御が可能になって操作性、制御性を向上させることができる。このことにより、速度変動に伴う振動やショックが抑えられ、オペレータに操作性と快適性を提供することができる。この結果、生産性が向上する。

また、上述した本発明の油圧閉回路の駆動装置の第１の実施の形態によれば、シリンダ負荷Ｆに応じてピストンロッド７ａ３の速度を下げることができるので、標準的な建設機械や作業機械と同等の操作感覚とすることができ、標準機に慣れたオペレータにも違和感のない高い操作性を提供することができる。この結果、生産性が向上する。

＜第２の実施の形態＞
以下、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態を図面を用いて説明する。図６は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態を示す油圧回路図である。本実施の形態においては、油圧ショベルを構成するアームシリンダ７ａとブームシリンダ７ｂとを駆動する例を示している。図６において、図１乃至図５に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。

図６に示す本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態において、油圧閉回路２００は、基本的には第１の実施の形態の油圧閉回路を２系統設け、電磁切換弁により接続を変える構成としたものである。電磁切換弁５ａ〜５ｄはサーボポンプＳＰ１，２とアームシリンダ７ａ、ブームシリンダ７ｂとの接続を切換える働きをし、例えば電磁切換弁Ｖ１ＡをＯＮとするとサーボポンプＳＰ１とアームシリンダ７ａとが接続される。

図６において、１ａ，１ｂは第１及び第２電動機、２ａ，２ｂは両方向型の第１及び第２油圧ポンプ、３ａ〜３ｄは第１乃至第４チェック弁、３ｅ〜３ｈは第５乃至第８チェック弁、４ａ〜４ｄは第１乃至第４リリーフ弁、４ｅ〜４ｈは第５乃至第８リリーフ弁、５ａ，５ｂは４ポート２位置型の第１電磁切換弁（Ｖ１Ａ）及び第２電磁切換弁（Ｖ１Ｂ）、５ｃ，５ｄは４ポート２位置型の第３電磁切換弁（Ｖ２Ａ）及び第４電磁切換弁（Ｖ２Ｂ）、６ａ〜６ｄは第１乃至第４パイロットチェック弁、７ａはアームシリンダ、７ｂはブームシリンダ、８は低圧ポンプ、９はタンク、１０ａはアーム用操作レバー、１０ｂはブーム用操作レバー、１１０はコントローラ、１２ａ，１２ｂはインバータ、１３はバッテリを示す。第１及び第２電動機１ａ，１ｂは、吐出流量制御手段であるインバータ１２ａ，１２ｂを介してバッテリ１３から供給される電力によって回転駆動する。インバータ１２ａ，１２ｂは、コントローラ１１０からの駆動トルク指令に応じた電力を第１及び第２電動機１ａ，１ｂに供給する。以下、第１電動機１ａと第１油圧ポンプ２ａの組み合わせを第１サーボポンプＳＰ１といい、第２電動機１ｂと第２油圧ポンプ２ｂの組み合わせを第２サーボポンプＳＰ２という。

ブームシリンダ７ｂは、シリンダ本体７ｂ１と、シリンダ本体７ｂ１内に移動可能に設けたピストン７ｂ２と、ピストン７ｂ２の一方側に設けたピストンロッド７ｂ３とを備え、ロッド側油室７ｂ４とヘッド側油室７ｂ５とを有する片ロッド式を構成している。

低圧ポンプ８は、タンク９からの作動油を吸込み、吐出配管（低圧ライン）１６へ低圧の圧油を供給する。吐出配管１６は、第１及び第２パイロットチェック弁６ａ，６ｂの入口側、第３及び第４パイロットチェック弁６ｃ，６ｄの入口側、第１及び第２チェック弁３ａ，３ｂの入口側、第３及び第４チェック弁３ｃ，３ｄの入口側、第５及び第６チェック弁３ｅ，３ｆの入口側、及び第７及び第８チェック弁３ｇ，３ｈの入口側にそれぞれ接続している。

第１油圧ポンプ２ａは、２つの作動油吐出・吸入口２ａｘ，２ａｙを有している。一方の作動油の吐出・吸入口２ａｘには、第１上流管路１４ａ１の一端側が接続されていて、第１上流管路１４ａ１の他端側は、第１電磁切換弁（Ｖ１Ａ）５ａ及び第２電磁切換弁（Ｖ１Ｂ）５ｂの上流側接続ポートの２つのうちの一方にそれぞれ接続されている。他方の作動油の吐出・吸入口２ａｙには、第２上流管路１５ａ１の一端側が接続されていて、第２上流管路１５ａ１の他端側は、第１電磁切換弁（Ｖ１Ａ）５ａ及び第２電磁切換弁（Ｖ１Ｂ）５ｂの上流側接続ポートの２つのうちの他方にそれぞれ接続されている。

第１上流管路１４ａ１には、吸込みのみを許可する第１チェック弁３ａの出口側と第１上流管路１４ａ１の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第２上流管路１５ａ１に逃がす第１リリーフ弁４ａの入口側が接続され、第１リリーフ弁４ａの出口側は、第２上流管路１５ａ１に接続されている。第１チェック弁３ａの入口側は、低圧ポンプ８の吐出配管１６に連通した分岐管路に接続されている。

第２上流管路１５ａ１には、吸込みのみを許可する第２チェック弁３ｂの出口側と第２上流管路１５ａ１の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第１上流管路１４ａ１に逃がす第２リリーフ弁４ｂの入口側が接続され、第２リリーフ弁４ｂの出口側は、第１上流管路１４ａ１に接続されている。

