WO1993024757A1 - Hydraulic driving system - Google Patents

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WO1993024757A1
WO1993024757A1 PCT/JP1993/000677 JP9300677W WO9324757A1 WO 1993024757 A1 WO1993024757 A1 WO 1993024757A1 JP 9300677 W JP9300677 W JP 9300677W WO 9324757 A1 WO9324757 A1 WO 9324757A1
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WO
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pressure
hydraulic
variable throttle
hydraulic pump
actuator
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PCT/JP1993/000677
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Yusaku Nozawa
Wataru Ohtsu
Nobuhiko Ichiki
Kazuyuki Ino
Hiroshi Matsuzaki
Kinya Takahashi
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Hitachi Construction Machinery Co., Ltd.
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    • F15B2211/7142—Multiple output members, e.g. multiple hydraulic motors or cylinders the output members being arranged in multiple groups

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic drive device provided in a civil engineering or construction machine such as a hydraulic excavator, and more particularly to a plurality of variable throttles that respectively control flow rates supplied to a plurality of factories, and a plurality of the variable throttles. And a plurality of pressure compensation valves for controlling the differential pressure before and after the pressure, and selects the highest pressure among the load pressures of the plurality of actuators as the maximum load pressure, and sets this as the signal pressure.
  • the present invention relates to a hydraulic drive device that is provided to a variable displacement hydraulic pump for a long time. Background art
  • Civil engineering and construction machinery such as hydraulic excavators, are equipped with multiple actuators such as boom cylinders, arm cylinders, bucket cylinders, traveling motors, and swing motors, and supply hydraulic oil to these actuators.
  • actuators such as boom cylinders, arm cylinders, bucket cylinders, traveling motors, and swing motors
  • One known method is to provide a plurality of variable throttles connected to the discharge line of a hydraulic pump and to operate these variable throttles to supply pressurized oil to a corresponding actuator. ing.
  • pressure oil is supplied to an actuator having a small load pressure
  • a hydraulic oil is supplied to an actuator having a large load pressure. May not be supplied.
  • a hydraulic drive device disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 2-248705 has been proposed.
  • This prior art is composed of first and second variable displacement hydraulic pumps and first and second hydraulic pumps.
  • a first hydraulic actuator driven by pressure oil discharged from the pump a second hydraulic actuator driven by pressure oil discharged from the second hydraulic pump, and a first hydraulic pump driven by the first hydraulic pump.
  • a first variable throttle that controls the flow rate of hydraulic oil supplied to the first hydraulic actuator, and a second variable throttle that controls the flow rate of hydraulic oil supplied to the first hydraulic actuator from the second hydraulic pump.
  • the second hydraulic regulator for controlling the discharge amount of the pump and the flow rate discharged from the first variable throttle and the flow rate discharged from the second variable throttle are combined to form a first hydraulic actuator. It has a merging circuit that can be supplied in the evening.
  • the above-mentioned conventional technology includes a first check valve for detecting the pressure on the outlet side of the first pressure compensator and a second check valve for detecting the pressure on the outlet side of the second pressure compensator.
  • a signal pressure supply circuit for selecting the highest pressure among the pressures detected by the third check valve and supplying the selected pressure as a common signal pressure to the first and second regulators. I have.
  • the first and second variable throttles, the first and second pressure compensators, the first and second detection means constitute one valve device, and the first and second variable throttles are slidable. Formed on a common spool.
  • the spool in the single drive of the first actuator, the spool is moved by a predetermined distance in one direction. Then, the first variable throttle is opened, and the hydraulic oil from the first hydraulic pump is supplied to the first variable throttle and the first pressure through the first variable throttle. , This actiyue is driven. When the spool is further moved from such a state, the second variable throttle is opened, and the pressure oil from the second hydraulic pump is passed through the second variable throttle and the second pressure compensator. It flows out and joins the pressure from the first hydraulic pump and is supplied to the first actuator overnight, whereby the first actuator can be decelerated.
  • the pressure oil from the second hydraulic pump operates the second variable throttle and the second pressure compensator. It is supplied to the second factory via this, and this factory is driven.
  • the first to third pressure compensators use the downstream pressures of the first to third variable throttles, that is, the first to third variable throttles.
  • the pressure between the throttle and the first to third pressure compensators is controlled to be the same as the maximum load pressure selected by the first to third check valves and the signal pressure supply circuit, whereby Regardless of the difference in the load pressure between the first and second factories, the hydraulic oil from the first hydraulic pump can be distributed and supplied to the first and second factories. It is possible to carry out the combined driving of the factory.
  • the maximum load pressure of the first and second actuators is given as a common signal pressure to both the first and second regulators.
  • the discharge amounts of the first and second hydraulic pumps are controlled.
  • the second actuary When driven by pressure oil from the second hydraulic pump, the load pressure of the second actuator is introduced as the maximum pressure by the signal pressure supply circuit during the regulation of the first hydraulic pump.
  • the first hydraulic pump is controlled so as to discharge the minimum flow rate at a pressure corresponding to the maximum load pressure. That is, the first and second hydraulic pumps cannot maintain their independence from each other, the first hydraulic pump must stand by for the maximum load pressure, and the first hydraulic pump side
  • the signal pressure supply circuit causes the second actuator to operate in the first actuator.
  • the load pressure is guided as the maximum pressure, and the second hydraulic pump is controlled to discharge the minimum flow rate at a pressure corresponding to the maximum load pressure. That is, the first and second hydraulic pumps cannot maintain independence from each other, the second hydraulic pump must stand by for the maximum load pressure, and the energy of the second hydraulic pump side O.
  • the pressure is controlled so as to discharge pressurized oil
  • the associated first pressure compensator has a differential pressure between the load pressure of the first actuator and the load pressure (maximum load pressure) of the second actuator. Pressure loss, and a large energy loss occurs.
  • An object of the present invention is to control at least two variable displacement hydraulic pumps, and to control the discharge amount of the hydraulic pumps by driving each hydraulic pump's regulators using the load pressure of the actuator as a signal pressure.
  • An object of the present invention is to provide a hydraulic drive device with low energy loss by securing independence between two hydraulic pumps.
  • first and second variable displacement hydraulic pumps and a first hydraulic pressure driven by hydraulic oil discharged from the first and second hydraulic pumps
  • First variable throttle means for controlling the flow rate of pressure oil to be supplied
  • second variable throttle means for controlling the flow rate of pressure oil supplied to the first hydraulic actuator from the second hydraulic pump.
  • Pressure difference between the first pressure compensator and the second variable throttling means A second pressure compensator for controlling; a third pressure compensator for controlling a pressure difference across the third variable throttle means; and a first pressure controller for controlling a discharge amount of the first hydraulic pressure pump.
  • a combined circuit capable of supplying the combined flow rate to the first hydraulic actuator.
  • first detection means for detecting the pressure on the outlet side of the first pressure compensator
  • second detection means for detecting the pressure on the outlet side of the second pressure compensator
  • third A third detecting means for detecting the pressure on the outlet side of the pressure compensator, and a pressure detected by the first detecting means as a first signal pressure to the first discharge amount control means.
  • a first signal pressure supply means for supplying, a higher one of a pressure detected by the second detection means and a pressure detected by the third detection means, and a second signal
  • a hydraulic drive device comprising: a second signal pressure supply unit that supplies the pressure as the pressure to the second discharge amount control unit, the second signal pressure supply unit being independent of the first signal pressure supply unit.
  • the first and second variable throttle means operate independently when the required flow rate of the first hydraulic actuator is small. Only the pressure oil from the first hydraulic pump is supplied to the first hydraulic actuator, and when the required flow rate increases and exceeds a predetermined value, both the first and second variable throttle means operate.
  • the operating relationship is set such that both the hydraulic oil from the first and second hydraulic pumps are supplied to the first hydraulic actuator.
  • the hydraulic drive device is preferably disposed in the merging circuit, and is interlocked with switching from the independent operation of the first variable throttle unit to the operation of both the first and second variable throttle units. And opening and closing means for switching from the closed position to the open position.
  • the hydraulic drive device is connected to an outlet side of the second pressure compensator and the second pressure compensator. Between the closed position and the open position in conjunction with switching from the independent operation of the first variable throttle unit to the operation of both the first and second variable throttle units. May be further provided.
  • the first and second restricting means include notches formed on first and second spools, respectively, and the first and second spools have a first predetermined shape.
  • the notch of the first variable throttle means is opened first, and when the first and second spools have moved a second predetermined distance larger than the first predetermined distance.
  • the positional relationship between the notches of the first and second variable stop means is set so that the notch of the second variable stop means opens.
  • the merging circuit is closed before the second spool moves by the second predetermined distance, and the merging circuit is closed when the second spool moves by the second predetermined distance. Opening / closing part is further formed.
  • An opening / closing unit that establishes the communication when the user moves the second predetermined distance may be further formed.
  • the first and second spools may be separate spools arranged in parallel with each other, or may be integral spools arranged coaxially.
  • the hydraulic drive device includes a third hydraulic actuator that is driven by pressure oil discharged from the first hydraulic pump, and a third hydraulic actuator that is driven from the first hydraulic pump.
  • a fourth variable throttle means for controlling a flow rate of the pressure oil supplied to the A fourth pressure compensator for controlling a pressure difference between the front and rear of the fourth variable throttle means, and a fourth detection means for detecting an outlet pressure of the fourth pressure compensator, wherein the first signal
  • the pressure supply means selects a higher one of the pressure detected by the first detection means and the pressure detected by the fourth detection means, and selects the higher pressure as the first signal pressure. 1 to the discharge amount control means.
  • FIG. 1 is a diagram showing a hydraulic drive circuit according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a diagram showing a main part of a hydraulic drive circuit according to a second embodiment of the present invention. '
  • FIG. 3 is a diagram showing a main part of a hydraulic drive circuit according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is a diagram showing a main part of a hydraulic drive circuit according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a diagram showing a main part of a hydraulic drive circuit according to a fifth embodiment of the present invention.
  • DETAILED DESCRIPTION OF THE EMBODIMENTS that describes an embodiment of a hydraulic drive system of the present invention with reference to the drawings 0
  • the hydraulic drive device of the present embodiment is a variable displacement type first drive.
  • Hydraulic pump P 1 variable-capacity second hydraulic pump P 2, and first and second pump regulators 41 1 a,. 4 for controlling the discharge amounts of the first and second hydraulic pumps, respectively. lb.
  • A, B, and C are actuaries, respectively, of which actuator A belongs to the system of the first hydraulic pump P1, and actuator C is of the second hydraulic pump F2. It belongs to the system, and Actu Yue B belongs to both the first hydraulic pump P 1 and the second hydraulic pump P 2 because a combined flow rate is required. That is, the factory B belongs to the hydraulic pump P 1 in the initial operation stage, and also belongs to the hydraulic pump P 2 in the subsequent operation stage. Further, for example, the load pressure of the above-mentioned factory A is 200 atm, the load pressure of the factory B is 100 atm, and the load pressure of the factory C is 150 atm. Such a combination is considered when the civil engineering / construction equipment is a hydraulic excavator and the actuators A, B, and C are boom cylinders, arm cylinders, bucket cylinders, and the like.
  • RB 1 is connected to the discharge line of the first hydraulic pump P 1, and is a first variable throttle that controls the flow rate of the pressure oil supplied to the actuator B.
  • RB 2 is the second hydraulic pump P 2
  • the second variable throttle which controls the flow rate of the pressure oil supplied to the actuator B, is connected to the discharge pipe of the hydraulic pump P 1 and is supplied to the actuator A of the hydraulic pump P 1
  • the third variable throttle which controls the flow rate of the hydraulic oil, is the fourth variable throttle, which is connected to the discharge line of the hydraulic pump P2 and controls the flow rate of the hydraulic oil supplied to the actuator C. .
  • VB 1 is a first pressure compensator that controls the differential pressure across the first variable throttle RB 1
  • VB 2 is a second pressure compensator that controls the differential pressure across the second variable throttle RB 2
  • VA is the differential pressure across the third variable throttle RA VC is a fourth pressure compensator for controlling the pressure difference before and after the fourth variable throttle RC.
  • cb 1 is a first detecting means for detecting the pressure on the outlet side of the first pressure compensator VB 1, that is, a check valve.
  • cb 2 is a second detecting means for detecting the pressure on the outlet side of the second pressure compensator VB 2.
  • the second detection means, ie, the check valve, ca is the third detection means for detecting the pressure on the outlet side of the third pressure compensator VA, ie, the check valve, cc is the outlet side of the fourth pressure compensator VC.
  • SL1 uses the higher of the load pressures of the actuators B and A detected via the check valves cbl and ca as the first signal pressure, and uses the higher pressure as the first signal pressure.
  • the first signal pressure supply circuit, ie, the maximum load pressure detection line, SL 2 is connected to the higher one of the load pressures of the actuators B and C detected through the check valves cb 2 and cc.
  • FB 1 is a fixed throttle located in the line connecting the maximum load pressure detection line SL 1 to the tank, and measures the pressure of the maximum load pressure detection line SL 1 when the actuators A and B are not operating. Release line to prevent trapped pressure in line SL1.
  • FB 2 is also a fixed throttle placed in the line connecting the maximum load pressure detection line SL 2 to the tank, and the maximum load pressure detection line SL when the actuators B and C are not operating. Release the pressure of 2 to the tank to prevent trapped pressure in line SL2.
  • the pump regulator 4 1a is driven according to the first signal pressure (the higher of the load pressures of the actuators B and A) provided by the maximum load pressure detection line SL1, and the pump discharges.
  • the pressure is The discharge amount of the first hydraulic pump P1 is controlled so as to be higher than the first signal pressure by a predetermined value, for example, 10 atm. Therefore, as described above, if the load pressure of the actuator A is 200 atm and the load pressure of the actuator B is 100 atm, the load pressure of the actuator A is the first signal.
  • the first hydraulic pump P1 is controlled to discharge hydraulic oil at a pressure of 210 atm, and the load pressure of Actuator B is selected as the first signal pressure. Then, the first hydraulic pump P 1 is controlled so as to discharge pressure oil at a pressure of 110 atm.
  • the pump regulator 41b is driven in accordance with the second signal pressure (the higher of the load pressures of the actuators B and C) provided by the maximum load pressure detection line SL2.
  • the discharge amount of the second hydraulic pump P2 is controlled so that the pump discharge pressure becomes higher than the second signal pressure by a predetermined value, for example, 10 atm. Therefore, as described above, when the load pressure of Actuator B is 100 atmospheres and the load pressure of Actuator C is 150 atmospheres, the load pressure of Actuator B becomes the second signal.
  • the second hydraulic pump P2 is controlled to discharge the pressurized oil at a pressure of 110 atm, and the load pressure of the actuator C is selected as the second signal pressure. Then, the second hydraulic pump P2 is controlled to discharge pressurized oil at a pressure of 160 atm.
  • the pump regulators 41a and 41b are arranged so that, when the pump discharge pressure reaches a predetermined value, the pump discharge amount decreases as the pump discharge pressure increases. It has a well-known input torque limiting function for controlling the discharge amount.
  • UB 1 is such that the differential pressure between the discharge pressure of the first hydraulic pump P 1 and the maximum load pressure selected for the maximum load pressure detection line SL 1 is equal to or less than a predetermined value, for example.
  • a predetermined value for example, this is an unload valve that controls the discharge pressure of the first hydraulic pump P1 so that it becomes 15 atmospheres or less.
  • the maximum load pressure detection line SL is used as described above. Since the pressure of 1 becomes the tank pressure, the first hydraulic pump P1 is controlled to discharge the pressurized oil at a pressure of 15 atm.
  • the UB 2 is set so that the pressure difference between the discharge pressure of the second hydraulic pump P 2 and the maximum load pressure selected for the maximum load pressure detection line SL 2 is equal to or less than a predetermined value, for example, 15 atm or less. 2) is an unload valve that controls the discharge pressure of the hydraulic pump P2. When the actuators B and C are not operating, the maximum load pressure detection pipeline SL12 pressure becomes the tank pressure as described above. The second hydraulic pump P2 is controlled to discharge hydraulic oil at a pressure of 15 atm.
  • the load pressure detected by the maximum load pressure detection line SL1, that is, the first signal pressure is also supplied to the first and third pressure compensators VB1 and VA, respectively, and the first and third pressure
  • the pressure compensators VB 1 and VA control the downstream pressures of the first and third variable throttles RB 1 and RA so that the downstream pressures are the same as the first signal pressure, respectively.
  • the load pressure detected by the maximum load pressure detection line SL2, that is, the second signal pressure is also supplied to the second and fourth pressure compensators VB2 and VC, respectively, and the second and fourth pressures are also supplied to the second and fourth pressure compensators VB2 and VC, respectively.
  • the compensators VB2 and VC control the downstream pressures of the second and fourth variable throttles RB2 and RC so that the downstream pressures thereof are respectively the same as the second signal pressure.
  • 300 communicates the outlet side of the first pressure compensator VB1 with the outlet side of the second pressure compensator VB2, and the pipeline communicated with the factory B.
  • the on-off valve is disposed in the passage 300 and communicates or cuts off the conduit 300.
  • the pipeline 300 and the on-off valve F are connected to the first hydraulic pump P that has passed the detection position hb1 for detection by the check valve cb1 on the outlet side of the first pressure compensator VB1. It is possible to merge the pressure oil of 1 with the pressure oil of the second hydraulic pump P 2 that has passed the detection position hb 2 for detection by the check valve cb 2 on the outlet side of the second pressure compensator VB 2 A simple merging circuit.
  • the actuator A when the actuator A is operated alone, it is sufficient to operate so as to open only the third variable throttle RA, whereby the hydraulic oil of the first hydraulic pump P1 is released. It is supplied to the actuator A through the third variable throttle RA and the third pressure compensator VA, and can drive the actuator A. At this time, 200 atm, which is the load pressure of the reactor A, is detected by the check valve ca, and this 200 atm is introduced to the third pressure compensator VA as the first signal pressure. Then, the third pressure compensator VA controls the downstream pressure of the third variable throttle RA to be 200 atm, which is the load pressure of the actuator A, and the 200 atm is reduced. As the first signal pressure, it is led to the first Bon Pregiule overnight 41a by the maximum load pressure detection line SL1, and the first hydraulic pump P1 discharges pressure oil at a pressure of 210 atm. Is controlled.
