WO2016072135A1 - 作業機械の油圧制御装置 - Google Patents

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WO2016072135A1
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hydraulic
arm
hydraulic pump
pressure
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PCT/JP2015/074544
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秀一 森木
井村　進也
宇田川　勉
亮平 山下
石川　広二
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日立建機株式会社
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    • F15B2211/6654—Flow rate control

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic control device for a work machine.
  • a specific actuator that can be driven by the joining of pressure oils of two hydraulic pumps, a variable displacement type first hydraulic pump and a second hydraulic pump driven by the engine, A specific actuator that can be driven by the merging of the pressure oil discharged from each of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump, another actuator different from the specific actuator, and the other actuator driven by the engine
  • a hydraulic control apparatus for a construction machine comprising a third hydraulic pump for supplying pressure oil for driving the pressure oil, the pressure oil of the third hydraulic pump merges with the pressure oil of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump And providing a merging valve that can be selectively supplied to the specific actuator.
  • Providing the merged canceling means for dividing is hydraulic control system for a construction machine characterized by (for example, see Patent Document 1).
  • the merging release valve for releasing the merging function of the merging valve is provided, and the merging release valve is operated when the load pressure of the arm cylinder becomes high, so that The discharge oil of the third hydraulic pump is returned to the tank, and the discharge pressure of the third hydraulic pump is lowered.
  • the load on the third hydraulic pump is reduced and the discharge flow rate of the other hydraulic pumps can be increased, so that the flow rate to be supplied to an actuator such as a bucket cylinder driven by another hydraulic pump can be ensured, and a good combined operation Can be realized.
  • the above-described conventional hydraulic control circuit has the following problems from the viewpoint of energy saving.
  • the leakage flow rate of the hydraulic pump increases in accordance with the discharge pressure. Therefore, the higher the discharge pressure, the greater the influence of the leakage flow rate on the total loss of the hydraulic pump. Therefore, if the confluence release valve is operated according to the load pressure and the discharge pressure of the third hydraulic pump is reduced, the total leakage flow rate of the pump can be reduced.
  • the above-described prior art does not describe the flow control of the third hydraulic pump at this time.
  • the third hydraulic pump discharges a flow rate corresponding to the operation amount of the arm lever, so there is a possibility that the invalid flow rate that is not supplied to the actuator and returns to the tank increases. is there. This wastes energy.
  • the present invention has been made based on the above-described matters, and an object of the present invention is to save energy in a work machine hydraulic control device including a specific actuator capable of supplying pressure oil from a plurality of hydraulic pumps. It is to provide a hydraulic control apparatus.
  • the first invention provides a first hydraulic actuator, a first hydraulic pump and a second hydraulic pump that can communicate with the first hydraulic actuator, and the first hydraulic pressure.
  • a hydraulic control apparatus for a work machine comprising: a first control valve capable of returning pressure oil discharged from a pump to a tank; and a load detection unit that detects a load of the first hydraulic actuator. The detection signal detected by the unit is captured, and the first control valve is driven so as to expand the communication area between the first hydraulic pump and the tank in response to an increase in the load of the first hydraulic actuator.
  • the detection signal detected by the load detection unit is captured.
  • a flow control unit for performing control to reduce the discharge flow rate of the first hydraulic pump In response to an increase of the load of the first hydraulic actuator, and that a flow control unit for performing control to reduce the discharge flow rate of the first hydraulic pump.
  • the discharge flow rate of the first hydraulic pump is reduced and the first control valve is driven to connect the first hydraulic pump and the tank. Since the communication area is expanded, the discharge pressure of the first hydraulic pump can be lowered and the total leakage flow rate of the pump can be reduced. As a result, the ineffective flow rate discharged from the first hydraulic pump can be reduced. As a result, an energy-saving hydraulic control device for a work machine can be provided.
  • 1 is a perspective view showing a work machine including a first embodiment of a hydraulic control device for a work machine according to the present invention.
  • 1 is a hydraulic control circuit diagram showing a first embodiment of a hydraulic control device for a work machine according to the present invention.
  • It is a conceptual diagram which shows the structure of the controller which comprises 1st Embodiment of the hydraulic control apparatus of the working machine of this invention.
  • It is a characteristic view showing an example of the map of the target operation calculating part of the controller which constitutes the 1st embodiment of the hydraulic control device of the working machine of the present invention.
  • It is a control block diagram which shows an example of the calculation content of the communication control part of the controller which comprises 1st Embodiment of the hydraulic control apparatus of the working machine of this invention.
  • FIG. 4 is a hydraulic control circuit diagram showing a second embodiment of a hydraulic control device for a work machine according to the present invention.
  • FIG. 1 is a perspective view showing a working machine provided with a first embodiment of a hydraulic control device for a working machine according to the present invention
  • FIG. 2 shows a first embodiment of the hydraulic control device for the working machine according to the present invention.
  • It is a hydraulic control circuit diagram.
  • a hydraulic excavator provided with a first embodiment of the hydraulic control device for a working machine according to the present invention includes a lower traveling body 1 and an upper swing body 2 disposed on the lower traveling body 1. And a front work machine connected to the upper swing body 2 so as to be rotatable in the vertical direction and an engine 2A as a prime mover.
  • the front work machine includes a boom 3 attached to the upper swing body 2, an arm 4 attached to the tip of the boom 3, and a bucket 5 attached to the tip of the arm 4.
  • the front work machine includes a pair of boom cylinders 6 that drive the boom 3, an arm cylinder 7 that drives the arm 4, and a bucket cylinder 8 that drives the bucket 5.
  • pressure oil discharged from a hydraulic pump device (not shown) is supplied via a control valve 10 in response to an operation of a first operation lever 9 a and a second operation lever 9 b provided in the cab of the upper swing body 1.
  • the cylinder rods of the boom cylinder 6, the arm cylinder 7, and the bucket cylinder 8 are expanded and contracted by the pressure oil, so that the position and posture of the bucket 5 can be changed.
  • the swing hydraulic motor 11 is rotated by the pressure oil, the upper swing body 2 rotates with respect to the lower traveling body 1.
  • the control valve 10 includes a travel right direction control valve 12a, a travel left direction control valve 12b, a boom first direction control valve 13a, a boom second direction control valve 13b, and an arm first direction control valve, which will be described later. 14b, the arm second direction control valve 14a, the arm third direction control valve 14c, the bucket direction control valve 15a, and the turning direction control valve 16c.
  • the engine 2A is provided with a rotation speed sensor 2Ax that detects the engine rotation speed.
  • the boom cylinder 6 is provided with a pressure sensor A6 for detecting the pressure in the bottom side oil chamber and a pressure sensor B6 for detecting the pressure in the rod side oil chamber.
  • the arm cylinder 7 is provided with a pressure sensor A7 as a load acquisition unit for detecting the pressure in the bottom side oil chamber and a pressure sensor B7 for detecting the pressure in the rod side oil chamber.
  • the bucket cylinder 8 is provided with a pressure sensor A8 for detecting the pressure in the bottom side oil chamber and a pressure sensor B8 for detecting the pressure in the rod side oil chamber.
  • the swing hydraulic motor 11 includes pressure sensors A11 and B11 for detecting left and right swing pressures. The pressure signals detected by these pressure sensors A6 to 8, B6 to 8, A11, and B11 and the engine speed detected by the rotation speed sensor 2Ax are input to the controller 100 described later.
  • the pump device 20 constituting the first embodiment of the hydraulic control device for a work machine according to the present invention includes a first hydraulic pump 20a and a second hydraulic pump 20b that are variable displacement hydraulic pumps. And a third hydraulic pump 20c.
  • the first to third hydraulic pumps 20a to 20c are driven by the engine 2A.
  • the first hydraulic pump 20a includes a regulator 20d that is driven by a command signal from the controller 100, which will be described later, and supplies the controlled discharge flow of pressure oil to the first pump line 21a.
  • the second hydraulic pump 20b includes a regulator 20e that is driven by a command signal from the controller 100, which will be described later, and supplies a controlled pressure oil discharge flow rate to the second pump line 21b.
  • the third hydraulic pump 20c includes a regulator 20f that is driven by a command signal from the controller 100, which will be described later, and supplies a controlled pressure oil discharge flow rate to the third pump line 21c.
  • the first pump line 21a communicating with the discharge port of the first hydraulic pump 20a includes a traveling right direction control valve 12a, a bucket direction control valve 15a, an arm second direction control valve 14a, and a boom first.
  • a direction control valve 13a is arranged.
  • the traveling right direction control valve 12a is configured as a tandem circuit, and the remaining bucket direction control valve 15a, the arm second direction control valve 14a, and the boom first direction control valve 13a are configured as a parallel circuit. is doing.
  • a second direction control valve for boom 13b In the second pump line 21b communicating with the discharge port of the second hydraulic pump 20b, a second direction control valve for boom 13b, a first direction control valve for arm 14b, and a left direction control valve for traveling 12b are arranged. Yes.
  • the boom second directional control valve 13b and the arm first directional control valve 14b are configured as parallel circuits, and the traveling left directional control valve 12b is configured as a parallel-tandem circuit. However, the parallel circuit of the traveling left directional control valve 12b is used.
  • the check valve 17 and the throttle 18 that allow only the inflow from the second hydraulic pump 20b side are arranged. Further, the travel left direction control valve 12 b can communicate with the first hydraulic pump 20 via the travel communication valve 19.
  • the arm third direction control valve 14c and the turning direction control valve 16c are arranged in the third pump line 21c communicating with the discharge port of the third hydraulic pump 20c.
  • the turning direction control valve 16c is configured as a tandem circuit giving priority.
  • the outlet port of the first boom direction control valve 13a and the outlet port of the second boom direction control valve 13b communicate with the boom cylinder 6 via a merging passage (not shown). Further, the outlet port of the arm second direction control valve 14a, the outlet port of the arm first direction control valve 14b, and the outlet port of the arm third direction control valve are connected to the arm cylinder 7 via a merge passage (not shown). Communicate. The outlet port of the bucket direction control valve 15 a communicates with the bucket cylinder 5, and the outlet port of the turning direction control valve 16 c communicates with the turning hydraulic motor 11.
  • each of the first operating lever 9a to the fourth operating lever 9d has a pilot valve (not shown) inside, and generates a pilot pressure corresponding to the operation amount of the tilting operation of each operating lever.
  • the pilot pressure from each operation lever is supplied to the operation part of each direction control valve.
  • the pilot lines indicated by broken lines BkC and BkD are connected to the operating portion of the bucket direction control valve 15a, and the bucket cloud pilot pressure generated according to the operation amount of the tilting operation of the operating lever The bucket dump pilot pressure is supplied. Further, from the first operating lever 9a, pilot lines indicated by broken lines BmD and BmU are connected to the operating portions of the first boom direction control valve 13a and the second boom direction control valve 13b, and the operating lever is tilted. A boom raising pilot pressure and a boom lowering pilot pressure generated according to the operation amount are supplied.