第１電磁切換弁（Ｖ１Ａ）５ａの下流側接続ポートの２つの内の一方には、第１下流管路１４ａ２の一端側が接続されていて、第１下流管路１４ａ２の他端側は、アームシリンダ７ａのロッド側油室７ａ４の接続ポートに接続されている。また、この下流側接続ポートの一方は、第３電磁切換弁（Ｖ２Ａ）５ｃの下流側接続ポートの２つの内の一方と接続されている。

第１電磁切換弁（Ｖ１Ａ）５ａの下流側接続ポートの２つの内の他方には、第２下流管路１５ａ２の一端側が接続されていて、第２下流管路１５ａ２の他端側は、アームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５の接続ポートに接続されている。また、この下流側接続ポートの他方は、第３電磁切換弁（Ｖ２Ａ）５ｃの下流側接続ポートの２つの内の他方と接続されている。

第１下流管路１４ａ２には、吸込みのみを許可する第５チェック弁３ｅの出口側と、第２下流管路１５ａ２の圧力をパイロット圧として吸込みのみを許可する第１パイロットチェック弁６ａの出口側と、第１下流管路１４ａ２の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第２下流管路１５ａ２に逃がす第５リリーフ弁４ｅの入口側が接続され、第５リリーフ弁４ｅの出口側は、第２下流管路１５ａ２に接続されている。第５チェック弁３ｅの入口側と第１パイロットチェック弁６ａの入口側とは、低圧ポンプ８の吐出配管１６に連通した分岐管路にそれぞれ接続されている。

第２下流管路１５ａ２には、吸込みのみを許可する第６チェック弁３ｆの出口側と、第１下流管路１４ａ２の圧力をパイロット圧として吸込みのみを許可する第２パイロットチェック弁６ｂの出口側と、第２下流管路１５ａ２の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第１下流管路１４ａ２に逃がす第６リリーフ弁４ｆの入口側が接続され、第６リリーフ弁４ｆの出口側は、第１下流管路１４ａ２に接続されている。第６チェック弁３ｆの入口側と第２パイロットチェック弁６ｂの入口側とは、低圧ポンプ８の吐出配管１６に連通した分岐管路にそれぞれ接続されている。

第２油圧ポンプ２ｂは、２つの作動油吐出・吸入口２ｂｘ，２ｂｙを有している。一方の作動油の吐出・吸入口２ｂｘには、第３上流管路１４ｂ１の一端側が接続されていて、第３上流管路１４ｂ１の他端側は、第３電磁切換弁（Ｖ２Ａ）５ｃ及び第４電磁切換弁（Ｖ２Ｂ）５ｄの上流側接続ポートの２つのうちの一方にそれぞれ接続されている。他方の作動油の吐出・吸入口２ｂｙには、第４上流管路１５ｂ１の一端側が接続されていて、第４上流管路１５ｂ１の他端側は、第３電磁切換弁（Ｖ２Ａ）５ｃ及び第４電磁切換弁（Ｖ２Ｂ）５ｄの上流側接続ポートの２つのうちの他方にそれぞれ接続されている。

第３上流管路１４ｂ１には、吸込みのみを許可する第３チェック弁３ｃの出口側と第３上流管路１４ｂ１の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第４上流管路１５ｂ１に逃がす第３リリーフ弁４ｃの入口側が接続され、第３リリーフ弁４ｃの出口側は、第４上流管路１５ｂ１に接続されている。第３チェック弁３ｃの入口側は、低圧ポンプ８の吐出配管１６に連通した分岐管路に接続されている。

第４上流管路１５ｂ１には、吸込みのみを許可する第４チェック弁３ｄの出口側と第４上流管路１５ｂ１の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第３上流管路１４ｂ１に逃がす第４リリーフ弁４ｄの入口側が接続され、第４リリーフ弁４ｄの出口側は、第３上流管路１４ｂ１に接続されている。

第４電磁切換弁（Ｖ２Ｂ）５ｄの下流側接続ポートの２つの内の一方には、第３下流管路１４ｂ２の一端側が接続されていて、第３下流管路１４ｂ２の他端側は、ブームシリンダ７ｂのロッド側油室７ｂ４の接続ポートに接続されている。また、この下流側接続ポートの一方は、第２電磁切換弁（Ｖ１Ｂ）５ｂの下流側接続ポートの２つの内の一方と接続されている。

第４電磁切換弁（Ｖ２Ｂ）５ｄの下流側接続ポートの２つの内の他方には、第４下流管路１５ｂ２の一端側が接続されていて、第４下流管路１５ｂ２の他端側は、ブームシリンダ７ｂのヘッド側油室７ｂ５の接続ポートに接続されている。また、この下流側接続ポートの他方は、第２電磁切換弁（Ｖ１Ｂ）５ｂの下流側接続ポートの２つの内の他方と接続されている。

第３下流管路１４ｂ２には、吸込みのみを許可する第７チェック弁３ｇの出口側と、第４下流管路１５ｂ２の圧力をパイロット圧として吸込みのみを許可する第３パイロットチェック弁６ｃの出口側と、第３下流管路１４ｂ２の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第４下流管路１５ｂ２に逃がす第７リリーフ弁４ｇの入口側が接続され、第７リリーフ弁４ｇの出口側は、第４下流管路１５ｂ２に接続されている。第７チェック弁３ｇの入口側と第３パイロットチェック弁６ｃの入口側とは、低圧ポンプ８の吐出配管１６に連通した分岐管路にそれぞれ接続されている。