  • the maximum load pressure detection line SL 2 is independent of the maximum load pressure detection line SL 1, and the independence of the first and second hydraulic pumps P l and P 2 is secured.
  • 200 atm which is the load pressure of the factory A, is not transmitted to the maximum load pressure detection line SL2, and the line SL2 is maintained at the tank pressure.
  • the second hydraulic pump P2 does not need to stand by for the load pressure of the actuator A, and the second hydraulic pump P2 becomes 15 atm by the operation of the unload valve UB2 described above.
  • the pressure is controlled so as to discharge the pressure oil, and the energy loss generated on the second hydraulic pump P2 side can be suppressed.
  • the hydraulic oil of the second hydraulic pump P 2 is supplied to the actuator C through the fourth variable throttle RC and the fourth pressure compensator VC. Can drive C overnight.
  • 150 atm which is the load pressure of the actuator C
  • the fourth pressure compensator VC controls the downstream pressure of the fourth variable throttle RC to be 150 atm, and the 150 atm is used as the second signal pressure as the maximum load pressure.
  • the second hydraulic pump P 2 is guided to the second pump regulator 41 b by the detection line SL 2, and is controlled so as to discharge hydraulic oil at a pressure of 160 atm.
  • the maximum load pressure detection line SL 1 is set to the tank pressure as in the case of the single drive of the factory A.
  • the first hydraulic pump P1 does not need to stand by for the load pressure of the actuator C, and the first hydraulic pump P1 operates at a pressure of 15 atm by the operation of the unload valve UB1.
  • the hydraulic pressure is controlled so as to discharge the hydraulic oil, and the energy loss generated on the first hydraulic pump P1 side can be suppressed.
  • the opening and closing valve F should be kept closed as shown in Fig. 1 and only the first variable throttle RB1 should be opened. I just need.
  • the pressure oil of the first hydraulic pump P1 is supplied to the actuator B through the first variable throttle RB1, the first pressure compensator VB1, and the pipeline 300.
  • 100 atm which is the load pressure of the actuator B, is detected by the check valve cb1, and this 100 atm is used as the first signal pressure as the first pressure compensator VB1.
  • the downstream pressure of the first variable throttle RB1 is controlled to 100 atm by B1 and the 100 atm is used as the first signal pressure as the maximum load pressure detection line SL1.
  • the first hydraulic pump P 1 is guided to the first pump regulator 41 a by the control of the first hydraulic pump, and is controlled so as to discharge hydraulic oil at a pressure of 110 atm.
  • the on-off valve F since the on-off valve F is closed, the 100 bar pressure, which is the load pressure of the actuator B, is transmitted to the maximum load pressure detection line SL2 as in the case of the actuator A alone. Therefore, the second hydraulic pump P2 does not need to stand by for the load pressure of the actuator B, and the energy loss generated on the second hydraulic pump P2 side can be suppressed.
  • the on-off valve F is switched from the above state to the open state, and the second variable throttle RB 2 is also opened.
  • the operation should be as follows.
  • the pressure oil of the second hydraulic pump P2 is supplied to the first hydraulic pump P2 via the second variable throttle RB2, the second pressure compensator VB2, the pipeline 300, and the on-off valve F. It joins with the pressure oil of P1 and is supplied to the factory B, and the factory B can be driven at high speed.
  • the pipeline 300 since the pipeline 300 communicates, the load pressure of the actuator B detected by the check valves cb 1 and cb 2 is equal to 100 atm.
  • the signal pressure of 1 is given to both the first pressure compensator VB 1 and the second pressure compensator VB 2, and the downstream pressure of the first variable throttle RB 1 and the second variable throttle RB 2 Is controlled so as to be ⁇ 100 atm, and the 100 atm is used as the first signal pressure by the maximum load pressure detecting lines SL 1 and SL 2 for the first pump regulator 41 1 a
  • the second pump regille night 4 1 b is led to both sides, and these pump regille nights 41 a, 41 b are
  • the pumps are driven by the same pressure of 100 atm, and the hydraulic pumps PI and P2 are controlled to discharge the pressure oil at a pressure of 110 atm.
  • the first variable throttle RB1 when performing a low-speed drive of the actuator B and the drive A of the actuator A in which the on-off valve F is kept closed as shown in FIG. 5, the first variable throttle RB1, What is necessary is to operate so as to open both the third variable aperture RA.
  • the 100 atm which is the load pressure of the actuator B detected by the check valve cb 1
  • the 200 atm which is the load pressure of the actuator A detected by the check valve ca
  • the downstream pressures of the first variable throttle RB 1 and the third variable throttle RA are controlled so as to be equal to 200 atm.
  • the above-mentioned 200 atm is guided as the first signal pressure to the first pump regulator 41a via the maximum load pressure detection line SL1, and the first hydraulic pump P1 is Control is performed so that pressure oil is discharged at a pressure of 210 atm.
  • the upstream pressure of the first variable throttle RB 1 and the third variable throttle RA is equal to the discharge pressure of the first hydraulic pump P 1 at 210 atm, and the downstream pressure is also equal to 20 atm as described above. Since the pressures are equal at 0 atm, the differential pressures ⁇ ⁇ across these first and second variable throttles RB 1 and 8 are equal at 10 atm, and the magnitudes of the load pressures of A and B are equal. Regardless of the difference, the flow rate of the first hydraulic pump P1 can be distributed and supplied according to the size of the opening area of each of the first variable throttle RB1 and the third variable throttle RA. The desired combined drive of A and B can be performed overnight.
  • the opening and closing valve F is switched to the open state with the intention of increasing the speed of the actuator B, and the second variable throttle RB 2 is also operated.
  • the pressure oil joins with the pressure oil of the first hydraulic pump P 1 via the second variable throttle RB 2, the second pressure compensator VB 2, the pipeline 300, the on-off valve F and the actuator B It can be driven at high speed.
  • the check pressure cb2 causes 100 atm, which is the load pressure of the actuator B, to be used as the second signal pressure.
  • the pressure is controlled so that the downstream pressure of the second variable throttle RB 2 becomes 100 atm, and the above 100 atm is used as the first signal pressure as the maximum load pressure detection line SL.
  • the second hydraulic pump 2 is guided to 4 lb through the second pump regulator via 2 and the second hydraulic pump 2 is controlled to discharge pressure oil at a pressure of 110 atm.
  • the two maximum load pressure detecting lines (first and second signal pressure supply circuits) SL 1 and SL 2 are independent. Since the two hydraulic pumps P 1 and P 2 are independent, the first hydraulic pump P 1 is controlled to discharge hydraulic oil at a pressure of 210 atm. P2 is controlled to discharge pressure oil at a pressure of 110 atm o
  • a common maximum load pressure detection pipe (signal pressure supply circuit) is provided.
  • the pressure difference before and after the second pressure compensator VB 2 is changed from 200—100—100 atm of the prior art to 100—100—0 atm.
  • the heat generation in the first pressure compensator VB 1 corresponding to the above is eliminated, and the heat balance is improved.
  • the pump regulators 41a and 41b have an input torque limit control function as described above.
  • both the first and second hydraulic pumps PI and P2 are controlled so as to discharge hydraulic oil at a high pressure of 200 atm.
  • the flow rate discharged from both hydraulic pumps PI and P2 decreases, and the speed of A and B may decrease significantly.
  • the first and second hydraulic pumps Pl and P2 are independent from each other, so that the second hydraulic pump P2 has a low hydraulic pressure of 110 atm. Is controlled so that the speed of the actuators A and B can be prevented from remarkably decreasing. For this reason, work efficiency can be improved by the combined drive of Actuate A and B.
  • the first variable throttle RB1 Operate so as to open both the variable aperture RC of 4.
  • the check valve cbl 100 atm which is the load pressure of the actuator B
  • the first pressure compensator VB1 as the first signal pressure
  • the downstream pressure of the first variable throttle RV1 is 100 atm.
  • the pressure of 150 atm which is the load pressure of the actuator C detected by the check valve cc, is given to the fourth pressure compensator VC as the second signal pressure.
  • the variable pressure restrictor 4 is controlled so that the downstream pressure of the RC becomes 150 atm, and the 100 atm, which is the load pressure of the factory B, is used as the first signal pressure as the maximum load pressure detection line.
  • the first hydraulic pump P 1 is led to the first pump regulator 4 1 a via SL 1, and the first hydraulic pump P 1 is controlled to discharge pressurized oil at a pressure of 110 atm.
  • 150 atm which is the load pressure of the second pump, is used as the second signal pressure via the maximum load pressure detection line SL2.
  • the second hydraulic pump P2 is controlled to discharge hydraulic oil at a pressure of 160 atm. Therefore, in this case, the actuator I is driven only by the pressure oil from the first hydraulic pump P1, and the actuator C is driven only by the pressure oil from the second hydraulic pump P2. Evening B and C can be performed as desired.
  • the first hydraulic pump P 1 is controlled to discharge pressure oil at a pressure of 110 atm
  • the second hydraulic pump P 2 is controlled to discharge pressure oil at a pressure of 160 atm Therefore, in this case as well, as in the case of the high-speed drive of Actu-Yu and the combined drive of Actu-Iu and A, the second pressure is reduced by 50 atm x the discharge amount of the second hydraulic pump compared to the conventional technology.
  • the pressure loss on the hydraulic pump P2 side is reduced, and the energy loss is reduced.
  • the input torque limiting control function of the pump regulators 41a and 41b is activated, a decrease in the pump discharge rate is suppressed, and work efficiency is improved by the combined driving of the actuators B and C. Can be.
  • the opening and closing valve F is switched to the open state with the intention of increasing the speed of the actuator B, and the second variable throttle RB 2 is also operated.
  • Part of the pressure oil joins the pressure oil of the first hydraulic pump P 1 via the second variable throttle RB 2, the second pressure compensator VB 2, the pipeline 300, and the on-off valve F Supplied to overnight B, this factory can be driven at high speed.
  • the non-return valve cb2 tries to detect 100 atm, which is the load pressure of the reactor overnight B, but the reactor is detected by the check valve cc.
  • this 150 atm is given as a second signal pressure to both the second pressure compensator VB 2 and the fourth pressure compensator VC, and the second variable throttle RB 2 and the fourth variable pressure
  • the downstream pressure of the throttle RC is controlled so as to be the same at 150 atm
  • the second hydraulic pump P 2 is controlled so as to discharge the pressure oil at the same pressure at 160 atm as before. .
  • the upstream pressure of the second variable throttle RB 2 and the fourth variable throttle RC is equal to 160 atm, which is the discharge pressure of the second hydraulic pump P 2, and the downstream pressure is 1 as described above. Since the pressure difference is equal at 50 atm, the differential pressure ⁇ P across these second variable throttles RB 2 and the fourth variable throttle RC is equal at 10 atm, and the load pressures of B and C are large. Regardless of the difference in size, depending on the size of the opening area of each of the second variable throttle RB2 and the fourth variable throttle RC, the second hydraulic The flow of the pump P2 can be distributed and supplied, and the desired combined driving of the actuators B and C can be performed.
  • the second hydraulic pump P 2 is 50 atm ⁇ the discharge amount of the second hydraulic pump compared to the conventional technology. Side pressure loss, energy loss is reduced, and heat generation in the first pressure compensator VB1 equivalent to 50 atm is eliminated, heat balance is improved, and pump regulation is reduced. , 41b The input torque limit control function is activated, which suppresses a decrease in the pump discharge rate, and improves the working efficiency by the combined driving of factories B and C.
  • the operation may be performed so as to open both the third variable aperture RA and the fourth variable aperture RC.
  • the pressure oil of the first hydraulic pump P1 is supplied to the actuator A via the third variable throttle RA and the third pressure compensator VA
  • the pressure oil of the second hydraulic pump P2 is Supplied to the factory C via the 4th variable throttle RC and the 4th pressure compensator VC
  • the combined drive of the factory A and C can be performed.
  • 200 atm which is the load pressure of the actuator A
  • the third pressure compensator VA as the first signal pressure via the check valve ca
  • the third variable throttle is provided.
  • the downstream pressure of the RA is controlled to be 200 atm, and 150 atm, which is the load pressure of the actuator C through the check valve cc, is the fourth pressure as the second signal pressure.
  • the pressure is supplied to the compensator VC so that the downstream pressure of the fourth variable throttle RC is controlled to 150 atm, and 200 atm, which is the load pressure of the actuator A, is set to 200 atm.
  • the first hydraulic pump P 1 is guided to the first pump regulator 4 la via the maximum load pressure detection line SL 1 at a pressure of 210 atm.
  • the 150 bar pressure which is the load pressure of the actuator C, is led as the second signal pressure to the second pump regulator 4 lb via the maximum load pressure detection line SL2.
  • the second hydraulic pump P 2 is controlled so as to discharge the hydraulic oil at a pressure of 160 atm and a flow rate corresponding to the required flow rate.
  • the pressure is 50 atm x the discharge amount of the second hydraulic pump as compared with the conventional technology. Pressure loss on the hydraulic pump P2 side of No. 2 is reduced, and energy loss is reduced.
  • the user may operate so as to open all of the first to fourth variable apertures.
  • the downstream pressure of the first and third variable throttles VB1, VA is increased by the load pressure of the actuator A, as in the case of the combined drive of the actuators A and B.
  • the first hydraulic pump P1 is controlled to discharge at a pressure of 210 atm, while being controlled to have a certain 200 atm.
  • the downstream pressure of the second and fourth variable throttles RB2, RC is increased by the load of the actuator C, as in the case of the combined drive of the actuators B and C.
  • the pressure is controlled to be 150 atm, which is the pressure, and the second hydraulic pump P2 is controlled to discharge the pressure oil at a pressure of 160 atm.
  • the pressure loss on the second hydraulic pump P2 side can be reduced, the energy loss can be reduced, and heat generation in the third and fourth pressure compensators VB2, VC is eliminated.
  • the heat balance is improved.
  • a decrease in pump discharge when the input torque limiting control function of the pump regulators 41a and 41b is activated is suppressed, and work efficiency is improved by the combined drive of actuators A, B, and C. be able to.
  • the actuator A and the actuator B (low-speed drive) are driven only by the hydraulic oil of the first hydraulic pump P1, and the hydraulic oil of the second hydraulic pump P2 is driven only by the hydraulic oil of the second hydraulic pump P2. It is possible to realize a combination of multiple drives for driving the actuator C, and to increase the types of work that can be performed via the actuators A, B, and C.
  • the two hydraulic pumps PI and, without the on-off valve F shown in FIG. 1 during the combined drive of the actuator B at low speed and the actuator C can be used.
  • the independence of P2 is no problem with the independence of factory C
  • the second hydraulic pump P2 is also operated at the load pressure of factory B.
  • the advantage of maintaining the independence of the two hydraulic pumps P 1 and P 2 is not fully exploited.
  • the on-off valve F the independence of the two pumps P 1 and P 2 can be ensured even in this case.
  • the function of the on-off valve F shown in FIG. 1 described above is also included.
  • FIG. 2 shows a hydraulic drive device according to a second embodiment of the present invention. This second embodiment is based on the one shown in FIG. C, and those corresponding to variable throttles and pressure compensators related to factories A and C are omitted. Further, in FIG. 2, components equivalent to those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals.
  • the first pump regulator which controls the discharge amount of the first hydraulic pump P1, the second hydraulic pump P2, and the first hydraulic pump PI is also provided. Evening 41a, second pump regulator 41b controlling the discharge amount of second hydraulic pump P2, and actuator B driven by hydraulic oil discharged from hydraulic pumps P1, P2. It has.
  • Reference numeral 200 denotes a valve device which is disposed between the hydraulic pumps Pl and P2 and the actuator B and controls the flow of pressurized oil supplied to the actuator B.
  • the valve device 200 is It consists of two valve bodies 11a and lib joined together. In the valve body 11a, a spool 41 which is free to slide is provided. In the valve body 11a, there are a pump port 2 connected to the discharge line of the first hydraulic pump P1, a passage 201 that can be connected to the pump port 2, and a spool 41.
  • a first variable throttle RB 1 having a notch 250 formed and disposed between the pump port 2 and the passage 201, a passage 21 1 communicable with the passage 201, A first pressure compensator VB 1 disposed between the passage 201 and the passage 211, load passages WA and WB that can communicate with the passage 211, and a spool 41. Opening / closing section 252 for switching communication between passage 2 11 and load passages WA, WB and first detection means for detecting the pressure at the outlet side of first pressure compensator VB 1
  • a valve cbl and a passage 101 communicating with the tank when in neutral are provided.
  • a slidable spool 42 is provided in 1 lb of the valve body.
  • valve element lib there are a pump port 3 connected to the discharge line of the second hydraulic pump P 2 and a pump port 3 A second variable throttle RB 2 having a notch 25 1 formed in the spool 42 and a pump port 3 and the passage 202 A passage 212 that can communicate with the passage 202, a second pressure compensator 82 disposed between the above-mentioned passage 202 and the passage 212, and a passage that can communicate with the passage 212 Opening and closing section 5 2 3 formed in the spool 42 and switching the communication between the passage 2 1 2 and the passage 2 2, and the opening and closing section 5 for detecting the pressure on the outlet side of the first pressure compensator VB 2 There is provided a check valve cb2 constituting the detecting means of No.
  • the passage 22 is formed so as to communicate with the aforementioned load passage WA.
  • Each of the load passages WA and WB is connected to the bottom room and the rod room of Actuyue Ichiyu B.
  • the passages 101 and 102 described above prevent the holding pressure of the load during the neutral period from being transmitted to the first pump regulator 41a and the second pump regulator 41b. Means.
  • the above-described check valve cb 1 outputs the largest one of the load pressures of the actuators including the actuators (not shown) to which the pressure oil of the first hydraulic pump P 1 is supplied.