  • the pilot lines indicated by broken lines BkC and BkD are provided with a pressure sensor 105 for detecting the bucket cloud pilot pressure and a pressure sensor 106 for detecting the bucket dump pilot pressure.
  • a pilot line indicated by broken lines BmD and BmU is provided with a pressure sensor 101 for detecting a boom raising pilot pressure and a pressure sensor 102 for detecting a boom lowering pilot pressure.
  • These pressure sensors 101, 102, 105, and 106 are operation instruction detection units, and the pressure signals detected by these pressure sensors 101, 102, 105, and 106 are input to the controller 100.
  • pilot lines indicated by broken lines AmC and AmD are connected to the operating portions of the arm first direction control valve 14b, the arm second direction control valve 14a, and the arm third direction control valve 14c.
  • the arm cloud pilot pressure and the arm dump pilot pressure generated according to the operation amount of the tilting operation of the operation lever are supplied.
  • a pilot line indicated by broken lines SwR and SwL is connected to the operating portion of the turning direction control valve 16c from the second operating lever 9b, and the turning right pilot generated according to the operation amount of the tilting operation of the operating lever. Pressure and turning left pilot pressure are supplied.
  • a pressure sensor 103 for detecting an arm cloud pilot pressure and a pressure sensor 104 for detecting an arm dump pilot pressure are provided on pilot lines indicated by broken lines AmC and AmD.
  • the arm cloud pilot line connected to the operation portion of the arm third direction control valve 14c is provided with an arm 3 cloud pressure reducing valve 22 for limiting or blocking the supplied arm cloud pilot pressure oil.
  • a pressure sensor 108 for detecting the turning right pilot pressure and a pressure sensor 107 for detecting the turning left pilot pressure are provided on the pilot lines indicated by broken lines SwR and SwL.
  • These pressure sensors 103, 104, 107 and 108 are operation instruction detection units, and the pressure signals detected by these pressure sensors 103, 104, 107 and 108 are input to the controller 100.
  • the pilot lines indicated by broken lines TrRF and TrRR are connected to the operating portion of the traveling right direction control valve 12a, and the traveling right forward is generated according to the operation amount of the tilting operation of the operating lever. Pilot pressure and traveling right reverse pilot pressure are supplied.
  • pilot lines indicated by broken lines TrLF and TrLR are connected to the operating portion of the traveling left direction control valve 12b, and the traveling left forward pilot generated according to the operation amount of the tilting operation of the operating lever. Pressure and traveling left reverse pilot pressure are supplied.
  • the hydraulic control apparatus in the present embodiment includes a controller 100.
  • the controller 100 inputs the engine rotation speed from the rotation speed sensor 2Ax shown in FIG. 1, and inputs the pilot pressure signal of each pilot line from the pressure sensors 101 to 108 described above. Further, pressure signals of the respective actuators are inputted from the pressure sensors A6 to 8, B6 to 8, A11, and B11 shown in FIG.
  • the controller 100 outputs command signals to the regulator 20d of the first hydraulic pump 20a, the regulator 20e of the second hydraulic pump 20b, and the regulator 20f of the third hydraulic pump 20c, respectively.
  • the discharge flow rate of 20c is controlled.
  • the controller 100 outputs a command signal to the operation unit of the arm 3 cloud pressure reducing valve 22 to limit or cut off the pressure of the arm cloud pilot line Amc supplied to the operation unit of the arm third direction control valve 14c. To control.
  • this command signal increases, the pilot pressure supplied to the operating portion of the arm third direction control valve 14c is shut off. As a result, the communication between the third hydraulic pump 20c and the arm cylinder 7 is blocked, and the pressure oil from the third pump line 21C returns to the tank.
  • FIG. 3 is a conceptual diagram showing the configuration of a controller constituting the first embodiment of the hydraulic control device for a work machine according to the present invention.
  • FIG. 4 shows the first embodiment of the hydraulic control device for the work machine according to the present invention.
  • FIG. 5 is a characteristic diagram showing an example of a map of the target operation calculation unit of the controller that constitutes, and FIG. 5 shows an example of calculation contents of the communication control unit of the controller that constitutes the first embodiment of the hydraulic control device for the work machine of the present invention. It is a control block diagram shown.
  • the controller 100 includes command signals for a target operation calculation unit 110 that calculates each target flow rate from each pilot pressure and each load pressure, and an arm 3 cloud pressure reducing valve 22 that controls the communication state of the control valve 10.
  • a target operation calculation unit 110 that calculates each target flow rate from each pilot pressure and each load pressure
  • an arm 3 cloud pressure reducing valve 22 that controls the communication state of the control valve 10.
  • each of the first to third hydraulic pumps 20a to 20c is connected.
  • a flow rate control unit 130 as a pump flow rate control unit that calculates a flow rate command signal.
  • the flow rate control unit 130 outputs a command signal to the regulators 20d to 20f of each hydraulic pump, and controls the discharge flow rates of the first to third hydraulic pumps 20a to 20c, respectively.
  • the target operation calculation unit 110 increases each target flow rate according to an increase in each input pilot pressure, and decreases each target flow rate according to an increase in each input load pressure.
  • the target flow rate is calculated. Further, at the time of the interlocking operation, calculation is performed so that each target flow rate becomes smaller than that in the case of the single operation.
  • a map for calculating the reference flow rate from the pilot pressure shown in FIG. 4 is stored for each actuator.
  • the turning target flow rate Qsw is calculated from the turning pilot pressure that is a value obtained by selecting the maximum values of the turning right pilot pressure and the turning left pilot pressure.
  • the arm cloud reference flow rate Qamc0 is calculated from the arm cloud pilot pressure
  • the dump reference flow rate Qamd0 is calculated from the arm dump pilot pressure.
  • the boom raising reference flow rate Qbmu0 is calculated from the boom raising pilot pressure.
  • the bucket cloud reference flow rate Qbkc0 is calculated from the bucket cloud pilot pressure
  • the bucket dump reference flow rate Qbkd0 is calculated from the bucket dump pilot pressure.
  • the target motion calculation unit 110 calculates the boom target flow rate Qbm from the turning target flow rate Qsw using the calculation formula number 1.
  • Qbmmax is an upper limit value of the boom flow rate and is set in accordance with the maximum boom raising speed.
  • kswbm is a boom flow rate reduction coefficient, and the boom target flow rate Qbm decreases as the turning target flow rate Qsw increases.
  • a map in which the upper limit value Qbmmax of the boom flow rate decreases as the turning target flow rate Qsw increases may be used.
  • the target motion calculation unit 110 calculates the turning power Lsw and the boom power Lbm using the formulas 2 and 3, respectively.
  • Psw is the turning pressure, and is a value obtained by selecting the meter-in side pressure from the turning left pressure and the turning right pressure detected by the pressure sensors A11 and B11.
  • Pbmb is the boom bottom pressure, which is the pressure in the bottom oil chamber of the boom cylinder 6 detected by the pressure sensor A6.
  • the target motion calculation unit 110 calculates the bucket power upper limit value Lbkmax and the arm power upper limit value Lammax using the equations 4 and 5, respectively.
  • Lmax is the total power upper limit value of the system.
  • kbk indicates a bucket power coefficient
  • kam indicates an arm power coefficient.
  • the bucket power coefficient kbk and the arm power coefficient kam are calculated using the bucket cloud pilot pressure BkC, the bucket dump pilot pressure BkD, the arm cloud pilot pressure AmC, the arm dump pilot pressure AmD and the arithmetic expression number 6.
  • the target operation calculation unit 110 calculates the bucket target flow rate Qbk using the bucket cloud reference flow rate Qbkc0, the bucket dump reference flow rate Qbkd0, the bucket power upper limit Lbkmax, and the arithmetic expression number 7. In addition, the target operation calculation unit 110 calculates the arm target flow rate Qam using the arm cloud reference flow rate Qamc0, the arm dump reference flow rate Qamd0, the arm power upper limit Lammax, and the arithmetic expression number 8.
  • Pbk is a value obtained by selecting the meter-in side pressure from the pressure in the bottom side oil chamber of the bucket cylinder 8 and the pressure in the rod side oil chamber detected by the pressure sensors A8 and B8.
  • Pam is a value obtained by selecting the meter-in side pressure from the pressure of the bottom side oil chamber of the arm cylinder 7 and the pressure of the rod side oil chamber detected by the pressure sensors A7 and B7.
  • the communication control unit 120 includes a first function generator 120a and a solenoid valve drive command conversion unit 120b.
  • the first function generator 120a inputs the pressure in the bottom oil chamber of the arm cylinder 7 detected by the pressure sensor A7.
  • the limit characteristic of the arm 3 cloud pilot pressure with respect to the pressure in the bottom oil chamber of the arm cylinder 7 is stored in advance as a map M1 in the table.
  • the map M1 has a characteristic of decreasing the arm 3 cloud pilot pressure as the pressure in the bottom side oil chamber of the arm cylinder 7 increases.
  • the limit characteristic signal of the arm 3 cloud pilot pressure calculated by the first function generator 120a is output to the solenoid valve drive command converter 120b.
  • the electromagnetic valve drive command conversion unit 120b receives the limit characteristic signal of the arm 3 cloud pilot pressure from the first function generator 120a, and calculates the command signal of the arm 3 cloud pressure reducing valve 22 corresponding to the limit characteristic signal. Specifically, when the command signal of the arm 3 cloud pressure reducing valve 22 increases, the pilot pressure supplied to the operating portion of the arm third direction control valve 14c decreases and is cut off, so that the input signal increases. It has the characteristic that the output signal increases. The command signal calculated by the electromagnetic valve drive command conversion unit 120b is output to the operation unit of the arm 3 cloud pressure reducing valve 22.
  • the pilot pressure supplied to the operating portion of the arm third direction control valve 14c decreases as the pressure in the bottom oil chamber of the arm cylinder 7 increases.
  • the value of the pressure in the bottom oil chamber of the arm cylinder 7 that starts to decrease from a constant value in the limit characteristic of the arm 3 cloud pilot pressure may cause the leakage loss of the hydraulic pump to exceed the friction loss of the hydraulic pump. It is desirable that the pressure be higher than a certain pump discharge pressure, and is set based on the loss characteristic of the hydraulic pump.
  • FIG. 6 is a conceptual diagram showing the configuration of the flow control unit of the controller constituting the first embodiment of the hydraulic control device for the work machine of the present invention
  • FIG. 7 is the first diagram of the hydraulic control device for the work machine of the present invention
  • FIG. 8 is a control block diagram showing an example of calculation contents of the boom flow rate distribution calculation unit of the controller constituting the embodiment
  • FIG. 8 is an arm target of the controller constituting the first embodiment of the hydraulic control device for a work machine according to the present invention.
  • FIG. 9 is a control block diagram showing an example of the calculation contents of the flow rate distribution calculation unit, and FIG.
  • FIG. 9 shows an example of the calculation contents of the pump flow rate command calculation unit of the controller constituting the first embodiment of the hydraulic control device for the work machine of the present invention. It is a control block diagram shown. 6 to 9, the same reference numerals as those shown in FIGS. 1 to 5 are the same parts, and detailed description thereof is omitted.