第４下流管路１５ｂ２には、吸込みのみを許可する第８チェック弁３ｈの出口側と、第３下流管路１４ｂ２の圧力をパイロット圧として吸込みのみを許可する第４パイロットチェック弁６ｄの出口側と、第４下流管路１５ｂ２の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第３下流管路１４ｂ２に逃がす第８リリーフ弁４ｈの入口側が接続され、第８リリーフ弁４ｈの出口側は、第３下流管路１４ｂ２に接続されている。第８チェック弁３ｈの入口側と第４パイロットチェック弁６ｄの入口側とは、低圧ポンプ８の吐出配管１６に連通した分岐管路にそれぞれ接続されている。

ブームシリンダ７ｂのロッド側のシリンダ本体７ｂ１には、ロッド側油室７ｂ４の圧力を検出する第３圧力センサ１８ａ（ロッド側油室圧力検出手段）が設けられ、ブームシリンダ７ｂのヘッド側のシリンダ本体７ｂ１には、ヘッド側油室７ａ５の圧力を検出する第４圧力センサ１８ｂ（ヘッド側油室圧力検出手段）が設けられている。第３及び第４圧力センサ１８ａ，１８ｂが検出した各油室の圧力は、コントローラ１１０に入力されている。また、第１及び第２圧力センサ１７ａ，１７ｂが検出したアームシリンダ７ａの各油室の圧力もコントローラ１１０に入力されている。

ブーム用操作レバー１０ｂとアーム用操作レバー１０ａとは、運転室３３に設けられていて、これらの操作量信号は、コントローラ１１０に入力されている。コントローラ１１０は、これらの操作量信号と各種のセンサ信号などから、第１〜第４電磁切換弁５ａ〜５ｄの切換えタイミングと第１及び第２サーボポンプＳＰ１，ＳＰ２の各回転数指令を演算し、第１〜第４電磁切換弁５ａ〜５ｄ及びインバータ１２ａ，１２ｂに駆動指令信号を出力する。

次に、コントローラ１１０で実行する駆動指令信号の演算内容について、図７及び図８を用いて説明する。図７は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態における回路切換時の電磁切換弁とサーボポンプとの動作例を示す表図、図８は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態を構成するコントローラの演算内容示すブロック図である。図７及び図８において、図１乃至図６に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。

図７は、本実施の形態において、コントローラ１１０が制御する回路切換時の電磁切換弁とサーボポンプの動作例を示す表図である。
まず、図７に示す停止時において、コントローラ１１０は、第１乃至第４電磁切換弁（Ｖ１Ａ〜Ｖ２Ｂ）５ａ〜５ｄを非励磁とするとともに、第１及び第２サーボポンプＳＰ１，ＳＰ２を停止状態とする。この状態では、第１乃至第４電磁切換弁５ａ〜５ｄにより作動油の移動が阻止されるので、アームシリンダ７ａ及びブームシリンダ７ｂの自重による落下を防止できる。

アーム単独動作時において、コントローラは、第１電磁切換弁（Ｖ１Ａ）５ａを励磁すると共に、第１サーボポンプＳＰ１を駆動する。また、ブーム単独動作時には、コントローラ１１０は、第４電磁切換弁（Ｖ２Ｂ）５ｄを励磁すると共に、第２サーボポンプＳＰ２を駆動する。

また、ブーム動作とアーム動作の複合動作の場合、コントローラ１１０は、第１電磁切換弁（Ｖ１Ａ）５ａと第４電磁切換弁（Ｖ２Ｂ）５ｄとを励磁すると共に、第１サーボポンプＳＰ１と第２サーボポンプＳＰ２とを駆動する。

一方、アーム単独動作時において、レバー操作量が増加して、アームを最高出力で動作したい場合、コントローラは、第１電磁切換弁（Ｖ１Ａ）５ａに加えて第３電磁切換弁（Ｖ２Ａ）５ｃを励磁すると共に、第１サーボポンプＳＰ１に加えて第２サーボポンプＳＰ２を駆動する。これにより、第１及び第２サーボポンプＳＰ１，ＳＰ２の両方からの作動油がアームシリンダ７ａに供給されることになる。

このような構成とすることで、サーボポンプ１台あたりの容積を小型化しつつ、必要な際には大きなシリンダ出力を発生させることが可能になる。特に電動機の容積を小さくすることができるので、油圧ショベルのような限られたスペースに油圧閉回路を搭載する場合は有効である。

図８は、コントローラ１１０の演算内容の一部を示すブロック図である。ここでは、アーム用操作レバー１０ａとアームシリンダ７ａの各油室の圧力とを入力して、第１及び第２サーボポンプＳＰ１，ＳＰ２に指令信号を出力する部分を示している。ここでは、図示しないが、ブームシリンダ７ｂ動作時の制御ブロックも同様に構成されている。

図８において、負荷算出手段１１ａ，負荷感応手段１１ｂ，負荷切換手段１１ｃ，及び乗算手段１１ｄは、第１の実施の形態で説明した図３と同じ機能である。コントローラ１１０は、これらの回路の他に、出力制限手段１１ｅと、減算手段１１ｆと、リレー手段１１ｇとを備えている。

乗算手段１１ｄの出力であるトルク指令を回転数指令Ｖｒｅｆとすると、出力制限手段１１ｅには、このトルク指令（回転数指令）Ｖｒｅｆが入力される。出力制限手段１１ｅは、予め定めたサーボポンプＳＰ１の最大回転数Ｎｍａｘ相当に出力を制限する制限機能を備えている。このことにより、入力である回転数指令Ｖｒｅｆが最大回転数Ｎｍａｘを超えた場合であっても、出力制限手段１１ｅはＮｍａｘ以上の指令は出力しない。この指令信号は、インバータ１２ａに出力される。インバータ１２ａは、この指令信号に基づき第１電動機１ａと第１油圧ポンプ２ａ（第１サーボポンプＳＰ１）の回転数を制御する。

