JPWO2019186841A1 - 建設機械の油圧駆動装置 - Google Patents

Abstract

各アクチュエータに関連付けられた方向切換弁の前後差圧が非常に小さい場合においても、油圧ポンプの流量制御と複数の方向切換弁の分流制御を安定的に行うことができ、複合動作から単独動作への移行時などに要求流量が急変した場合でも、各アクチュエータへ供給される圧油の流量が急激に変化することを防いて、優れた複合操作性を実現し、方向切換弁のメータイン損失を低減して高いエネルギー効率を実現する。そのため、複数の方向切換弁６a，６b，６cの下流側に、それらのメータイン開口の下流側の圧力が最高負荷圧と等しくなるように制御する複数の圧力補償弁７a，７b，７cをそれぞれ配置し、各操作レバーの入力量から各方向切換弁６a，６b，６cの要求流量を算出し、かつ各方向切換弁６a，６b，６cの要求流量とメータイン開口面積から所定の方向切換弁のメータイン圧損を算出し、アンロード弁１５のセット圧をその値を用いて制御する。

Description

本発明は、各種作業を行う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、１つ以上の油圧ポンプから吐出された圧油を２つ以上の複数の制御弁を介して、２つ以上の複数のアクチュエータに導き駆動する建設機械の油圧駆動装置に関する。

油圧ショベル等の建設機械の油圧駆動装置として、例えば特許文献１に記載のように、可変容量型の油圧ポンプの吐出圧と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を、予め決められたある設定値に維持するように、油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御が広く利用されている。

特許文献２には、可変容量型の油圧ポンプと、複数のアクチュエータと、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メータインオリフィスと、複数のメータインオリフィスの下流に設けられた複数の圧力補償弁と、操作レバー装置のレバー入力に応じて油圧ポンプの吐出流量を制御するとともに、レバー入力に応じて複数のメータインオリフィスを調整するコントローラとを備え、レバー入力に基づいてコントローラは、最高負荷圧力を有するアクチュエータに関連付けられたメータインオリフィスを完全に開制御するようにした油圧駆動装置が記載されている。この油圧駆動装置において、複数のメータインオリフィスの下流に設けられた複数の圧力補償弁は、ポンプ圧と最高負荷圧との差圧（LS差圧）を用いずに、メータインのオリフィスの下流側の圧力を最高負荷圧力と等しくなるように制御する。

特許文献３には、可変容量型の油圧ポンプと、複数のアクチュエータと、それぞれ中間位置において絞り作用を有し、油圧ポンプから吐出された圧油を複数のアクチュエータに供給する複数の調整弁と、油圧ポンプの圧油供給路に設けられたアンロード弁と、操作レバー装置のレバー入力に応じて油圧ポンプの吐出流量を制御するコントローラと、油圧ポンプの吐出圧と少なくとも１つのアクチュエータの負荷圧を検出する圧力センサとを備え、圧力センサによって検出された油圧ポンプの吐出圧とアクチュエータ負荷圧との差圧に応じてコントローラは、中間位置において絞り作用を有する調整弁の開口を制御するようにした駆動システムが提案されている。この駆動システムにおいて、アンロード弁のセット圧は、アンロード弁を閉じ方向に導かれている各アクチュエータの最高負荷圧と、同じ方向に設けられたバネによって設定され、油圧ポンプの吐出圧は最高負荷圧にバネ力を加算した値を超えないように制御される。

特開２０１５−１０５６７５号公報

特表２００７−５０６９２１号公報

特開２０１４−９８４８７号公報

特許文献１に記載されるような従来のロードセンシング制御では、各メインスプール（流量制御弁）のメータイン開口の前後差圧によって発生する、LS差圧と呼ばれる油圧ポンプの吐出圧（ポンプ圧）と最高負荷圧の差圧をポンプ流量制御と圧力補償弁による各メインスプールの分流制御に用いているが、このLS差圧は、メータイン損失そのものであり、油圧システムの高エネルギー効率化を妨げる一因となっていた。

油圧システムのエネルギー効率を高めるためには、各メインスプールのメータイン最終開口（メインスプールのフルストロークにおけるメータイン開口面積）を極端に大きくして、LS差圧を小さくすればよいが、現状のロードセンシング制御ではLS差圧を0など極端に小さくすることはできない。その理由は以下のようである。

各メインスプールの分流制御を行う圧力補償弁は、各メインスプールの前後差圧がLS差圧と同じになるようにその開口を制御している。前述のようにメインスプールのメータイン最終開口が極端に大きくLS差圧が0の場合には、各圧力補償弁はそれぞれのメインスプールの前後差圧を0にしようとそれらの開口を調整することになる。しかし、この場合、圧力補償弁が自身の開口を決めるための目標差圧が0となってしまうことにより、圧力補償弁の開口、すなわちスプール弁タイプの場合はスプールの位置、ポペット弁タイプの場合はポペット弁のリフト量が一意に決まらず、圧力補償弁の圧力制御が不安定になってしまい、ハンチングを起こしてしまうという問題があった。

特許文献２に記載の構成によれば、最高負荷圧を有するアクチュエータのメータイン開口は完全に開制御されるので、従来のロードセンシング制御で高エネルギー効率化を妨げる要因の一つであったLS差圧を排除することができ、エネルギー効率の高い油圧システムを実現できる。

ここで、圧力補償弁には、各メインスプールのメータイン開口の前後差圧を、バネ等で予め決められた一定の値、或いはポンプ圧と最高負荷圧との差圧（LS差圧）に等しくなるように制御するものと、各メインスプールのメータイン開口の下流側に配置され、LS差圧を用いずに、メータイン開口の下流側の圧力を複数のアクチュエータの最高負荷圧に等しくなるように制御するものとがある。前者は一般的にロードセンシングバルブと呼ばれ、特許文献１に記載の圧力補償弁はこのタイプに該当する。後者はフローシェアリングバルブと呼ばれ、特許文献２に記載の圧力補償弁はこのタイプに該当する。いずれの場合も油圧ポンプのロードセンシング制御と組み合わせ、全体がロードセンシングシステムと呼称される。

特許文献２においては、圧力補償弁としてLS差圧を用いないフローシェアリングバルブを用いているため、特許文献１のように圧力補償弁としてロードセンシングバルブを用いるロードセンシング制御でLS差圧を0にした場合のように、圧力補償弁の制御が不安定になってしまうという問題は発生しない。

しかしながら、特許文献２に記載の従来技術においても、以下のような問題があった。

つまり、最高負荷圧を有するアクチュエータに関連付けられた絞りオリフィス（メータイン開口）が常に完全に開制御されるので、例えば最高負荷圧を有するアクチュエータと、負荷圧が小さいアクチュエータを同時操作している状態から、負荷圧が小さい方のアクチュエータの操作を急に停止したような場合に、油圧ポンプの流量制御の応答性の限界から、吐出される流量の減少にある一定の時間を要してしまう場合がある。

そのような場合は、最高負荷圧アクチュエータの絞りオリフィスが最大に開制御されているために、油圧ポンプから吐出された圧油が絞りオリフィスの開口で絞られることなく、最高負荷圧アクチュエータに流れ込んでくるため、最高負荷圧アクチュエータの速度が急に上昇してしまうことがあった。

最高負荷圧アクチュエータの操作レバーがフル操作でそのアクチュエータの作動速度がもともと速く、多くの流量が供給されている場合には、作業機械の挙動への影響は比較的小さいが、最高負荷圧アクチュエータの操作レバーがハーフ操作の場合には、元々の流量が小さいため、前述のようにアクチュエータへ供給される流量が急に増加したときの影響が無視できず、作業機械のオペレータに不快なショックが発生してしまうことがあった。

特許文献３記載の構成によれば、各レバー入力に応じて供給される油圧ポンプからの圧油を、圧力補償弁を用いずに複数の調整弁のみで分流することができるので、油圧システムのコストを低減することができる。

また、特許文献３において、複数の調整弁の開口は、各操作レバーに応じて設定される各アクチュエータへの目標流量と、圧力センサによって検出されるポンプ圧と最高負荷圧の差圧とから電子制御装置内で演算され決められるので、従来のロードセンシング制御でLS差圧を0にした場合のように、圧力補償弁の制御が不安定になったりするよう問題は発生しない。

しかしながら、特許文献３に記載の従来技術においては、以下のような問題があった。

つまり、前述のように、油圧ポンプからの圧油供給路には、アンロード弁が設けられているが、そのセット圧は最高負荷圧とバネ力によって設定されている。

一方、複数の調整弁の開口（メータイン開口）は、ポンプ圧とアクチュエータ負荷圧との差圧と、各操作レバーに応じて設定される各アクチュエータの目標流量とで決まるので、ポンプ圧が最高負荷圧に対して、その最高負荷圧アクチュエータに関連付けられた調整弁での圧損の分だけ高くなることがある。

しかしながら、前述のようにアンロード弁のセット圧は最高負荷圧とバネ力のみによって設定されるので、例えば、前述のように最高負荷圧アクチュエータに関連付けられた調整弁での圧損が高い場合、ポンプ圧が最高負荷圧とバネ力で設定された圧力を超えてしまい、アンロード弁が開位置となり、油圧ポンプから供給された圧油をタンクに排出することがある。アンロード弁によって排出された圧油は、無駄なブリードオフ損失であるので、油圧システムのエネルギー効率が損なわれることがあった。

一方、前述のように、最高負荷圧アクチュエータに関連付けられた調整弁での圧損が高く、アンロード弁のセット圧を超えて無駄なブリードオフ損失が発生することがないように、アンロード弁のバネ力を大きくする（セット圧を高くする）ことも可能であるが、その場合は、例えば２つ以上のアクチュエータを同時操作している状態から一方のアクチュエータのレバー操作のみを急に停止したような場合に、油圧ポンプの流量低減制御が間に合わないことによるポンプ圧の急激な上昇を、アンロード弁によって抑えることができないので、特許文献２を用いた場合と同様に、オペレータにとって不快なショックが発生してしまうことがあった。

本発明の目的は、可変容量型の油圧ポンプを有し、その油圧ポンプにより吐出される圧油を、複数の制御弁を介して複数のアクチュエータに供給して複数のアクチュエータを駆動する建設機械の油圧駆動装置において、（１）各アクチュエータに関連付けられた方向切換弁の前後差圧が非常に小さい場合においても、複数の方向切換弁の分流制御を安定的に行うことができ、（２）複合動作から単独動作への移行時などに要求流量が急変した場合でも、アンロード弁から無駄に圧油がタンクに排出されるブリードオフ損失を最小に抑えてエネルギー効率の低下を抑え、かつアクチュエータへ供給される圧油の流量の急激な変化によるアクチュエータ速度の急な変化をすることを防止して不快なショックの発生を抑え、優れた複合操作性を実現し、（３）方向切換弁のメータイン損失を低減して高いエネルギー効率を実現することができる建設機械の油圧駆動装置を提供することである。