  • the flow rate control unit 130 distributes the target flow rate for each of the plurality of directional control valves of the arm 4 and the boom flow rate distribution calculation unit 131 for distributing and calculating the target flow rate of each of the directional control valves of the boom 3.
  • the first to third hydraulic pumps calculate the flow rate of each pump based on the calculated target flow rates and the flow rates of the respective pumps based on the calculated target flow rates and output the command signals to the regulators 20d to 20f of the respective hydraulic pumps.
  • a pump flow rate command calculator 133 for controlling the discharge flow rates 20a to 20c.
  • the boom flow rate distribution calculation unit 131 includes a first function generator 131a, a minimum value selection unit 131b, a subtractor 131c, a second function generator 131d, a third function generator 131e, and a fourth function generator 131f. .
  • the first function generator 131a inputs the boom target flow rate from the target motion calculation unit 110.
  • the boom 2 spool target flow rate with respect to the boom target flow rate is stored in advance as a map M3a in the table.
  • the map M3a has a characteristic of increasing the boom 2 spool target flow rate as the boom target flow rate increases.
  • the boom 2 spool target flow rate may be set to half the boom target flow rate.
  • the boom 1 spool target flow rate and the boom 2 spool target flow rate are each half of the boom target flow rate unless the restriction described later is applied.
  • the calculated boom 2 spool target flow rate signal is output to the minimum value selection unit 131b.
  • the minimum value selection unit 131b includes a boom 2 spool target flow rate signal from the first function generator 131a, a signal from the second function generator 131d described later, a limit signal from the third function generator 131e, and a fourth signal.
  • the limit signal from the function generator 131f is input, the minimum value among these is calculated, and the minimum value is output to the subtractor 131c and the pump flow rate command calculation unit 133 as the boom 2 spool target flow rate.
  • the subtractor 131c inputs the boom target flow rate from the target operation calculation unit 110 and the boom 2 spool target flow rate from the minimum value selection unit 131b, and subtracts the boom 2 spool target flow rate from the boom target flow rate. Calculate the spool target flow rate.
  • the calculated boom 1 spool target flow rate signal is output to the pump flow rate command calculation unit 133.
  • the second function generator 131d receives the boom raising pilot pressure detected by the pressure sensor 101, and outputs a limit signal to the minimum value selection unit 131b.
  • an upper limit value of the boom 2 spool target flow rate with respect to the boom raising pilot pressure is stored in advance as a map M3b in the table.
  • the map M3b is substantially proportional to the meter-in opening characteristic of the boom second direction control valve 13b, and increases according to the boom raising pilot pressure. That is, the upper limit value of the boom 2 spool target flow rate is increased in accordance with the opening of the boom second direction control valve 13c.
  • the third function generator 131e receives the arm cloud pilot pressure detected by the pressure sensor 103, and outputs a signal obtained from the map M3c stored in the table in advance to the minimum value selection unit 131b.
  • the map M3c is substantially proportional to the meter-in opening characteristic of the arm first direction control valve 14b with respect to the arm cloud pilot pressure, and the upper limit of the boom 2 spool flow rate is reduced according to the arm cloud pilot pressure.
  • the fourth function generator 131f receives the arm dump pilot pressure detected by the pressure sensor 104 and outputs a signal obtained from the map M3d stored in the table in advance to the minimum value selection unit 131b.
  • the map M3d is substantially proportional to the meter-in opening characteristic of the arm first directional control valve 14b with respect to the arm dump pilot pressure, and the upper limit value of the boom 2 spool flow rate is reduced according to the arm dump pilot pressure.
  • the boom flow rate distribution calculation unit 131 limits the boom 2 spool target flow rate by these boom 2 spool flow rate upper limit values, and subtracts the boom 2 spool target flow rate from the boom target flow rate to calculate the boom 1 spool target flow rate.
  • the arm flow rate distribution calculator 132 includes a first function generator 132a, a first minimum value selector 132b, a first subtractor 132c, a second function generator 132d, a third function generator 132e, and a first maximum value selector 132f. , A fourth function generator 132g, a second minimum value selector 132h, a second subtractor 132i, a fifth function generator 132J, a sixth function generator 132k, a second maximum value selector 132L, and a seventh function generator 132m. And an eighth function generator 132n.
  • the first function generator 132a and the fourth function generator 132g input the arm target flow rate from the target motion calculation unit 110.
  • the arm 2 spool target flow rate with respect to the arm target flow rate is stored in advance as a map M4a in the table
  • the fourth function generator 132g the arm 3 spool target flow rate with respect to the arm target flow rate is stored in the table in advance. It is stored as a map M4b.
  • the maps M4a and M4b have characteristics that increase the arm 2 and 3 spool target flow rates as the arm target flow rate increases.
  • the arm 2 and 3 spool target flow rate may be set to one third of the arm target flow rate.
  • the arm 1 spool target flow rate, the arm 2 spool target flow rate, and the arm 3 spool target flow rate are each one third of the arm target flow rate unless the restriction described later is applied.
  • the calculated arm 2 spool target flow rate signal is output to the first minimum value selector 132b.
  • the calculated arm 3 spool target flow rate signal is output to the second minimum value selector 132h.
  • the first minimum value selection unit 132b receives an arm 2 spool target flow rate signal from the first function generator 132a and a limit signal from a first maximum value selection unit 132f, which will be described later, and sets a minimum value among them.
  • the minimum value is output as an arm 2 spool target flow rate signal to the first subtractor 132c and the pump flow rate command calculation unit 133.
  • the first subtractor 132c inputs the arm target flow rate from the target motion calculation unit 110 and the arm 2 spool target flow rate from the first minimum value selection unit 132b, and subtracts the arm 2 spool target flow rate from the arm target flow rate. Then, the arm 1 spool target flow rate reference signal is calculated. The calculated arm 1 spool target flow rate reference signal is output to the second subtractor 132i.
  • the second function generator 132d receives the arm cloud pilot pressure detected by the pressure sensor 103, and outputs a signal obtained from the map M4c stored in advance in the table to the first maximum value selector 132f.
  • the map M4c is substantially proportional to the meter-in opening characteristic of the arm second direction control valve 14a with respect to the arm cloud pilot pressure, and the arm 2 spool flow rate upper limit value is increased in accordance with the arm cloud pilot pressure.
  • the third function generator 132e inputs the arm dump pilot pressure detected by the pressure sensor 104, and outputs a signal obtained from the map M4d stored in the table in advance to the first maximum value selector 132f.
  • the map M4d is substantially proportional to the meter-in opening characteristic of the arm second direction control valve 14a with respect to the arm dump pilot pressure, and the arm 2 spool flow rate upper limit value is increased in accordance with the arm dump pilot pressure.
  • the first maximum value selection unit 132f receives the output of the second function generator 132d and the output of the third function generator 132e, calculates the maximum value of these, and selects the maximum value as the first minimum value selection. To the unit 132b.
  • the second minimum value selection unit 132h includes an arm 3 spool target flow rate signal from the fourth function generator 132g, a limit signal from a second maximum value selection unit 132L described later, a seventh function generator 132m, and an eighth function.
  • the limit signal from the generator 132n is input, the minimum value is calculated, and the minimum value is output to the second subtractor 132i and the pump flow rate command calculation unit 133 as the arm 3 spool target flow rate signal. .
  • the second subtractor 132i receives the arm 1 spool target flow rate reference signal calculated by the first subtractor 132c and the arm 3 spool target flow rate from the second minimum value selection unit 132h, and from the arm 1 spool target flow rate reference signal.
  • the arm 1 spool target flow rate reference signal is calculated by subtracting the arm 3 spool target flow rate.
  • the calculated arm 1 spool target flow rate signal is output to the pump flow rate command calculation unit 133.
  • the fifth function generator 132J receives the arm cloud pilot pressure detected by the pressure sensor 103, and outputs a signal obtained from the map M4f stored in the table in advance to the second maximum value selector 132L.
  • the map M4f is substantially proportional to the meter-in opening characteristic of the arm third direction control valve 14c with respect to the arm cloud pilot pressure, and the arm 3 spool flow rate upper limit value is increased in accordance with the arm cloud pilot pressure. Note that the characteristics of the map M4f are set higher in the input value (arm cloud pilot pressure) at which the output rises than the characteristics of the map M4c.
  • the sixth function generator 132k receives the arm dump pilot pressure detected by the pressure sensor 104, and outputs a signal obtained from the map M4g stored in the table in advance to the second maximum value selector 132L.
  • the map M4g is substantially proportional to the meter-in opening characteristic of the arm third direction control valve 14c with respect to the arm dump pilot pressure, and the arm 3 spool flow rate upper limit value is increased in accordance with the arm dump pilot pressure. Note that the characteristics of the map M4g are set higher in the input value (arm dump pilot pressure) at which the output rises than the characteristics of the map M4d.
  • the arm 2 spool target flow rate signal is generated first, and after the operation amount of the second operation lever 9b is increased, the arm 3 spool target flow is increased. A flow signal is generated.
  • the second maximum value selection unit 132L receives the output of the fifth function generator 132J and the output of the sixth function generator 132k, calculates the maximum value of these, and selects the maximum value as the second minimum value selection. To the unit 132h.
  • the seventh function generator 132m inputs the pressure of the bottom side oil chamber of the arm cylinder 7 detected by the pressure sensor A7, and sends a signal obtained from the map M4i stored in the table in advance to the second minimum value selection unit 132h. Output.
  • the arm 3 spool flow rate upper limit value is decreased in accordance with the pressure in the bottom side oil chamber of the arm cylinder 7.
  • the eighth function generator 132b inputs the maximum value of the turning right pilot pressure and the turning left pilot pressure detected by the pressure sensors 107 and 108 as the turning pilot pressure, and obtains it from the map M4h stored in the table in advance. Is output to the second minimum value selector 132h.
  • the map M4h is substantially proportional to the center bypass opening characteristic of the turning direction control valve 16c with respect to the turning pilot pressure, and decreases the arm 3 spool flow rate upper limit value in accordance with the turning pilot pressure.
  • the arm flow rate distribution calculation unit 132 calculates the arm 1-3 spool target flow rate based on the arm target flow rate calculated by the target operation calculation unit 110, the arm cloud pilot pressure, the arm dump pilot pressure, and the like.
  • the map M4c of the second function generator 132d and the map M4f of the fifth function generator 132J, and the map M4d of the third function generator 132e and the map M4g of the sixth function generator 132k the output rising point with respect to the input Therefore, as the operation amount of the second operation lever 9b for operating the arm 4 increases, the arm 1 spool target flow rate is sequentially generated.
  • the arm 1 spool target flow rate and the arm 2 spool target flow rate are generated according to the operation amount of the second operation lever 9b, and when the operation amount further increases, the arm 3 spool target flow rate is generated.
  • the pump flow rate command calculator 133 includes a first maximum value selector 133a, a first divider 133b, a first function generator 133c, a second maximum value selector 133d, a second divider 133e, and a second function generator 133f.
  • a third maximum value selector 133g, a third divider 133h, and a third function generator 133i are provided.