減算手段１１ｆには、回転数指令Ｖｒｅｆと予め定めたサーボポンプＳＰ１の最大回転数Ｎｍａｘの信号とが入力される。減算手段１１ｆは、回転数指令Ｖｒｅｆから予め定めたサーボポンプＳＰ１の最大回転数Ｎｍａｘの信号を減算し、回転数指令Ｖｒｅｆの最大回転数Ｎｍａｘ超過分を算出する。算出した超過分の信号は、リレー手段１１ｇに出力される。

リレー手段１１ｇには、超過分の信号が入力される。リレー手段１１ｇは、図７で示すアームシリンダ最高出力動作のときのみＯＮするリレーの接点で構成されている。つまり、コントローラ１１０が、アームシリンダ最高出力動作状態であると判断した場合のみ、入力である回転数指令Ｖｒｅｆの最大回転数Ｎｍａｘ超過分の信号を出力する。リレー手段１１ｇの出力信号は、インバータ１２ｂに出力される。インバータ１２ｂは、この指令信号に基づき第２電動機１ｂと第２油圧ポンプ２ｂ（第２サーボポンプＳＰ２）の回転数を制御する。

このように、アームシリンダ最高出力動作のときに回転数指令Ｖｒｅｆの最大回転数Ｎｍａｘ超過分を第２サーボポンプＳＰ２に指令するようにしたので、簡便な制御構成でサーボポンプの合計流量を精度よく制御することができる。

次に、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態の動作について図９を用いて説明する。図９は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態におけるアームシリンダ駆動時におけるサーボポンプ流量とシリンダ圧力とアーム速度とアーム変位量との関係の一例を示す特性図である。

図９において、横軸は時間を示していて、縦軸の（ａ）〜（ｇ）は上から順にアームレバー操作量Ｌａ、第１サーボポンプ流量Ｑｓ１、第２サーボポンプ流量Ｑｓ２、第１サーボポンプと第２サーボポンプの合計流量Ｑｓ、アームシリンダ圧力Ｐｓ、アーム速度Ｖａ、アームの変位量Ｄａを示している。また、時刻ｔ１から時刻ｔ５までは、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の伸長動作時の各特性を示し、時刻ｔ６から時刻ｔ１０までは、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の引き込み動作時の各特性を示している。また、本実施の形態においては、図７で示すアーム最高出力動作時であって、コントローラ１１０が、第１電磁切換弁（Ｖ１Ａ）５ａに加えて第３電磁切換弁（Ｖ２Ａ）５ｃを励磁すると共に、第１サーボポンプＳＰ１に加えて第２サーボポンプＳＰ２を駆動する場合について説明する。

時刻ｔ１において、オペレータがアーム用操作レバー１０ａをピストンロッド７ａ３の伸長方向に操作開始し、時刻ｔ１ａで操作量Ｎｍａｘを超えて時刻ｔ２までに操作量ＬＶ１操作すると、時刻ｔ１ａにおいては、図８における負荷感応手段１１ｂからゲイン定数Ｋ１は１以上が、負荷切換手段１１ｃからゲイン定数Ｋ２は１がそれぞれ出力され、乗算手段１１ｄの出力である回転数指令Ｖｒｅｆからは、最大回転数Ｎｍａｘの信号が出力制限手段１１ｅを介して出力される。このことにより、第１サーボポンプＳＰ１からは、作動油の流量Ｑｓ１（Ｑｍａｘ）が、吐出されアームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５に流入して、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３は伸長動作を開始する。

時刻ｔ１ａから時刻ｔ２の間においては、図８における乗算手段１１ｄの出力である回転数指令Ｖｒｅｆはさらに上昇するが、第１サーボポンプＳＰ１への回転数指令は、出力制限手段１１ｅによりＮｍａｘに制限されるので、変化しない。一方、減算手段１１ｆとリレー手段１１ｇとにより、回転数指令Ｖｒｅｆの最大回転数Ｎｍａｘ超過分の信号が、第２サーボポンプＳＰ２に出力される。このことにより、第１サーボポンプＳＰ１からは、この超過分の作動油流量が吐出される。この結果、図９の（ｄ）で示すように、第１サーボポンプと第２サーボポンプの合計流量Ｑｓは、Ｑ１以上となって、アームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５に流入する。

このとき、図６において、第１電磁切換弁（Ｖ１Ａ）５ａと第３電磁切換弁（Ｖ２Ａ）５ｃとが励磁されているため、アームシリンダ７ａの高圧であるロッド側油室７ａ４と第１下流管路１４ａ２と第１上流管路１４ａ１と第３上流管路１４ｂ１とが連通している。また、アームシリンダ７ａの低圧であるヘッド側油室７ａ５と第２下流管路１５ａ２と第２上流管路１５ａ１と第４上流管路１５ｂ１とが連通している。

ロッド側油室７ａ４が高圧であるため、第１上流管路１４ａ１に接続している第１チェック弁３ａと、第３上流管路１４ｂ１に接続している第３チェック弁３ｃと、第１下流管路１４ａ２に接続している第１パイロットチェック弁６ａと第５チェック弁３ｅとは閉止して、ロッド側油室７ａ４から流出する作動油の流量は、全量が第１油圧ポンプ２ａの作動油吐出・吸入口２ａｘと第２油圧ポンプ２ｂの作動油吐出・吸入口２ｂｘとに吸入される。このとき、シリンダヘッド側油室７ａ５とシリンダロッド側油室７ａ４との容積差により、第１及び第２油圧ポンプ２ａ，２ｂの吐出必要流量よりもポンプ吸込み流量が少ないため流量不足となるが、不足分の作動油流量は、低圧ポンプ８から低圧ライン１６を介して供給され、開動作する第２パイロットチェック弁６ｂと第６チェック弁３ｆとにより第２下流管路１５ａ２へ、開動作する第２チェック弁３ｂにより第２上流管路１５ａ１へ、開動作する第４チェック弁３ｄにより第４上流管路１５ｂ１へ、それぞれ吸入される。