上記目的を達成するため、本発明は、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吐出された圧油を、前記複数のアクチュエータに分配して供給する制御弁装置と、前記複数のアクチュエータのそれぞれの駆動方向と速度を指示する複数の操作レバー装置と、前記複数の操作レバー装置の操作レバーの入力量に応じた流量を吐出するよう前記油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ制御装置と、前記油圧ポンプの圧油供給路の圧力が、前記複数のアクチュエータの最高負荷圧に少なくとも目標差圧を加えたセット圧を超えると、前記圧油供給路の圧油をタンクに排出するアンロード弁と、前記制御弁装置を制御するコントローラとを備えた建設機械の油圧駆動装置において、前記制御弁装置は、前記複数の操作レバー装置によってそれぞれ切り換えられ、前記複数のアクチュエータに関連付けられて、それぞれのアクチュエータの駆動方向と速度を調整する複数の方向切換弁と、前記複数の方向切換弁の下流側にそれぞれ配置され、前記複数の方向切換弁のメータイン開口の下流側の圧力が前記最高負荷圧と等しくなるように制御する複数の圧力補償弁とを有し、前記コントローラは、前記複数の操作レバー装置の操作レバーの入力量に基づいて前記複数のアクチュエータのそれぞれの要求流量と前記複数の方向切換弁のそれぞれのメータインの開口面積を演算し、これらのメータインの開口面積と前記要求流量とに基づいて前記複数の方向切換弁のうちの特定の方向切換弁のメータインの圧損を演算し、この圧損を前記目標差圧として出力して前記アンロード弁のセット圧を制御するものとする。

このように本発明は、複数の方向切換弁の下流側にそれぞれ配置され、複数の方向切換弁のメータイン開口の下流側の圧力が最高負荷圧と等しくなるように制御する複数の圧力補償弁（フローシェアリングバルブ）を用いて複数の方向切換弁の分流制御を行う構成としたので、各アクチュエータに関連付けられた方向切換弁の前後差圧（メータイン圧損）が非常に小さい場合においても、複数の方向切換弁の分流制御を安定的に行うことができる。

また、本発明は、コントローラにおいて、複数の操作レバー装置の操作レバーの入力量に基づいて複数の方向切換弁のそれぞれのメータインの開口面積を演算し、このメータインの開口面積と複数のアクチュエータのそれぞれの要求流量とに基づいて複数の方向切換弁のうちの特定の方向切換弁のメータインの圧損を演算し、この圧損を目標差圧として出力してアンロード弁のセット圧を制御する。

これにより、アンロード弁のセット圧は、最高負荷圧に少なくともメータイン圧損相当の目標差圧を加えた値に制御されるので、当該特定の方向切換弁の操作レバーのハーフ操作などで、方向切換弁のメータイン開口を絞るような場合に、方向切換弁のメータイン開口の圧損に応じてアンロード弁のセット圧がきめ細かく制御される。その結果、複合動作から単独動作への移行時などに要求流量が急変し、ポンプ流量制御の応答性が十分でなくポンプ圧が急激に上昇した場合でも、アンロード弁から無駄に圧油がタンクに排出されるブリードオフ損失を最小に抑え、エネルギー効率の低下を抑え、エネルギー効率の低下を抑え、かつかつ供給される圧油の流量の急激な変化によるアクチュエータ速度の急な変化を防止して不快なショックの発生を抑え、優れた複合操作性を実現することができる。

更に、本発明は、上記のように各方向切換弁の前後差圧が非常に小さい場合でも複数の方向切換弁の分流制御を安定的に行うことができ、かつ方向切換弁のメータイン開口の圧損に応じてアンロード弁のセット圧がきめ細かく制御できるようにしたため、各方向切換弁のメータインの最終開口（メインスプールのフルストロークでのメータイン開口面積）を極端に大きくすることが可能となり、これによりメータイン損失を低減し、高いエネルギー効率を実現することができる。

本発明によれば、可変容量型の油圧ポンプを有し、その油圧ポンプにより吐出される圧油を、複数の方向切換弁を介して複数のアクチュエータに供給して複数のアクチュエータを駆動する建設機械の油圧駆動装置において、
（１）各アクチュエータに関連付けられた方向切換弁の前後差圧が非常に小さい場合においても、複数の方向切換弁の分流制御を安定的に行うことができ；
（２）複合動作から単独動作への移行時などに要求流量が急変し、ポンプ流量制御の応答性が十分でなくポンプ圧が急激に上昇した場合でも、アンロード弁から無駄に圧油がタンクに排出されるブリードオフ損失を最小に抑え、エネルギー効率の低下を抑え、かつ各アクチュエータへ供給される圧油の流量の急激な変化によるアクチュエータ速度の急な変化を防止して不快なショックの発生を抑え、優れた複合操作性を実現し；
（３）方向切換弁のメータイン損失を低減して高いエネルギー効率を実現することができる。

本発明の第１の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。 第１の実施の形態の油圧駆動装置におけるアンロード弁周辺部の拡大図である。 第１の実施の形態の油圧駆動装置におけるレギュレータを含むメインポンプ周辺部の拡大図である。 本発明の油圧駆動装置が搭載される建設機械の代表例である油圧ショベルの外観を示す図である。 第１の実施の形態の油圧駆動装置におけるコントローラの機能ブロック図である。 コントローラにおけるメインポンプ実流量演算部の機能ブロック図である。 コントローラにおける要求流量演算部の機能ブロック図である。 コントローラにおける要求流量補正部の機能ブロック図である。 コントローラにおけるメータイン開口演算部の機能ブロック図である。 コントローラにおける目標差圧演算部の機能ブロック図である。 コントローラにおけるメインポンプ目標傾転角演算部の機能ブロック図である。 本発明の第２の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。 第２の実施の形態の油圧駆動装置におけるコントローラの機能ブロック図である。 コントローラにおける最高負荷圧アクチュエータ判定部の機能ブロック図である。 コントローラにおける最高負荷圧アクチュエータの方向切換弁メータイン開口演算部の機能ブロック図である。 コントローラにおける最高負荷圧アクチュエータの補正後要求流量演算部の機能ブロック図である。 コントローラにおける目標差圧演算部の機能ブロック図である。 本発明の第３の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。 第３の実施の形態の油圧駆動装置におけるコントローラの機能ブロック図である。 コントローラにおける要求流量演算部の機能ブロック図である。 コントローラにおけるメインポンプ目標傾転角演算部の機能ブロック図である。

以下、本発明の実施の形態を図面に従い説明する。

＜第１の実施の形態＞
本発明の第１の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置を図１〜図１５を用いて説明する。

〜構成〜
図１は、本発明の第１の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。

図１において、本実施の形態の油圧駆動装置は、原動機１と、原動機１によって駆動される可変容量型の油圧ポンプであるメインポンプ２と、固定容量型のパイロットポンプ３０と、メインポンプ２から吐出された圧油によって駆動される複数のアクチュエータであるブームシリンダ３a、アームシリンダ３b、旋回モータ３c、バケットシリンダ３d（図４参照）、スイングシリンダ３e（同）、走行モータ３f，３g（同）、ブレードシリンダ３h（同）と、メインポンプ２から吐出された圧油を複数のアクチュエータ３a，３b，３c，３d，３f，３g，３hへ導くための圧油供給路５と、圧油供給路５の下流に接続され、メインポンプ２から吐出された圧油が導かれる制御弁ブロック４とを備えている。以下、「アクチュエータ３a，３b，３c，３d，３f，３g，３h」は「アクチュエータ３a，３b，３c・・・」と簡略して標記する。

制御弁ブロック４内には、複数のアクチュエータ３a，３b，３c・・・を制御するための複数の方向切換弁６a，６b，６c・・・と、複数の方向切換弁６a，６b，６c・・・のメータイン開口の下流側にそれぞれ位置する複数の圧力補償弁７a，７b，７c・・・とが配置されている。圧力補償弁７a，７b，７c・・・には、圧力補償弁７a，７b，７c・・・のスプールを閉じ方向に付勢するバネが設けられ、かつ圧力補償弁７a，７b，７c・・・のスプールを開き方向に付勢する側に複数の方向切換弁６a，６b，６c・・・のメータイン開口の下流側の圧力が導かれ、圧力補償弁７a，７b，７c・・・のスプールを閉じ方向に付勢する側に後述する複数のアクチュエータ３a，３b，３c・・・の最高負荷圧Plmaxが導かれる。

複数の方向切換弁６a，６b，６c・・・と複数の圧力補償弁７a，７b，７c・・・は、メインポンプ２から吐出された圧油を複数のアクチュエータ３a，３b，３c・・・に分配して供給する制御弁装置を構成している。

また、制御弁ブロック４内において、圧油供給路５の下流には、その圧力を予め決められた設定圧力以上になると圧油供給路５の圧油をタンクに排出するリリーフ弁１４と、その圧力がある設定圧以上になると圧油供給路５の圧油をタンクに排出するアンロード弁１５とが設けられている。

更に、制御弁ブロック４内には、複数の方向切換弁６a，６b，６c・・・の負荷圧検出ポートに接続されたシャトル弁９a，９b、９c・・・が配置されている。シャトル弁９a，９b、９c・・・は複数のアクチュエータ３a，３b，３c・・・の最高負荷圧を検出するためのものであり、最高負荷圧検出装置を構成する。シャトル弁９a，９b、９c・・・それぞれトーナメント形式に接続され、最上位のシャトル弁９aに最高負荷圧が検出される。

図２は、アンロード弁周辺部の拡大図である。アンロード弁１５は、アンロード弁１５を閉じる方向に複数のアクチュエータ３a，３b，３c・・・の最高負荷圧が導かれる受圧部１５aと、バネ１５bとを備えている。また、アンロード弁１５に対する制御圧を発生させるための電磁比例減圧弁２２が設けられ、アンロード弁１５は、アンロード弁１５を閉じる方向に電磁比例減圧弁２２の出力圧（制御圧）が導かれる受圧部１５cを備えている。