  • the pressure is connected to the first pressure compensator VB1 and the maximum load pressure detection line SL1 leading to the first pump regulator 41a.
  • the check valve cb2 also determines the largest one of the load pressures of the actuators including the actuators (not shown) to which the pressure oil of the second hydraulic pump P2 is supplied by the second signal pressure.
  • the second pressure compensator VB 2 is connected to the maximum load pressure detection line SL 2 which leads to the second pump leg regulator 41 b.
  • the first variable throttle RB 1 starts to open from the time when the spool 41 included in the valve body 11 a moves the first predetermined distance S 1, and at the same time, the outlet of the first pressure compensator VB 1 Side passage 2 1
  • the positional relationship between the notch 250 and the opening / closing section 255 is set so that 1 communicates with the load passage WA or the load passage WB.
  • the position of the passage 101 is set so that the passage 101 is immediately disconnected from the tank as soon as the spool 41 moves the first predetermined distance S1.
  • the second variable from when the spool 42 included in the valve body 11b moves to the right in FIG. 2 for the second predetermined distance S2 that is larger than the first predetermined distance S1 described above.
  • the throttle RB 2 starts to open, and at the same time, the notch 25 1 and the opening and closing so that the passage 2 12 located on the outlet side of the second pressure compensator VB 2 communicates with the load passage WA via the passage 22
  • the positional relationship of part 253 is set.
  • the position of the passage 102 is set so that the passage 102 is disconnected from the tank as soon as the spool 42 moves the first predetermined distance S1.
  • the passages 2 1 2 and 2 2 correspond to the pipeline 300 of the merging circuit in the embodiment shown in FIG. 1, and the opening / closing section 25 3 formed in the spool 42 is connected to the opening / closing valve F. Equivalent to. That is, the opening / closing section 25 3 closes the joining circuit before the spool 42 moves the second predetermined distance S 2, and opens the joining circuit when the spool 42 moves the second predetermined distance S 2.
  • the actuator B When moved, the communication between the passage 101 and the tank is cut off, the communication between the passage 102 and the tank is continued, and the pump port 2 and the passage included in the valve body 11a are connected. 210 communicates via the first variable throttle RB1, and at the same time, the passage 2 11 1 and the load passage WA. As a result, the load pressure of the actuator B is detected via the check valve cbl and supplied to the maximum load pressure detection line SL1. As a result, the actuator B can be driven at a low speed as in the first embodiment shown in FIG.
  • the second variable throttle RB 2 on the valve body 11 b side is in a closed state, so that the pump port 3 and the passage 202 do not communicate with each other, and
  • the pressure detected through the check valve cb 2 is not higher than the pressure detected through the check valve cb 2 because the passage 212 is not connected to the passage 22 connected to the load passage WA, and the passage 210 is connected to the passage 102 connected to the tank.
  • the pressure is a low pressure equivalent to the ink pressure and that the unillustrated actuator belonging to the second hydraulic pump P2 is not driven, for example, the signal pressure corresponding to the above-mentioned ink pressure is equal to the second pressure compensator VB
  • the second hydraulic pump P 2 is guided to the pressure receiving chamber of No. 2 and the 4 lb. of the second pump regulator, and is controlled to discharge the pressurized oil at the pressure of 15 atm set by the unload valve UB 2. You.
  • the discharge flow rate of the first hydraulic pump P1 is controlled to a flow rate corresponding to the above-described signal pressure.
  • the upstream pressure of the first variable throttle RB 1 and the variable throttle related to the actuator (not shown) are equal at the discharge pressure of the first hydraulic pump P 1 and the downstream pressure is equal at the signal pressure described above,
  • the differential pressure across the variable throttle (not shown) is equal, and therefore, is not affected by the load pressure fluctuations of other actuators, and is dependent on the opening area of the variable throttle.
  • the supplied flow is distributed to and supplied to each of the actuators, and a desired combined drive can be performed.
  • the second variable throttle RB 2 on the valve body 1 1b side is in the closed state, as in the case of the low-speed independent drive of the actuator B, so that the pump port 3 and the passage 202 are connected to each other. Since the communication path is not connected, the communication path 212 is not connected to the load path WA, and the communication path is connected to the passage 102 connected to the sunset, The pressure detected via the stop valve cb2 is a low pressure equivalent to the tank pressure.
  • the actuating unit (not shown) belonging to the second hydraulic pump P2 is not driven, for example, the above-described tank pressure equivalent
  • the signal pressure is led to the pressure receiving chamber of the second pressure compensator VB 2 and the 4 lb of the second pump leg, and the second hydraulic pump P 2 is set to 15 atm by the unload valve UB 2 It is controlled to discharge pressure oil at the pressure of.
  • actuator B and the second hydraulic When combined driving with another actuator not shown belonging to the pump P2 is performed, the first hydraulic pump P1 is controlled in the same manner as in the above-described single driving of the actuator B, and the second hydraulic pump P1 is controlled.
  • the hydraulic pump P2 is controlled to discharge pressure oil at a pressure corresponding to the load pressure of another actuator (not shown). Therefore, a desired combined drive can be performed without being affected by a change in the load pressure of another actuator.
  • the pressure loss of the hydraulic pump belonging to the low-load side factory is reduced as in the first embodiment.
  • energy loss is reduced, heat generation in the pressure compensator is eliminated, heat balance is improved, and the input torque limiting control function of the pump regulators 41 a and 41 b is activated. A decrease in the pump discharge amount is suppressed, and work efficiency by the combined drive can be improved.
  • the spools 41 and 42 are both moved slightly beyond the first predetermined distance S1 as described above, and then moved further rightward.
  • the first hydraulic pump P1 is moved more than the second predetermined distance S2
  • the first hydraulic pump P1 side continues the above-described state.
  • the pump port 3 included in the valve body 1 lb communicates with the passage 202 via the second variable throttle RB2, and at the same time, the passage 2 1 2 and the passage 2 communicating with the load passage WA. 2 communicates.
  • the load pressure of the actuator B is detected via the check valve c b 2 and is supplied to the maximum load pressure detection line SL 2.
  • both the second hydraulic pump P 2 and the actuator B are controlled to discharge pressure oil at a pressure corresponding to the load pressure.
  • the pump pump from the second hydraulic pump P2 to the valve body 11b Pressure 3, the second variable throttle RB2, the passage 202, the second pressure compensator VB2, the passage 221 and the pressure oil supplied through the passage 22 are supplied to the first hydraulic pump P1 From the passage 211 to the pressure oil supplied to the load passage WA, and the combined flow rate is supplied to the bottom side of the actuator B, thereby increasing the elongation speed of the actuator B. Can be.
  • the discharge flow rate of the second hydraulic pump P 2 is controlled to a flow rate according to the above-described signal pressure.
  • the upstream pressure of the second variable throttle RB1 and the variable throttle related to the actuator (not shown) are equal at the discharge pressure of the second hydraulic pump P2, and the downstream pressure is equal at the above signal pressure.
  • these second variable throttles RB2, the differential pressure across the variable throttle (not shown) are equalized, and therefore the variable throttles of the variable throttles are not affected by the load pressure of the other actuators.
  • a flow rate corresponding to the opening area is distributed and supplied to each factory, so that a desired combined drive can be performed.
  • the pressure oil supplied via 22 is The first hydraulic pump P1 joins the pressure oil supplied to the passage 2 11 1 and the load passage WA from the first hydraulic pump P1, and the combined flow is supplied to the bottom side of the actuating unit B, thereby extending the actuating unit B Speed can be increased.
  • FIG. 3 shows a hydraulic drive device according to a third embodiment of the present invention.
  • the two spools in the above-described second embodiment are reduced to one, and the valve body is reduced in size and the manufacturing cost is reduced.
  • the same components as those shown in FIG. 2 described above are denoted by the same reference numerals.
  • two actuaries B a and B b are provided in tandem with the actuary B shown in FIG. 1.
  • the operation of B b is the same as that of Actu Yue B.
  • one spool 4 is provided in the valve body 1, and this spool 4 is The spool 4 is functionally divided into two, and a first variable throttle RB 1 is provided at a land 6 of the spool 4, and a second variable throttle RB 2 is provided at a land 7 of the spool 4.
  • the first variable throttle RB 1 is located between the pump port 2 and the passage 201, and the second variable throttle R b 2 is located between the pump port 3 and the passage 202. I have.
  • the first variable aperture RB 1 is opened when the spool 4 is moved to the first predetermined distance S 1 and the second predetermined distance S 2 (> S 1) is moved to the right when the spool 4 is moved to the second predetermined distance S 2 (> S 1).
  • the variable aperture RB 2 is also set to start opening.
  • the passage 201 downstream of the first variable throttle RB1 and the passage 202 downstream of the second variable throttle RB2 are communicably connected to a passage 21 that can communicate with the load passages WA and WB.
  • a first pressure compensator VB 1 is disposed between the passage 201 and the passage 21, and a second pressure compensator VB 2 is disposed between the passage 202 and the passage 21 Is arranged.
  • the spool 4 is provided with a passage 101a that can communicate with a tank for preventing trapped pressure in the passage 21 during the movement from the neutral to the first predetermined distance S1.
  • a passage 101b that can communicate with the tank to prevent confinement pressure in the passage 202 during the movement of the second predetermined distance S2.
  • a check valve cbl for detecting the pressure on the outlet side of the first pressure compensator VB 1 is built in the first pressure compensator VB 1, and the pressure on the outlet side of the second pressure compensator VB 2 is
  • the valve body 1 is provided with a groove 9 communicating with the check valve cb 2 for detecting the pressure, and the spool 4 conforms to the groove 9 when the spool 4 moves rightward by the second predetermined distance S2.
  • a spool stem 8 is formed. Before the spool 4 moves the second predetermined distance S 2, the land portion 8 A adjacent to the spool stem 8 cuts off the communication between the outlet side of the second pressure compensator VB 2 and the groove 9, It functions as an opening / closing unit that establishes the above-mentioned communication via the spool stem 8 when it has moved a predetermined distance S2.
  • the passage 21 corresponds to the conduit 300 of the merging circuit in the embodiment shown in FIG. 1, and the spool stem 8 and the land portion 8A operate the first variable throttle RB 1 independently. From the closed position to the open position in conjunction with switching to the operation of both the first and second variable apertures RB 1 and RB 2. Further, in the present embodiment, the land portion 7 plays a part of the function of the on-off valve F of the embodiment shown in FIG.
  • the closing pressure of the passage 21 located between the first pressure compensator VB1 and the load passage WB is equal to the passage 10 communicating with the tank. can be removed via la. Further, the pressure in the passage 21 can be absorbed through the sliding clearance of the second pressure compensator VB2 through the fixed throttle FB2 of the maximum load pressure detection line SL2. The confinement pressure of the groove 9 communicating with the check valve c b 2 can also be absorbed through the check valve c b 2 through the fixed throttle F B 2 of the maximum load pressure detection line SL 2.
  • the load pressure of the actuators Ba and Bb is detected via the check valve cb1 and is supplied to the maximum load pressure detection line SL1. This is the same as in the first embodiment described above. Further, combined driving of the actuators Ba and Bb and the actuators not shown belonging to the first hydraulic pump P1 is performed in the same manner as in the above-described second embodiment.
  • the first variable throttle RB 2 is in a closed state, and therefore, the pump port 3 and the passage 202 do not communicate with each other, and the passage 21 and the groove 9 do not communicate with each other.
  • the pressure detected by the valve cb2 is the pressure in the groove 9, that is, a low pressure corresponding to the tank pressure. Therefore, in the second embodiment, a signal pressure corresponding to the tank pressure is introduced to the second pump regulator 41b in the same manner as in the first embodiment described above, and the second hydraulic pump P2 is It is controlled so that pressure oil is discharged at a pressure of about 15 atm set by the unload valve UB2.
  • the pump port 3 and the passage 202 communicate with each other via the second variable throttle RB2 on the second hydraulic pump P2 side.
  • the spool stem 8 is at a position where the passage 21 communicates with the groove 9.
  • the hydraulic oil of the first hydraulic pump P1 is supplied to both the actuators Ba and Bb in such a manner as to be joined together, so that the elongation speed of the actuators Ba and Bb can be increased.
  • the load pressure on the maximum load pressure detection line SL2 via the spool stem 8, groove 9, and check valve cb2 Is given. This is also the same as in the second embodiment described above.
  • the independence of the two hydraulic pumps P 1 and P 2 can be ensured, so that the hydraulic pumps P 1 and P 2 are compressed at a predetermined minimum pressure.
  • the same effects as in the first embodiment can be achieved, for example, by controlling the oil discharge so that the energy loss can be minimized.
  • the second embodiment since there is only one spool 4, the number of members incorporated in the valve body 1 is small, and the occupied area of the members incorporated is small. The size of the valve body including the valve body 1 can be reduced, and the manufacturing cost can be reduced.
  • FIG. 4 shows a hydraulic drive device according to a fourth embodiment of the present invention.
  • one spool 4 is provided in the valve body 1 as in the third embodiment described above.
  • a check valve cb1 for detecting the load pressure of the actuator is provided in the first pressure compensator VB1, and the check valve cb1 is provided in the second pressure compensator VB2.
  • a check valve cb 2 that detects the overnight load pressure is provided, and is located downstream of the first pressure trap VB 1 and the second pressure trap VB 2, and is connected to the load passages WA and WB.
  • blocking means for preventing transmission of the load holding pressure during the neutral period to the first pump regulator 41 a and the second pump regulator 41 b, that is, Hold check valves VH 1 and VH 2 are provided to completely prevent malfunctions in load pressure detection based on leaks and the like.
  • the third embodiment is different from the third embodiment in the form of the passage 21 and the arrangement of the pump ports 2 and 3, but the functions are substantially the same.
  • the fourth embodiment configured as described above has the same effect as the third embodiment described above. In particular, it is possible to eliminate the influence of leaks generated in the passage 21 on the load pressure detecting operation by the hold-in check valves VH 1 and VH 2, and to perform a highly accurate load pressure detecting operation. High-precision pressure control using the first pressure compensator VB1 and the second pressure compensator VB2, and the discharge rate control using the first pump regulator 41a and the second pump regulator 41b. Can be implemented.
  • FIG. 5 shows a hydraulic drive device according to a fifth embodiment of the present invention. In the fifth embodiment, a circuit for driving another factory is added to the configuration of the third embodiment shown in FIG. 3 described above. That is, in the fifth embodiment, a circuit for driving the factories A and Bb and another circuit for driving the factories A are provided.
  • the spool 4 a housed in the valve body 1 a of the valve body that controls the drive of the actuator A is the same as the spool 4 of the valve body 1 of the valve body that controls the drive of the actuator B a and B b. Although formed in a shape, it is arranged in the opposite direction to the spool 4. Accordingly, the variable throttle RBIa disposed between the pump port 2a communicating with the discharge pipeline of the first hydraulic pump P1 and the passage 202a has the second variable throttle RBI formed on the spool 4.
  • the variable throttle RB2a which has the same shape as the throttle RB2 and is disposed between the pump port 3a and the passage 201a communicating with the discharge pipeline of the second hydraulic pump P2, has a spool 4 It has the same shape as the first variable stop RB 1 formed in the first stop.
  • the pressure compensator VB 1 a disposed between the passage 202 a and the passage 21 a communicable with the load passage WA a is connected to the second pressure compensator VB 2 on the valve body 1 side.
  • the pressure compensator VB 2a which has the same shape and is disposed between the passage 201a and the passage 21a that can communicate with the load passage WBa, is a valve valve.
  • cb 2 a is a check valve that detects the load pressure of the actuator A at the outlet side of the pressure compensator VB 2 a and gives it to the maximum load pressure detection line SL 2
  • cb 1 a is a pressure compensator VB 1 This is a check valve that detects the load pressure of the actuator A at the outlet side of a and applies it to the maximum load pressure detection line SL1.
  • 101 aa and 101 b are passages equivalent to the passages 101 a and 101 b, respectively, which can communicate with tanks provided on the spool 4 side.
  • the low-speed single operation of the actuators B a and B b and the high-speed single operation requiring the joining of the hydraulic oil of the hydraulic pumps PI and P 2 or the low-speed single operation of the actuator A The operation and the speed-up independent operation that requires the merging of the pressure oils of the hydraulic pumps P 1 and P 2 are performed in the same manner as in the third embodiment described above.
  • the spool 4 on the valve body 1 is moved rightward over the first predetermined distance S1 to the second predetermined distance S1. 2 and the spool 4a on the valve body 1a side is moved leftward beyond the first predetermined distance S1 and less than the second predetermined distance S2. be able to.
  • the first variable throttle RB 1 is opened, the second variable throttle RB 2 is kept in the twisted state, and the first hydraulic pump P 1 Pressure oil is supplied to the actuators B a and B b via the pump port 2, the first variable throttle RB1, the passage 201, the first pressure compensator VB1, the passage 21 and the load passage WA.
  • the variable throttle RB 2a is opened, the variable throttle RB 1a is kept closed, and the second hydraulic pump P 2 is pumped through pump port 3, variable throttle RB2a, passage 201a, pressure compensator VB2a, passage 21a, and load passage WAa.
  • Each of the above cases A, B, B a, B b, and C is an example of a hydraulic cylinder.However, when a hydraulic motor or the like is used, the same effect can be obtained. is there.
  • the hydraulic drive device of the present invention when the hydraulic drive device of the present invention is provided in a civil engineering / construction machine having a traveling body having a crawler, such as a hydraulic shovel, etc., the above-mentioned actuary is driven by two traveling motors that drive the crawler. There may be.
  • the circuit is formed so that the hydraulic oil discharged from the two hydraulic pumps Pl and P2 is always combined and supplied to one or both of the traveling modes, Even when the hydraulic oil from the hydraulic pumps P 1 and P 2 is distributed to the boom cylinder dam cylinder together with the traveling mode during combined operation of Excellent workability can be obtained without meandering.