このようにして、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３が伸長することにより、アーム３６は、下方に回動し、アーム３６の軸方向が、ブーム３５の先端部のアーム３６を軸支する軸心から略鉛直方向下方に伸びる線を超えた時点（時刻ｔ３）で、アームシリンダ７ａにかかるシリンダ負荷Ｆの方向が反転する。図８における負荷感応手段１１ｂの特性により、時刻ｔ３の時にゲイン定数Ｋ１は１となるので、このときに、作動油の合計流量ＱｓはＱ１となり、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度はＶ１となる。なお、オペレータは時刻ｔ４まで、アーム用操作レバー１０ａを操作量ＬＶ１で保持していて、時刻ｔ４から時刻ｔ５で操作量を０に戻している。

このとき（時刻ｔ３〜ｔ４の間）、図６において、ヘッド側油室７ａ５が高圧であるため、第２上流管路１５ａ１に接続している第２チェック弁３ｂと、第４上流管路１５ｂ１に接続している第４チェック弁３ｄと、第２下流管路１５ａ２に接続している第２パイロットチェック弁６ｂと第６チェック弁３ｆとは閉止して、第１サーボポンプＳＰ１と第２サーボポンプＳＰ２とから吐出される作動油の合計流量Ｑｓは、全量がシリンダヘッド側油室７ａ５に流入する。このとき、シリンダヘッド側油室７ａ５とシリンダロッド側油室７ａ４との容積差により、第１油圧ポンプ２ａと第２油圧ポンプ２ｂとの合計吐出必要流量よりも合計ポンプ吸込み流量が少ないため流量不足となるが、不足分の作動油流量は、低圧ポンプ８から低圧ライン１６を介して供給され、開動作する第１パイロットチェック弁６ａと第５チェック弁３ｅとにより第１下流管路１４ａ２へ、開動作する第１チェック弁３ａにより第１上流管路１４ａ１へ、開動作する第３チェック弁３ｃにより第３上流管路１４ｂ１へ、それぞれ吸入される。これにより流量不足が補われる。

また、シリンダ負荷Ｆの方向が反転することにより、図８おける負荷切換手段１１ｃからゲイン定数Ｋ２は、例えば１．３が出力される。このため、乗算手段１１ｄの出力である回転数指令Ｖｒｅｆは増加するが、上述したように第１サーボポンプＳＰ１への指令は、出力制限手段１１ｅによりＮｍａｘで制限されているので、第２サーボポンプＳＰ２への指令が増加する。第１サーボポンプＳＰ１と第２サーボポンプＳＰ２との合計流量Ｑｓ（Ｑ２）がアームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５に流入して、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３は伸長動作を継続する。つまり、負荷方向反転前より、サーボポンプＳＰ１の流量Ｑｓを増加させることで、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度の低下を防止している。時刻ｔ３におけるサーボポンプＳＰ１の流量ＱＳがＱ２であって、時刻ｔ４におけるサーボポンプＳＰ１の流量ＱＳがＱ２以下であるのは、負荷感応手段１１ｂの特性による。

上述したように、負荷方向反転時に第２サーボポンプＳＰ１と第２サーボポンプＳＰ２の合計流量ＱｓをＱ１からＱ２に増やすことで、アーム速度の急激な変動を防止することができる。作動油の流量Ｑ２は、シリンダの受圧面積の比だけＱ１より増加する。つまり、Ｑ２＝Ｑ１×Ａhead÷Ａrod で求められる。また、負荷感応手段１１ｂにより、ヘッド側油室７ａ５の圧力が大きくなってシリンダ負荷Ｆが大きくなるほどサーボポンプＳＰ１と第２サーボポンプＳＰ２の合計流量Ｑｓを減らすことで、アーム速度を下げて自然な操作感覚とすることができる。

ピストンロッド７ａ３の引込み動作についても同様に、負荷感応手段１１ｂと負荷切換手段１１ｃでの制御が実行される結果、シリンダ負荷Ｆに応じたアームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度を負荷反転時の速度変動なしに滑らかに得ることができる。すなわち、本実施の形態によれば、複数ポンプの吐出流量を合流させることによる、高速大出力でのピストンロッド７ａ３の駆動と、高い操作性とを同時に実現することができる。

なお、本実施の形態においては、第１サーボポンプＳＰ１の流量はＱｍａｘとして、第２サーボポンプＳＰ２の流量を変化させることで、合計流量を変化させているが、これに限るものではない。第１サーボポンプＳＰ１の流量と第２サーボポンプＳＰ２の流量の両方を変化させるものであっても良い。

上述した本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態によれば、上述した第１の実施の形態と同様の効果を得ることができる。

また、上述した本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態によれば、複数の油圧ポンプで１つの油圧シリンダにおけるピストンロッドを駆動する場合でも、負荷反転時のシリンダにおけるピストンロッドの速度の変動を抑えることができる。このことにより、高速、大出力での作業機の駆動と高い操作性とを同時に実現することができる。この結果、生産性の向上が図れる。