本実施の形態の油圧駆動装置は、また、メインポンプ２に関連して、その容量を制御するためのレギュレータ１１と、そのレギュレータ１１に指令圧を発生させるための電磁比例減圧弁２１を備えている。

図３は、レギュレータ１１を含むメインポンプ周辺部の拡大図である。レギュレータ１１は、受圧面積差で駆動する差動ピストン１１b、馬力制御用傾転制御弁１１e、流量制御傾転制御弁１１iを備え、差動ピストン１１bの大径側受圧室１１cは馬力制御用傾転制御弁１１eを介して、パイロットポンプ３０の圧油供給路である油路３１a（パイロット油圧源）又は流量制御傾転制御弁１１iに接続され、小径側受圧室１１aは常時油路３１aに接続され、流量制御傾転制御弁１１iは、油路３１aの圧力又はタンク圧を馬力制御用傾転制御弁１１eに導くように構成されている。

馬力制御用傾転制御弁１１eは、差動ピストン１１bと共に移動するスリーブ１１fと、流量制御傾転制御弁１１iと差動ピストン１１bの大径側受圧室１１cとを連通させる側に位置するバネ１１dと、油路３１aと差動ピストン１１bの小径側及び大径側受圧室１１a，１１cとを連通させる方向に、メインポンプ２の圧油供給路５の圧力が油路５aを介して導かれる受圧室１１gを有している。

流量制御傾転制御弁１１iは、差動ピストン１１bと共に移動するスリーブ１１jと、電磁比例減圧弁２１の出力圧（制御圧）が、馬力制御用傾転制御弁１１eの圧油をタンクに排出する方向に導かれる受圧部１１hと、馬力制御用傾転制御弁１１eに油路３１aの圧油を導く側に位置するバネ１１kとを有している。

大径側受圧室１１cが馬力制御用傾転制御弁１１e及び流量制御傾転制御弁１１iを介して油路３１aに連通すると、差動ピストン１１bは受圧面積差により図中で左方向に移動し、大径側受圧室１１cが馬力制御用傾転制御弁１１e及び流量制御傾転制御弁１１iを介してタンクに連通すると、差動ピストン１１bは小径側受圧室１１aから受ける力により、図中で右方向に移動する。差動ピストン１１bが図中で左方向に移動すると、可変容量型のメインポンプ２の傾転角、すなわちポンプ容量が減少してその吐出流量が減少し、差動ピストン１１bが図中で右方向に移動すると、メインポンプ２の傾転角及びポンプ容量が増加してその吐出流量が増加する。

パイロットポンプ３０の圧油供給路（油路３１a）にはパイロットリリーフ弁３２が接続され、このパイロットリリーフ弁３２によって油路３１aに一定のパイロット圧（Pi0）を生成する。

パイロットリリーフ弁３２の下流には、切換弁３３を介して、複数の方向切換弁６a，６b，６c・・・を制御するための複数の操作レバー装置６０a，６０b，６０c・・・のパイロット弁が接続され、油圧ショベル等建設機械の運転席５２１（図４参照）に設けられたゲートロックレバー３４により切換弁３３を操作することにより、複数の操作レバー装置６０a，６０b，６０c・・・のパイロット弁へパイロットリリーフ弁３２で生成されたパイロット圧（Pi0）がパイロット一次圧として供給されるか、パイロット弁の圧油をタンクに排出するかが切り換えられる。

本実施の形態の油圧駆動装置は、更に、複数のアクチュエータ３a，３b，３c・・・の最高負荷圧を検出するために圧力センサ４０と、ブームシリンダ３aの操作レバー装置６０aのパイロット弁の各操作圧a1,a2を検出するための圧力センサ４１a1，４１a2と、アームシリンダ３bの操作レバー装置６０bのパイロット弁の各操作圧b1,b2を検出するための圧力センサ４１b1，４１b2と、旋回モータ３cの操作レバー装置６０cのパイロット弁の操作圧c1,c2を検出するための圧力センサ４１cと、図示しないその他のアクチュエータの操作レバー装置のパイロット弁の操作圧を検出するための図示しない圧力センサと、メインポンプ２の圧油供給路５の圧力（メインポンプ２の吐出圧）を検出するための圧力センサ４２と、メインポンプ２の傾転角を検出する傾転角センサ５０と、原動機１の回転数を検出する回転数センサ５１と、コントローラ７０とを備えている。

コントローラ７０は、図示しないＣＰＵ、ＲＯＭ（Ｒｅａｄ Ｏｎｌｙ Ｍｅｍｏｒｙ）、ＲＡＭ（Ｒａｎｄｏｍ ａｃｃｅｓｓ Ｍｅｍｏｒｙ）、およびフラッシュメモリ等からなる記憶部等を備えるマイクロコンピュータ及びその周辺回路などから構成され、例えばＲＯＭに格納されるプログラムにしたがって作動する。

コントローラ７０は、圧力センサ４０、圧力センサ４１a1，４１a2，４１b1，４１b2，４１c・・・、圧力センサ４２、傾転角センサ５０、回転数センサ５１の検出信号を入力し、電磁比例減圧弁２１，２２に制御信号を出力する。

図４に、上述した油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す。

油圧ショベルは、上部旋回体５０２と、下部走行体５０１と、スイング式のフロント作業機５０４を備え、フロント作業機５０４は、ブーム５１１，アーム５１２，バケット５１３から構成されている。上部旋回体５０２は下部走行体５０１に対し旋回モータ３cの回転によって旋回可能である。上部旋回体の前部にはスイングポスト５０３が取付けられ、このスイングポスト５０３にフロント作業機５０４が上下動可能に取付けられている。スイングポスト５０３はスイングシリンダ３eの伸縮により上部旋回体５０２に対して水平方向に回動可能であり、フロント作業機５０４のブーム５１１，アーム５１２，バケット５１３はブームシリンダ３a，アームシリンダ３b，バケットシリンダ３dの伸縮により上下方向に回動可能である。下部走行体５０１の中央フレーム５０５には、ブレードシリンダ３hの伸縮により上下動作を行うブレード５０６が取付けられている。下部走行体５０１は、走行モータ３f，３gの回転により左右の履帯を駆動することによって走行を行う。

上部旋回体５０２には運転室５０８が設置され、運転室５０８内には、運転席５２１と、運転席５２１の左右前部に設けられたブームシリンダ３a，アームシリンダ３b，バケットシリンダ３d，旋回モータ３c用の操作レバー装置６０a，６０b，６０c，６０dと、スイングシリンダ３e用の操作レバー装置６０eと、ブレードシリンダ３h用の操作レバー装置６０hと、走行モータ３f，３g用の操作レバー装置６０f，６０gと、ゲートロックレバー２４が設けられている。

図５に、図１に示した油圧駆動装置におけるコントローラ７０の機能ブロック図を示す。

メインポンプ２の傾転角を示す傾転角センサ５０の出力と原動機１の回転数を示す回転数センサ５１の出力は、メインポンプ実流量演算部７１に、回転数センサ５１の出力とレバー操作量（操作圧）を示す圧力センサ４１a1，４１b1，４１cの出力は要求流量演算部７２に、圧力センサ４１a1，４１b1，４１cの出力がメータイン開口演算部７４にそれぞれ入力される。なお、図５〜図１１と以下の説明では、図１に図示しない要素を示唆する「・・・」は簡略化のため省略する場合がある。

また、複数のアクチュエータ３a，３b，３c・・・の最高負荷圧を示す圧力センサ４０の出力Plmaxが加算器８１に導かれ、メインポンプ２の吐出圧（ポンプ圧）を示す圧力センサ４２の出力Psが差分器８２に導かれる。

要求流量演算部７２の出力である要求流量Qr1，Qr2，Qr3と、メインポンプ実流量演算部７１の出力である流量Qa’は、要求流量補正部７３に導かれる。

要求流量補正部７３の出力Qr1’，Qr2’，Qr3’と，メータイン開口演算部７４の出力Am1，Am2，Am3は、目標差圧演算部７５へ導かれる。

目標差圧演算部７５は、アンロード弁用の電磁比例減圧弁２２へ指令圧（指令値）Pi_ulを出力し、目標差圧ΔPsdを加算器８１に出力する。

加算器８１は、目標差圧ΔPsdと最高負荷圧Plmaxを加算した目標ポンプ圧Psd（=Plmax+ΔPsd）をを算出し、差分器８２に出力する。

差分器８２は、目標ポンプ圧Psdから圧力センサ４２の出力であるポンプ圧（実ポンプ圧）Psを引いた差圧ΔP（=Psd-Ps）を算出し、メインポンプ目標傾転角演算部８３に出力する。

メインポンプ目標傾転角演算部８３は、入力された差圧ΔP（=Psd-Ps）から指令圧Pi_fcを算出し、指令値として電磁比例減圧弁２１へ出力する。

コントローラ７０は、要求流量演算部７２、要求流量補正部７３及びメータイン開口演算部７４と目標差圧演算部７５において、複数の操作レバー装置６０a，６０b，６０cの操作レバーの入力量に基づいて複数のアクチュエータ３a，３b，３cのそれぞれの要求流量と複数の方向切換弁６a，６b，６cのそれぞれのメータインの開口面積を演算し、このメータインの開口面積と上記要求流量とに基づいて複数の方向切換弁６a，６b，６cのうちの特定の方向切換弁のメータインの圧損を演算し、この圧損を目標差圧ΔPsdとして出力してアンロード弁１５のセット圧を制御する。

また、コントローラ７０は、目標差圧演算部７５において、特定の方向切換弁のメータインの圧損として、複数の方向切換弁６a，６b，６cのメータインの圧損の最大値を選択し、この圧損を上記目標差圧ΔPsdとして出力しアンロード弁１５のセット圧を制御する。

更に、コントローラ７０は、メインポンプ目標傾転角演算部８３において、圧力センサ４２によって検出されたメインポンプ２（油圧ポンプ）の吐出圧を、最高負荷圧検出装置（シャトル弁９a，９b、９c）によって検出された最高負荷圧に上記目標差圧を加えた圧力に等しくするための指令値Pi_fcを演算し、この指令値Pi_fcをレギュレータ１１（ポンプ制御装置）に出力してメインポンプ２の吐出流量を制御する。

図６に、メインポンプ実流量演算部７１の機能ブロック図を示す。

メインポンプ実流量演算部７１において、傾転角センサ５０から入力された傾転角qmと回転数センサ５１から入力された回転数Nmが乗算器７１aで乗算され、実際にメインポンプ２から吐出されている流量Qa’が算出される。