  • the first maximum value selection unit 133a is configured to output a bucket target flow rate signal from the target motion calculation unit 110, a boom 1 spool target flow rate signal from the boom flow rate distribution calculation unit 131, and an arm 2 spool target flow rate signal from the arm flow rate distribution calculation unit 132. Are calculated, the maximum value among them is calculated, and the maximum value is output to the first divider 133b as the first pump target flow rate.
  • the first divider 133b receives the first pump target flow rate from the first maximum value selection unit 133a and the engine speed detected by the rotation speed sensor 2Ax, and divides the first pump target flow rate by the engine speed. Thus, the first pump target command is calculated.
  • the calculated first pump target command signal is output to the first function generator 133c.
  • the first function generator 133c receives the first pump target command signal calculated by the first divider 133b, and uses the signal obtained from the map M5a stored in the table in advance as the first pump flow rate command signal to the regulator 20d. Output. Thereby, the discharge flow rate of the first hydraulic pump 20a is controlled.
  • the second maximum value selector 133d receives the boom 2 spool target flow signal from the boom flow distribution calculator 131 and the arm 1 spool target flow signal from the arm flow distribution calculator 132, and sets the maximum value among these. The maximum value is calculated and output to the second divider 133e as the second pump target flow rate.
  • the second divider 133e receives the second pump target flow rate from the second maximum value selector 133d and the engine speed detected by the rotation speed sensor 2Ax, and divides the second pump target flow rate by the engine speed. Thus, the second pump target command is calculated.
  • the calculated second pump target command signal is output to the second function generator 133f.
  • the second function generator 133f receives the second pump target command signal calculated by the second divider 133e, and uses the signal obtained from the map M5b stored in the table in advance as the second pump flow rate command signal to the regulator 20e. Output. Thereby, the discharge flow rate of the second hydraulic pump 20b is controlled.
  • the third maximum value selection unit 133g receives the turning target flow rate signal from the target motion calculation unit 110 and the arm 3 spool target flow rate signal from the arm flow distribution calculation unit 132, calculates the maximum value of these, The maximum value is output to the third divider 133h as the third pump target flow rate.
  • the third divider 133h receives the third pump target flow rate from the third maximum value selector 133g and the engine speed detected by the rotation speed sensor 2Ax, and divides the third pump target flow rate by the engine speed. Thus, the third pump target command is calculated.
  • the calculated third pump target command signal is output to the third function generator 133i.
  • the third function generator 133i inputs the third pump target command signal calculated by the third divider 133b, and uses the signal obtained from the map M5c stored in the table in advance as the third pump flow rate command signal to the regulator 20f. Output. Thereby, the discharge flow rate of the third hydraulic pump 20c is controlled.
  • the arm 2 spool target flow rate is input to the first maximum value selection unit 133a
  • the arm 1 spool target flow rate is input to the second maximum value selection unit 133d
  • the third maximum value selection unit 133g is input to calculate the first pump target flow rate to the third pump target flow rate, respectively.
  • the arm flow distribution calculation unit 132 generates the arm 1 spool target flow rate first in accordance with the increase in the operation amount of the second operation lever 9b that operates the arm 4, and then the arm 2 A spool target flow rate is generated, and finally an arm 3 spool target flow rate is generated.
  • the second pump flow rate command signal is generated first in response to the increase in the operation amount, and then the first pump flow rate command A signal is generated, and finally a third pump flow rate command signal is generated.
  • FIG. 10 is a characteristic diagram showing an example of a map of the arm flow rate distribution calculation unit of the controller constituting the first embodiment of the hydraulic control device for a work machine according to the present invention.
  • the horizontal axis indicates the pressure in the bottom oil chamber of the arm cylinder 7
  • the vertical axis indicates the target flow rate of the arm 3 spool.
  • a characteristic line A indicated by a solid line indicates a limit characteristic signal of the arm 3 cloud pilot pressure of the map M1 set in the first function generator 120a of the communication control unit 120
  • a characteristic line B indicated by a broken line indicates a seventh characteristic line B.
  • the map M4i set in the function generator 132m shows the upper limit restriction characteristic of the arm 3 spool target flow rate with respect to the pressure in the bottom side oil chamber of the arm cylinder 7.
  • the map M4i (characteristic line B) reduces the upper limit value of the arm 3 spool target flow rate as the pressure in the bottom side oil chamber of the arm cylinder 7 increases.
  • the operation direction is the same as the map M1 (characteristic line A) for reducing the limit characteristic of the arm 3 cloud pilot pressure as the oil chamber pressure increases.
  • the map M4i (characteristic line B) starts reducing the upper limit of the arm 3 spool target flow rate before the descent of the characteristic line A (in the region where the pressure in the bottom side oil chamber of the arm cylinder 7 is small).
  • the arm 3 cloud pressure reducing valve 22 operates and the center bypass opening of the arm third direction control valve 14c starts to open.
  • the upper limit of the arm 3 spool flow rate is lowered and the discharge flow rate of the third hydraulic pump 20c is reduced until the center bypass opening of the arm third direction control valve 14c is opened.
  • the bleed-off loss that occurs in the arm third direction control valve 14c can be reduced.
  • the change in meter-in flow rate to the arm cylinder 7 at the beginning of opening of the center bypass opening of the arm third direction control valve 14c becomes small, and the shock at this time can be reduced.
  • FIG. 11 is a characteristic diagram for explaining an example of the operation related to the pump flow rate control unit in the first embodiment of the hydraulic control device for a work machine according to the present invention.
  • the horizontal axis indicates time, and the vertical axis indicates (a) pilot pressure, (b) discharge pressure of the hydraulic pump, (c) third directional control valve for arm 14c, center bypass opening, (d).
  • the third hydraulic pump discharge flow rate and (e) the fourth hydraulic pump discharge flow rate are shown.
  • the solid line in (b) indicates the discharge pressure characteristic of the second hydraulic pump 20b, and the broken line indicates the discharge pressure characteristic of the third hydraulic pump 20c.
  • the time T1 is the time when the arm cloud operation is started
  • the time T2 is the time when the pressure of the bottom side oil chamber of the arm cylinder 7 increases due to the bucket contacting the excavation surface
  • the time T3 is the arm
  • the time when the pressure in the bottom side oil chamber of the cylinder 7 further increased is shown.
  • the operation of the first hydraulic pump 20a will be omitted.
  • the arm cloud pilot pressure rises as shown in (a).
  • the arm first direction control valve 14b and the arm third direction control valve 14c operate, the arm cylinder 7 and each hydraulic pump communicate with each other, and the pump discharge pressure shown in FIG. The pressure rises up to the pressure corresponding to the oil chamber pressure.
  • the center bypass opening of the arm third direction control valve 14c is closed as shown in FIG.
  • the discharge flow rate of the third hydraulic pump 20c and the discharge flow rate of the second hydraulic pump 20b increase, and the arm 4 operates.
  • the center bypass opening of the arm third direction control valve 14c starts to open, and the discharge pressure of the third hydraulic pump 20c starts to decrease as shown in (b).
  • the discharge flow rate of the third hydraulic pump 20c after time T3 shown in (d) is preferably a standby flow rate.
  • the standby flow rate in the present embodiment refers to the minimum discharge flow rate of the pressure oil that must be flowed to protect the hydraulic pump that operates.
  • the leakage flow rate of a hydraulic pump increases approximately in proportion to the discharge pressure, and the higher the discharge pressure, the greater the influence of the leakage flow rate on the loss of the hydraulic pump. Therefore, at the time of high load, rather than driving the arm cylinder 7 with both the third hydraulic pump 20c and the second hydraulic pump 20b, only the second hydraulic pump 20b is used as in the hydraulic control device according to the present embodiment. Thus, driving the arm cylinder 7 can reduce the total pump loss and can save energy.
  • the discharge flow rate of the third hydraulic pump 20c is reduced before the center bypass opening of the arm third direction control valve 14c starts to open, the bleed-off loss generated in the arm third direction control valve 14c is reduced. Can be reduced. Further, the change in meter-in flow rate to the arm cylinder 7 at the beginning of opening of the center bypass opening of the arm third direction control valve 14c becomes small, and the shock at this time can be reduced.
  • the first hydraulic pump increases as the load on the first hydraulic actuator (arm cylinder 7) increases. Since the discharge flow rate of the pump 20c) is reduced and the first control valve (arm third direction control valve 14c) is driven to increase the communication area between the first hydraulic pump and the tank, the first hydraulic pump The discharge pressure of the (third hydraulic pump 20c) can be lowered, and the total leakage flow rate of the pump can be reduced. As a result, the ineffective flow rate discharged from the first hydraulic pump (third hydraulic pump 20c) can be reduced. As a result, an energy-saving hydraulic control device for a work machine can be provided.
  • the first hydraulic pump (third hydraulic pump) according to the load of the first hydraulic actuator (arm cylinder 7). Since the discharge flow rate of the first hydraulic pump (third hydraulic pump 20c) is reduced before the communication area between the tank 20c) and the tank is expanded, the first control valve (arm third direction control valve 14c) Can reduce the bleed-off loss. Further, the change in the meter-in flow rate to the first hydraulic actuator (arm cylinder 7) when the first control valve (arm third direction control valve 14c) is opened and closed is reduced, and the shock at this time can be reduced.
  • FIG. 12 is a hydraulic control circuit diagram showing a second embodiment of the hydraulic control device for a work machine according to the present invention.
  • FIG. 12 since the same reference numerals as those shown in FIGS. 1 to 11 are the same parts, detailed description thereof will be omitted.
  • the overall system configuration is substantially the same as that of the first embodiment, but the hydraulic pressure is obtained only by the hydraulic circuit without using the controller 100.
  • the point which comprised the control apparatus differs from 1st Embodiment.
  • the regulator 20f of the third hydraulic pump 20c is operated by a sub-regulator 20g driven by pilot hydraulic pressure. Pilot pressure oil is supplied to the sub-regulator 20g from the pilot hydraulic power source 25 via the first switching valve 23. In accordance with the supply of pressure oil to the sub-regulator 20g, the regulator 20f controls the discharge flow rate of the third hydraulic pump 20c in the decreasing direction.
  • the first switching valve 23 is a three-port two-position switching valve that introduces pressure oil from the bottom side oil chamber of the arm cylinder 7 into the operation portion and includes a spring on one side. Is connected to the outlet port, and an oil passage to the sub-regulator 20g is connected to the outlet port. An oil passage to the tank is connected to the drain port.
  • the arm cloud pilot line connected to the operating portion of the arm third direction control valve 14c is provided with an arm 3 cloud pressure reducing valve 22b for limiting or blocking supplied arm cloud pilot pressure oil.
  • the arm 3 cloud pressure reducing valve 22b is driven by pilot hydraulic pressure. Pilot pressure oil is supplied to the arm 3 cloud pressure reducing valve 22b from the pilot hydraulic pressure source 25 through the second switching valve 24. In response to the supply of pressure oil to the arm 3 cloud pressure reducing valve 22b, the arm 3 cloud pressure reducing valve 22b expands the communication area between the third hydraulic pump 20c and the tank.