＜第３の実施の形態＞
以下、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第３の実施の形態を図面を用いて説明する。図１０は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第３の実施の形態を示す油圧回路図である。図１０において、図１乃至図９に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。
本実施の形態においては、第１の実施の形態における油圧回路と大略同じであるが、吐出流量制御手段が異なる。第１の実施の形態においては、吐出流量制御手段として、インバータ１２で電動機１を可変速制御して、両方向型油圧ポンプ２のポンプ吐出流量を制御したが、本実施の形態においては、インバータ１２、電動機１を省略している。

図１０において、５０は可変両方向型の油圧ポンプ、３０は可変両方向型の油圧ポンプ５０を駆動するエンジン、４０は可変両方向型の油圧ポンプ５０の斜板傾転角を制御する油圧レギュレータを示す。

コントローラ１１は、第１の実施の形態と同様の演算により指令信号を算出し、その指令信号を油圧レギュレータ４０へ出力する。油圧レギュレータ４０により可変両方向型油圧ポンプ５０はその斜板傾転角が制御され、吐出流量を変化させる。

上述した本発明の油圧閉回路の駆動装置の第３の実施の形態によれば、上述した第１の実施の形態と同様の効果を得ることができる。

＜第４の実施の形態＞
以下、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第４の実施の形態を図面を用いて説明する。図１１は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第２の実施の形態を示す油圧回路図である。図１１において、図１乃至図１０に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。
本実施の形態においては、第２の実施の形態における油圧回路と大略同じであるが、吐出流量制御手段が異なる。第２の実施の形態においては、吐出流量制御手段として、インバータ１２ａ，１２ｂで電動機１ａ，１ｂを可変速制御して、両方向型油圧ポンプ２ａ，２ｂのポンプ吐出流量を制御したが、本実施の形態においては、インバータ１２ａ，１２ｂ、電動機１ａ，１ｂを省略している。

図１１において、５０ａ，５０ｂは可変両方向型の油圧ポンプ、３０は可変両方向型の油圧ポンプ５０ａ，５０ｂをそれぞれ駆動するエンジン、４０ａ，４０ｂは可変両方向型の油圧ポンプ５０ａ，５０ｂの斜板傾転角をそれぞれ制御する油圧レギュレータを示す。

コントローラ１１０は、第２の実施の形態と同様の演算により指令信号を算出し、その指令信号を油圧レギュレータ４０ａ，４０ｂへそれぞれ出力する。油圧レギュレータ４０ａ，４０ｂにより可変両方向型油圧ポンプ５０ａ，５０ｂは各斜板傾転角が制御され、吐出流量をそれぞれ変化させる。

上述した本発明の油圧閉回路の駆動装置の第４の実施の形態によれば、上述した第１の実施の形態と同様の効果を得ることができる。

なお、上述した各実施の形態においては、油圧閉回路における流量差吸収手段としてパイロットチェック弁を用いた例を説明したが、これに限るものではない。フラッシング弁やシャトル弁のような低圧選択弁、あるいは電磁弁で流量差吸収を行うような油圧閉回路であっても良い。

１ 電動機
２ 油圧ポンプ（両方向型油圧ポンプ）
３ａ 第１チェック弁
３ｂ 第２チェック弁
４ａ 第１リリーフ弁
４ｂ 第２リリーフ弁
５ａ 第１電磁切換弁
５ｂ 第２電磁切換弁
５ｃ 第３電磁切換弁
５ｄ 第４電磁切換弁
６ａ 第１パイロットチェック弁
６ｂ 第２パイロットチェック弁
７ａ アームシリンダ（片ロッド式シリンダ）
７ｂ ブームシリンダ（片ロッド式シリンダ）
８ 低圧ポンプ
９ タンク
１０ａ アーム用操作レバー（操作装置）
１１ コントローラ（制御装置）
１１ａ 負荷算出手段
１１ｂ 負荷感応手段
１１ｃ 負荷切換手段
１１ｄ 乗算手段
１１ｅ 出力制限手段
１１ｆ 減算手段
１２ インバータ（吐出流量制御手段）
１３ バッテリ
１４ 第１管路
１５ 第２管路
１７ａ 圧力センサ（ロッド側油室圧力検出手段）
１７ｂ 圧力センサ（ヘッド側油室圧力検出手段）
１８ａ 圧力センサ（ロッド側油室圧力検出手段）
１８ｂ 圧力センサ（ヘッド側油室圧力検出手段）
２０ 油圧閉回路
３０ エンジン
４０ 油圧レギュレータ（吐出流量制御手段）
５０ 油圧ポンプ（可変両方向型）
１１０ コントローラ（制御装置）
２００ 油圧閉回路
ＳＰ１ サーボポンプ
ＳＰ２ 第２サーボポンプ

ブームシリンダ７ｂのロッド側のシリンダ本体７ｂ１には、ロッド側油室７ｂ４の圧力を検出する第３圧力センサ１８ａ（ロッド側油室圧力検出手段）が設けられ、ブームシリンダ７ｂのヘッド側のシリンダ本体７ｂ１には、ヘッド側油室７ｂ５の圧力を検出する第４圧力センサ１８ｂ（ヘッド側油室圧力検出手段）が設けられている。第３及び第４圧力センサ１８ａ，１８ｂが検出した各油室の圧力は、コントローラ１１０に入力されている。また、第１及び第２圧力センサ１７ａ，１７ｂが検出したアームシリンダ７ａの各油室の圧力もコントローラ１１０に入力されている。