  • the present invention is concerned with driving the discharge amount control means by using the load pressure of the actuator as the signal pressure, thereby ensuring the independence between the two variable displacement hydraulic pumps. Accordingly, energy loss can be reduced and energy costs can be reduced as compared with the prior art, and the number of types of work that can be realized through the operation of Actuyue can be increased. Effective for workability o

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Description

明 細 書 油圧駆動装置 技術分野
本発明は、 油圧ショベルなどの土木 ·建設機械等に備えられる 油圧駆動装置に係わり、 特に、 複数のァクチユエ一夕に供給され る流量をそれぞれ制御する複数の可変絞り と、 この複数の可変絞 りの前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力捕償弁とを有し、 複 数のァクチユエ一夕の負荷圧力のうちの最も高い圧力を最大負荷 圧力と して選択し、 これを信号圧力と して可変容量油圧ポンプの レギユレ一夕に与えるようにした油圧駆動装置に関する。 背景技術
土木 ·建設機械、 例えば油圧ショベルでは、 ブームシリ ンダ、 アームシリ ンダ、 バケツ ト シリ ンダ、 走行モータ、 旋回モータな ど複数のァクチユエ一夕を備え、 これらのァクチユエ一夕に圧油 を供給する油圧駆動装置と しては、 油圧ポンプの吐出管路に連絡 される複数の可変絞りを設け、 これら可変絞りを操作するこ とに より該当するァクチユエ一夕に圧油を供給するようにしたものが 知られている。 しかし、 このような油圧駆動装置にあっては、 複 数の可変絞りを同時操作した場合には負荷圧力の小さなァクチュ エー夕に圧油が供給され、 負荷圧力の大きなァクチユエ一夕には 圧油が供給されなく なることがある。
このようなことから、 従来、 特開平 2— 2 4 8 7 0 5号公報に 示される油圧駆動装置が提案されている。 この従来技術は、 第 1 及び第 2の可変容量型の油圧ポンプと、 第 1及び第 2の油圧ボン プから吐出される圧油によって駆動する第 1 の油圧ァクチユエ一 夕と、 第 2の油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動される 第 2の油圧ァクチユエ一夕と、 第 1の油圧ポンプから第 1の油圧 ァクチユエ一夕に供給される圧油の流量を制御する第 1の可変絞 り と、 第 2の油圧ポンプから第 1 の油圧ァクチユエ一夕に供給さ れる圧油の流量を制御する第 2の可変絞り と、 第 2の油圧ポンプ から第 2の油圧ァクチユエ一夕に供給される圧油の流量を制御す る第 3の可変絞り と、 第 1の可変絞りの前後差圧を制御する第 1 の圧力補償器と、 第 2の可変絞り手段の前後差圧を制御する第 2 の圧力補償器と、 第 3の可変絞り手段の前後差圧を制御する第 3 の圧力補償器と、 第 1 の油圧ポンプの吐出量を制御する第 1 のレ ギユ レ一夕と、 第 2の油圧ポンプの吐出量を制御する第 2のレギ ユ レ一夕と、 第 1 の可変絞りから流出される流量と第 2の可変絞 りから流出される流量とを合流させて第 1 の油圧ァクチユエ一夕 に供給可能な合流回路とを備えている。
また、 上記従来技術は、 第 1の圧力捕償器の出口側の圧力を検 出する第 1の逆止弁と、 第 2の圧力補償器の出口側の圧力を検出 する第 2の逆止弁と、 第 3の圧力補償器の出口側の圧力を検出す る第 3の逆止弁と、 第 1 の逆止弁で検出された圧力と第 2の逆止 弁で検出された圧力と第 3の逆止弁で検出された圧力のうちの最 も高い圧力を選択し、 共通の信号圧力と して第 1及び第 2のレギ ユレ一夕に供給する信号圧力供給回路とを備えている。
第 1及び第 2の可変絞り、 第 1及び第 2の圧力補償器、 第 1及 び第 2の検出手段は 1つの弁装置を構成し、 第 1及び第 2の可変 絞りは摺動可能な共通のスプールに形成されている。
このように構成される従来技術では、 第 1のァクチユエ一夕の 単独駆動にあっては、 スプールを一方向に所定距離だけ移動させ ると、 第 1の可変絞りが開かれて第 1の油圧ポンプからの圧油が 第 1の可変絞り及び第 1の圧:. -捕償器を介して第 1のァクチユエ 一夕に供給され、 このァクチユエ一夕が駆動する。 このような状 態からスプールをさ らに移動させると第 2の可変絞りが開かれて、 第 2の油圧ポンプからの圧油が第 2の可変絞り及び第 2の圧力補 償器を介して流出し、 第 1の油圧ポンプからの圧 に合流して第 1のァクチユエ一夕に供給され、 これによつて第 1のァクチユエ 一タを增速させることができる。
また、 第 2のァクチユエ一夕の単独駆動にあっては、 第 3の可 変絞りが開かれると第 2の油圧ポンプからの圧油が第 2の可変絞 り及び第 2の圧力補償器を介して第 2のァクチユエ一夕に供給さ れ、 このァクチユエ一夕が駆動する。
また、 第 1及び第 2のァクチユエ一夕との複合操作にあっては、 第 1〜第 3の圧力補償器により第 1〜第 3の可変絞りの下流圧力、 すなわち第 1〜第 3の可変絞り と第 1〜第 3の圧力捕償器の間の 圧力が第 1〜第 3の逆止弁と信号圧力供給回路で選択された最大 負荷圧力と同じになるように制御され、 これにより、 第 1及び第 2のァクチユエ一夕間の負荷圧力の大きさの相違にかかわらず、 第 1の油圧ポンプからの圧油を分配して第 1及び第 2のァクチュ エー夕に供給でき、 これらのァクチユエ一夕の複合駆動を実施さ せることができる。
発明の開示
しかしながら、 上記従来技術には次のような問題がある。
従来技術にあっては、 第 1及び第 2のァクチユエ一夕の最大負 荷圧力を共通の信号圧力と して第 1のレギユレ一夕及び第 2のレ ギユ レ一夕の双方に与えて第 1及び第 2の油圧ポンプの吐出量を 制御するようになっている。 このため、 第 2のァクチユエ一タカく 第 2の油圧ポンプからの圧油で駆動されているとき、 第 1の油圧 ポンプのレギユ レ一夕には信号圧力供給回路により第 2のァクチ ユエ一夕の負荷圧力が最大圧力と して導かれ、 第 1の油圧ポンプ は、 その最大負荷圧力に応じた圧力で最少流量を吐出するように 制御される。 すなわち、 第 1及び第 2の油圧ポンプは相互間の独 立性を保つことができず、 第 1の油圧ポンプは最大負荷圧力に対 してスタンバイ しなければならず、 第 1の油圧ボンプ側のェネル ギ損失が大き く なる問題がある。
同様に、 第 1のァクチユエ一夕が第 1の油圧ポンプからの圧油 のみで駆動されているとき、 第 2の油圧ポンプのレギユレ一夕に は信号圧力供給回路により第 1のァクチユエ一夕の負荷圧力が最 大圧力と して導かれ、 第 2の油圧ポンプは、 その最大負荷圧力に 応じた圧力で最少流量を吐出するように制御される。 すなわち、 第 1及び第 2の油圧ポンプは相互間の独立性を保つことができず、 第 2の油圧ポンプは最大負荷圧力に対してスタンバイ しなければ ならず、 第 2の油圧ポンプ側のエネルギ損失が大き く なる問題が め o
また、 第 1及び第 2のァクチユエ一夕との複合操作にあっては、 第 1〜第 3の圧力補償器により第 1〜第 3の可変絞りの下流圧力 の全てが最大負荷圧力と同じになるように制御されるとともに、 当該最大負荷圧力が共通の信号圧力と して第 1及び第 2の油圧ポ ンプのレギユ レ一夕に導かれるので、 第 1及び第 2の油圧ポンプ は両方ともその最大負荷圧力に応じた吐出圧力で圧油を吐出する よう制御される。 このため、 第 1のァクチユエ一夕が低負荷圧力 側で、 第 2のァクチユエ一夕が高負荷圧力側と した場合、 高負荷 圧力側である第 2のァクチユエ一夕に圧油を供給しない第 1の油 圧ポンプまでその高負荷圧力 （最大負荷圧力） に応じた高い吐出 圧力で圧油を吐出するよう制御され、 また関連する第 1の圧力補 償器では第 1のァクチユエ一夕の負荷圧力と第 2のァクチユエ一 夕の負荷圧力 （最大負荷圧力） との差圧に相当する圧力損失を生 じ、 大きなエネルギ損失が発生する。
本発明の目的は、 少なく とも 2つの可変容量型の油圧ポンプを 有し、 ァクチユエ一夕の負荷圧力を信号圧力と して各油圧ポンプ のレギユ レ一夕を駆動し油圧ポンプの吐出量を制御するものにあ つて、 2つの油圧ボンプ間の独立性を確保することによりェネル ギ損失の少ない油圧駆動装置を提供することにある。
上記目的を達成するため、 本発明によれば、 第 1及び第 2の可 変容量型の油圧ポンプと、 前記第 1及び第 2の油圧ポンプから吐 出される圧油によって駆動する第 1の油圧ァクチユエ一夕と、 前 記第 2の油圧ポンプから吐出される圧油によつて駆動される第 2 の油圧ァクチユエ一夕と、 前記第 1の油圧ポンプから前記第 1の 油圧ァクチユエ一夕に供給される圧油の流量を制御する第 1の可 変絞り手段と、 前記第 2の油圧ポンプから前記第 1の油圧ァクチ ユエ一夕に供給される圧油の流量を制御する第 2の可変絞り手段 と、 前記第 2の油圧ポンプから前記第 2の油圧ァクチユエ一夕に 供給される圧油の流量を制御する第 3の可変絞り手段と、 前記第 1の可変絞り手段の前後差圧を制御する第 1の圧力捕償器と、 前 記第 2の可変絞り手段の前後差圧を制御する第 2の圧力捕償器と、 前記第 3の可変絞り手段の前後差圧を制御する第 3の圧力補償器 と、 前記第 1の油圧ポ：'プの吐出量を制御する第 1の吐出量制御 手段と、 前記第 2の油圧ポンプの吐出量を制御する第 2の吐出量 制御手段と、 前記第 1の可変絞り手段から流出される流量と前記 第 2の可変絞り手段から流出される流量とを合流させて前記第 1 の油圧ァクチユエ一夕に供給可能な合流回路とを備えた油圧駆動 装置において、 前記第 1の圧力補償器の出口側の圧力を検出する 第 1の検出手段と、 前記第 2の圧力補償器の出口側の圧力を検出 する第 2の検出手段と、 前記第 3の圧力捕償器の出口側の圧力を 検出する第 3の検出手段と、 前記第 1の検出手段で検出された圧 力を第 1の信号圧力と して前記第 1の吐出量制御手段に供給する 第 1の信号圧力供給手段と、 前記第 2の検出手段で検出された圧 力と前記第 3の検出手段で検出された圧力のうちの高い方の圧力 を選択し、 第 2の信号圧力と して前記第 2の吐出量制御手段に供 給する、 第 1の信号圧力供給手段とは独立した第 2の信号圧力供 給手段とを備えることを特徴とする油圧駆動装置が提供される。
以上のように構成した本発明においては、 第 1の信号圧力供給 手段と第 2の信号圧力供給手段とを互いに独立させていることか ら、 第 1の油圧ポンプと第 2の油圧ポンプの独立性を確保するこ とができる。
上記油圧駆動装置において、 好ま しく は、 前記第 1及び第 2の 可変絞り手段は、 前記第 1の油圧ァクチユエ一夕の要求流量が少 ないときは第 1 の可変絞り手段が単独で作動して前記第 1の油圧 ポンプからの圧油のみが第 1の油圧ァクチユエ一夕に供給され、 前記要求流量が増大し所定値を越えると、 第 1及び第 2の可変絞 り手段の両方が作動し、 前記第 1及び第 2の油圧ポンプからの圧 油が両方とも第 1の油圧ァクチユエ一夕に供給されるように動作 関係が設定されている。
この場合、 上記油圧駆動装置は好ま しく は、 前記合流回路に配 置され、 前記第 1の可変絞り手段の単独作動から前記第 1及び第 2の可変絞り手段の両方の作動への切換に連動して閉位置から開 位置に切換えられる開閉手段を更に備える。
上記油圧駆動装置は前記第 2の圧力補償器の出口側と前記第 2 の検出手段との間に配置され、 前記第 1の可変絞り手段の単独作 動から前記第 1及び第 2の可変絞り手段の両方の作動への切換に 連動して閉位置から開位置に切換えられる開閉手段を更に備えて いてもよい。
また、 上記油圧駆動装置において、 前記第 1及び第 2の可 絞 り手段はそれぞれ第 1及び第 2のスプールに形成されたノ ツチを 含み、 前記第 1及び第 2のスプールが第 1の所定距離移動したと きにまず前記第 1の可変絞り手段のノ ッチが開口し、 前記第 1及 び第 2のスプールが前記第 1の所定距離より大きい第 2の所定距 離移動したときに更に前記第 2の可変絞り手段のノ ツチが開口す るよう前記第 1及び第 2の可変絞り手段のノ ッチの位置関係が設 定されている。
この場合、 好ま しく は、 前記第 2のスプールには、 この第 2の スプールが前記第 2の所定距離移動する前は前記合流回路を閉じ、 前記第 2の所定距離移動したときに前記合流回路を開く 開閉部が 更に形成されている。
前記第 2のスプールには、 この第 2のスプールが前記第 2の所 定距離移動する前は前記第 2の圧力捕償器の出口側と前記第 2の 検出手段との連絡を遮断し、 前記第 2の所定距離移動したときに 前記連絡を確立する開閉部が更に形成されていてもよい。
前記第 1及び第 2のスプールは互いに平行に配置された別々の スプールであってもよいし、 同軸に配置された一体のスプールで あってもよい。
更に好ま しく は、 上記油圧駆動装置は、 前記第 1の油圧ポンプ から吐出される圧油によって駆動する第 3の油圧ァクチユエ一夕 と、 前記第 1の油圧ポンプから前記第 3の油圧ァクチユエ一夕に 供給される圧油の流量を制御する第 4の可変絞り手段と、 前記第 4の可変絞り手段の前後差圧を制御する第 4の圧力補償器と、 前 記第 4の圧力補償器の出口圧力を検出する第 4の検出手段とを更 に備え、 前記第 1の信号圧力供給手段は、 前記第 1の検出手段で 検出された圧力と前記第 4の検出手段で検出された圧力のうちの 高い方の圧力を選択し、 前記第 1の信号圧力と して前記第 1の吐 出量制御手段に供給する。 図面の簡単な説明
図 1 は本発明の第 1の実施例による油圧駆動回路を示す図であ
O o
図 2は本発明の第 2の実施例による油圧駆動回路の要部を示す 図である。 '
図 3は本発明の第 3の実施例による油圧駆動回路の要部を示す 図である。
図 4は本発明の第 4の実施例による油圧駆動回路の要部を示す 図である。
図 5は本発明の第 5の実施例による油圧駆動回路の要部を示す 図である。 発明を実施するための最良の形態 以下、 本発明の油圧駆動装置の実施例を図面に基づいて説明す る 0
はじめに、 本発明の油圧駆動装置の基本概念を第 1の実施例と して図 1 に基づいて説明し、 次にこの基本概念を実現する弁構造 を含む実施例を第 2〜第 5の実施例と して図 2〜図 5に基づいて 説明する。
図 1 において、 本実施例の油圧駆動装置は可変容量型の第 1 の 油圧ポンプ P 1 と、 可変容量型の第 2の油圧ポンプ P 2 と、 第 1 及び第 2の油圧ポンプの吐出量をそれぞれ制御する第 1及び第 2 のポンプレギユ レ一夕 4 1 a , . 4 l b とを備えている。
また、 図 1 において、 A , B , Cはそれぞれァクチユエ一夕で、 このうちァクチユエ一夕 Aは第 1の油圧ポンプ P 1の系統に属し、 ァクチユエ一夕 Cは第 2の油圧ポンプ F 2の系統に属し、 ァクチ ユエ一夕 Bは合流流量が必要なために第 1の油圧ポンプ P 1 と第 2の油圧ポンプ P 2の双方に属するようにしてある。 すなわち、 ァクチユエ一夕 Bは、 初期操作段階では油圧ポンプ P 1 に属し、 その後の操作段階では油圧ポンプ P 2にも属するようになつてい る。 また、 例えば上述のァクチユエ一夕 Aの負荷圧力は 2 0 0気 圧、 ァクチユエ一夕 Bの負荷圧力は 1 0 0気圧、 ァクチユエ一夕 Cの負荷圧力は 1 5 0気圧となっている。 このような組み合わせ は、 土木 · 建設機械が油圧ショベルであり、 ァクチユエ一夕 A , B , Cが、 ブームシリ ンダ、 アームシ リ ンダ、 バケッ ト シ リ ンダ などの場合に考えられる。