  • the second switching valve 24 is a three-port two-position switching valve that introduces pressure oil from the bottom side oil chamber of the arm cylinder 7 to the operation portion and includes a spring on one side. Is connected to the oil passage, and the oil passage to the operation portion of the arm 3 cloud pressure reducing valve 22b is connected to the outlet port. An oil passage to the tank is connected to the drain port.
  • the 1st switching valve 23 is the direction of the 1st switching valve 23 with respect to the pressure increase of the pressure oil of the bottom side oil chamber of the arm cylinder 7 introduce
  • the maximum value of the operating pilot pressure that drives the directional control valves arranged in the pump lines 21a, 21b, and 21c is detected, and the regulators 20d, 20e, and 20f are driven based on the detected values. You may do it.
  • the present invention is not limited to the first and second embodiments described above, and includes various modifications.
  • the above-described embodiment has been described in detail for easy understanding of the present invention, and is not necessarily limited to the one having all the configurations described.
  • part of the configuration of one embodiment can be replaced with the configuration of another embodiment, and the configuration of another embodiment can be added to the configuration of one embodiment.

Abstract

　複数の油圧ポンプから圧油を供給可能な特定のアクチュエータを備え省エネルギ化された作業機械の油圧制御装置を提供する。　第１の油圧アクチュエータと連通可能な第１の油圧ポンプおよび第２の油圧ポンプと、第１の油圧ポンプが吐出する圧油をタンクへ還流可能な第１の制御弁と、第１の油圧アクチュエータの負荷を検出する負荷検出部とを備えた作業機械の油圧制御装置であって、第１の油圧アクチュエータの負荷の増加に応じて、第１の油圧ポンプとタンクとの連通面積を拡大するように第１の制御弁を駆動する制御弁駆動部と、第１の油圧ポンプと第２の油圧ポンプとから第１の油圧アクチュエータへ圧油を供給している場合において、第１の油圧アクチュエータの負荷の増加に応じて、第１の油圧ポンプの吐出流量を低減する制御を行なう流量制御部とを備えた。

Description

作業機械の油圧制御装置
　本発明は、作業機械の油圧制御装置に関する。
　２つの油圧ポンプの圧油の合流により駆動可能な特定アクチュエータのさらなる増速を実現することを目的として、エンジンと、このエンジンによって駆動する可変容量型の第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプと、これらの第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプのそれぞれから吐出された圧油の合流により駆動可能な特定アクチュエータと、この特定アクチュエータとは異なる他のアクチュエータと、上記エンジンによって駆動され、上記他のアクチュエータを駆動する圧油を供給する第３油圧ポンプとを備えた建設機械の油圧制御装置において、上記第３油圧ポンプの圧油を、上記第１油圧ポンプ及び上記第２油圧ポンプの圧油に合流させて上記特定アクチュエータに選択的に供給可能な合流弁を設けるとともに、この合流弁の合流機能を解除する合流解除手段を設けたことを特徴とする建設機械の油圧制御装置がある（例えば、特許文献１参照）。
特開２０００－３３７３０７号公報
　上述した従来技術の油圧制御回路によれば、合流弁の合流機能を解除する合流解除弁を備え、アームシリンダの負荷圧が高くなったときに合流解除弁を作動させることにより、合流弁から第３油圧ポンプの吐出油をタンクへ還流させ、第３油圧ポンプの吐出圧を下げる。これにより、第３油圧ポンプの負荷が下がり、他の油圧ポンプの吐出流量を増やすことができるため、他の油圧ポンプで駆動するバケットシリンダ等のアクチュエータへ供給する流量を確保でき、良好な複合操作性を実現できる。
　しかしながら、上述した従来技術の油圧制御回路の場合、省エネの観点からは、以下の課題がある。　
　一般的に油圧ポンプの漏れ流量は吐出圧に応じて増加するので、吐出圧が高いほど油圧ポンプの全損失に対する漏れ流量の影響が大きくなる。そのため、負荷圧に応じて合流解除弁を作動させ、第３油圧ポンプの吐出圧を低下させると、ポンプ合計の漏れ流量を低減することはできる。しかしながら、上述した従来技術には、このときの第３油圧ポンプの流量制御に関する記述が無い。
　例えば、公知のポジコン制御を適用した場合、第３油圧ポンプはアームレバーの操作量に応じた流量を吐出することになるので、アクチュエータへ供給されず、タンクに戻る無効流量が増加する可能性がある。このことにより、エネルギの無駄が発生する。
　本発明は上述の事柄に基づいてなされたもので、その目的は、複数の油圧ポンプから圧油を供給可能な特定のアクチュエータを備えた作業機械の油圧制御装置において、省エネルギ化された作業機械の油圧制御装置を提供することにある。
　上記の目的を達成するために、第１の発明は、第１の油圧アクチュエータと、前記第１の油圧アクチュエータと連通可能な第１の油圧ポンプおよび第２の油圧ポンプと、前記第１の油圧ポンプが吐出する圧油をタンクへ還流可能な第１の制御弁と、前記第１の油圧アクチュエータの負荷を検出する負荷検出部とを備えた作業機械の油圧制御装置であって、前記負荷検出部が検出した検出信号を取り込み、前記第１の油圧アクチュエータの負荷の増加に応じて、前記第１の油圧ポンプと前記タンクとの連通面積を拡大するように前記第１の制御弁を駆動する制御弁駆動部と、前記第１の油圧ポンプと前記第２の油圧ポンプとから前記第１の油圧アクチュエータへ圧油を供給している場合において、前記負荷検出部が検出した検出信号を取り込み、前記第１の油圧アクチュエータの負荷の増加に応じて、前記第１の油圧ポンプの吐出流量を低減する制御を行なう流量制御部とを備えたものとする。
　本発明によれば、第１の油圧アクチュエータの負荷が増加すればするほど、第１の油圧ポンプの吐出流量を低減し、第１の制御弁を駆動して第１の油圧ポンプとタンクとの連通面積を拡大するので、第１の油圧ポンプの吐出圧を下げ、ポンプ合計の漏れ流量を低減できる。このことにより、第１の油圧ポンプから吐出する無効流量を低減できる。この結果、省エネルギ化された作業機械の油圧制御装置を提供できる。
本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を備えた作業機械を示す斜視図である。 本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を示す油圧制御回路図である。 本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラの構成を示す概念図である。 本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラの目標動作演算部のマップの一例を示す特性図である。 本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラの連通制御部の演算内容の一例を示す制御ブロック図である。 本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラの流量制御部の構成を示す概念図である。 本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラのブーム流量配分演算部の演算内容の一例を示す制御ブロック図である。 本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラのアーム目標流量配分演算部の演算内容の一例を示す制御ブロック図である。 本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラのポンプ流量指令演算部の演算内容の一例を示す制御ブロック図である。 本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラのアーム流量配分演算部のマップの一例を示す特性図である。 本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態におけるポンプ流量制御部に関わる動作の一例を説明する特性図である。 本発明の作業機械の油圧制御装置の第２の実施の形態を示す油圧制御回路図である。
　以下、本発明の作業機械の油圧制御装置の実施形態を図に基づいて説明する。
　図１は本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を備えた作業機械を示す斜視図、図２は本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を示す油圧制御回路図である。　
　図１に示すように、本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を備えた油圧ショベルは、下部走行体１と、この下部走行体１上に配置される上部旋回体２と、この上部旋回体２に上下方向の回動可能に接続されるフロント作業機と原動機としてのエンジン２Ａとを備えている。フロント作業機は、上部旋回体２に取り付けられるブーム３と、このブーム３の先端に取り付けられるアーム４と、このアーム４の先端に取り付けられるバケット５とを備えている。また、このフロント作業機は、ブーム３を駆動する一対のブームシリンダ６と、アーム４を駆動するアームシリンダ７と、バケット５を駆動するバケットシリンダ８とを備えている。