時刻ｔ１ａから時刻ｔ２の間においては、図８における乗算手段１１ｄの出力である回転数指令Ｖｒｅｆはさらに上昇するが、第１サーボポンプＳＰ１への回転数指令は、出力制限手段１１ｅによりＮｍａｘに制限されるので、変化しない。一方、減算手段１１ｆとリレー手段１１ｇとにより、回転数指令Ｖｒｅｆの最大回転数Ｎｍａｘ超過分の信号が、第２サーボポンプＳＰ２に出力される。このことにより、第２サーボポンプＳＰ２からは、この超過分の作動油流量が吐出される。この結果、図９の（ｄ）で示すように、第１サーボポンプと第２サーボポンプの合計流量Ｑｓは、Ｑ１以上となって、アームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５に流入する。

また、シリンダ負荷Ｆの方向が反転することにより、図８おける負荷切換手段１１ｃからゲイン定数Ｋ２は、例えば１．３が出力される。このため、乗算手段１１ｄの出力である回転数指令Ｖｒｅｆは増加するが、上述したように第１サーボポンプＳＰ１への指令は、出力制限手段１１ｅによりＮｍａｘで制限されているので、第２サーボポンプＳＰ２への指令が増加する。第１サーボポンプＳＰ１と第２サーボポンプＳＰ２との合計流量Ｑｓ（Ｑ２）がアームシリンダ７ａのヘッド側油室７ａ５に流入して、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３は伸長動作を継続する。つまり、負荷方向反転前より、第１サーボポンプＳＰ１と第２サーボポンプＳＰ２との合計流量Ｑｓを増加させることで、アームシリンダ７ａにおけるピストンロッド７ａ３の速度の低下を防止している。時刻ｔ３における第１サーボポンプＳＰ１と第２サーボポンプＳＰ２との合計流量ＱＳがＱ２であって、時刻ｔ４における第１サーボポンプＳＰ１と第２サーボポンプＳＰ２との合計流量ＱＳがＱ２以下であるのは、負荷感応手段１１ｂの特性による。

図１０において、５０は可変容量両方向型の油圧ポンプ、３０は可変容量両方向型の油圧ポンプ５０を駆動するエンジン、４０は可変容量両方向型の油圧ポンプ５０の斜板傾転角を制御する油圧レギュレータを示す。

コントローラ１１は、第１の実施の形態と同様の演算により指令信号を算出し、その指令信号を油圧レギュレータ４０へ出力する。油圧レギュレータ４０により可変容量両方向型油圧ポンプ５０はその斜板傾転角が制御され、吐出流量を変化させる。

＜第４の実施の形態＞
以下、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第４の実施の形態を図面を用いて説明する。図１１は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第４の実施の形態を示す油圧回路図である。図１１において、図１乃至図１０に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。
本実施の形態においては、第２の実施の形態における油圧回路と大略同じであるが、吐出流量制御手段が異なる。第２の実施の形態においては、吐出流量制御手段として、インバータ１２ａ，１２ｂで電動機１ａ，１ｂを可変速制御して、両方向型油圧ポンプ２ａ，２ｂのポンプ吐出流量を制御したが、本実施の形態においては、インバータ１２ａ，１２ｂ、電動機１ａ，１ｂを省略している。

図１１において、５０ａ，５０ｂは可変容量両方向型の油圧ポンプ、３０は可変容量両方向型の油圧ポンプ５０ａ，５０ｂをそれぞれ駆動するエンジン、４０ａ，４０ｂは可変容量両方向型の油圧ポンプ５０ａ，５０ｂの斜板傾転角をそれぞれ制御する油圧レギュレータを示す。

コントローラ１１０は、第２の実施の形態と同様の演算により指令信号を算出し、その指令信号を油圧レギュレータ４０ａ，４０ｂへそれぞれ出力する。油圧レギュレータ４０ａ，４０ｂにより可変容量両方向型油圧ポンプ５０ａ，５０ｂは各斜板傾転角が制御され、吐出流量をそれぞれ変化させる。

１ 電動機
２ 油圧ポンプ（両方向型油圧ポンプ）
３ａ 第１チェック弁
３ｂ 第２チェック弁
４ａ 第１リリーフ弁
４ｂ 第２リリーフ弁
５ａ 第１電磁切換弁
５ｂ 第２電磁切換弁
５ｃ 第３電磁切換弁
５ｄ 第４電磁切換弁
６ａ 第１パイロットチェック弁
６ｂ 第２パイロットチェック弁
７ａ アームシリンダ（片ロッド式シリンダ）
７ｂ ブームシリンダ（片ロッド式シリンダ）
８ 低圧ポンプ
９ タンク
１０ａ アーム用操作レバー（操作装置）
１１ コントローラ（制御装置）
１１ａ 負荷算出手段
１１ｂ 負荷感応手段
１１ｃ 負荷切換手段
１１ｄ 乗算手段
１１ｅ 出力制限手段
１１ｆ 減算手段
１２ インバータ（吐出流量制御手段）
１３ バッテリ
１４ 第１管路
１５ 第２管路
１７ａ 圧力センサ（ロッド側油室圧力検出手段）
１７ｂ 圧力センサ（ヘッド側油室圧力検出手段）
１８ａ 圧力センサ（ロッド側油室圧力検出手段）
１８ｂ 圧力センサ（ヘッド側油室圧力検出手段）
２０ 油圧閉回路
３０ エンジン
４０ 油圧レギュレータ（吐出流量制御手段）
５０ 油圧ポンプ（可変容量両方向型）
１１０ コントローラ（制御装置）
２００ 油圧閉回路
ＳＰ１ サーボポンプ
ＳＰ２ 第２サーボポンプ

Claims (6)