R B 1 は第 1の油圧ポンプ P 1の吐出管路に連絡され、 ァクチ ユエ一夕 Bに供給される圧油の流量を制御する第 1の可変絞り、 R B 2は第 2の油圧ポンプ P 2の吐出管路に連絡され、 ァクチュ エータ Bに供給される圧油の流量を制御する第 2の可変絞り、 R Aは油圧ポンプ P 1の吐出管路に連絡され、 ァクチユエ一夕 Aに 供給される圧油の流量を制御する第 3の可変絞り、 R Cは油圧ポ ンプ P 2の吐出管路に連絡され、 ァクチユエ一夕 Cに供給される 圧油の流量を制御する第 4の可変絞りである。
また、 V B 1 は第 1 の可変絞り R B 1 の前後差圧を制御する第 1の圧力補償器、 V B 2は第 2の可変絞り R B 2の前後差圧を制 御する第 2の圧力補償器、 V Aは第 3の可変絞り R Aの前後差圧 を制御する第 3の圧力補償器、 V Cは第 4の可変絞り R Cの前後 差圧を制御する第 4の圧力補償器である。
c b 1は第 1の圧力補償器 V B 1の出口側の圧力を検出する第 1の検出手段すなわち逆止弁、 c b 2は第 2の圧力捕償器 V B 2 の出口側の圧力を検出する第 2の検出手段すなわち逆止弁、 c a は第 3の圧力捕償器 V Aの出口側の圧力を検出する第 3の検出手 段すなわち逆止弁、 c cは第 4の圧力補償器 V Cの出口側の圧力 を検出する第 4の検出手段すなわを検出する第 4の検出手段すな わち逆止弁である。 S L 1は逆止弁 c b l， c aを介して検出さ れるァクチユエ一夕 B， Aの負荷圧力のうちの高い方の圧力を第 1の信号圧力と して第 1のポンプレギユ レ一夕 4 1 aに供給する 第 1の信号圧力供給回路、 すなわち最大負荷圧検出管路、 S L 2 は逆止弁 c b 2, c cを介して検出されるァクチユエ一夕 B， C の負荷圧力のうちの高い方の圧力を第 2の信号圧力と して第 2の ポンプレギユレ一夕 4 1 bに供給する第 2の信号圧力供給回路、 すなわち最大負荷圧力検出管路である。
F B 1は最大負荷圧力検出管路 S L 1をタンクに連絡する管路 に配置された固定絞りであり、 ァクチユエ一夕 A, Bの非作動時、 最大負荷圧力検出管路 S L 1の圧力をタ ンクに解放し、 管路 S L 1に閉じ込め圧力が生じないようにする。 F B 2も同様に最大負 荷圧力検出管路 S L 2をタ ンクに連絡する管路に配置ざれた固定 絞りであり、 ァクチユエ一夕 B, Cの非作動時、 最大負荷圧力検 出管路 S L 2の圧力をタ ンクに解放し、 管路 S L 2に閉じ込め圧 力が生じないようにする。
ポンプレギユ レ一夕 4 1 aは最大負荷圧検出管路 S L 1により 与えられる第 1の信号圧力 （ァクチユエ一夕 B, Aの負荷圧力の うちの高い方の圧力） に応じて駆動され、 ポンプ吐出圧力が当該 第 1の信号圧力より も所定値、 例えば 1 0気圧だけ高く なるよう に第 1の油圧ポンプ P 1の吐出量を制御する。 したがって、 上記 のようにァクチユエ一夕 Aの負荷圧力が 2 0 0気圧、 ァクチユエ 一夕 Bの負荷圧力が 1 0 0気圧となっている場合は、 ァクチユエ 一夕 Aの負荷圧力が第 1の信号圧力と して選択されると第 1の油 圧ポンプ P 1 は 2 1 0気圧の圧力で圧油を吐出するよう制御され、 ァクチユエ一夕 Bの負荷圧力が第 1の信号圧力と して選択される と第 1の油圧ポンプ P 1 は 1 1 0気圧の圧力で圧油を吐出するよ う制御される。
ポンプレギユ レ一夕 4 1 b も同様に最大負荷圧検出管路 S L 2 により与えられる第 2の信号圧力 （ァクチユエ一夕 B， Cの負荷 圧力のうちの高い方の圧力） に応じて駆動され、 ポンプ吐出圧力 が当該第 2の信号圧力より も所定値、 例えば 1 0気圧だけ高く な るように第 2の油圧ポンプ P 2の吐出量を制御する。 したがって、 上記のようにァクチユエ一夕 Bの負荷圧力が 1 0 0気圧、 ァクチ ユエ一夕 Cの負荷圧力が 1 5 0気圧となっている場合、 ァクチュ エー夕 Bの負荷圧力が第 2の信号圧力と して選択されると第 2の 油圧ポンプ P 2は 1 1 0気圧の圧力で圧油を吐出するよう制御さ れ、 ァクチユエ一夕 Cの負荷圧力が第 2の信号圧力と して選択さ れると第 2の油圧ポンプ P 2は 1 6 0気圧の圧力で圧油を吐出す るよう制御される。
また、 ポンプレギユレ一夕 4 1 a， 4 1 bは、 ポンプ吐出圧力 が所定値を えると、 ポンプ吐出圧力が高く なるにしたがってポ ンプ吐出量が減少するように第 1及び第 2の油圧ポンプの吐出量 を制御する公知の入力 トルク制限機能を有している。
U B 1 は第 1の油圧ポンプ P 1の吐出圧力と最大負荷圧検出管 路 S L 1 に選択された最大負荷圧力との差圧が所定値以下、 例え ば 1 5気圧以下となるように第 1の油圧ポンプ P 1の吐出圧力を 制御するアンロー ド弁であり、 ァクチユエ一夕 A, Bの非作動時 は上記のように最大負荷圧検出管路 S L 1の圧力がタ ンク圧とな るので、 第 1の油圧ポンプ P 1は 1 5気圧の圧力で圧油を吐出す るよう制御される。 U B 2も同様に第 2の油圧ポンプ P 2の吐出 圧力と最大負荷圧検出管路 S L 2に選択された最大負荷圧力との 差圧が所定値以下、 例えば 1 5気圧以下となるように第 2の油圧 ポンプ P 2の吐出圧力を制御するアンロー ド弁であり、 ァクチュ エータ B， Cの非作動時は上記のように最大負荷圧検出管路 S L 1 2圧力がタ ンク圧となるので、 第 2の油圧ポンプ P 2は 1 5気 圧の圧力で圧油を吐出するよう制御される。
最大負荷圧検出管路 S L 1によって検出された負荷圧力、 すな わち第 1の信号圧力はそれぞれ第 1及び第 3の圧力補償器 V B 1 , V Aにも供給され、 第 1及び第 3の圧力補償器 V B 1， V Aは第 1及び第 3の可変絞り R B 1， R Aの下流圧力がそれぞれ第 1の 信号圧力と同じ圧力になるように当該下流圧力を制御する。 最大 負荷圧検出管路 S L 2によって検出された負荷圧力、 すなわち第 2の信号圧力も同様にそれぞれ第 2及び第 4の圧力補償器 V B 2, V Cにも供給され、 第 2及び第 4の圧力捕償器 V B 2， V Cは第 2及び第 4の可変絞り R B 2, R Cの下流圧力がそれぞれ第 2の 信号圧力と同じ圧力になるように当該下流圧力を制御する。
また、 3 0 0は第 1の圧力補償器 V B 1の出口側と第 2の圧力 補償器 V B 2の出口側とを連絡するとともに、 ァクチユエ一夕 B に連絡される管路、 Fはこの管路 3 0 0中に配置され、 管路 3 0 0を連通あるいはしや断する開閉弁である。 これらの管路 3 0 0、 開閉弁 Fは、 第 1の圧力補償器 V B 1の出口側の逆止弁 c b 1に よる検出のための検出位置 h b 1を通過した第 1の油圧ポンプ P 1の圧油と、 第 2の圧力補償器 V B 2の出口側の逆止弁 c b 2に よる検出のための検出位置 h b 2を通過した第 2の油圧ポンプ P 2の圧油とを合流可能な合流回路を構成している。
このように構成したものにあっては、 ァクチユエ一夕 Aの単独 駆動時には、 第 3の可変絞り R Aのみを開く ように操作すれば良 く、 これにより第 1の油圧ポンプ P 1の圧油が第 3の可変絞り R A、 第 3の圧力補償器 V Aを介してァクチユエ一夕 Aに供給され、 このァクチユエ一夕 Aを駆動することができる。 このとき、 ァク チユエ一夕 Aの負荷圧力である 2 0 0気圧が逆止弁 c aによって 検出され、 この 2 0 0気圧が第 1の信号圧力と して第 3の圧力 償器 V Aに導かれ、 この第 3の圧力補償器 V Aによって第 3の可 変絞り R Aの下流圧力がァクチユエ一タ Aの負荷圧力である 2 0 0気圧となるように制御されるとともに、 該 2 0 0気圧が第 1の 信号圧力と して最大負荷圧力検出管路 S L 1によって第 1のボン プレギユレ一夕 4 1 a に導かれ、 第 1の油圧ポンプ P 1 は 2 1 0 気圧の圧力で圧油を吐出するよう制御される。
—方、 このとき、 最大負荷圧力検出管路 S L 2は最大負荷圧力 検出管路 S L 1から独立し、 第 1及び第 2の油圧ポンプ P l， P 2の独立性が確保されていることから、 ァクチユエ一夕 Aの負荷 圧力である 2 0 0気圧は最大負荷圧力検出管路 S L 2には伝えら れず、 管路 S L 2はタ ンク圧に保たれている。 このため、 第 2の 油圧ポンプ P 2はァクチユエ一夕 Aの負荷圧力に対してスタ ンバ ィする必要がなく、 前述したアンロー ド弁 U B 2の作用で第 2の 油圧ポンプ P 2は 1 5気圧の圧力で圧油を吐出するよう制御され、 第 2の油圧ポンプ P 2側に発生するエネルギ損失を抑えることが できる。
ァクチユエ一夕 Cの単独駆動時には、 第 4の可変絞り R Cのみ を開く ように操作すれば良く、 これにより第 2の油圧ポンプ P 2 の圧油が第 4の可変絞り R C、 第 4の圧力補償器 V Cを介してァ クチユエ一夕 Cに供給され、 このァクチユエ一夕 Cを駆動するこ とができる。 このとき、 ァクチユエ一夕 Cの負荷圧力である 1 5 0気圧が逆止弁 c cによって検出され、 この 1 5 0気圧が第 2の 信号圧力と して第 4の圧力補償器 V Cに導かれ、 この第 4の圧力 補償器 V Cによって第 4の可変絞り R Cの下流圧力が 1 5 0気圧 となるように制御されるとともに、 該 1 5 0気圧が第 2の信号圧 力と して最大負荷圧力検出管路 S L 2によって第 2のポンプレギ ユ レ一夕 4 1 bに導かれ、 第 2の油圧ポンプ P 2は 1 6 0気圧の 圧力で圧油を吐出するように制御される。
また、 この場合も 2つの最大負荷圧力検出管路 S L 2は互いに 独立していることから、 ァクチユエ一夕 Aの単独駆動の場合と同 様に最大負荷圧力検出管路 S L 1 はタ ンク圧に保たれ、 第 1の油 圧ポンプ P 1 はァクチユエ一夕 Cの負荷圧力に対してスタ ンバイ する必要がなく、 アンロー ド弁 U B 1の作用で第 1の油圧ポンプ P 1 は 1 5気圧の圧力で圧油を吐出するよう制御され、 第 1の油 圧ポンプ P 1側に発生するエネルギ損失を抑えることができる。
また、 ァクチユエ一夕 Bの単独駆動に際し、 比較的低速駆動で すむ場合には、 開閉弁 Fを図 1 に示すように閉状態に保ち、 第 1 の可変絞り R B 1のみを開く ように操作すればよい。 これによつ て、 第 1の油圧ポンプ P 1の圧油が第 1の可変絞り R B 1、 第 1 の圧力補償器 V B 1、 管路 3 0 0を介してァクチユエ一タ Bに供 給され、 このァクチユエ一夕 Bを低速で駆動することができる。 このとき、 ァクチユエ一夕 Bの負荷圧力である 1 0 0気圧が逆止 弁 c b 1 によつて検出され、 この 1 0 0気圧が第 1の信号圧力と して第 1の圧力補償器 V B 1 に導かれ、 この第 1の圧力補償器 V 3
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B 1 によって第 1の可変絞り R B 1の下流圧力が 1 0 0気圧とな るように制御されるとともに、 該 1 0 0気圧が第 1の信号圧力と して最大負荷圧力検出管路 S L 1 によって第 1のポンプレギユ レ 一夕 4 1 aに導かれ、 第 1の油圧ポンプ P 1 は 1 1 0気圧の圧力 で圧油を吐出するよう制御される。
また、 開閉弁 Fが閉じられていることから、 ァクチユエ一夕 A の単独駆動の場合と同様にァクチユエ一夕 Bの負荷圧力である 1 0 0気圧は最大負荷圧力検出管路 S L 2には伝えられず、 第 2の 油圧ポンプ P 2 はァクチユエ一夕 Bの負荷圧力に対してスタ ンバ ィする必要がなく、 第 2の油圧ポンプ P 2側に発生するエネルギ 損失を抑えることができる。
また、 このァクチユエ一夕 Bの単独駆動に際し、 高速駆動を実 施しよう とする場合には、 上述の状態から開閉弁 Fを開状態に切 り換え、 合わせて第 2の可変絞り R B 2を開く ように操作すれば よい。 これにより、 第 2の油圧ポンプ P 2の圧油が第 2の可変絞 り R B 2、 第 2の圧力補償器 V B 2、 管路 3 0 0、 開閉弁 Fを介 して第 1の油圧ポンプ P 1の圧油に合流してァクチユエ一夕 Bに 供給され、 このァクチユエ一夕 Bを高速駆動させることができる。 このとき、 管路 3 0 0が連通することから、 逆止弁 c b 1 , c b 2によって検出されるァクチユエ一夕 Bの負荷圧力は同等の 1 0 0気圧であり、 その 1 0 0気圧が第 1の信号圧力と して第 1の圧 力捕償器 V B 1、 第 2の圧力補償器 V B 2の双方に与えられ、 第 1の可変絞り R B 1、 第 2の可変絞り R B 2の下流圧力が〗 0 0 気圧となるように制御されるとともに、 該 1 0 0気圧が第 1の信 号圧力と して最大負荷圧力検出管路 S L 1 , S L 2によって第 1 のポンプレギユレ一夕 4 1 a、 第 2のポンプレギユレ一夕 4 1 b の双方に導かれ、 これらのポンプレギユレ一夕 4 1 a， 4 1 bは 同じ 1 0 0気圧によって駆動し、 油圧ポンプ P I , P 2はそれぞ れ 1 1 0気圧の圧力で圧油を吐出するよう制御される。
また例えば、 開閉弁 Fが図 5に示す閉状態に保たれるァクチュ エー夕 Bの低速駆動と、 ァクチユエ一夕 Aとの複合駆動を実施す る場合には、 第 1の可変絞り R B 1、 第 3の可変絞り RAの双方 を開く ように操作すればよい。 このとき、 逆止弁 c b 1によって 検出されるァクチユエ一夕 Bの負荷圧力である 1 0 0気圧と、 逆 止弁 c aによって検出されるァクチユエ一夕 Aの負荷圧力である 2 0 0気圧のうちの高い方である 2 0 0気圧が第 1の信号圧力と して第 1の圧力補償器 V B 1、 第 3の圧力補償器 V Aに与えられ る。 したがって、 第 1の可変絞り R B 1、 第 3の可変絞り R Aの 下流圧力は同等の圧力である 2 0 0気圧となるように制御される。 また、 上述の 2 0 0気圧が第 1の信号圧力と して最大負荷圧力検 出管路 S L 1を介して第 1のポンプレギユレ一夕 4 1 aに導かれ、 第 1の油圧ポンプ P 1は 2 1 0気圧の圧力で圧油を吐出するよう に制御される。 この場合、 第 1の可変絞り R B 1、 第 3の可変絞 り R Aの上流圧力は第 1の油圧ポンプ P 1の吐出圧力である 2 1 0気圧で等しく、 下流圧力も上述のように 2 0 0気圧で等しいこ とから、 これらの第 1の可変絞り R B 1、 第 3の可変絞り 八の 前後差圧 Δ Ρは 1 0気圧で等しく なり、 ァクチユエ一夕 A， Bの 負荷圧力の大きさの相違にかかわらず、 それぞれの第 1の可変絞 り R B 1、 第 3の可変絞り RAの開口面積の大きさに応じて、 第 1の油圧ポンプ P 1の流量を分配して供給でき、 ァクチユエ一夕 A, Bの所望の複合駆動を行なわせることができる。
また、 このときも開閉弁 Fが閉じられていることから、 ァクチ ユエ一夕 Aの単独駆動またはァクチユエ一夕 Bの低速単独駆動の 場合と同様に、 ァクチユエ一夕 Aの負荷圧力とァクチユエ一夕 B の負荷圧力の高い方の圧力である 2 0 0気圧は最大負荷圧力検出 管路 S L 2には伝えられず、 第 2の油圧ポンプ P 2はァクチユエ 一夕 Aの負荷圧力に対してスタ ンバイする必要がなく、 第 2の油 圧ポンプ P 2側に発生するエネルギ損失を抑えることができる。
このような状態からさ らに、 ァクチユエ一夕 Bの速度増加を意 図して開閉弁 Fを開状態に切り換え、 第 2の可変絞り R B 2 も操 作すると、 第 2の油圧ポンプ P 2の圧油が第 2の可変絞り R B 2、 第 2の圧力補償器 V B 2、 管路 3 0 0、 開閉弁 Fを介して第 1の 油圧ポンプ P 1の圧油に合流してァクチユエ一夕 Bに供給され、 このァクチユエ一夕 Bを高速駆動させることができる。 このとき、 管路 3 0 0が連通することから逆止弁 c b 2によってァクチユエ 一夕 Bの負荷圧力である 1 0 0気圧が第 2の信号圧力と して第 2 の圧力補償器 V B 2に与えられ、 第 2の可変絞り R B 2の下流圧 力が 1 0 0気圧となるように制御されるとともに、 上述の 1 0 0 気圧が第 1の信号圧力と して最大負荷圧力検出管路 S L 2を介し て第 2のポンプレギユ レ一夕 4 l bに導かれ、 第 2の油圧ポンプ 2は 1 1 0気圧の圧力で圧油を吐出するように制御される。