図７に、要求流量演算部７２の機能ブロック図を示す。

要求流量演算部７２において、圧力センサ４１a1，４１b1，４１cから入力された操作圧Pi_a1，Pi_b1，Pi_cが、それぞれテーブル７２a，７２b，７２cで基準要求流量qr1，qr2，qr3に変換され、それぞれ乗算器７２d，７２e，７２fで回転数センサ５１から入力した回転数Nmと乗算され、複数のアクチュエータ３a，３b，３cの要求流量Qr1，Qr2，Qr3が算出される。

図８に、要求流量補正部７３の機能ブロック図を示す。

要求流量補正部７３において、要求流量演算部７２の出力である要求流量Qr1，Qr2，Qr3は、乗算器７３c，７３d，７３eと総和器７３aに入力され、総和器７３aで合計値Qraが算出され、その合計値Qraが、最小値と最大値を制限する制限器７3fを介して除算器７３bの分母側に入力される。一方、メインポンプ実流量演算部７１の出力である流量Qa’が除算器７３bの分子側に入力され、除算器７３bはQa’/Qraの値を乗算器７３c，７３d，７３eに出力する。乗算器７３c，７３d，７３eではそれぞれ前述のQr1，Qr2，Qr3と前述のQa’/Qraとが乗算され、補正後の要求流量Qr1’，Qr2’，Qr3’が算出される。

図９に、メータイン開口演算部７４の機能ブロック図を示す。

メータイン開口演算部７４において、圧力センサ４１a1，４１b1，４１cから入力された操作圧Pi_a1，Pi_b1，Pi_cがテーブル７４a，７４b，７４cで各方向切換弁のメータイン開口面積Am1，Am2，Am3に変換される。テーブル７４a，７４b，７４cは、方向切換弁６a，６b，６cのメータイン開口面積が予め記憶されており、操作圧が0の時に0を出力し、操作圧が大きくなるにつれて大きな値を出力するように設定されている。また、メータイン開口面積の最大値は方向切換弁６a，６b，６cのメータイン開口で発生し得る圧損であるメータイン圧損（LS差圧）が極端に小さくなるように極端に大きな値に設定されている。

図１０に目標差圧演算部７５の機能ブロック図を示す。

要求流量補正部７３からの入力Qr1’，Qr2’，Qr3’はそれぞれ演算器７５a，７５b，７５cに入力される。また、メータイン開口演算部７４からの入力Am1，Am2，Am3は、それぞれ、最小値と最大値を制限する制限器７５f，７５g，７５hを介して演算器７５a，７５b，７５cに入力される。演算器７５a，７５b，７５cでは、それぞれ、入力Qr1’，Qr2’，Qr3’とAm1，Am2，Am3を用い、下式で方向切換弁６a，６b，６cのメータイン圧損ΔPsd1，ΔPsd2，ΔPsd3が演算される。ここで、Cは予め定められた縮流係数，ρは作動油の密度である。

これらの圧損ΔPsd1，ΔPsd2，ΔPsd3は、それぞれ、最小値と最大値を制限する制限器７５i，７５j，７５kを介して最大値選択器７５dに入力され、最大値選択器７５dでは、圧損ΔPsd1，ΔPsd2，ΔPsd3の内、最大のものを、目標差圧ΔPsd（アンロード弁１５のセット圧を可変に制御するための調整圧力）として加算器８１へ出力し、更に目標差圧ΔPsdはテーブル７５eにより指令圧Pi_ulに変換され、指令値として電磁比例減圧弁２２に出力される。

図１１にメインポンプ目標傾転角演算部８３の機能ブロック図を示す。

メインポンプ目標傾転角演算部８３において、差分器８２で演算された差圧ΔP(=Psd-Ps）はテーブル８３aに入力され、目標容量増減分Δqに変換される。Δqは、遅れ要素８３cから出力される１制御サイクル前の目標容量q’に、加算器８３bで加算され、新たな目標容量qとして制限器８３dに出力され、そこで最小値と最大値の間の値に制限され、制限後の目標容量q’としてテーブル８３eに導かれる。目標容量q’はテーブル８３eで電磁比例減圧弁２１への指令圧Pi_fcに変換され、指令値として出力される。

〜作動〜
以上のように構成した油圧駆動装置の作動を説明する。

固定容量式のパイロットポンプ３０から吐出された圧油は圧油供給路３１aに供給され、パイロットリリーフ弁３２によって圧油供給路３１aに一定のパイロット１次圧Pi0が生成されている。
（a） 全ての操作レバーが中立の場合
全ての操作レバー装置６０a，６０b，６０c・・・の操作レバーが中立なので、全てのパイロット弁は中立であり、操作圧a1, a2, b1, b2, c1, c2・・・はタンク圧となるので、全ての方向切換弁６a，６b，６c・・・が中立位置にある。

全ての方向切換弁６a，６b，６cが中立位置にあるので，各アクチュエータの負荷圧検出油路は、それぞれのアクチュエータに関連付けられた方向切換弁を介してタンクに接続される。

このため、最高負荷圧検出装置であるシャトル弁９a，９b，９cを介して，タンク圧が最高負荷圧Plmaxとして検出され、この最高負荷圧Plmaxがアンロード弁１５の受圧部１５a及び圧力センサ４０に導かれる。

ブーム上げ操作圧a1，アームクラウド操作圧b1，旋回操作圧cは、それぞれ圧力センサ４１a1，４１b1，４１cで検出され、圧力センサの出力Pi_a1，Pi_b1，Pi_cが要求流量演算部７２とメータイン開口演算部７４に導かれる。

要求流量演算部７２のテーブル７２a，７２b，７２cは、ブーム上げ，アームクラウド，旋回動作のそれぞれの、各レバー入力に対する基準要求流量が予め記憶されており、入力が0の時に0を出力し、入力が大きくなるにつれて大きな値を出力するように設定されている。

前述のように、全ての操作レバーが中立の場合は、操作圧Pi_a1，Pi_b1，Pi_cが全タンク圧に等しいので、テーブル７２a，７２b，７２cで演算される基準要求流量qr1，qr2，qr3はともに0となる。qr1，qr2，qr3がともに0なので、乗算器７２d，７２e，７２fの出力である要求流量Qr1，Qr2，Qr3はともに0となる。

また、メータイン開口演算部７４のテーブル７４a，７４b，７４cは、方向切換弁６a，６b，６cのメータイン開口面積が予め記憶されており、入力が0の時に0を出力し、入力が大きくなるにつれて大きな値を出力するように構成されている。

前述のように、全ての操作レバーが中立の場合は、操作圧Pi_a1，Pi_b1，Pi_cが全タンク圧に等しいので、テーブル７４a，７４b，７４cの出力であるメータイン開口面積Am1，Am2，Am3はともに0となる。

要求流量Qr1，Qr2，Qr3は、要求流量補正部７３へ入力される。

要求流量補正部７３に入力された要求流量Qr1，Qr2，Qr3は、総和器７３aと、乗算器７３c，７３d，７３eに導かれる。

総和器７３aでQra=Qr1+Qr2+Qr3を演算するが、前述のように全ての操作レバーが中立の場合は、Qra=0+0+0となる。

制限器７３fで、メインポンプ２が吐出可能な最小値と最大値の間で制限する。ここで、最小値をQmin、最大値をQmaxとすると、全ての操作レバーが中立の場合は、Qra=0＜Qminなので、制限器７３fではQminに制限され、Qra’=Qminを除算器７３bの分母側に導く。

一方、後述するように、全ての操作レバーが中立の場合には、メインポンプ実流量は最小値Qminに保たれているので、除算器７３bは、Qr’/Qra’=1を乗算器７３c，７３d，７３eに出力する。

前述のように、全ての操作レバーが中立の場合には、Qr1，Qr2，Qr3はともに0なので、乗算器７３c，７３d，７３eの出力Qr1’，Qr2’，Qr3’はともに0×1=0となる。

目標差圧演算部７５では、補正後の要求流量Qr1’，Qr2’，Qr3’と、メータイン開口面積Am1，Am2，Am3から方向切換弁６a，６b，６cのメータイン開口で発生する圧損を前述の式に従って算出する。

まず、メータイン開口面積Am1，Am2，Am3は制限器７５f，７５g，７５hにより、予め定められた0より大きな最小値Am1’，Am2’，Am3’に制限される。

全ての操作レバーが中立の場合は，前述のようにメータイン開口面積Am1，Am2，Am3と補正後の要求流量Qr1’，Qr2’，Qr3’はともに0となるが、前述のようにメータイン開口面積Am1，Am2，Am3は0より大きなある値に制限されているので、演算器７５a，７５b，７５cの出力である圧損ΔPsd1，ΔPsd2，ΔPsd3はともに0となる。演算器７５a，７５b，７５cの出力である圧損ΔPsd1，ΔPsd2，ΔPsd3は、制限器７５i，７５j，７５kにより0以上、かつ予め定められた最大値ΔPsd_max以下の値に制限され、最大値選択器７５dで圧損ΔPsd1，ΔPsd2，ΔPsd3の最大値が目標差圧ΔPsdとして出力される。

前述のように、全ての操作レバーが中立の場合は、目標差圧ΔPsdは0となる。

目標差圧ΔPsdは、テーブル７５eによって指令圧Pi_ulに変換され、指令値としてアンロード弁用の電磁比例減圧弁２２に出力される。

前述のように全ての操作レバーが中立の場合には、最高負荷圧Plmaxはタンク圧に等しくなっている。

アンロード弁１５のセット圧は，受圧部１５aに導かれた最高負荷圧Plmax、バネ１５b、受圧部１５cに導かれた電磁比例減圧弁２２の出力圧（=ΔPsd）で決まるが、最高負荷圧Plmax、電磁比例減圧弁２２の出力圧（=ΔPsd）はともにタンク圧となっているので、アンロード弁１５のセット圧は、バネ１５bによって定められる非常に小さな値に保たれる。

このため、可変容量型のメインポンプ２から吐出された圧油は、アンロード弁１５からタンクに排出され、圧油供給路５の圧力は、前述の低い圧力に保たれる。

一方、目標差圧演算部７５の出力である目標差圧ΔPsdは、加算器８１にて最高負荷圧Plmaxと加算されるが、前述のように全ての操作レバーが中立の場合はPlmax，ΔPsdはタンク圧０になっているので、その出力である目標ポンプ圧Psdも0となる。