1. 両方向型油圧ポンプと、前記両方向型油圧ポンプの吐出流量を制御する吐出流量制御手段と、前記両方向型油圧ポンプが吐出する圧油により駆動する片ロッド式シリンダと、
   前記両方向型油圧ポンプの一方の吐出口に一端が接続され、他端が前記片ロッド式シリンダのロッド側油室に接続される第１管路と、
   前記両方向型油圧ポンプの他方の吐出口に一端が接続され、他端が前記片ロッド式シリンダのヘッド側油室に接続される第２管路と、
   前記片ロッド式シリンダの駆動を指令する操作装置とを備えた油圧閉回路の駆動装置であって、
   前記片ロッド式シリンダのロッド側油室の圧力を検出するロッド側油室圧力検出手段と、前記片ロッド式シリンダのヘッド側油室の圧力を検出するヘッド側油室圧力検出手段と、
   前記ロッド側油室圧力検出手段で検出した前記片ロッド式シリンダのロッド側油室の圧力と前記ヘッド側油室圧力検出手段で検出したヘッド側油室の圧力とから前記片ロッド式シリンダの負荷量を演算する負荷算出手段と，前記負荷算出手段で算出した前記負荷量の極性に応じて第１の比例ゲインを演算する負荷切換手段と，前記負荷切換手段で算出した第１の比例ゲインと前記操作装置からの操作量とを乗算して指令信号を算出し、前記指令信号を前記吐出流量制御手段に出力する乗算手段とを有する制御装置とを備えた
   ことを特徴とする油圧閉回路の駆動装置。
2. 請求項１に記載の油圧閉回路の駆動装置において、
   前記負荷算出手段は、前記ヘッド側油室圧力検出手段が検出した前記片ロッド式シリンダのヘッド側油室の圧力と前記片ロッド式シリンダのシリンダヘッド側の受圧面積とを乗算した値から、前記ロッド側油室圧力検出手段が検出した前記片ロッド式シリンダのロッド側油室の圧力と前記片ロッド式シリンダのシリンダロッド側の受圧面積とを乗算した値を減算することで、前記片ロッド式シリンダの負荷量を演算する
   ことを特徴とする油圧閉回路の駆動装置。
3. 請求項２に記載の油圧閉回路の駆動装置において、
   前記負荷切換手段の前記第１の比例ゲインの出力特性は、前記片ロッド式シリンダの負荷量の極性が変化する領域において、不感帯またはヒステリシスを有する
   ことを特徴とする油圧閉回路の駆動装置。
4. 請求項１乃至３のいずれか１項に記載の油圧閉回路の駆動装置において、
   前記負荷算出手段で算出した前記負荷量の増加に応じて漸減する第２の比例ゲインを演算する負荷感応手段と、前記負荷切換手段で算出した第１の比例ゲインと前記負荷感応手段で算出した第２の比例ゲインと前記操作装置からの操作量とを乗算して指令信号を算出し、前記指令信号を前記吐出流量制御手段に出力する乗算手段とを有する制御装置とを備えた
   ことを特徴とする油圧閉回路の駆動装置。
5. 複数の両方向型油圧ポンプと、前記複数の両方向型油圧ポンプの吐出流量を制御する複数の吐出流量制御手段と、前記複数の両方向型油圧ポンプが吐出する圧油により駆動する複数の片ロッド式シリンダと、
   前記複数の片ロッド式シリンダの内の１つの片ロッド式シリンダのロッド側油室又はヘッド側油室のいずれか一方と、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の１つ又は２つの両方向型油圧ポンプの一方の吐出口とを接続可能とし、前記複数の片ロッド式シリンダの内の前記１つの片ロッド式シリンダのロッド側油室又はヘッド側油室のいずれか他方と、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の前記１つ又は２つの両方向型油圧ポンプの他方の吐出口とを接続可能とする複数の切換弁と、
   前記複数の片ロッド式シリンダの駆動を指令する複数の操作装置とを備えた油圧閉回路の駆動装置であって、
   前記複数の片ロッド式シリンダの各ロッド側油室の圧力を検出するロッド側油室圧力検出手段と、前記複数の片ロッド式シリンダの各ヘッド側油室の圧力を検出するヘッド側油室圧力検出手段と、
   前記ロッド側油室圧力検出手段で検出した前記複数の片ロッド式シリンダの各ロッド側油室の圧力と前記ヘッド側油室圧力検出手段で検出した前記複数の片ロッド式シリンダの各ヘッド側油室の圧力とから前記複数の片ロッド式シリンダの各負荷量を演算する負荷算出手段と，前記負荷算出手段で算出した前記各負荷量の極性に応じてそれぞれの第１の比例ゲインを演算する負荷切換手段と，前記負荷切換手段で算出したそれぞれの第１の比例ゲインと前記複数の操作装置からの各操作量とを乗算して各指令信号を算出し、前記各指令信号を前記各吐出流量制御手段に出力する乗算手段とを有する制御装置とを備えた
   ことを特徴とする油圧閉回路の駆動装置。
6. 請求項５に記載の油圧閉回路の駆動装置において、
   前記乗算手段の出力を予め定めた指令値に制限し、前記制限した信号を指令信号として、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の１つの両方向型油圧ポンプに対応する１つの前記吐出流量制御手段に出力する出力制限手段と、
   前記乗算手段の出力から前記予め定めた指令値を減算し、前記減算により算出した信号を指令信号として、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の前記１つの両方向型油圧ポンプ以外の１つの両方向型油圧ポンプに対応する１つの前記吐出流量制御手段に出力する減算手段とを有する制御装置を備えた
   ことを特徴とする油圧閉回路の駆動装置。

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