このようにァクチユエ一夕 Bの高速駆動とァクチユエ一夕 Aと の複合駆動においては、 2つの最大負荷圧力検出管路 （第 1及び 第 2の信号圧力供給回路） S L 1 , S L 2が独立し 2つ 油圧ポ ンプ P 1， P 2の独立性が確保されていることから、 第 1の油圧 ポンプ P 1は 2 1 0気圧の圧力で圧油を吐出するよう制御され、 第 2の油圧ポンプ P 2は 1 1 0気圧の圧力で圧油を吐出するよう 制御され o
ところで、 特開平 2— 2 4 8 7 0 5号公報に記載の従来技術で は、 共通の最大負荷圧力検出管路 （信号圧力供給回路） を備えて いることから、 このような複合駆動時に第 2の圧力捕償器 V B 2 及び第 2のポンプレギユ レ一夕 4 l bにも、 ァクチユエ一夕 Aの 負荷圧力である 2 5 0気圧が信号圧力と して与えられ、 第 2の油 圧ポンプ P 2は 2 1 0気圧の圧力で圧油を吐出するように制御さ れ、 第 2の圧力補償器 V B 2は第 1の可変絞り R B 2の下流圧力 が 2 0 0気圧となるように制御する。 したがって、 この従来技術 を本実施例を比べた場合、 本実施例では （ 1 6 0— 1 1 0 = 5 0 気圧） X (第 1の油圧ポンプの吐出量） だけ圧力損失が低減し、 エネルギ損失が低減する。 また、 第 2の圧力補償器 V B 2の前後 差圧は、 従来技術の 2 0 0— 1 0 0 = 1 0 0気圧から 1 0 0— 1 0 0 = 0気圧となるので、 1 0 0気圧に相当する第 1の圧力補償 器 V B 1での発熱が無く なり、 ヒー トバランスが向上する。
また、 ポンプレギユ レ一夕 4 1 a， 4 1 bは前述したように入 力 トルク制限制御機能がある。 このため、 前述した従来技術にあ つては、 第 1及び第 2の油圧ポンプ P I , P 2共に 2 0 0気圧の 高圧で圧油を吐出するように制御されるので、 第 1及び第 2の油 圧ポンプ P I , P 2の双方から吐出される流量が減少し、 ァクチ ユエ一夕 A， Bの速度が著しく低下してしま う事態を生じる。 こ れに対して、 本実施例では、 第 1及び第 2の油圧ポンプ P l， P 2を互いに独立させてあることから、 第 2の油圧ポンプ P 2は 1 1 0気圧の低圧で圧油を吐出するように制御され、 ァクチユエ一 夕 A， Bの速度の著しい低下を防ぐことができる。 このため、 ァ クチユエ一夕 A， Bの複合駆動による作業効率を向上することが できる。
—方、 開閉弁 Fが図 5に示す閉状態に保たれるァクチユエ一夕 Bの低速駆動と、 ァクチユエ一夕 Cとの複合駆動を実施する場合 には、 第 1の可変絞り R B 1、 第 4の可変絞り R Cの双方を開く ように操作すればよい。 このとき、 逆止弁 c b lによって検出さ れるァクチユエ一タ Bの負荷圧力である 1 0 0気圧が第 1の信号 圧力と して第 1の圧力補償器 V B 1 に与えられ、 第 1の可変絞り R V 1の下流圧力が 1 0 0気圧となるように制御され、 逆止弁 c c によって検出されるァクチユエ一夕 Cの負荷圧力である 1 5 0 気圧が第 2の信号圧力と して第 4の圧力捕償器 V Cに与えられ、 第 4の可変絞り R Cの下流圧力が 1 5 0気圧となるように制御さ れるとともに、 ァクチユエ一夕 Bの負荷圧力である 1 0 0気圧が 第 1の信号圧力と して最大負荷圧力検出管路 S L 1を介して第 1 のポンプレギユ レ一夕 4 1 aに導かれ、 第 1の油圧ポンプ P 1 は 1 1 0気圧の圧力で圧油を吐出するように制御され、 またァクチ ユエ一夕 Cの負荷圧力である 1 5 0気圧が第 2の信号圧力と して 最大負荷圧力検出管路 S L 2を介して第 2のポンプレギユレ一夕 4 1 bに導かれ、 第 2の油圧ポンプ P 2は 1 6 0気圧の圧力で圧 油を吐出するように制御される。 したがって、 この場合はァクチ ユエ一夕 Bは第 1の油圧ポンプ P 1からの圧油のみで駆動され、 ァクチユエ一夕 Cは第 2の油圧ポンプ P 2からの圧油のみで駆動 され、 ァクチユエ一夕 B， Cの所望の複合駆動を行なわせること ができる。
また、 第 1の油圧ポンプ P 1 は 1 1 0気圧の圧力で圧油を吐出 するよう制御され、 第 2の油圧ポンプ P 2は 1 6 0気圧の圧力で 圧油を吐出するよう制御されることから、 この場合もァクチユエ 一夕 Bの高速駆動とァクチユエ一夕 Aとの複合駆動の場合と同様 に、 従.来技術に比べ 5 0気圧 X第 2の油圧ポンプの吐出量だけ第 2の油圧ポンプ P 2側での圧力損失が低減し、 エネルギ損失が低 減する。 また、 第 1の圧力捕償器 V B 1の前後差圧は、 従来技術 の 1 5 0— 1 0 0 = 5 0気圧から 1 0 0— 1 0 0 = 0気圧となる ので、 5 0気圧に相当する第 1の圧力補償器 V B 1での発熱が無 く なり、 ヒー トバラ ンスが向上する。 また、 ポンプレギユレ一夕 4 1 a， 4 1 bの入力 トルク制限制御機能が働いた場合のポンプ 吐出量の減少が抑制され、 ァクチユエ一夕 B， Cの複合駆動によ る作業効率を向上することができる。
このような状態からさ らに、 ァクチユエ一夕 Bの速度増加を意 図して開閉弁 Fを開状態に切り換え、 第 2の可変絞り R B 2 も操 作すると、 第 2の油圧ポンプ P 2の圧油の一部が第 2の可変絞り R B 2、 第 2の圧力補償器 V B 2、 管路 3 0 0、 開閉弁 Fを介し て第 1の油圧ポンプ P 1の圧油に合流してァクチユエ一夕 Bに供 給され、 このァクチユエ一夕 Bを高速駆動させることができる。 このとき、 管路 3 0 0が連通することから逆止弁 c b 2によって ァクチユエ一夕 Bの負荷圧力である 1 0 0気圧が検出されようと するが、 逆止弁 c cによって検出されるァクチユエ一夕 Cの負荷 圧力である 1 5 0気圧の方が高いので、 最大負荷圧力検出管路 S L 2の圧力は既に検出した 1 5 0気圧に保たれる。 したがって、 この 1 5 0気圧が第 2の信号圧力と して第 2の圧力補償器 V B 2、 第 4の圧力補償器 V Cの双方に与えられ、 第 2の可変絞り R B 2、 第 4の可変絞り R Cの下流圧力が共に同じ 1 5 0気圧となるよう に制御されるとともに、 第 2の油圧ポンプ P 2は今までと同じ 1 6 0気圧の圧力で圧油を吐出するように制御される。
この場合、 第 2の可変絞り R B 2、 第 4の可変絞り R Cの上流 圧力は第 2の油圧ポンプ P 2の吐出圧力である 1 6 0気圧で等し く、 下流圧力も上述のように 1 5 0気圧で等しいことから、 これ らの第 2の可変絞り R B 2、 第 4の可変絞り R Cの前後差圧 Δ P は 1 0気圧で等しく なり、 ァクチユエ一夕 B, Cの負荷圧力の大 きさの相違にかかわらず、 それぞれの第 2の可変絞り R B 2、 第 4の可変絞り R Cの開口面積の大きさに応じて、 第 2の油圧ボン プ P 2の流量を分配して供給でき、 ァクチユエ一夕 B , Cの所望 の複合駆動を行なわせることができる。
また、 ァクチユエ一夕 Bの低速駆動とァクチユエ一夕 Cとの複 合駆動の場合と同様に、 従来技術に比べ 5 0気圧 X第 2の油圧ポ ンプの吐出量だけ第 2の油圧ポンプ P 2側での圧力損失が低減し、 エネルギ損失が低減しかつ 5 0気圧に相当する第 1 の圧力補償器 V B 1での発熱が無く なり、 ヒー トバラ ンスが向上するとともに、 ポンプレギユレ一夕 4 1 a， 4 1 bの入力 トルク制限制御機能が 働いた場合のポンプ吐出量の減少が抑制され、 ァクチユエ一タ B， Cの複合駆動による作業効率を向上することができる。
更に、 ァクチユエ一夕 Aとァクチユエ一夕 Cの複合駆動に際し ては、 第 3の可変絞り R Aと第 4の可変絞り R Cの双方を開く よ うに操作すればよい。 これにより、 第 1の油圧ポンプ P 1の圧油 は第 3の可変絞り R A、 第 3の圧力補償器 V Aを介してァクチュ エータ Aに供給され、 第 2の油圧ポンプ P 2の圧油は第 4の可変 絞り R C、 第 4の圧力補償器 V Cを介してァクチユエ一夕 Cに供 給され、 フクチユエ一夕 A , Cの複合駆動を実施できる。 このと き、 逆止弁 c aを介してァクチユエ一夕 Aの負荷圧力である 2 0 0気圧が第 1の信号圧力と して第 3の圧力捕償器 V Aに与えられ、 第 3の可変絞り R Aの下流圧力が 2 0 0気圧となるように制御さ れ、 逆止弁 c cを介してァクチユエ一夕 Cの負荷圧力である 1 5 0気圧が第 2の信号圧力と して第 4の圧力補償器 V Cに与えられ、 第 4の可変絞り R Cの下流圧力が 1 5 0気圧となるように制御さ れるとともに、 ァクチユエ一夕 Aの負荷圧力である 2 0 0気圧が 第 1の信号圧力と して最大負荷圧力検出管路 S L 1を介して第 1 のポンプレギユ レ一夕 4 l aに導かれ、 第 1の油圧ポンプ P 1 は 2 1 0気圧の圧力で要求流量に応じた流量の圧油を吐出するよう に制御され、 またァクチユエ一夕 Cの負荷圧力である 1 5 0気圧 が第 2の信号圧力と して最大負荷圧力検出管路 S L 2を介して第 2のポンプレギユ レ一夕 4 l bに導かれ、 第 2の油圧ポンプ P 2 は 1 6 0気圧の圧力で要求流量に応じた流量の圧油を吐出するよ うに制御される。
したがって、 この場合もァクチユエ一夕 Bの高速駆動とァクチ ユエ一夕 Aとの複合駆動の場合で説明したのと同様に、 従来技術 に比べ 5 0気圧 X第 2の油圧ポンプの吐出量だけ第 2の油圧ボン プ P 2側での圧力損失が低減し、 エネルギ損失が低減する。 また、 第 4の圧力補償器 V Cの前後差圧は、 従来技術の 2 0 0— 1 5 0 = 5 0気圧から 1 5 0— 1 5 0 = 0気圧となるので、 5 0気圧に 相当する第 1の圧力補償器 V B 1での発熱が無く なり、 ヒー トバ ラ ンスが向上する。 また、 ポンプレギユレ一夕 4 1 a , 4 1 bの 入力 トルク制限制御機能が働いた場合のポンプ吐出量の減少が抑 制され、 ァクチユエ一夕 A， Cの複合駆動による作業効率を向上 することができる。
また、 上記ァクチユエ一夕 Bの低速駆動または高速駆動とァク チユエ一夕 A及び Cとの複合駆動に際しては、 第 1の可変絞り R B 1 と第 3の可変絞り RAと第 4の可変絞り R Cまたは第 1〜第 4の可変絞りの全てを開く ように操作すればよい。 これにより、 第 1の油圧ポンプ P 1側ではァクチユエ一夕 A， Bの複合駆動の 場合と同様に第 1及び第 3の可変絞り V B 1 , VAの下流圧力が ァクチユエ一夕 Aの負荷圧力である 2 0 0気圧となるように制御 されるとともに、 第 1の油圧ポンプ P 1は 2 1 0気圧の圧力で圧 油を吐出するように制御される。 また、 第 2の油圧ポンプ P 2側 ではァクチユエ一夕 B, Cの複合駆動の場合と同様に第 2及び第 4の可変絞り R B 2， R Cの下流圧力がァクチユエ一夕 Cの負荷 圧力である 1 5 0気圧となるように制御されるとともに、 第 2の 油圧ポンプ P 2は 1 6 0気圧の圧力で圧油を吐出するように制御 される。
したがって、 この場合も第 2の油圧ポンプ P 2側での圧力損失 を低減し、 エネルギ損失を低減することができるとともに、 第 3 及び第 4の圧力補償器 V B 2， V Cでの発熱が無く なり、 ヒー ト バラ ンスが向上する。 更に、 ポンプレギユ レ一夕 4 1 a , 4 1 b の入力 トルク制限制御機能が働いた場合のポンプ吐出量の減少が 抑制され、 ァクチユエ一夕 A， B , Cの複合駆動による作業効率 を向上することができる。
また、 上述のように、 第 1の油圧ポンプ P 1の圧油のみでァク チユエ一夕 Aとァクチユエ一夕 B (低速駆動） を駆動させ、 第 2 の油圧ポンプ P 2の圧油のみでァクチユエ一夕 Cを駆動させる複 合駆動の組み合わせを実現でき、 ァクチユエ一夕 A、 B、 Cを介 して可能な作業の種類を増加させることができる。
なお、 上述した図 1 に示す負荷圧力の関係にあれば、 ァクチュ エータ Bの低速駆動とァクチユエ一夕 Cとの複合駆動時に図 1 に 示す開閉弁 Fを設けなく ても 2つの油圧ポンプ P I , P 2の独立 性に問題はないが、 仮にァクチユエ一夕 Bの負荷圧力がァクチュ エー夕 Cの負荷圧力より も大きい場合には、 第 2の油圧ポンプ P 2 もァクチユエ一夕 Bの負荷圧力で制御され、 2つの油圧ポンプ P 1 , P 2の独立性を保つ利点を十分に生かせなく なつてしま う。 開閉弁 Fがあれば、 この場合でも 2つのポンプ P 1 , P 2の独立 性を確保することができる。 これから述べる実施例にあつては、 上述の図 1に示す開閉弁 Fの機能も含ませてある。
図 2は本発明の第 2の実施例による油圧駆動装置を示す。 この 第 2の実施例は、 前述した図 1 に示すものからァクチユエ一夕 A， C、 及びこれらのァクチユエ一夕 A, Cに係る可変絞り及び圧力 補償器に相当するもの等を省略したものである。 また、 図 2にお いて、 図 1に示す部材と同等のものは同一の符号で示してある。
この図 2に示す第 2の実施例にあっても、 第 1の油圧ポンプ P 1、 第 2の油圧ポンプ P 2、 第 1の油圧ポンプ P Iの吐出量を制 御する第 1のポンプレギユ レ一夕 4 1 a、 第 2の油圧ポンプ P 2 の吐出量を制御する第 2のポンプレギユ レ一夕 4 1 b、 及び油圧 ポンプ P 1 , P 2から吐出される圧油によって駆動するァクチュ エー夕 Bを備えている。
2 0 0は油圧ポンプ P l， P 2とァクチユエ一夕 Bとの間に配 置され、 ァクチユエ一夕 Bに供給される圧油の流れを制御する弁 装置であり、 弁装置 2 0 0は 2つの弁本体 1 1 a, l i bを一体 的に接合したものからなっている。 弁本体 1 1 a内には、 摺動自 在なスプール 4 1を設けてある。 また、 この弁本体 1 1 a内には、 第 1の油圧ポンプ P 1の吐出管路に連絡されるポンプポー ト 2と、 このポンプポー ト 2に連絡可能な通路 2 0 1と、 スプール 4 1に 形成されたノ ツチ 2 5 0を有しポンプポー ト 2と通路 2 0 1 との 間に配置される第 1の可変絞り R B 1 と、 通路 2 0 1に連絡可能 な通路 2 1 1 と、 前述の通路 2 0 1 と通路 2 1 1との間に配置さ れる第 1の圧力補償器 V B 1 と、 通路 2 1 1に連絡可能な負荷通 路 WA, WBと、 スプール 4 1に形成され、 通路 2 1 1 と負荷通 路 WA, WBとの連絡を切換える開閉部 2 5 2と、 第 1の圧力捕 償器 V B 1の出口側の圧力を検出する第 1の検出手段を構成する 逆止弁 c b l と、 中立時にタ ンクに連通する通路 1 0 1を設けて ある。 また、 弁本体 1 l b内には、 摺動自在なスプール 4 2が設 けてある。 また、 この弁体 l i b内には、 第 2の油圧ポンプ P 2 の吐出管路に連絡されるポンプポー ト 3と、 このポンプポー ト 3 に連絡可能な通路 2 0 2と、 スプール 4 2に形成されたノ ッチ 2 5 1を有し、 ポンプポー ト 3と通路 2 0 2との間に配置される第 2の可変絞り R B 2と、 通路 2 0 2に連絡可能な通路 2 1 2と、 前述の通路 2 0 2と通路 2 1 2との間に配置される第 2の圧力捕 償器 82と、 通路2 1 2に連絡可能な通路 2 2と、 スプール 4 2に形成され、 通路 2 1 2と通路 2 2との連絡を切換える開閉部 5 2 3と、 第 1の圧力補償器 V B 2の出口側の圧力を検出する第 2の検出手段を構成する逆止弁 c b 2と、 中立時にタ ンク に連通 する通路 1 0 2を設けてある。 通路 2 2は、 前述の負荷通路 WA に連通するように形成してある。 負荷通路 WA, WBのそれぞれ は、 ァクチユエ一夕 Bのボトム室、 ロ ッ ド室に連絡させてある。 上述した通路 1 0 1及び通路 1 0 2は、 中立時における負荷の 保持圧力の第 1のポンプレギユ レ一夕 4 1 a、 第 2のポンプレギ ユ レ一夕 4 1 bへの伝達を阻止する阻止手段を構成している。 また、 上述の逆止弁 c b 1は、 第 1の油圧ポンプ P 1の圧油が 供給される図示しないァクチユエ一夕を含めたァクチユエ一夕の 負荷圧力のうちの最も大きいものを第 1の信号圧力と して第 1の 圧力補償器 V B l、 第 1のポンプレギユレ一夕 4 1 aに導く最大 負荷圧力検出管路 S L 1に連絡させてある。 同様に逆止弁 c b 2 も、 第 2の油圧ポンプ P 2の圧油が供給される図示しないァクチ ユエ一夕を含めたァクチユエ一夕の負荷圧力のうちの最も大きい ものを第 2の信号圧力と して第 2の圧力補償器 V B 2、 第 2のポ ンプレギユ レ一夕 4 1 bに導く最大負荷圧力検出管路 S L 2に連 絡させてある。