　また。この油圧ショベルは、上部旋回体１の運転室に設けた第１操作レバー９ａ、第２操作レバー９ｂの操作に応じて、図示しない油圧ポンプ装置が吐出した圧油を、コントロールバルブ１０を介してブームシリンダ６、アームシリンダ７、バケットシリンダ８および旋回油圧モータ１１へ供給する。ブームシリンダ６、アームシリンダ７、バケットシリンダ８の各シリンダロッドが圧油によって伸縮することで、バケット５の位置と姿勢とを変化させることができる。また、旋回油圧モータ１１が圧油によって回転することで、下部走行体１に対して上部旋回体２が旋回する。
　コントロールバルブ１０は後述する走行右用方向制御弁１２ａと、走行左用方向制御弁１２ｂと、ブーム用第１方向制御弁１３ａと、ブーム用第２方向制御弁１３ｂと、アーム用第１方向制御弁１４ｂと、アーム用第２方向制御弁１４ａと、アーム用第３方向制御弁１４ｃと、バケット用方向制御弁１５ａと、旋回用方向制御弁１６ｃとを備えている。
　エンジン２Ａには、エンジン回転数を検出する回転数センサ２Ａｘが設けられている。ブームシリンダ６には、ボトム側油室の圧力を検出する圧力センサＡ６と、ロッド側油室の圧力を検出する圧力センサＢ６とが設けられている。また、アームシリンダ７には、ボトム側油室の圧力を検出する負荷取得部としての圧力センサＡ７と、ロッド側油室の圧力を検出する圧力センサＢ７とが設けられている。同様に、バケットシリンダ８には、ボトム側油室の圧力を検出する圧力センサＡ８と、ロッド側油室の圧力を検出する圧力センサＢ８とが設けられている。また、旋回油圧モータ１１は、左右の旋回圧を検出するための圧力センサＡ１１と、Ｂ１１とを備えている。これらの圧力センサＡ６～８、Ｂ６～８、Ａ１１、Ｂ１１が検出した圧力信号と回転数センサ２Ａｘが検出したエンジン回転数は、後述するコントローラ１００に入力されている。
　本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するポンプ装置２０は、図２に示すように、可変容量型の油圧ポンプである第１油圧ポンプ２０ａと第２油圧ポンプ２０ｂと第３油圧ポンプ２０ｃとを備えている。第１～第３油圧ポンプ２０ａ～２０ｃは、エンジン２Ａにより駆動されている。
　第１油圧ポンプ２０ａは、後述するコントローラ１００からの指令信号で駆動するレギュレータ２０ｄを備え、制御された圧油の吐出流量を第１ポンプライン２１ａへ供給する。同様に、第２油圧ポンプ２０ｂは、後述するコントローラ１００からの指令信号で駆動するレギュレータ２０ｅを備え、制御された圧油の吐出流量を第２ポンプライン２１ｂへ供給する。また、第３油圧ポンプ２０ｃは、後述するコントローラ１００からの指令信号で駆動するレギュレータ２０ｆを備え、制御された圧油の吐出流量を第３ポンプライン２１ｃへ供給する。
　本実施の形態と直接的に関係しないリリーフ弁、リターン回路、ロードチェック弁などは説明の簡略化のため省略している。また、本実施の形態においては、公知のオープンセンタ式の油圧制御装置に適用した例を説明するが、本発明をこれに限定するものではない。
　第１油圧ポンプ２０ａの吐出口に連通する第１ポンプライン２１ａには、走行右用方向制御弁１２ａと、バケット用方向制御弁１５ａと、アーム用第２方向制御弁１４ａと、ブーム用第１方向制御弁１３ａとを配置している。走行右用方向制御弁１２ａを優先するタンデム回路として構成しており、残りのバケット用方向制御弁１５ａとアーム用第２方向制御弁１４ａとブーム用第１方向制御弁１３ａとはパラレル回路として構成している。
　第２油圧ポンプ２０ｂの吐出口に連通する第２ポンプライン２１ｂには、ブーム用第２方向制御弁１３ｂと、アーム用第１方向制御弁１４ｂと、走行左用方向制御弁１２ｂとを配置している。ブーム用第２方向制御弁１３ｂとアーム用第１方向制御弁１４ｂとはパラレル回路として、走行左用方向制御弁１２ｂはパラレル－タンデム回路として構成しているが、走行左用方向制御弁１２ｂのパラレル回路には、第２油圧ポンプ２０ｂ側からの流入のみを許容する逆止弁１７と絞り１８とを配置している。また、走行左用方向制御弁１２ｂは、走行連通弁１９を介して第１油圧ポンプ２０と連通できる。
　第３油圧ポンプ２０ｃの吐出口に連通する第３ポンプライン２１ｃには、アーム用第３方向制御弁１４ｃと、旋回用方向制御弁１６ｃとを配置している。旋回用方向制御弁１６ｃを優先するタンデム回路として構成している。
　なお、ブーム用第１方向制御弁１３ａの出口ポートとブーム用第２方向制御弁１３ｂの出口ポートとは、図示しない合流通路を介してブームシリンダ６に連通している。また、アーム用第２方向制御弁１４ａの出口ポートとアーム用第１方向制御弁１４ｂの出口ポートとアーム用第３方向制御弁の出口ポートとは、図示しない合流通路を介してアームシリンダ７に連通している。また、バケット用方向制御弁１５ａの出口ポートはバケットシリンダ５に連通し、旋回用方向制御弁１６ｃの出口ポートは旋回油圧モータ１１に連通している。
　図２において、第１操作レバー９ａ～第４操作レバー９ｄは、それぞれ内部に図示しないパイロット弁を備えていて、各操作レバーの傾動操作の操作量に応じたパイロット圧を発生させている。各操作レバーからのパイロット圧は、各方向制御弁の操作部へ供給されている。
　第１操作レバー９ａからは、破線ＢｋＣとＢｋＤで示すパイロットラインがバケット用方向制御弁１５ａの操作部に接続されていて、操作レバーの傾動操作の操作量に応じて発生するバケットクラウドパイロット圧と、バケットダンプパイロット圧とが供給されている。また、第１操作レバー９ａからは、破線ＢｍＤとＢｍＵで示すパイロットラインがブーム用第１方向制御弁１３ａとブーム用第２方向制御弁１３ｂの各操作部に接続されていて、操作レバーの傾動操作の操作量に応じて発生するブーム上げパイロット圧、ブーム下げパイロット圧が供給されている。
　破線ＢｋＣとＢｋＤで示すパイロットラインには、バケットクラウドパイロット圧力を検出する圧力センサ１０５とバケットダンプパイロット圧力を検出する圧力センサ１０６とが設けられている。また、破線ＢｍＤとＢｍＵで示すパイロットラインには、ブーム上げパイロット圧力を検出する圧力センサ１０１とブーム下げパイロット圧力を検出する圧力センサ１０２とが設けられている。これらの圧力センサ１０１、１０２、１０５及び１０６は、それぞれ動作指示検出部であり、これらの圧力センサ１０１、１０２、１０５及び１０６が検出した圧力信号は、コントローラ１００に入力されている。
　第２操作レバー９ｂからは、破線ＡｍＣとＡｍＤで示すパイロットラインが、アーム用第１方向制御弁１４ｂとアーム用第２方向制御弁１４ａとアーム用第３方向制御弁１４ｃの各操作部に接続されていて、操作レバーの傾動操作の操作量に応じて発生するアームクラウドパイロット圧、アームダンプパイロット圧が供給されている。また、第２操作レバー９ｂからは、破線ＳｗＲとＳｗＬで示すパイロットラインが旋回用方向制御弁１６ｃの操作部に接続されていて、操作レバーの傾動操作の操作量に応じて発生する旋回右パイロット圧、旋回左パイロット圧が供給されている。
　破線ＡｍＣとＡｍＤで示すパイロットラインには、アームクラウドパイロット圧力を検出する圧力センサ１０３とアームダンプパイロット圧力を検出する圧力センサ１０４とが設けられている。また、アーム用第３方向制御弁１４ｃの操作部に接続するアームクラウドパイロットラインには、供給されるアームクラウドパイロット圧油を制限又は遮断するアーム３クラウド減圧弁２２が設けられている。
　また、破線ＳｗＲとＳｗＬで示すパイロットラインには、旋回右パイロット圧力を検出する圧力センサ１０８と旋回左パイロット圧力を検出する圧力センサ１０７とが設けられている。これらの圧力センサ１０３、１０４、１０７及び１０８は、それぞれ動作指示検出部であり、これらの圧力センサ１０３、１０４、１０７及び１０８が検出した圧力信号は、コントローラ１００に入力されている。
　第３レバー装置９ｃからは、破線ＴｒＲＦとＴｒＲＲで示すパイロットラインが、走行右用方向制御弁１２ａの操作部に接続されていて、操作レバーの傾動操作の操作量に応じて発生する走行右前進パイロット圧、走行右後進パイロット圧が供給されている。
　第４レバー装置９ｄからは、破線ＴｒＬＦとＴｒＬＲで示すパイロットラインが、走行左用方向制御弁１２ｂの操作部に接続されていて、操作レバーの傾動操作の操作量に応じて発生する走行左前進パイロット圧、走行左後進パイロット圧が供給されている。
　本実施の形態における油圧制御装置は、コントローラ１００を備えている。コントローラ１００は、図１に示す回転数センサ２Ａｘからエンジン回転数を入力し、上述した圧力センサ１０１～１０８から各パイロットラインのパイロット圧力信号を入力する。また、図１に示す圧力センサＡ６～８、Ｂ６～８、Ａ１１、Ｂ１１から、各アクチュエータの圧力信号を入力する。
　また、コントローラ１００は、第１油圧ポンプ２０ａのレギュレータ２０ｄと、第２油圧ポンプ２０ｂのレギュレータ２０ｅと、第３油圧ポンプ２０ｃのレギュレータ２０ｆとへ、それぞれ指令信号を出力して、各油圧ポンプ２０ａ～２０ｃの吐出流量を制御する。また、コントローラ１００は、アーム３クラウド減圧弁２２の操作部へ指令信号を出力して、アーム用第３方向制御弁１４ｃの操作部へ供給されるアームクラウドパイロットラインＡｍｃの圧力を制限又は遮断するように制御する。この指令信号が増加すると、アーム用第３方向制御弁１４ｃの操作部へ供給されるパイロット圧力が遮断される。この結果、第３油圧ポンプ２０ｃとアームシリンダ７との連通が遮断され、第３ポンプライン２１Ｃからの圧油はタンクへ還流する。
　次に、本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラについて図を用いて説明する。図３は本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラの構成を示す概念図、図４は本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラの目標動作演算部のマップの一例を示す特性図、図５は本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラの連通制御部の演算内容の一例を示す制御ブロック図である。
　図３に示すように、コントローラ１００は、各パイロット圧および各負荷圧から各目標流量を演算する目標動作演算部１１０と、コントロールバルブ１０の連通状態を制御するアーム３クラウド減圧弁２２の指令信号を演算する連通制御部としての連通制御部１２０と、目標動作演算部１１０の算出した各目標流量と回転数センサ２Ａｘからのエンジン回転数を基に、第１～３油圧ポンプ２０ａ～２０ｃの各流量指令信号を演算するポンプ流量制御部としての流量制御部１３０とを備えている。流量制御部１３０からは、各油圧ポンプのレギュレータ２０ｄ～２０ｆへ指令信号が出力され、第１～３油圧ポンプ２０ａ～２０ｃの吐出流量がそれぞれ制御される。
　目標動作演算部１１０は、入力される各パイロット圧力の増加に応じて、それぞれの目標流量を増加させ、入力される各負荷圧力の増加に応じて、それぞれの目標流量を減少させるように、各目標流量を演算している。また、連動操作時は、各目標流量が、単独操作の場合と比較して少なくなるような演算が行われる。
　目標動作演算部１１０で行う演算の一例を図４と数式を用いて説明する。目標動作演算部１１０には、図４に示すパイロット圧から基準流量を演算するマップが、アクチュエータ毎に記憶されている。例えば旋回目標流量Ｑｓｗは、旋回右パイロット圧力と旋回左パイロット圧力の最大値を選択した値である旋回パイロット圧力から算出される。同様に、アームクラウド基準流量Ｑａｍｃ０は、アームクラウドパイロット圧力から、ダンプ基準流量Ｑａｍｄ０はアームダンプパイロット圧力からそれぞれ算出される。