目標ポンプ圧Psdと、圧力センサ４２によって検出されるポンプ圧Psが差分器８２のそれぞれ正側と負側に導かれ、それらの差ΔP=Psd-Psとしてメインポンプ目標傾転角演算部８３に入力される。

メインポンプ目標傾転角演算部８３では、テーブル８３aにより、前述のΔP(=Psd-Ps）をテーブル８３aで目標容量増減量Δqに変換する。図１１に示すように、テーブル８３aは、ΔP＜0の時にΔq＜0、ΔP=0の時にΔq=0、ΔP＞0の時にΔq＞0となり、ΔPがある程度以上大きかったり、小さかったりした場合は、予め定められた値に制限されるよう構成されている。

目標容量増減量Δqは、加算器８３bで、後述する１制御ステップ前の目標容量q’と加算されqとなり、制限器８３dにより、メインポンプ２の物理的な最小／最大の間の値に制限され、目標容量q’として出力される。

目標容量q’はテーブル８３eで、電磁比例減圧弁２１への指令圧Pi_fcに変換され、電磁比例減圧弁２１が制御される。

前述のように、全ての操作レバーが中立の場合には、Psd(=最高負荷圧Plmax+目標差圧ΔPsd）はタンク圧と等しい。

一方、圧油供給路５の圧力、すなわちポンプ圧Psは、前述のようにアンロード弁１５により、タンク圧よりもバネ１５bで定められるだけ大きな圧力に保たれている。

このため、全ての操作レバーが中立の場合には、ΔP(=Psd-Ps）＜0となるので、テーブル８３aにより、Δq＜0となる。遅れ要素８３cに得られる１ステップ前の目標容量q’と加算器８３bで新たなqとして加算されるが、制限器８３dにより、メインポンプ２が持つ最小及び最大傾転で制限されるので、１ステップ前の目標容量q’はその最小値に保たれる。
(b) ブーム上げ操作を行った場合
ブーム用の操作レバー装置６０aのパイロット弁からブーム上げ操作圧a1が出力される。ブーム上げ操作圧a1は、方向切換弁６aと圧力センサ４１a1に導かれ、方向切換弁６aが図中で右方向に切り替わる。

方向切換弁６aが切り替わるので、ブームシリンダ３aの負荷圧はシャトル弁９aを介して最高負荷圧Plmaxとしてアンロード弁１５と圧力センサ４０に導かれる。

圧油供給路５から方向切換弁６aに導かれた圧油は、そのメータイン開口を介し、圧力補償弁７aの上流側に導かれる。

圧力補償弁７aは、メータイン開口の下流側の圧力を、最高負荷圧Plmaxと等しくなるように制御するが、ブーム上げを単独で操作した場合は、最高負荷圧Plmax=ブームシリンダ３aの負荷圧なので、圧力補償弁７aは絞られることなく、その開口は全開に保たれる。

圧力補償弁７aを通過した圧油は、再度方向切換弁６aを介し、ブームシリンダ３aのボトム側に供給される。ブームシリンダ３aのボトム側に圧油が供給されるので、ブームシリンダが伸長する。

一方、ブーム上げ操作圧a1は、圧力センサ４１a1の出力Pi_a1として、要求流量演算部７２に入力され、要求流量Qr1が算出される。

傾転角センサ５０、回転数センサ５１からの入力によりメインポンプ実流量演算部７１で可変容量型メインポンプ２が実際に吐出している流量を算出するが、全ての操作レバーが中立の状態からブーム上げ操作を行った直後は、(a)全ての操作レバーが中立の場合で述べたように、可変容量型メインポンプ２の傾転は最小に保たれていることから、メインポンプ実流量Qa’も最小の値となっている。

要求流量Qr1は、要求流量補正部７３によりメインポンプ実流量Qa’に制限され、Qr1’に補正される。

また、ブーム上げ操作圧a1は、圧力センサ４１a1の出力Pi_a1として、メータイン開口演算部７４にも導かれ、テーブル７４aにより、メータイン開口面積Am1に変換され出力される。

目標差圧演算部７５では、補正後の要求流量Qr1’，Qr2’，Qr3’と、メータイン開口面積Am1，Am2，Am3から、各方向切換弁のメータイン開口で発生する圧損を前述の式に従って算出する。

ブーム上げ操作を行った場合は、補正後の要求流量Qr1’とブーム上げのメータイン開口面積Am1が演算器７５aに入力され、方向切換弁６aのメータイン圧損ΔPsd1が下式に従って演算される。

同様に、方向切換弁６b，６cのメータイン圧損ΔPsd2，ΔPsd3も計算されるが、全てレバーが中立の場合と同様にΔPsd2=ΔPsd3=0なので、最大値選択器７５dによって、最大値である圧損ΔPsd1が選択され、ΔPsd=ΔPsd1となり、テーブル７５eにより、アンロード弁用の電磁比例減圧弁２２への指令圧Pi_ulに変換され出力されると同時に、目標差圧ΔPsdは加算器８１へ出力される。

アンロード弁用の電磁比例減圧弁２２の出力ΔPsdは、アンロード弁１５の受圧部１５cに導かれ、アンロード弁１５のセット圧をΔPsdの分だけ高くなるように作用する。

前述のように、アンロード弁１５の受圧部１５aにはPlmaxとして、ブームシリンダ３aの負荷圧Pl1が導かれているので、アンロード弁１５のセット圧は、Plmax+ΔPsd+バネ力、つまりPl1（ブームシリンダ３aの負荷圧）+ΔPsd（ブームシリンダ３a制御用の方向切換弁６aのメータイン開口で発生する差圧）+バネ力に設定され、圧油供給路５がタンクに排出される油路を遮断する。

一方、加算器８１では、最高負荷圧Plmaxと前述の目標差圧ΔPsdを加算し、目標ポンプ圧Psd=Plmax+ΔPsdを算出するが、ブーム上げ単独操作を行った場合には、前述のようにPlmax=Pl1なので、目標ポンプ圧Psd=Pl1（ブームシリンダ３aの負荷圧）+ΔPsd（ブームシリンダ３a制御用の方向切換弁６aのメータイン開口で発生する差圧）を算出して、差分器８２に出力する。

差分器８２では、前述の目標ポンプ圧Psdと、圧力センサ４２によって検出された圧油供給路５の圧力（実際のポンプ圧Ps）との差をΔP（=Psd-Ps）として算出し、メインポンプ目標傾転角演算部８３に出力する。

メインポンプ目標傾転角演算部８３では、差圧ΔPをテーブル８３aにより、目標容量の増減量Δqに変換するが、全てのレバーが中立の状態からブーム上げ操作を行った場合、動作の最初においては、実際のポンプ圧Psは、目標ポンプ圧Psdよりも小さい値に保たれている（（a）全てのレバーが中立の場合、に記載）ので、ΔP（=Psd-Ps）は正の値となる。

テーブル８３aでは、差圧ΔPが正の値の場合に目標容量増減量Δqも正になるような特性としてあるので、目標容量増減量Δqも正となる。

加算器８３b、遅れ要素８３cにより、１制御ステップ前の目標容量q’に前述の容量増減量Δqを加算し、新しいqを算出するが、前述のように目標容量増減量Δqが正なので、目標容量q’は増加していく。

また、目標容量q’はテーブル８３eにより、メインポンプ傾転制御用の電磁比例減圧弁２１への指令圧Pi_fcに変換され、電磁比例減圧弁２１の出力（=Pi_fc）は、メインポンプ２のレギュレータ１１内の流量制御傾転制御弁１１iの受圧部１１hに導かれ、メインポンプ２の傾転角が目標容量q’に等しくなるように制御される。

目標容量q’及びメインポンプ２の吐出量増加は、実際のポンプ圧Psが、目標ポンプ圧Psdと等しくなるまで継続し、最終的には実際のポンプ圧Psが目標ポンプ圧Psdと等しい状態に保持される。

このように、メインポンプ２は、ブームシリンダ３aに関連付けられた方向切換弁６aにおけるメータイン開口で発生し得る圧損ΔPsdを、最高負荷圧Plmaxに加算した圧力を目標圧とし、その流量を増減するので、目標差圧が可変なロードセンシング制御を行う。

(c)ブーム上げ操作とアームクラウド操作を同時に行った場合
ブーム用の操作レバー装置６０aのパイロット弁からブーム上げ操作圧a1が、アーム用の操作レバー装置６０bのパイロット弁からアームクラウド操作圧b1がそれぞれ出力される。

ブーム上げ操作圧a1は、方向切換弁６aと圧力センサ４１a1に導かれ、方向切換弁６aが図中で右方向に切り替わる。

アームクラウド操作圧b1は、方向切換弁６bと圧力センサ４１b1に導かれ、方向切換弁６bが図中で右方向に切り替わる。

方向切換弁６a，６bが切り替わるので、ブームシリンダ３aの負荷圧は方向切換弁６aを、アームシリンダ３bの負荷圧は方向切換弁６bとシャトル弁９bを介してシャトル弁９aに導かれる。

シャトル弁９aはブームシリンダ３aの負荷圧とアームシリンダ３bの負荷圧の高い方の圧力を最高負荷圧Plmaxとして選択する。空中での動作を想定した場合、通常、ブームシリンダ３aの負荷圧＞アームシリンダ３bの負荷圧の事が多いので、ここでは仮にブームシリンダ３aの負荷圧＞アームシリンダ３bの負荷圧の場合を考えると、最高負荷圧Plmaxは、ブームシリンダ３aの負荷圧と等しい。

最高負荷圧Plmaxはアンロード弁１５の受圧部１５aと圧力センサ４０に導かれる。

ブームシリンダ３aに関連付けられた圧力補償弁７aは、ブームシリンダ３aに関連付けられた方向切換弁６aのメータイン開口の下流側の圧力を、最高負荷圧Plmaxと等しくなるように制御するが、前述のようにブームシリンダ３aの負荷圧＞アームシリンダ３bの負荷圧の場合、最高負荷圧Plmax=ブームシリンダ３aの負荷圧なので、圧力補償弁７aは絞られることなく、その開口は全開に保たれる。

また、アームシリンダ３bに関連付けられた圧力補償弁７bは、アームシリンダ３bに関連付けられた方向切換弁６bのメータイン開口の下流側の圧力を、最高負荷圧Plmax、すなわちこの場合はブームシリンダ３aの負荷圧と等しくなるようにその開口を制御する。これにより、方向切換弁６bのメータイン開口の下流側の圧力は、Plmax=ブームシリンダ３aの負荷圧に保たれる。