また、 上述した弁本体 1 1 aに含まれるスプール 4 1が第 1の 所定距離 S 1移動したときから第 1の可変絞り R B 1が開きはじ め、 同時に第 1の圧力補償器 V B 1の出口側に位置する通路 2 1 1が負荷通路 W Aあるいは負荷通路 W Bに連通するようにノ ッチ 2 5 0及び開閉部 2 5 2の位置関係が設定されている。 また、 ス プール 4 1が第 1の所定距離 S 1移動すると直ちに通路 1 0 1 が タ ンク との連通を断たれるように通路 1 0 1の位置を設定してあ る。 また、 上述した弁本体 1 1 bに含まれるスプール 4 2が図 2 の右方向に、 上述の第 1の所定距離 S 1 より も大きい第 2の所定 距離 S 2移動したときから第 2の可変絞り R B 2が開きはじめ、 同時に第 2の圧力補償器 V B 2の出口側に位置する通路 2 1 2が 通路 2 2を介して負荷通路 W Aに連通するようにノ ッチ 2 5 1及 び開閉部 2 5 3の位置関係が設定してある。 また、 スプール 4 2 が第 1 の所定距離 S 1移動すると直ちに通路 1 0 2がタ ンク との 連通を断たれるように通路 1 0 2の位置を設定してある。
以上の構成において、 通路 2 1 2 と通路 2 2は図 1 に示す実施 例における合流回路の管路 3 0 0に相当し、 スプール 4 2に形成 された開閉部 2 5 3 は開閉弁 Fに相当する。 すなわち、 開閉部 2 5 3はスプール 4 2が第 2の所定距離 S 2移動する前は合流回路 を閉じ、 第 2の所定距離 S 2移動したときに合流回路を開く。
このように構成した第 2の実施例における動作は以下のとおり
I？ある。
例えば、 図 2に示すような中立状態にあっては、 通路 2 1 1力《 通路 1 0 1を介してタ ンクに連通するので、 通路 2 1 1 に閉じ込 め圧力が生じることがなく、 したがって、 このような閉じ込め圧 力が逆止弁 c b 1を経て最大負荷圧検出管路 S L 1 に伝えられる ことがない。 また、 通路 2 1 2が通路 1 0 2を介してタンクに連 通するので、 通路 2 1 2に閉じ込め圧力を生じることがなく、 こ のような閉じ込め圧力が逆止弁 c b 2を経て最大負荷圧力検出管 路 S L 2に伝えられることがない。 このような中立状態から、 例えばスプール 4 1、 4 2の双方を 同図 1の右方向に第 1の所定距離 S 1をわずかに越える程度 （第 2の所定距離 S 2まで到らない距離） 移動させると、 通路 1 0 1 とタ ンク との連通が断たれ、 通路 1 0 2とタ ンク との連通が継続 されるとと もに、 弁本体 1 1 aに含まれるポンプポー ト 2と通路 2 0 1が第 1の可変絞り R B 1を介して連通し、 同時に通路 2 1 1 と負荷通路 W Aが連通する。 これにより、 ァクチユエ一夕 Bの 負荷圧力が逆止弁 c b lを介して検出され、 最大負荷圧力検出管 路 S L 1に与えられる。 これにより図 1に示した第 1の実施例と 同様にァクチユエ一夕 Bを低速で駆動することができる。
また、 このとき、 弁本体 1 1 b側の第 2の可変絞り R B 2は閉 じられた状態にあり、 したがって、 ポンプポー ト 3と通路 2 0 2 は連通せず、 また、 通路 2 1 2と、 負荷通路 WAに連なる通路 2 2とは連通せず、 タ ンクに連なる通路 1 0 2に通路 2 1 2が連通 していることから、 逆止弁 c b 2を介して検出される圧力はタ ン ク圧力相当の低い圧力であり、 第 2の油圧ポンプ P 2に属する図 示しないァクチユエ一夕を例えば駆動しないものとすると、 上述 の夕 ンク圧力相当の信号圧力が第 2の圧力補償器 V B 2の受圧室、 及び第 2のポンプレギユレ一夕 4 l bに導かれ、 第 2の油圧ボン プ P 2はアンロー ド弁 U B 2で設定される 1 5気圧の圧力で圧油 を吐出するよう制御される。
このようなスプール 4 1 , 4 2の双方を第 1の所定距離 S 1を わずかに越える程度移動させた状態でァクチユエ一夕 Bと第 1の 油圧ポンプ P 1に属する図示しない他のァクチユエ一夕との複合 駆動が実施される場合、 ァクチユエ一夕 Bの負荷圧力を含めて第 1の油圧ポンプ P 1に属する図示しないァクチユエ一夕の負荷圧 力のうちの最も大きいものが、 信号圧力と して第 1の圧力補償器 V B 1の受圧室、 及び第 1のポンプレギユレ一夕 4 1 aに導かれ る。 これにより、 第 1 の可変絞り R B 1 の下流圧力、 及び図示し ないァクチユエ一夕の駆動を制御する図示しない可変絞りの下流 圧力が最大負荷圧検出管路 S L 1 に導かれる信号圧力に等しく な るように制御され、 第 1の油圧ポンプ P 1の吐出流量が上述の信 号圧力に応じた流量に制御される。 このとき、 第 1の可変絞り R B 1、 図示しないァクチユエ一夕に係る可変絞りの上流圧力は第 1の油圧ポンプ P 1の吐出圧力で等しく、 下流圧力は上記の信号 圧力で等しいことから、 これらの第 1の可変絞り R B 1、 図示し ない可変絞りの前後差圧が等しく なり、 したがって、 互いに他の ァクチユエ一夕の負荷圧力の変動の影響を受けることなく、 その 可変絞りの開口面積に応じた流量を各ァクチ¾ 'エー夕に分配して 供給し、 所望の複合駆動を実施させることができる。
この場合も、 ァクチユエ一夕 Bの低速単独駆動の場合と同様に 弁本体 1 1 b側の第 2の可変絞り R B 2は閉じられた状態にあり、 したがって、 ポンプポー ト 3 と通路 2 0 2は連通せず、 また、 通 路 2 1 2 と、 負荷通路 W Aに連なる通路 2 2 とは連通せず、 夕 ン クに連なる通路 1 0 2に通路 2 1 2が連通していることから、 逆 止弁 c b 2を介して検出される圧力はタ ンク圧力相当の低い圧力 であり、 第 2の油圧ポンプ P 2 に属する図示しないァクチユエ一 夕を例えば駆動しないものとすると、 上述のタンク圧力相当の信 号圧力が第 2の圧力補償器 V B 2の受圧室、 及び第 2のポンプレ ギユレ一夕 4 l bに導かれ、 第 2の油圧ポンプ P 2はアンロー ド 弁 U B 2で設定される 1 5気圧の圧力で圧油を吐出するよう制御 される。
また、 スプール 4 1 , 4 2の双方を第 1 の所定距離 S 1をわず かに越える程度移動させた状態でァクチユエータ Bと第 2の油圧 ポンプ P 2に属する図示しない他のァクチユエ一夕との複合駆動 が実施される場合、 第 1の油圧ポンプ P 1 はァクチユエ一夕 Bの 上記単独駆動の場合と同様に制御されるとともに、 第 2の油圧ポ ンプ P 2は図示しない他のァクチユエ一夕の負荷圧力に応じた圧 力で圧油を吐出するよう制御される。 したがって、 互いに他のァ クチユエ一夕の負荷圧力の変動の影響を受けることなく、 所望の 複合駆動を実施させることができる。
また、 第 1及び第 2の油圧ポンプ P 1 , P 2の独立性が確保さ れることから、 第 1の実施例と同様に低負荷側のァクチユエ一夕 に属する油圧ポンプでの圧力損失が低減し、 エネルギ損失が低減 しかつ圧力補償器での発熱が無く なり、 ヒー トバラ ンスが向上す るとともに、 ポンプレギユ レ一夕 4 1 a， 4 1 bの入力 トルク制 限制御機能が働いた場合のポンプ吐出量の減少が抑制され、 複合 駆動による作業効率を向上することができる。
また、 ァクチユエ一夕 Bの単独駆動に際して、 上述のようにス プール 4 1 , 4 2の双方を第 1の所定距離 S 1をわずかに越える 程度移動させた状態から、 さ らに右方向に移動させ、 第 2の所定 距離 S 2以上移動させると、 第 1の油圧ポンプ P 1側は上述の形 態を継続するが、 第 2の油圧ポンプ P 2側では、 通路 1 0 2 と夕 ンク との連絡が断たれ、 弁本体 1 l bに含まれるポンプポー ト 3 と通路 2 0 2が第 2の可変絞り R B 2を介して連通し、 同時に通 路 2 1 2 と、 負荷通路 W Aに連なる通路 2 2が連通する。 これに より、 ァクチユエ一夕 Bの負荷圧力が逆止弁 c b 2を介して検出 され、 最大負荷圧力検出管路 S L 2に与えられる。 これにより第 2の油圧ポンプ P 2 もァクチユエ一夕 Bも負荷圧力に応じた圧力 で圧油を吐出するよう制御される。
このとき、 第 2 油圧ポンプ P 2から弁本体 1 1 bのポンプポ ー ト 3、 第 2の可変絞り R B 2、 通路 2 0 2、 第 2の圧力補償器 V B 2、 通路 2 1 2、 通路 2 2を経て供給される圧油は、 第 1の 油圧ポンプ P 1から通路 2 1 1、 負荷通路 WAに供給される圧油 に合流し、 この合流した流量がァクチユエ一夕 Bのボトム側に供 給され、 これによりァクチユエ一夕 Bの伸長速度を增加させるこ とができる。
スプール 4 1， 4 2の双方を第 2の所定距離 S 2以上移動させ た状態でァクチユエ一夕 Bと第 2の油圧ポンプ P 2に属する図示 しない他のァクチユエ一夕との複合駆動が実施される場合、 ァク チユエ一夕 Bの負荷圧力を含めて第 2の油圧ポンプ P 2に属する 図示しないァクチユエ一夕の負荷圧力のうちの最も大きいものが、 信号圧力と して第 2の圧力補償器 V B 2の受圧室、 及び第 2のポ ンプレギユ レ一夕 4 l bに導かれる。 これにより、 第 2の可変絞 り R B 2の下流圧力、 及び図示しないァクチユエ一夕の駆動を制 御する可変絞りの下流圧力が最大負荷圧検出管路 S L 2に導かれ る信号圧力に等しく なるように制御され、 第 2の油圧ポンプ P 2 の吐出流量が上述の信号圧力に応じた流量に制御される。 このと き、 第 2の可変絞り R B 1、 図示しないァクチユエ一夕に係る可 変絞りの上流圧力は第 2の油圧ポンプ P 2の吐出圧力で等しく、 下流圧力は上記の信号圧力で等しいことから、 これらの第 2の可 変絞り R B 2、 図示しない可変絞りの前後差圧が等しくなり、 し たがって、 互いに他のァクチユエ一夕の負荷圧力の変動の影響を 受けることなく、 その可変絞りの開口面積に応じた流量を各ァク チユエ一夕に分配して供給し、 所望の複合駆動を実施させること ができる。 このとき、 第 2の油圧ポンプ P 2から弁本体 1 1 bの ポンプポー ト 3、 第 2の可変絞り R B 2、 通路 2 0 2、 第 2の圧 力補償器 V B 2、 通路 2 1 2、 通路 2 2を経て供給される圧油は、 第 1の油圧ポンプ P 1から通路 2 1 1、 負荷通路 W Aに供給され る圧油に合流し、 この合流した流量がァクチユエ一夕 Bのボトム 側に供給され、 これによりァクチユエ一夕 Bの伸長速度を増加さ せることができる。
また、 第 1及び第 2の油圧ポンプ P 1， P 2の独立性が確保さ れることから、 第 1の実施例と同様に低負荷側のァクチユエ一夕 に属する油圧ポンプでの圧力損失が低減し、 エネルギ損失が低減 しかつ圧力補償器での発熱が無く なり、 ヒー トバラ ンスが向上す るとともに、 ポンプレギユ レ一夕 4 1 a , 4 1 bの入力 トルク制 限制御機能が働いた場合のポンプ吐出量の減少が抑制され、 複合 駆動による作業効率を向上することができる。
なお、 スプール 4 1のみを同図 1の左方向に第 1の所定距離 S 1を越える距離移動させた場合には、 第 1の油圧ポンプ P 1の圧 油がポンプポー ト 2、 第 1 の可変絞り R B 1、 通路 2 0 1、 第 1 の圧力捕償器 V B 1、 通路 2 1 1、 負荷通路 W Bを経てァクチュ エー夕 Bのロ ッ ド室側に供給され、 このァクチユエ一夕 Bを収縮 動作させることができる。
図 3は本発明の第 3の実施例による油圧駆動装置を示す。 この 第 3の実施例は、 前述した第 2の実施例における 2本のスプール を 1本にし、 弁体の小型化、 製作コス トの低廉化を実現させたも のである。 図 3において、 前述した図 2に示すものと同等のもの は同一の符号で示してある。
この図 2に示す第 2の実施例では、 図 1 に示すァクチユエ一夕 Bの代りに連動する 2つのァクチユエ一夕 B a、 B bを設けてあ るが、 これらのァクチユエ一夕 B a、 B bの動作は前述のァクチ ユエ一夕 Bと同等である。 この第 2の実施例では、 弁本体 1内に 1本のスプール 4を設けてあり、 このスプール 4をラン ド 5によ つて機能上 2つに分割し、 このスプール 4のラ ン ド 6に第 1の可 変絞り R B 1を設け、 スプール 4のラ ン ド 7に第 2の可変絞り R B 2を設けてある。 第 1の可変絞り R B 1は、 ポンプポー ト 2と 通路 2 0 1 との間に配置してあり、 第 2の可変絞り R b 2は、 ポ ンプポー ト 3と通路 2 0 2との間に配置してある。 スプール 4力《 第 1の所定距離 S 1移動したとき第 1の可変絞り R B 1が開かれ はじめ、 スプール 4が右方向に第 2の所定距離 S 2 (〉 S 1 ) 移 動したとき第 2の可変絞り R B 2も開かれはじめるように設定し てある。 第 1の可変絞り R B 1の下流の通路 2 0 1、 及び第 2の 可変絞り R B 2の下流の通路 2 0 2は、 負荷通路 WA、 WBに連 絡可能な通路 2 1に連絡可能に接続してあり、 通路 2 0 1 と通路 2 1 との間に第 1の圧力捕償器 V B 1を配置し、 通路 2 0 2と通 路 2 1 との間に第 2の圧力補償器 V B 2を配置してある。
スプール 4には、 中立時〜第 1の所定距離 S 1移動の間の通路 2 1内の閉じ込め圧力を防止するためのタ ンクに連通可能な通路 1 0 1 aを設けてあり、 中立時〜第 2の所定距離 S 2の移動の間 の通路 2 0 2内の閉じ込め圧力を防止するためのタ ンクに連通可 能な通路 1 0 1 bを設けてある。 また、 第 1の圧力補償器 V B 1 の出口側の圧力を検出する逆止弁 c b lを第 1の圧力補償器 V B 1に内蔵させてあり、 第 2の圧力補償器 V B 2の出口側の圧力を 検出する逆止弁 c b 2に連通する溝 9を弁本体 1に設け、 スプー ル 4には当該スプール 4が右方向に第 2の所定距離 S 2だけ移動 したときに上記溝 9に適合するスプールステム 8を形成してある。 スプールステム 8に隣接したラ ン ド部 8 Aはスプール 4が第 2の 所定距離 S 2移動する前は第 2の圧力補償器 V B 2の出口側と溝 9との連絡を遮断し、 第 2の所定距離 S 2移動したときにスプー ルステム 8を介して前記連絡を確立する開閉部と して機能する。 以上の構成において、 通路 2 1は図 1に示す実施例における合 流回路の管路 3 0 0に相当し、 スプ一ルステム 8及びラン ド部 8 Aは第 1の可変絞り R B 1の単独作動から第 1及び第 2の可変絞 り R B 1 , R B 2の両方の作動への切換に連動して閉位置から開 位置に切換えられる開閉手段を構成する。 また、 本実施例におい て、 ラ ン ド部 7が図 1に示す実施例の開閉弁 Fの機能の一部を果 たしている。
このように構成した第 3の実施例における動作は以下のとおり あ
例えば図 3に示すような中立状態にあっては、 第 1の圧力補償 器 V B 1 と負荷通路 WBとの間に位置する通路 2 1部分の閉じ込 め圧力は、 タンクに連通する通路 1 0 l aを介して除く ことがで きる。 また、 通路 2 1内の圧力は第 2の圧力補償器 V B 2の摺動 ク リアランスを介して最大負荷圧力検出管路 S L 2の固定絞り F B 2を介して吸収ことができる。 逆止弁 c b 2に連通する溝 9の 閉じ込め圧力も逆止弁 c b 2を介して最大負荷圧力検出管路 S L 2の固定絞り F B 2を介して吸収ことができる。
このような状態から、 例えばスプール 4を右方向に第 1の所定 距離 S 1をわずかに越える程度 （第 2の所定距離 S 2まで到らな い距離） 移動させると、 通路 1 0 1 aとタ ン ク との連通、 及びノ ツチ 1 2 1 と溝 9との連通が断たれ、 通路 1 0 1 bとダンク との 連通が継続されるとともに、 ポンプポー ト 2と通路 2 0 1が第 1 の可変絞り R B 1を介して連通し、 同時に通路 2 1 と負荷通路 W Aが連通する。 これにより、 第 1の油圧ポンプ P 1の圧油がボン プポー ト 2、 第 1の可変絞り R B 1、 通路 2 0 1、 第 1の圧力補 償器 V B 1、 通路 2 1、 負荷通路 WAを介してァクチユエ一夕 B a、 B bの双方に供給され、 これらのァクチユエ一夕 B a、 B b 9324757