　また、ブーム上げ基準流量Ｑｂｍｕ０は、ブーム上げパイロット圧力から算出される。さらに、バケットクラウド基準流量Ｑｂｋｃ０は、バケットクラウドパイロット圧力から、バケットダンプ基準流量Ｑｂｋｄ０は、バケットダンプパイロット圧力からそれぞれ算出される。
　目標動作演算部１１０は、旋回目標流量Ｑｓｗから、演算式数１を用いてブーム目標流量Ｑｂｍを算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
ここで、Ｑｂｍｍａｘはブーム流量の上限値であって、ブーム上げの最大速度に合わせて設定する。また、ｋｓｗｂｍは、ブーム流量低減係数であって、旋回目標流量Ｑｓｗが増加すれば、するほどブーム目標流量Ｑｂｍは小さくなる。なお、ブーム流量低減係数ｋｓｗｂｍを用いる替わりに、旋回目標流量Ｑｓｗが増加するほどブーム流量の上限値Ｑｂｍｍａｘが小さくなるようなマップを用いても良い。
　目標動作演算部１１０は、演算式数２と数３とを用いて、旋回動力Ｌｓｗとブーム動力Ｌｂｍとをそれぞれ算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
ここで、Ｐｓｗは旋回圧であって、圧力センサＡ１１とＢ１１とが検出した旋回左圧と旋回右圧からメータイン側の圧力を選択した値である。また、Ｐｂｍｂはブームボトム圧であって、圧力センサＡ６が検出したブームシリンダ６のボトム側油室の圧力である。
　目標動作演算部１１０は、演算式数４と数５とを用いて、バケット動力上限値Ｌｂｋｍａｘとアーム動力上限値Ｌａｍｍａｘとをそれぞれ算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
ここで、Ｌｍａｘはシステムの総動力上限値である。また、ｋｂｋはバケット動力係数を、ｋａｍはアーム動力係数をそれぞれ示している。バケット動力係数ｋｂｋとアーム動力係数ｋａｍは、バケットクラウドパイロット圧ＢｋＣ、バケットダンプパイロット圧ＢｋＤ、アームクラウドパイロット圧ＡｍＣ、アームダンプパイロット圧ＡｍＤと演算式数６を用いて算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　目標動作演算部１１０は、バケットクラウド基準流量Ｑｂｋｃ０とバケットダンプ基準流量Ｑｂｋｄ０とバケット動力上限Ｌｂｋｍａｘと演算式数７とを用いてバケット目標流量Ｑｂｋを算出する。また、目標動作演算部１１０は、アームクラウド基準流量Ｑａｍｃ０とアームダンプ基準流量Ｑａｍｄ０とアーム動力上限Ｌａｍｍａｘと演算式数８とを用いてアーム目標流量Ｑａｍを算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
ここで、Ｐｂｋは、圧力センサＡ８とＢ８とが検出したバケットシリンダ８のボトム側油室の圧力とロッド側油室の圧力からメータイン側の圧力を選択した値である。また、Ｐａｍは、圧力センサＡ７とＢ７とが検出したアームシリンダ７のボトム側油室の圧力とロッド側油室の圧力からメータイン側の圧力を選択した値である。
　次に、図５を用いて連通制御部１２０で行う演算の一例について説明する。連通制御部１２０は、第１関数発生器１２０ａと電磁弁駆動指令変換部１２０ｂとを備えている。
　第１関数発生器１２０ａは、図５に示すように、圧力センサＡ７が検出したアームシリンダ７のボトム側油室の圧力を入力する。第１関数発生器１２０ａには、アームシリンダ７のボトム側油室の圧力に対するアーム３クラウドパイロット圧力の制限特性が予めテーブルにマップＭ１として記憶されている。マップＭ１は、アームシリンダ７のボトム側油室の圧力が増加するほどアーム３クラウドパイロット圧力を減少させる特性となっている。第１関数発生器１２０ａで算出したアーム３クラウドパイロット圧力の制限特性信号は、電磁弁駆動指令変換部１２０ｂへ出力する。
　電磁弁駆動指令変換部１２０ｂは、第１関数発生器１２０ａからのアーム３クラウドパイロット圧力の制限特性信号を入力し、この制限特性信号に対応するアーム３クラウド減圧弁２２の指令信号を算出する。具体的には、アーム３クラウド減圧弁２２の指令信号が増加すると、アーム用第３方向制御弁１４ｃの操作部へ供給されるパイロット圧力が低下し遮断されるため、入力信号の増加に伴って出力信号が増加する特性を備えている。電磁弁駆動指令変換部１２０ｂで算出した指令信号は、アーム３クラウド減圧弁２２の操作部へ出力する。
　したがって、アームシリンダ７のボトム側油室の圧力が増加するほど、アーム用第３方向制御弁１４ｃの操作部へ供給されるパイロット圧力が低下する。　
　なお、ここで、アーム３クラウドパイロット圧力の制限特性で、一定値から減少開始するアームシリンダ７のボトム側油室の圧力の値は、油圧ポンプの漏れ損失が油圧ポンプの摩擦損失を上回る可能性があるポンプ吐出圧以上にすることが望ましく、油圧ポンプの損失特性を基に設定する。
　次に、ポンプ流量制御部としての流量制御部１３０について図を用いて説明する。図６は本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラの流量制御部の構成を示す概念図、図７は本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラのブーム流量配分演算部の演算内容の一例を示す制御ブロック図、図８は本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラのアーム目標流量配分演算部の演算内容の一例を示す制御ブロック図、図９は本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラのポンプ流量指令演算部の演算内容の一例を示す制御ブロック図である。図６乃至図９において、図１乃至図５に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。
　流量制御部１３０は図６に示すように、ブーム３の複数の方向制御弁毎の目標流量を配分演算するブーム流量配分演算部１３１と、アーム４の複数の方向制御弁毎の目標流量を配分演算するアーム流量配分演算部１３２と、配分演算した各目標流量を基に各ポンプの流量を算出して、各油圧ポンプのレギュレータ２０ｄ～２０ｆへ指令信号を出力して、第１～３油圧ポンプ２０ａ～２０ｃの吐出流量を制御するポンプ流量指令演算部１３３とを備えている。
　図７を用いてブーム流量配分演算部１３１で行う演算の一例について説明する。ブーム流量配分演算部１３１は、第１関数発生器１３１ａと最小値選択部１３１ｂと減算器１３１ｃと第２関数発生器１３１ｄと第３関数発生器１３１ｅと第４関数発生器１３１ｆとを備えている。
　第１関数発生器１３１ａは、目標動作演算部１１０からのブーム目標流量を入力する。第１関数発生器１３１ａには、ブーム目標流量に対するブーム２スプール目標流量が予めテーブルにマップＭ３ａとして記憶されている。マップＭ３ａは、ブーム目標流量が増加するほどブーム２スプール目標流量を増加させる特性になっている。ここで、例えば、ブーム２スプール目標流量をブーム目標流量の半分に設定しても良い。この場合、後述する制限にかからなければ、ブーム１スプール目標流量とブーム２スプール目標流量はブーム目標流量の半分ずつになる。算出したブーム２スプール目標流量信号は、最小値選択部１３１ｂへ出力される。
　最小値選択部１３１ｂは、第１関数発生器１３１ａからのブーム２スプール目標流量信号と、後述する第２関数発生器１３１ｄからの信号と、第３関数発生器１３１ｅからの制限信号と、第４関数発生器１３１ｆからの制限信号とを入力し、これらの内の最小値を演算し、その最小値をブーム２スプール目標流量として減算器１３１ｃとポンプ流量指令演算部１３３とへ出力する。
　減算器１３１ｃは、目標動作演算部１１０からのブーム目標流量と最小値選択部１３１ｂからのブーム２スプール目標流量とを入力し、ブーム目標流量からブーム２スプール目標流量を減算することで、ブーム１スプール目標流量を演算する。算出したブーム１スプール目標流量信号をポンプ流量指令演算部１３３へ出力する。
　第２関数発生器１３１ｄは、圧力センサ１０１が検出したブーム上げパイロット圧力を入力し、制限信号を最小値選択部１３１ｂへ出力する。第２関数発生器１３１ｄには、ブーム上げパイロット圧に対するブーム２スプール目標流量の上限値が予めテーブルにマップＭ３ｂとして記憶されている。マップＭ３ｂはブーム用第２方向制御弁１３ｂのメータイン開口特性に略比例していて、ブーム上げパイロット圧に応じて増加する。すなわちブーム用第２方向制御弁１３ｃの開口に応じてブーム２スプール目標流量の上限値を増加する。
　第３関数発生器１３１ｅは、圧力センサ１０３が検出したアームクラウドパイロット圧力を入力し、予めテーブルに記憶されているマップＭ３ｃから得られる信号を最小値選択部１３１ｂへ出力する。ここで、マップＭ３ｃはアームクラウドパイロット圧力に対するアーム用第１方向制御弁１４ｂのメータイン開口特性に略比例していて、アームクラウドパイロット圧力に応じてブーム２スプール流量の上限を小さくする。
　第４関数発生器１３１ｆは、圧力センサ１０４が検出したアームダンプパイロット圧力を入力し、予めテーブルに記憶されているマップＭ３ｄから得られる信号を最小値選択部１３１ｂへ出力する。ここで、マップＭ３ｄはアームダンプパイロット圧力に対するアーム用第１方向制御弁１４ｂのメータイン開口特性に略比例していて、アームダンプパイロット圧力に応じてブーム２スプール流量の上限値を小さくする。
　ブーム流量配分演算部１３１では、これらのブーム２スプール流量上限値によってブーム２スプール目標流量を制限し、ブーム目標流量からブーム２スプール目標流量を減算して、ブーム１スプール目標流量を算出する。
　次に、図８を用いてアーム流量配分演算部１３２で行う演算の一例について説明する。アーム流量配分演算部１３２は、第１関数発生器１３２ａと第１最小値選択部１３２ｂと第１減算器１３２ｃと第２関数発生器１３２ｄと第３関数発生器１３２ｅと第１最大値選択部１３２ｆと第４関数発生器１３２ｇと第２最小値選択部１３２ｈと第２減算器１３２ｉと第５関数発生器１３２Ｊと第６関数発生器１３２ｋと第２最大値選択部１３２Ｌと第７関数発生器１３２ｍと第８関数発生器１３２ｎとを備えている。
　第１関数発生器１３２ａと第４関数発生器１３２ｇとは、目標動作演算部１１０からのアーム目標流量を入力する。第１関数発生器１３２ａには、アーム目標流量に対するアーム２スプール目標流量が予めテーブルにマップＭ４ａとして記憶され、第４関数発生器１３２ｇには、アーム目標流量に対するアーム３スプール目標流量が予めテーブルにマップＭ４ｂとして記憶されている。マップＭ４ａとＭ４ｂとは、アーム目標流量が増加するほどアーム２及び３スプール目標流量を増加させる特性になっている。ここで、例えば、アーム２及び３スプール目標流量をアーム目標流量の３分の１に設定しても良い。この場合、後述する制限にかからなければ、アーム１スプール目標流量、アーム２スプール目標流量、アーム３スプール目標流量はアーム目標流量の３分の１ずつになる。算出したアーム２スプール目標流量信号は第１最小値選択部１３２ｂへ出力される。算出したアーム３スプール目標流量信号は第２最小値選択部１３２ｈへ出力される。