このように、方向切換弁６a，６bの前後差圧、すなわちポンプ圧(共通)と、各メータイン開口の下流側圧力とが等しく保たれるので、方向切換弁６a，６bは、ブームシリンダ３a、アームシリンダ３bの負荷圧の大きさに依らず、それらのメータイン開口の大きさに応じて圧油供給路５の圧油を分配する。

圧力補償弁７a，７bを通過した圧油は、再度方向切換弁６a，６bを介し、それぞれブームシリンダ３aのボトム側、アームシリンダ３bのボトム側に供給される。

ブームシリンダ３aのボトム側およびアームシリンダ３bのボトム側に圧油が供給されるので、ブームシリンダおよびアームシリンダが伸長する。

一方、ブーム上げ操作圧a1、アームクラウド操作圧b1は、それぞれ圧力センサ４１a1，４１b1の出力Pi_a1，Pi_b1として、要求流量演算部７２に入力され、要求流量Qr1，Qr2が算出される。

傾転角センサ５０、回転数センサ５１からの入力によりメインポンプ実流量演算部７１で可変容量型メインポンプ２が実際に吐出している流量を算出するが、全ての操作レバーが中立の状態からブーム上げとアームクラウド操作を行った直後は、(a)全ての操作レバーが中立の場合で述べたように、可変容量型メインポンプ２の傾転は最小に保たれていることから、メインポンプ実流量Qa’も最小の値となっている。

要求流量補正部７３では、ブーム上げ要求流量Qr1とアームクラウド要求流量Qr2が総和器７３aに導かれ、Qra(=Qr1+Qr2+Qr3=Qr1+Qr2)が算出される。

総和器７３aで算出されたQraは、制限器７３fである範囲の値に制限された上で、除算器７３bでメインポンプ実流量演算部７１の出力、メインポンプ実流量Qa’との除算Qa’/Qraが行われ、その出力を乗算器７３c，７３d，７３eに導く。

つまり、要求流量補正部７３では、ブーム上げ要求流量Qr1とアームクラウド要求流量Qr2を、可変容量型メインポンプ２が実際に吐出している流量Qa’の範囲内でQr1とQr2の比で再分配する。

例えば、Qa’が30L/minで、Qr1が20L/min、Qr2が40L/minだった場合、Qra=Qr1+Qr2+Qr3=60L/minなので、Qa’/Qra=1/2となる。

補正後のブーム上げ要求流量Qr1’=Qr1×1/2=20L/min×1/2=10L/minとなり、補正後のアームクラウド要求流量Qr2’=Qr2×1/2=40L/min×1/2=20L/minとなる。

また、ブーム上げ操作圧a1、アームクラウド操作圧b1は、圧力センサ４１a1、４１b1の出力Pi_a1，Pi_b1として、メータイン開口演算部７４にも導かれ、テーブル７４a，７４bにより、メータイン開口面積Am1，Am2に変換され出力される。

目標差圧演算部７５では、補正後の要求流量Qr1’，Qr2’，Qr3’と、メータイン開口面積Am1，Am2，Am3から、各方向切換弁のメータイン開口で発生する圧力損失ΔPsd1，ΔPsd2，ΔPsd3を算出する。

ブーム上げ操作とアームクラウド操作を同時に行った場合は、補正後の要求流量Qr1’，Qr2’とメータイン開口面積Am1，Am2が演算器７５a，７５bに入力され、ΔPsd1，ΔPsd2が下式に従って演算される。

同様にΔPsd3も計算されるが、全てのレバーが中立の場合と同様にΔPsd3=０なので、最大値選択器７５dによって、ΔPsd1とΔPsd2の内、高い方がΔPsdとして選択され、テーブル７５eにより、アンロード弁用の電磁比例減圧弁２２への指令圧Pi_ulに変換され、指令値として出力されると同時に、ΔPsdは加算器８１へ出力される。

アンロード弁用の電磁比例減圧弁２２の出力は、アンロード弁１５の受圧部１５cに導かれ、アンロード弁１５のセット圧をΔPsdの分だけ高くなるように作用する。

前述のように、ブームシリンダ３aの負荷圧＞アームシリンダ３bの負荷圧の場合、アンロード弁１５の受圧部１５aにはPlmaxとして、ブームシリンダ３aの負荷圧Pl1が導かれているので、アンロード弁１５のセット圧は、Plmax+ΔPsd+バネ力、つまりPl1（ブームシリンダ３aの負荷圧）+ΔPsd（ブームシリンダ３aに関連付けられた方向切換弁６aのメータイン開口で発生する差圧と、アームシリンダ３bに関連付けられた方向切換弁６bのメータイン開口で発生する差圧の大きい方）+バネ力に設定され、圧油供給路５の圧油がタンクに排出される油路を遮断する。

一方、加算器８１では、最高負荷圧Plmaxと前述のΔPsdを加算し、目標ポンプ圧Psd=Plmax+ΔPsdを算出するが、ブームシリンダ３aの負荷圧＞アームシリンダ３bの負荷圧の場合には、前述のようにPlmax=Pl1なので、目標ポンプ圧Psd=Pl1（ブームシリンダ３aの負荷圧）+ ΔPsd（ブームシリンダ３aに関連付けられた方向切換弁６aのメータイン開口で発生する差圧と、アームシリンダ３bに関連付けられた方向切換弁６bのメータイン開口で発生する差圧の大きい方）を算出して、差分器８２に出力する。

差分器８２では、前述の目標ポンプ圧Psdと、圧力センサ４２によって検出された圧油供給路５の圧力（実際のポンプ圧Ps）との差をΔP(=Psd-Ps)として算出し、メインポンプ目標傾転角演算部８３に出力する。

メインポンプ目標傾転角演算部８３では、差圧ΔPをテーブル８３aにより、目標容量の増減量Δqに変換するが、全てのレバーが中立の状態からブーム上げ操作とアームクラウド操作を行った場合、動作の最初においては、実際のポンプ圧Psは、目標ポンプ圧Psdよりも小さい値に保たれている（(a)全てのレバーが中立の場合、に記載）ので、ΔP（=Psd-Ps）は正の値となる。

テーブル８３aでは、差圧ΔPが正の値の場合に目標容量増減量Δqも正になるような特性としてあるので、目標容量増減量Δqも正となる。

加算器８３b、遅れ要素８３cにより、１制御ステップ前の目標容量q’に前述の容量増減量Δqを加算し、新しいqを算出するが、前述のように目標容量増減量Δqが正なので、目標容量q’は増加していく。

また、目標容量q’はテーブル８３eにより、メインポンプ傾転制御用の電磁比例減圧弁２１への指令圧（指令値）Pi_fcに変換され、メインポンプ傾転制御用の電磁比例減圧弁２１の出力Pi_fcは、可変容量型メインポンプ２のレギュレータ１１内の流量制御用の傾転制御弁１１iの受圧部１１hに導かれ、可変容量型メインポンプ２の傾転角が目標容量q’に等しくなるように制御される。

目標容量q’および可変容量型メインポンプ２の吐出量増加は、実際のポンプ圧Psが、目標ポンプ圧Psdと等しくなるまで継続し、最終的には実際のポンプ圧Psが目標ポンプ圧Psdと等しい状態に保持される。

このように、可変容量型メインポンプ２は、ブームシリンダ３aに関連付けられた方向切換弁６aにおけるメータイン開口で発生し得る圧損と、アームシリンダ３bに関連付けられた方向切換弁６bにおけるメータイン開口で発生し得る圧損を比較し、その大きな方を目標差圧ΔPsdとして算出し、最高負荷圧Plmaxに目標差圧ΔPsdを加算した圧力を目標圧として、その流量を増減するので、目標差圧が可変なロードセンシング制御を行う。

〜効果〜
本実施の形態によれば以下の効果が得られる。

１．本実施の形態においては、複数の方向切換弁６a，６b，６cの下流側にそれぞれ配置され、複数の方向切換弁６a，６b，６cのメータイン開口の下流側の圧力が最高負荷圧と等しくなるように制御する複数の圧力補償弁（フローシェアリングバルブ）７a，７b，７cを用いて複数の方向切換弁６a，６b，６cの分流制御を行う構成としたので、各アクチュエータ３a，３b，３cに関連付けられた方向切換弁６a，６b，６cの前後差圧（メータイン圧損）が非常に小さい場合においても、複数の方向切換弁６a，６b，６cの分流制御を安定的に行うことができる。

２．また、本実施の形態においては、コントローラ７０において、アクチュエータ３a，３b，３cに関連付けられた方向切換弁６a，６b，６cでのそれぞれのメータイン圧損を演算し、そのメータイン圧損の最大値を選択して（特定の方向切換弁のメータインの圧損を演算して）、この最大値である圧損を目標差圧ΔPsdとして出力しアンロード弁１５のセット圧（Plmax+ΔPsd+バネ力）を制御する。これにより、アンロード弁１５のセット圧は、最高負荷圧にその目標差圧ΔPsdとバネ力を加えた値に制御されるので、例えば、最高負荷圧アクチュエータではないアクチュエータに関連付けられた方向切換弁で、そのメータイン開口を極端に小さく絞った場合でも、方向切換弁のメータイン開口の圧損に応じてアンロード弁１５のセット圧がきめ細かく制御される。その結果、メータイン圧損が最大値となる方向切換弁における操作レバーのハーフ操作を含む複合操作からハーフ単独操作への移行時などに要求流量が急変し、ポンプ流量制御の応答性が十分でなくポンプ圧が急激に上昇した場合でも、アンロード弁１５から無駄に圧油がタンクに排出されるブリードオフ損失を最小に抑え、エネルギー効率の低下を抑え、かつ各アクチュエータへ供給される圧油の流量の急激な変化によるアクチュエータ速度の急な変化を防止して不快なショックの発生を抑え、優れた複合操作性を実現することができる。

３．また、本実施の形態では、上記のように各方向切換弁６a，６b，６cの前後差圧が非常に小さい場合においても複数の方向切換弁６a，６b，６cの分流制御を安定的に行うことができ、かつ方向切換弁６a，６b，６cのメータイン開口の圧損に応じてアンロード弁１５のセット圧がきめ細かく制御できるようにしたため、各方向切換弁６a，６b，６cのメータインの最終開口（メインスプールのフルストロークでのメータイン開口面積）を極端に大きくすることが可能となり、これによりメータイン損失を低減し、高いエネルギー効率を実現することができる。