3 4
は伸長する方向に駆動する。 なお、 ァクチユエ一夕 B a、 B bの 負荷圧力は逆止弁 c b 1を介して検出され、 最大負荷圧力検出管 路 S L 1に与えられる。 この点については、 前述した第 1の実施 例と同様である。 また、 ァクチユエ一夕 B a、 B bと、 第 1の油 圧ポンプ P 1に属する図示しないァクチユエ一夕との複合駆動も、 前述した第 2の実施例と同様にして行なわれる。
このとき、 第 1の可変絞り R B 2は閉じられた状態にあり、 し たがって、 ポンプポー ト 3と通路 2 0 2は連通せず、 また、 通路 2 1 と溝 9は連通せず、 逆止弁 c b 2によって検出される圧力は 溝 9内の圧力、 すなわちタ ンク圧力相当の低い圧力である。 した がって、 この第 2の実施例も前述した第 1の実施例と同様に第 2 のポンプレギユ レ一夕 4 1 bにタンク圧力相当の信号圧力を導き、 第 2の油圧ポンプ P 2はアンロー ド弁 U B 2で設定される 1 5気 圧程度の圧力で圧油を吐出するよう制御される。
また、 上述のようにスプール 4を第 1の所定距離 S 1をわずか に越える程度移動させた状態から、 さ らに右方向に移動させ、 第 2の所定距離 S 2以上移動させると、 第 1の油圧ポンプ P 1側は 上述の形態を継続するが、 第 2の油圧ポンプ P 2側では、 ポンプ ポー ト 3と通路 2 0 2が第 2の可変絞り R B 2を介して連通し、 また、 スプールステム 8が通路 2 1と溝 9とを連通する位置とな る。 これにより、 第 2の油圧ポンプ P 2の圧油がポンプポー ト 3、 第 2の可変絞り R B 2、 通路 2 0 2、 第 2の圧力補償器 V B 2、 通路 2 1、 負荷通路 W Aを介してァクチユエ一夕 B a、 B bの双 方に第 1の油圧ポンプ P 1の圧油に合流して供給され、 これらの ァクチユエ一夕 B a、 B bの伸長速度を増加させることができる。 このとき、 スプールステム 8、 溝 9、 逆止弁 c b 2を介して最大 負荷圧力検出管路 S L 2にァクチユエ一夕 B a、 B bの負荷圧力 が与えられる。 この点についても前述した第 2の実施例と同様で ある。
このよう に構成した第 2の実施例にあっても、 2つの油圧ボン プ P 1 , P 2の独立性を確保することができるので、 油圧ポンプ P 1 , P 2を所定の最低圧力で圧油を吐出するよう制御し、 エネ ルギ損失を最小に抑えることができる等、 第 1の実施例と同等の 効果を奏する。 そして、 さ らにこの第 2の実施例では前述したよ うに、 スプール 4が 1本であることから、 弁本体 1 に内蔵される 部材の点数が少なく、 内蔵される部材の占有面積を小さ くするこ とができ、 弁本体 1が含まれる弁体の小型化を実現でき、 合わせ て製作コス トを安くすることができる。
図 4は本発明の第 4の実施例による油圧駆動装置を示す。 本実 施例において、 弁本体 1内には前述した第 3の実施例と同様に 1 本のスプール 4を設けてある。
この図 4に示す第 4の実施例では、 第 1の圧力補償器 V B 1内 にァクチユエ一夕の負荷圧力を検出する逆止弁 c b 1を設け、 第 2の圧力補償器 V B 2内にァクチユエ一夕の負荷圧力を検出する 逆止弁 c b 2を設けてあるとともに、 第 1の圧力捕償器 V B 1、 第 2の圧力捕償器 V B 2の下流に位置し、 負荷通路 W A、 W Bに 連通する通路 2 1のそれぞれに、 中立時における負荷の保持圧力 の第 1のポンプレギユ レ一夕 4 1 a、 及び第 2のポンプレギユ レ 一夕 4 1 bへの伝達を阻止する阻止手段、 すなわち、 リ ーク等に 基づく負荷圧力検出誤動作を完全に防止するホール ドチュツキ弁 V H 1 , V H 2を設けてある。
この第 3の実施例は、 通路 2 1 の形態やポンプポー ト 2， 3の 配置が前述の第 3の実施例と異なっているが、 機能は実質的に同 しである。 このように構成した第 4の実施例も前述した第 3の実施例と同 等の効果を奏する。 特に、 ホール ドチヱ ツキ弁 VH 1， VH 2に より通路 2 1内に生じる リ ークの負荷圧力検出動作に及ぼす影響 を除く ことができ、 高精度な負荷圧検出動作を行なう ことができ、 第 1の圧力補償器 V B 1、 第 2の圧力補償器 V B 2による圧力制 御、 及び第 1のポンプレギユ レ一夕 4 1 a、 第 2のポンプレギュ レー夕 4 1 bによる吐出量制御を高精度に実施することができる。 図 5は本発明の第 5の実施例による油圧駆動装置を示す。 この 第 5の実施例は、 前述した図 3に示す第 3の実施例における構成 に別のァクチユエ一夕を駆動する回路を加えたものである。 すな わち、 この第 5の実施例は、 ァクチユエ一夕 B a, B bを駆動す る回路とともに、 ァクチユエ一夕 Aを駆動する別の回路を設けた ものである。
ァクチユエ一夕 Aの駆動を制御する弁体の弁本体 1 aに収納さ れるスプール 4 aは、 ァクチユエ一夕 B a, B bの駆動を制御す る弁体の弁本体 1のスプール 4と同一形状に形成してあるものの、 当該スプール 4とは逆の向きに配置してある。 これに伴い、 第 1 の油圧ポンプ P 1の吐出管路に連通するポンプポー ト 2 aと通路 2 0 2 a との間に配置される可変絞り R B I aは、 スプール 4に 形成した第 2の可変絞り R B 2と同一形状であり、 第 2の油圧ポ ンプ P 2の吐出管路に連通するポンプポー ト 3 aと通路 2 0 1 a との間に配置される可変絞り R B 2 aは、 スプール 4に形成した 第 1の可変絞り R B 1 と同一形状になっている。 また、 通路 2 0 2 aと、 負荷通路 W A aに連絡可能な通路 2 1 aとの間に配置さ れる圧力補償器 V B 1 aは、 弁本体 1側の第 2の圧力補償器 V B 2と同一形状であり、 通路 2 0 1 a と、 負荷通路 WB aに連絡可 能な通路 2 1 aとの間に配置される圧力補償器 V B 2 aは、 弁本 体 1側の第 1の圧力補償器 V B 1 と同一形状になつている。 c b 2 aは圧力捕償器 V B 2 aの出口側のァクチユエ一夕 Aの負荷圧 力を検出し、 最大負荷圧力検出管路 S L 2に与える逆止弁、 c b 1 aは圧力補償器 V B 1 aの出口側のァクチユエ一夕 Aの負荷圧 力を検出し、 最大負荷圧力検出管路 S L 1に与える逆止弁である。 1 0 1 a a , l O l b aは、 それぞれスプール 4側に設けたタ ン クに連絡可能な通路 1 0 1 a, 1 0 1 bと同等の通路である。
この第 5の実施例にあって、 ァクチユエ一夕 B a， B bの低速 単独操作及び油圧ポンプ P I , P 2の圧油の合流を要する增速単 独操作、 あるいはァクチユエ一夕 Aの低速単独操作及び油圧ポン プ P 1 , P 2の圧油の合流を要する増速単独操作は、 前述した第 3の実施例と同様にして行なわれる。
また、 ァクチユエ一夕 B a, B bとァクチユエ一夕 Aとの複合 駆動に際しては、 弁本体 1側のスプール 4を右方向に、 第 1の所 定距離 S 1を越え第 2の所定距離 S 2に満たない距離移動させる とともに、 弁本体 1 a側のスプール 4 aを左方向に、 第 1の所定 距離 S 1を越え第 2の所定距離 S 2に満たない距離移動させるこ とにより行なわせることができる。 この場合、 弁本体 1のスプー ル 4の右方向の移動により、 第 1の可変絞り R B 1が開かれ、 第 2の可変絞り R B 2は じられ状態に保たれ、 第 1の油圧ポンプ P 1の圧油がポンプポー ト 2、 第 1の可変絞り R B 1、 通路 2 0 1、 第 1の圧力補償器 V B 1、 通路 2 1、 負荷通路 W Aを介して ァクチユエ一夕 B a， B bに供給され、 また、 弁本体 1 aのスプ ール 4 aの左方向の移動により、 可変絞り R B 2 aが開かれ、 可 変絞 R B 1 aは閉じられ状態に保たれ、 第 2の油圧ポンプ P 2 の圧油がポンプポー ト 3、 可変絞り R B 2 a、 通路 2 0 1 a、 圧 力補償器 V B 2 a、 通路 2 1 a、 負荷通路 WA aを介してァクチ ユエ一夕 Aに供給され、 これらのァクチユエ一夕 B a， B b とァ クチユエ一夕 Aとの複合駆動を互いの負荷圧力の干渉を生じるこ となく実現させることができる。 すなわち、 スプール 4， 4 aの それぞれを上述のように操作することにより、 油圧ポンプ P l， P 2の間の独立性を確保することができる。
なお、 上記した各ァクチユエ一夕 A、 B、 B a、 B b、 Cは油 圧シリ ンダを例示しているが、 油圧モー夕等に代えた場合も同等 の作用効果を奏することはもちろんである。
例えば、 本発明の油圧駆動装置が油圧シ ョベル等のように、 履 帯を有する走行体を備える土木 · 建設機械に備えられる場合には、 上記ァクチユエ一夕が履帯を駆動する 2つの走行モータであって もよい。 この場合、 常に 2つの油圧ポンプ P l， P 2から吐出さ れる圧油を合流させて該当する走行モー夕のうちの 1つ、 あるい は双方に供給するように回路を形成すれば、 走行と他の作業機、 例えばブーム、 アーム等の複合操作に際し、 油圧ポンプ P 1， P 2からの圧油が走行モー夕とともに、 ブームシリ ンダゃァ一ムシ リ ンダに分配されたと しても、 走行時の蛇行を生じることがなく、 優れた作業性が得られる。 産業上の利用可能性
本発明は以上のように構成してあることから、 ァクチユエ一夕 の負荷圧力を信号圧力と して吐出量制御手段を駆動するものにあ つて、 2つの可変容量油圧ポンプ間の独立性を確保することがで き、 これに伴って、 従来に比べてエネルギ損失を抑制できて経済 的であり、 またァクチユエ一夕の作動を介して実現可能な作業の 種類を増加させることができ、 優れた作業性が得られる効果があ る o

Claims

請求の範囲
1. 第 1及び第 2の可変容量型の油圧ポンプ（PI, P2) と、 前記 第 1及び第 2の油圧ポンプから吐出される圧油によつて駆動する 第 1の油圧ァクチユエ一夕 （B) と、 前記第 2の油圧ポンプから吐 出される圧油によって駆動される第 2の油圧ァクチユエ一夕 （C) と、 前記第 1の油圧ポンプから前記第 1の油圧ァクチユエ一夕に 供給される圧油の流量を制御する第 1の可変絞り手段 （RB1)と、 前記第 2の油圧ポンプから前記第 1の油圧ァクチユエ一夕に供給 される圧油の流量を制御する第 2の可変絞り手段（RB2) と、 前記 第 2の油圧ポンプから前記第 2の油圧ァクチユエ一夕に供給され る圧油の流量を制御する第 3の可変絞り手段（RC)と、 前記第 1の 可変絞り手段の前後差圧を制御する第 1の圧力補償器（VB1) と、 前記第 2の可変絞り手段の前後差圧を制御する第 2の圧力補償器 (VB2) と、 前記第 3の可変絞り手段の前後差圧を制御する第 3の 圧力補償器（VC)と、 前記第 1の油圧ポンプの吐出量を制御する第 1 の吐出量制御手段（41a) と、 前記第 2の油圧ポンプの吐出量を 制御する第 2の吐出量制御手段 Ulb) と、 前記第 1の可変絞り手 段から流出される流量と前記第 2の可変絞り手段から流出される 流量とを合流させて前記第 1の油圧ァクチユエ一夕に供給可能な 合流回路（300) とを備えた油圧駆動装置において、
前記第 1の圧力補償器の出口側の圧力を検出する第 1の検出手 段（cbl) と、
前記第 2の圧力補償器の出口側の圧力を検出する第 2の検出手 段（cb2) と、
前記第 3の圧力補償器の出口側の圧力を検出する第 3の検出手 段（cc)と、
前記第 1の検出手段で検出された圧力を第 1の信号圧力と して 前記第 1の吐出量制御手段に供給する第 1の信号圧力供給手段（S L1) と、
前記第 2の検出手段で検出された圧力と前記第 3の検出手段で 検出された圧力のうちの高い方の圧力を選択し、 第 2の信号圧力 と して前記第 2の吐出量制御手段に供給する、 第 1の信号圧力供 給手段とは独立した第 2の信号圧力供給手段（SU) とを備えるこ とを特徴とする油圧駆動装置。
2. 特許請求の範囲第 1項記載の油圧駆動装置において、 前記第 1及び第 2の可変絞り手段（VB1, VB2) は、 前記第 1の油圧ァクチ ユエ一夕 （B) の要求流量が少ないときは第 1の可変絞り手段が単 独で作動して前記第 1の油圧ポンプ（P1)からの圧油のみが第 1の 油圧ァクチユエ一夕に供給され、 前記要求流量が増大し所定値を 越えると、 第 1及び第 2の可変絞り手段の両方が作動し、 前記第 1及び第 2の油圧ポンプ（PI, P 2) からの圧油が両方とも第 1の油 圧ァクチユエ一夕に供給されるように動作関係が設定されている ことを特徴とする油圧駆動装置。
3. 特許請求の範囲第 2項記載の油圧駆動装置において、 前記合 流回路（300 ;212, 22)に配置され、 前記第 1の可変絞り手段（RB1) の単独作動から前記第 1及び第 2の可変絞り手段（RBI, RB2) の両 方の作動への切換に連動して閉位置から開位置に切換えられる開 閉手段（F; 253) を更に備えることを特徴とする油圧駆動装置。
4. 特許請求の範囲第 2項記載の油圧駆動装置において、 前記第 2の圧力補償器（VB2) の出口側と前記第 2の検出手段（cb2) との 間に配置され、 前記第 1の可変絞り手段（RB1) の単独作動から前 記第 1及び第 2の可変絞り手段（RBI, RB2) の両方の作動への切換 に連動して閉位置から開位置に切換えられる開閉手段（8, 8A)を更 に備えることを特徴とする油圧駆動装置。
5. 特許請求の範囲第 1項記載の油圧駆動装置において、 前記第 1及び第 2の可変絞り手段（RBI, RB2) はそれぞれ第 1及び第 2の スプール（41, 42;4) に形成されたノ ッチ （250， 251) を含み、 前記 第 1及び第 2のスプールが第 1の所定距離（S1)移動したときにま ず前記第 1の可変絞り手段のノ ッチ （250) が開口し、 前記第 1及 び第 2のスプールが前記第 1の所定距離より大きい第 2の所定距 離（S 2)移動したときに更に前記第 2の可変絞り手段のノ ツチ （251 ) が開口するよう前記第 1及び第 2の可変絞り手段のノ ツチの位 置関係が設定されていることを特徴とする油圧駆動装置。
6. 特許請求の範囲第 5項記載の油圧駆動装置において、 前記第 2のスプール（42)には、 この第 2のスプールが前記第 2の所定距 離（S2)移動する前は前記合流回路（212, 22)を閉じ、 前記第 2の所 定距離（S2)移動したときに前記合流回路を開く開閉部（253) が更 に形成されていることを特徴とする油圧駆動装置。
7. 特許請求の範囲第 5項記載の油圧駆動装置において、 前記第 2のスプール U) には、 この第 2のスプールが前記第 2の所定距 離（S2)移動する前は前記第 2の圧力補償器（VB2) の出口側と前記 第 2の検出手段（cb2) との連絡を遮断し、 前記第 2の所定距離移 動したときに前記連絡を確立する開閉部（8， 8 A)が更に形成されて いることを特徴とする油圧駆動装置。
8. 特許請求の範囲第 5項記載の油圧駆動装置において、 前記第 1及び第 2のスプールは互いに平行に配置された別々のスプール (41, 2) であることを特徴とする油圧駆動装置。
9. 特許請求の範囲第 5項記載の油圧駆動装置において、 前記第 1及び第 2のスプールは同軸に配置された一体のスプール U) で あることを特徴とする油圧駆動装置。
1 0. 特許請求の範囲第 1項記載の油圧駆動装置において、 前記 第 1の油圧ポンプ（P1)から吐出される圧油によつて駆動する第 3 の油圧ァクチユエ一夕 （A) と、 前記第 1の油圧ポンプから前記第 3の油圧ァクチユエ一夕に供給される圧油の流量を制御する第 4 の可変絞り手段（RA)と、 前記第 4の可変絞り手段の前後差圧を制 御する第 4の圧力補償器（VA)と、 前記第 4の圧力補償器の出口圧 力を検出する第 4の検出手段（c a)とを更に備え、 前記第 1 の信号 圧力供給手段（SU) は、 前記第 1 の検出手段（cbl) で検出された 圧力と前記第 4の検出手段（c a)で検出された圧力のうちの高い方 の圧力を選択し、 前記第 1の信号圧力と して前記第 1の吐出量制 御手段 Ula) に供給することを特徴とする油圧駆動装置。
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