４．特許文献１に記載のような従来のロードセンシング制御では、油圧ポンプは、LS差圧が予め決められた目標LS差圧と等しくなるように油圧ポンプの吐出流量を増減するが、前述のようにメインスプールのメータイン最終開口を極端に大きくした場合はLS差圧がほぼ0と等しくなるということなので、油圧ポンプは許容範囲内で最大流量を吐出してしまい、各操作レバー入力に応じた流量制御ができなくなってしまうという問題があった。

本実施の形態では、コントローラ７０において、アンロード弁１５のセット圧を調整するための目標差圧ΔPsdを演算し、この目標差圧ΔPsdを用いて圧力センサ４２によって検出されたメインポンプ２の吐出圧が最高負荷圧に目標差圧ΔPsdを加えた圧力に等しくなるようにメインポンプ２の吐出流量を制御する。このため各方向切換弁６a，６b，６cのメータインの最終開口を極端に大きくしても、従来のロードセンシング制御でLS差圧を0にした場合のように、ポンプ流量制御ができなくなってしまうような問題は発生せず、操作レバー入力に応じてメインポンプ２の吐出流量を制御することができる。

５．更には、メインポンプ２がメータイン圧損を考慮したロードセンシング制御を行い、各操作レバーの入力に応じて各アクチュエータが必要とする圧油をメインポンプ２が過不足なく吐出するので、単純に各操作レバー入力で目標流量を決める流量制御に比べ、高エネルギー効率な油圧システムを実現できる。

６．また、特許文献２に記載の従来技術に比べ、電磁比例減圧弁と各アクチュエータの負荷圧検出用の圧力センサの数を抑えることができ、電子制御に係わるコストを抑えることができる。

＜第２の実施の形態＞
本発明の第２の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置について、第１の実施の形態と異なる部分を中心に以下に説明する。

〜構成〜
図１２は、第２の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。

図１２において、第２の実施の形態は第１の実施の形態に対して、最高負荷圧を検出するための圧力センサ４０を廃止し、複数のアクチュエータ３a，３b，３cの負荷圧を検出するための圧力センサ４０a，４０b，４０cを設け、かつコントローラ７０の代わりにコントローラ９０を設けた構成となっている。

図１３に、本実施の形態におけるコントローラ９０の機能ブロック図を示す。

図１３において、図５に示す第１の実施の形態との異なる部分は、目標差圧演算部７５の代わりに、最大値選択器７６、最高負荷圧アクチュエータ判定部７７、最高負荷圧アクチュエータの方向切換弁メータイン開口演算部７８、最高負荷圧アクチュエータの補正後要求流量演算部７９及び目標差圧演算部８０を設けた構成となっている点である。以下、これらの機能ブロック図について説明する。

図１３において、各アクチュエータの負荷圧を示す圧力センサ４０a，４０b，４０cの出力が、最大値選択器７６、最高負荷圧アクチュエータ判定部７７に導かれる。

最大値選択器７６の出力である最高負荷圧Plmaxは、前述の圧力センサ４０a，４０b，４０cの出力Pl1，Pl2，Pl3とともに最高負荷圧アクチュエータ判定部７７に導かれ、当該判定部７７は、最高負荷圧アクチュエータを示す識別子iを最高負荷圧アクチュエータの方向切換弁メータイン開口演算部７８と、最高負荷圧アクチュエータの補正後要求流量演算部７９とに導く。また、最高負荷圧Plmaxは加算器８１に導かれる。

最高負荷圧アクチュエータの方向切換弁メータイン開口演算部７８は、識別子iと、メータイン開口演算部７４の出力であるメータイン開口面積Am1，Am2，Am3を入力し、最高負荷圧アクチュエータの方向切換弁のメータイン開口面積Amiを出力する。

最高負荷圧アクチュエータの補正後要求流量演算部７９は、識別子iと、要求流量補正部７３の出力である補正後の要求流量Qr1’，Qr2’，Qr3’を入力し、最高負荷圧アクチュエータの補正後要求流量Qri’を出力する。

最高負荷圧アクチュエータの方向切換弁のメータイン開口面積Amiと、最高負荷圧アクチュエータの補正後要求流量Qri’は、目標差圧演算部８０に導かれ、目標差圧演算部８０は目標差圧ΔPsdを加算器８１に、指令圧（指令値）Pi_ulを電磁比例減圧弁２２にそれぞれ出力する。

コントローラ９０は、要求流量演算部７２、要求流量補正部７３及びメータイン開口演算部７４と、最大値選択器７６、最高負荷圧アクチュエータ判定部７７、方向切換弁メータイン開口演算部７８、補正後要求流量演算部７９及び目標差圧演算部８０とにおいて、複数の操作レバー装置６０a，６０b，６０cの操作レバーの入力量に基づいて複数のアクチュエータ３a，３b，３cのそれぞれの要求流量と複数の方向切換弁６a，６b，６cのそれぞれのメータインの開口面積を演算し、このメータインの開口面積と上記要求流量とに基づいて複数の方向切換弁６a，６b，６cのうちの特定の方向切換弁のメータインの圧損を演算し、この圧損を目標差圧ΔPsdとして出力してアンロード弁１５のセット圧を制御する。

また、コントローラ９０は、最大値選択器７６、最高負荷圧アクチュエータ判定部７７、方向切換弁メータイン開口演算部７８、補正後要求流量演算部７９及び目標差圧演算部８０において、特定の方向切換弁のメータインの圧損として、複数の方向切換弁６a，６b，６cのうちの最高負荷圧検出装置（シャトル弁９a，９b、９c）によって検出された最高負荷圧のアクチュエータに関連付けられた方向切換弁のメータイン圧損を演算し、この圧損を上記目標差圧ΔPsdとして出力しアンロード弁１５のセット圧を制御する。

図１４に、最高負荷圧アクチュエータ判定部７７の機能ブロック図を示す。

判定部７７において、圧力センサ４０a，４０b，４０cから入力される各アクチュエータの負荷圧Pl1，Pl2，Pl3は、差分器７７a，７７b，７７cの負側に導かれ、差分器７７a，７７b，７７cの正側には最大値選択器７６からの最高負荷圧Plmaxが導かれ、差分器７７a，７７b，７７cはそれぞれPlmax-Pl1，Plmax-Pl2，Plmax-Pl3を判定器７７d，７７e，７７fに出力する。判定器７７d，７７e，７７fでは、それぞれの判定文が真の場合にON状態、図中上側に切り換わり、判定文が偽の場合にOFF状態になって図中下側に切り換わる。

図１４には、Plmax=Pl1の場合、つまりPlmax-Pl1が0の場合を示しているので、この場合は演算器７７gが選択され、識別子iとしてi=1が総和器７７mに出力される。一方、判定器７７e，７７fでは判定文が偽の場合にあたるので、それぞれ演算器７７j，７７lが選択され、ともに識別子iとしてi=0が総和器７７mに導かれる。総和器７７mでは、演算器７７g，７７j，７７lの出力を総和し、i=1が出力される。

このように、Plmax=Pl1の場合i=1を出力する。同様に、Plmax=Pl2の場合にはi=2を、Plmax=Pl3の場合にはi=3をそれぞれ出力する。

図１５に、最高負荷圧アクチュエータの方向切換弁メータイン開口演算部７８の機能ブロック図を示す。

演算部７８において、最高負荷圧アクチュエータ判定部７７から入力された識別子iが判定器７８a，７８b，７８cに導かれ、メータイン開口演算部７４から入力された開口面積Am1，Am2，Am3が演算器７８d，７８f，７８hにそれぞれ導かれる。図１５にはi=1の場合を示す。

i=1なので、判定器７８aはON状態となり、図中上側に切り換わり、演算器７８dが選択され、メータイン開口面積AmiとしてAm1を総和器７８jに導く。また、判定器７８b，７８cはOFF状態で、図中下側に切り換わり、それぞれ演算器７８g，７８iが選択され、メータイン開口面積Amiとしてともに0を総和器７８jに導く。総和器７８jではAm1+0+0=Am1をメータイン開口面積Amiとして出力する。

同様に、i=2の場合には、Am2を、i=3の場合には、Am3をそれぞれ開口面積Amiとして出力する。

図１６に、最高負荷圧アクチュエータの補正後要求流量演算部７９の機能ブロック図を示す。

演算部７９において、最高負荷圧アクチュエータ判定部７７から入力された識別子iが判定器７９a，７９b，７９cに導かれ、要求流量補正部７３から入力された補正後要求流量Qr1’，Qr2’，Qr3’が演算器７９d，７９g，７９hにそれぞれ導かれる。図１６にはi=1の場合を示す。

i=1なので、判定器７９aはON状態となり、図中上側に切り換わり、演算器７９dが選択され、補正後要求流量Qri’としてQr1’を総和器７９jに導く。また、判定器７９b，７９cはOFF状態で、図中下側に切り換わり、それぞれ演算器７９g，７９iが選択され、補正後要求流量Qri’としてともに0を総和器７９jに導く。総和器７９jではQr1’+0+0を補正後要求流量Qri’として出力する。

同様に、i=3の場合はQr2’を、i=3の場合には、Qr3’をそれぞれ補正後要求流量Qri’として出力する。

図１７に、目標差圧演算部８０の機能ブロック図を示す。

演算部８０において、最高負荷圧アクチュエータの補正後要求流量演算部７９から入力された補正後要求流量Qri’は演算器８０aに導かれ、最高負荷圧アクチュエータの方向切換弁メータイン開口演算部７８から入力されたメータイン開口面積Amiは制限器８０cを介して演算器８０aに導かれ、演算器８０aは下式により、最高負荷圧アクチュエータの方向切換弁のメータイン圧損を目標差圧ΔPsd（アンロード弁１５のセット圧を可変に制御するための調整圧力）として演算し、制限器８０dを通過した目標差圧ΔPsdがテーブル８０bと、外部の加算器８１に出力される。ここで、Cは予め定められた縮流係数，ρは作動油の密度である。

テーブル８０bでは、目標差圧ΔPsdを電磁比例減圧弁２２への指令圧Pi_ulに変換し、指令値として出力する。

〜作動〜
第１の実施の形態では、ブームシリンダ３a、アームシリンダ３b、旋回モータ３cに関連付けられた方向切換弁６a，６b，６cのメータイン圧損ΔPsd1，ΔPsd2，ΔPsd3をそれぞれ計算し、それらの最大値を全体の目標差圧ΔPsdとして算出しているのに対して、第２の実施の形態の目標差圧演算部８０では、最高負荷圧アクチュエータ判定部７７で最高負荷圧アクチュエータを判定し、目標差圧演算部８０でその最高負荷圧アクチュエータのメータイン圧損を全体の目標差圧ΔPsdとして算出している。

アンロード弁１５は、第１の実施の形態と同様に、その目標差圧ΔPsdと、最高負荷圧Plmaxと、バネ力によってきまるセット圧に制御される。また、加算器８１は最大値選択器７６の出力である最高負荷圧Plmaxに目標差圧ΔPsdを加算して目標ポンプ圧Psdを算出し、差分器８２に出力する。

〜効果〜
１．本実施の形態においても、第１の実施の形態の効果１，３，４，５と同じ効果が得られるとともに、効果２と類似の以下の効果が得られる。

２．本実施の形態においては、コントローラ７９０において、各操作レバーの入力量に基づいて複数の方向切換弁６a，６b，６cのメータインの開口面積を演算し、複数の方向切換弁６a，６b，６cのうちの最高負荷圧アクチュエータに関連付けられた方向切換弁（特定の方向切換弁）の開口面積とその方向切換弁（特定の方向切換弁）の要求流量に基づいて当該方向切換弁（特定の方向切換弁）のメータインの圧損を演算し、この圧損を目標差圧ΔPsdとして出力しアンロード弁１５のセット圧（Plmax+ΔPsd+バネ力）を制御する。これにより、アンロード弁１５のセット圧は、最高負荷圧にその目標差圧ΔPsdとバネ力を加えた値に制御されるので、最高負荷圧アクチュエータに関連付けられた方向切換弁（特定の方向切換弁）のハーフ操作などでその方向切換弁のメータイン開口を絞るような場合に、アンロード弁１５のセット圧がきめ細かく制御される。その結果、例えば、最高負荷圧アクチュエータに関連付けられた方向切換弁のハーフ操作を含む複合操作からハーフ単独操作への移行時などに要求流量が急変し、ポンプ流量制御の応答性が十分でなくポンプ圧が急激に上昇した場合でも、アンロード弁１５から無駄に圧油がタンクに排出されるブリードオフ損失を最小に抑え、かつ各アクチュエータへ供給される圧油の流量の急激な変化によるアクチュエータ速度の急な変化を抑え、優れた複合操作性を実現することができる。

＜第３の実施の形態＞
本発明の第３の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置について、第１の実施の形態と異なる部分を中心に以下に説明する。

〜構成〜
図１８は、第３の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。

図１８において、第３の実施の形態は第１の実施の形態に対して、圧油供給路５の圧力、すなわちポンプ圧を検出するための圧力センサ４２を廃止し、コントローラ７０の代わりにコントローラ９５を設けた構成となっている。

図１９に、本実施の形態におけるコントローラ９５の機能ブロック図を示す。

図１９において、図５に示す第１の実施の形態との異なる部分は、要求流量演算部７２及びメインポンプ目標傾転角演算部８３の代わりに、要求流量演算部９１及びメインポンプ目標傾転角演算部９３を設け、加算器８１及び差分器８２を廃止した構成となっている点である。

コントローラ９５は、要求流量演算部９１及びメインポンプ目標傾転角演算部９３において、複数の操作レバー装置６０a，６０b，６０cの操作レバーの入力量に基づいて複数のアクチュエータ３a，３b，３cの要求流量の総和を算出し、メインポンプ２（油圧ポンプ）の吐出流量を要求流量の総和に等しくするための指令値Pi_fcを演算し、この指令値Pi_fcをレギュレータ１１（ポンプ制御装置）に出力してメインポンプ２の吐出流量を制御する。

図２０に要求流量演算部９１の機能ブロック図を示す。

図２０において、圧力センサ４１a1，４１b1，４１cから入力された操作圧Pi_a1，Pi_b1，Pi_cは、テーブル９１a，９１b，９１cにてそれぞれ要求傾転角（容量）qr1，qr2，qr3に変換され、回転数センサ５１からの入力Nmを乗算器９１d，９１e，９１fにて要求流量Qr1，Qr2，Qr3を算出するとともに、総和器９１gでqra(=qr1+qr2+qr3)を算出し、要求傾転角の総和qraをメインポンプ目標傾転角演算部９３へ出力する。

図２１にメインポンプ目標傾転角演算部９３の機能ブロック図を示す。

要求流量演算部９１からの入力qra(=qr1+qr2+qr3）は、制限器９３aにより、メインポンプ２の傾転の最小値及び最大値の間の値に制限された上で、テーブル９３bにより、電磁比例減圧弁２１への指令圧Pi_fcに変換され、指令値として出力される。

〜作動〜
第１の実施の形態では、圧油供給路５の圧力、すなわちポンプ圧が、最高負荷圧Plmax+最高負荷圧アクチュエータのメータイン圧損になるように、メインポンプ２の吐出流量を制御する、いわゆるロードセンシング制御を行うのに対して、第２の実施の形態では、メインポンプ目標傾転角演算部９３で、各操作レバーの入力量のみで決まる要求傾転角qraのみによってメインポンプ２の吐出流量を決定する。

〜効果〜
１．本実施の形態においても、第１の実施の形態の効果１〜３，６と同じ効果が得られるとともに、以下の効果が得られる。

２．本実施の形態においては、メインポンプ２が各操作レバーの入力量に基づいて複数の方向切換弁６a，６b，６cの要求流量の総和を算出して目標流量を決める流量制御を行うので、第１の実施の形態に示す、フィードバック制御の一種であるロードセンシング制御を行う場合に比べ、より安定的な油圧システムを実現できる。また、ポンプ圧を検出する圧力センサを省略することができ、更に油圧システムのコストを低減することができる。

＜その他＞
なお、上記実施の形態においては、アンロード弁１５の動作を安定化させるためバネ１５bを設けているが、バネ１５bはなくてもよい。また、アンロード弁１５にバネ１５bを設けず、コントローラ７０又は９０又は９５内で「ΔPsd+バネ力」の値を目標差圧として演算してもよい。

また、第２の実施の形態において、第１の実施の形態と同様、ポンプ制御装置としてロードセンシング制御を行うものを用いてもよいし、第１の実施の形態において、第２の実施の形態と同様、ポンプ制御装置として複数の方向切換弁６a，６b，６cの要求流量の総和を算出して流量制御を行うものを用いてもよい。

更に、上記実施の形態は、建設機械が下部走行体に履帯を有する油圧ショベルである場合について説明したが、それ以外の建設機械、例えばホイール式の油圧ショベル、油圧クレーン等であってもよく、その場合も同様の効果が得られる。

１ 原動機
２ 可変容量型のメインポンプ（油圧ポンプ）
３a〜３h アクチュエータ
４ 制御弁ブロック
５ 圧油供給路（メイン）
６a〜６c 方向切換弁（制御弁装置）
７a〜７c 圧力補償弁（制御弁装置）
９a〜９c シャトル弁（最高負荷圧検出装置）
１１ レギュレータ（ポンプ制御装置）
１４ リリーフ弁
１５ アンロード弁
１５a，１５c 受圧部
１５b バネ
２１，２２ 電磁比例減圧弁
３０ パイロットポンプ
３１a 圧油供給路（パイロット）
３２ パイロットリリーフ弁
４０，４１a1〜４１h2，４２ 圧力センサ
４０a〜４０c 圧力センサ
６０a〜６０c 操作レバー装置
７０，９０，９５ コントローラ

Claims (5)

1. 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吐出された圧油を、前記複数のアクチュエータに分配して供給する制御弁装置と、
   前記複数のアクチュエータのそれぞれの駆動方向と速度を指示する複数の操作レバー装置と、
   前記複数の操作レバー装置の操作レバーの入力量に応じた流量を吐出するよう前記油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ制御装置と、
   前記油圧ポンプの圧油供給路の圧力が、前記複数のアクチュエータの最高負荷圧に少なくとも目標差圧を加えたセット圧を超えると、前記圧油供給路の圧油をタンクに排出するアンロード弁と、
   前記制御弁装置を制御するコントローラとを備えた建設機械の油圧駆動装置において、
   前記制御弁装置は、
   前記複数の操作レバー装置によってそれぞれ切り換えられ、前記複数のアクチュエータに関連付けられて、それぞれのアクチュエータの駆動方向と速度を調整する複数の方向切換弁と、
   前記複数の方向切換弁の下流側にそれぞれ配置され、前記複数の方向切換弁のメータイン開口の下流側の圧力が前記最高負荷圧と等しくなるように制御する複数の圧力補償弁とを有し、
   前記コントローラは、
   前記複数の操作レバー装置の操作レバーの入力量に基づいて前記複数のアクチュエータのそれぞれの要求流量と前記複数の方向切換弁のそれぞれのメータインの開口面積を演算し、これらのメータインの開口面積と前記要求流量とに基づいて前記複数の方向切換弁のうちの特定の方向切換弁のメータインの圧損を演算し、この圧損を前記目標差圧として出力して前記アンロード弁のセット圧を制御することを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
2. 請求項１に記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   前記コントローラは、前記特定の方向切換弁のメータインの圧損として、前記複数の方向切換弁のメータインの圧損の最大値を選択し、この圧損を前記目標差圧として出力し前記アンロード弁のセット圧を制御することを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
3. 請求項１に記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   前記複数のアクチュエータの最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出装置を更に備え、
   前記コントローラは、前記特定の方向切換弁のメータインの圧損として、前記複数の方向切換弁のうちの前記最高負荷圧検出装置によって検出された最高負荷圧のアクチュエータに対応した方向切換弁のメータイン圧損を演算し、この圧損を前記目標差圧として出力し前記アンロード弁のセット圧を制御することを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
4. 請求項１に記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   前記複数のアクチュエータの最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出装置と、
   前記油圧ポンプの吐出圧を検出する圧力センサとを更に備え、
   前記コントローラは、前記圧力センサによって検出された前記油圧ポンプの吐出圧を、前記最高負荷圧検出装置によって検出された最高負荷圧に前記目標差圧を加えた圧力に等しくするための指令値を演算し、この指令値を前記ポンプ制御装置に出力して前記油圧ポンプの吐出流量を制御することを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
5. 請求項１に記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   前記コントローラは、前記複数の操作レバー装置の操作レバーの入力量に基づいて前記複数のアクチュエータの要求流量の総和を算出し、前記油圧ポンプの吐出流量を前記要求流量の総和に等しくするための指令値を演算し、この指令値を前記ポンプ制御装置に出力して前記油圧ポンプの吐出流量を制御することを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。

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