　第１最小値選択部１３２ｂは、第１関数発生器１３２ａからのアーム２スプール目標流量信号と、後述する第１最大値選択部１３２ｆからの制限信号とを入力し、これらの内の最小値を演算し、その最小値をアーム２スプール目標流量信号として第１減算器１３２ｃとポンプ流量指令演算部１３３とへ出力する。
　第１減算器１３２ｃは、目標動作演算部１１０からのアーム目標流量と第１最小値選択部１３２ｂからのアーム２スプール目標流量とを入力し、アーム目標流量からアーム２スプール目標流量を減算することで、アーム１スプール目標流量基準信号を演算する。算出したアーム１スプール目標流量基準信号を第２減算器１３２ｉへ出力する。
　第２関数発生器１３２ｄは、圧力センサ１０３が検出したアームクラウドパイロット圧力を入力し、予めテーブルに記憶されているマップＭ４ｃから得られる信号を第１最大値選択部１３２ｆへ出力する。ここで、マップＭ４ｃはアームクラウドパイロット圧力に対するアーム用第２方向制御弁１４ａのメータイン開口特性に略比例していて、アームクラウドパイロット圧力に応じてアーム２スプール流量上限値を増大している。
　第３関数発生器１３２ｅは、圧力センサ１０４が検出したアームダンプパイロット圧力を入力し、予めテーブルに記憶されているマップＭ４ｄから得られる信号を第１最大値選択部１３２ｆへ出力する。ここで、マップＭ４ｄはアームダンプパイロット圧力に対するアーム用第２方向制御弁１４ａのメータイン開口特性に略比例していて、アームダンプパイロット圧力に応じてアーム２スプール流量上限値を増大している。
　第１最大値選択部１３２ｆは、第２関数発生器１３２ｄの出力と第３関数発生器１３２ｅの出力とを入力し、これらの内の最大値を演算し、その最大値を第１最小値選択部１３２ｂへ出力する。
　第２最小値選択部１３２ｈは、第４関数発生器１３２ｇからのアーム３スプール目標流量信号と、後述する第２最大値選択部１３２Ｌからの制限信号と、第７関数発生器１３２ｍと第８関数発生器１３２ｎとからの制限信号とを入力し、これらの内の最小値を演算し、その最小値をアーム３スプール目標流量信号として第２減算器１３２ｉとポンプ流量指令演算部１３３とへ出力する。
　第２減算器１３２ｉは、第１減算器１３２ｃが算出したアーム１スプール目標流量基準信号と第２最小値選択部１３２ｈからのアーム３スプール目標流量とを入力し、アーム１スプール目標流量基準信号からアーム３スプール目標流量を減算することで、アーム１スプール目標流量基準信号を演算する。算出したアーム１スプール目標流量信号はポンプ流量指令演算部１３３へ出力する。
　第５関数発生器１３２Ｊは、圧力センサ１０３が検出したアームクラウドパイロット圧力を入力し、予めテーブルに記憶されているマップＭ４ｆから得られる信号を第２最大値選択部１３２Ｌへ出力する。ここで、マップＭ４ｆはアームクラウドパイロット圧力に対するアーム用第３方向制御弁１４ｃのメータイン開口特性に略比例していて、アームクラウドパイロット圧力に応じてアーム３スプール流量上限値を増大している。なお、マップＭ４ｆの特性は、マップＭ４ｃの特性と比べて、出力が立ち上がる入力値（アームクラウドパイロット圧力）を高く設定している。このことにより、アーム４を操作する第２操作レバー９ｂの操作量が少ない時には、先にアーム２スプール目標流量の信号が生成され、アーム４を操作する第２操作レバー９ｂの操作量が増加した後にアーム３スプール目標流量の信号が生成される。
　第６関数発生器１３２ｋは、圧力センサ１０４が検出したアームダンプパイロット圧力を入力し、予めテーブルに記憶されているマップＭ４ｇから得られる信号を第２最大値選択部１３２Ｌへ出力する。ここで、マップＭ４ｇはアームダンプパイロット圧力に対するアーム用第３方向制御弁１４ｃのメータイン開口特性に略比例していて、アームダンプパイロット圧力に応じてアーム３スプール流量上限値を増大している。なお、マップＭ４ｇの特性は、マップＭ４ｄの特性と比べて、出力が立ち上がる入力値（アームダンプパイロット圧力）を高く設定している。このことにより、アーム４を操作する第２操作レバー９ｂの操作量が少ない時には、先にアーム２スプール目標流量の信号が生成され、第２操作レバー９ｂの操作量が増加した後にアーム３スプール目標流量の信号が生成される。
　第２最大値選択部１３２Ｌは、第５関数発生器１３２Ｊの出力と第６関数発生器１３２ｋの出力とを入力し、これらの内の最大値を演算し、その最大値を第２最小値選択部１３２ｈへ出力する。
　第７関数発生器１３２ｍは、圧力センサＡ７が検出したアームシリンダ７のボトム側油室の圧力を入力し、予めテーブルに記憶されているマップＭ４ｉから得られる信号を第２最小値選択部１３２ｈへ出力する。ここで、マップＭ４ｉの設定については、後述するが、アームシリンダ７のボトム側油室の圧力に応じてアーム３スプール流量上限値を減少させている。
　第８関数発生器１３２ｂは、圧力センサ１０７と１０８とが検出した旋回右パイロット圧力と旋回左パイロット圧力の内の最大値を旋回パイロット圧力として入力し、予めテーブルに記憶されているマップＭ４ｈから得られる信号を第２最小値選択部１３２ｈへ出力する。ここで、マップＭ４ｈは、旋回パイロット圧力に対する旋回用方向制御弁１６ｃのセンタバイパス開口特性に略比例していて、旋回パイロット圧力に応じてアーム３スプール流量上限値を減少させている。
　アーム流量配分演算部１３２では、目標動作演算部１１０で算出されたアーム目標流量と、アームクラウドパイロット圧力やアームダンプパイロット圧力等を基に、アーム１～３スプール目標流量を算出するが、上述したように、第２関数発生器１３２ｄのマップＭ４ｃと第５関数発生器１３２ＪのマップＭ４ｆ、及び第３関数発生器１３２ｅのマップＭ４ｄと第６関数発生器１３２ｋのマップＭ４ｇにおいて、入力に対する出力立ち上がり点を変えているため、アーム４を操作する第２操作レバー９ｂの操作量の増加に伴い、アーム１スプール目標流量から順に生成される。
　その後、第２操作レバー９ｂの操作量に応じて、アーム１スプール目標流量とアーム２スプール目標流量が生成され、更に操作量が増加したときにアーム３スプール目標流量が生成される。
　次に、図９を用いてポンプ流量指令演算部１３３で行う演算の一例について説明する。ポンプ流量指令演算部１３３は、第１最大値選択部１３３ａと第１除算器１３３ｂと第１関数発生器１３３ｃと第２最大値選択部１３３ｄと第２除算器１３３ｅと第２関数発生器１３３ｆと第３最大値選択部１３３ｇと第３除算器１３３ｈと第３関数発生器１３３ｉとを備えている。
　第１最大値選択部１３３ａは、目標動作演算部１１０からのバケット目標流量信号とブーム流量配分演算部１３１からのブーム１スプール目標流量信号とアーム流量配分演算部１３２からのアーム２スプール目標流量信号とを入力し、これらの内の最大値を演算し、その最大値を第１ポンプ目標流量として第１除算器１３３ｂへ出力する。
　第１除算器１３３ｂは、第１最大値選択部１３３ａからの第１ポンプ目標流量と、回転数センサ２Ａｘが検出したエンジン回転数とを入力し、第１ポンプ目標流量をエンジン回転数で除算することで、第１ポンプ目標指令を演算する。算出した第１ポンプ目標指令信号を第１関数発生器１３３ｃへ出力する。
　第１関数発生器１３３ｃは、第１除算器１３３ｂが算出した第１ポンプ目標指令信号を入力し、予めテーブルに記憶されているマップＭ５ａから得られる信号を第１ポンプ流量指令信号としてレギュレータ２０ｄへ出力する。このことにより、第１油圧ポンプ２０ａの吐出流量が制御される。
　第２最大値選択部１３３ｄは、ブーム流量配分演算部１３１からのブーム２スプール目標流量信号とアーム流量配分演算部１３２からのアーム１スプール目標流量信号とを入力し、これらの内の最大値を演算し、その最大値を第２ポンプ目標流量として第２除算器１３３ｅへ出力する。
　第２除算器１３３ｅは、第２最大値選択部１３３ｄからの第２ポンプ目標流量と、回転数センサ２Ａｘが検出したエンジン回転数とを入力し、第２ポンプ目標流量をエンジン回転数で除算することで、第２ポンプ目標指令を演算する。算出した第２ポンプ目標指令信号を第２関数発生器１３３ｆへ出力する。
　第２関数発生器１３３ｆは、第２除算器１３３ｅが算出した第２ポンプ目標指令信号を入力し、予めテーブルに記憶されているマップＭ５ｂから得られる信号を第２ポンプ流量指令信号としてレギュレータ２０ｅへ出力する。このことにより、第２油圧ポンプ２０ｂの吐出流量が制御される。
　第３最大値選択部１３３ｇは、目標動作演算部１１０からの旋回目標流量信号とアーム流量配分演算部１３２からのアーム３スプール目標流量信号とを入力し、これらの内の最大値を演算し、その最大値を第３ポンプ目標流量として第３除算器１３３ｈへ出力する。
　第３除算器１３３ｈは、第３最大値選択部１３３ｇからの第３ポンプ目標流量と、回転数センサ２Ａｘが検出したエンジン回転数とを入力し、第３ポンプ目標流量をエンジン回転数で除算することで、第３ポンプ目標指令を演算する。算出した第３ポンプ目標指令信号を第３関数発生器１３３ｉへ出力する。
　第３関数発生器１３３ｉは、第３除算器１３３ｂが算出した第３ポンプ目標指令信号を入力し、予めテーブルに記憶されているマップＭ５ｃから得られる信号を第３ポンプ流量指令信号としてレギュレータ２０ｆへ出力する。このことにより、第３油圧ポンプ２０ｃの吐出流量が制御される。
　ポンプ流量指令演算部１３３では、第１最大値選択部１３３ａにアーム２スプール目標流量が入力され、第２最大値選択部１３３ｄにアーム１スプール目標流量が入力され、第３最大値選択部１３３ｇにアーム３スプール目標流量が入力されて、それぞれ、第１ポンプ目標流量～第３ポンプ目標流量を算出している。ここで、アーム流量配分演算部１３２では、上述したように、アーム４を操作する第２操作レバー９ｂの操作量の増加に応じて、アーム１スプール目標流量が先に生成され、次にアーム２スプール目標流量が生成され、最後にアーム３スプール目標流量が生成される。
　このため、アーム４を操作する第２操作レバー９ｂを操作している場合には、この操作量の増加に応じて、最初に第２ポンプ流量指令信号が発生し、次に第１ポンプ流量指令信号が発生し、最後に第３ポンプ流量指令信号が発生することになる。
　なお、本実施の形態においては、エンジン２Ａから各油圧ポンプへの減速比を１とした場合について説明している。減速比が１以外の場合には、減速比に応じた演算を行う必要がある。
　次に、アーム流量配分演算部１３２の第７関数発生器１３２ｍのマップの設定について図１０を用いて説明する。図１０は本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態を構成するコントローラのアーム流量配分演算部のマップの一例を示す特性図である。
　図１０において、横軸はアームシリンダ７のボトム側油室の圧力を、縦軸はアーム３スプールの目標流量をそれぞれ示している。また、実線で示す特性線Ａは、連通制御部１２０の第１関数発生器１２０ａに設定されるマップＭ１のアーム３クラウドパイロット圧力の制限特性信号を示し、破線で示す特性線Ｂは、第７関数発生器１３２ｍに設定されるマップＭ４ｉであって、アームシリンダ７のボトム側油室の圧力に対するアーム３スプール目標流量の上限制限の特性を示している。
　図１０に示すように、マップＭ４ｉ（特性線Ｂ）は、アームシリンダ７のボトム側油室の圧力の増加に伴い、アーム３スプール目標流量の上限値を低減するので、アームシリンダ７のボトム側油室の圧力の増加に伴い、アーム３クラウドパイロット圧力の制限特性を低減するマップＭ１（特性線Ａ）と動作方向は同じである。しかし、マップＭ４ｉ（特性線Ｂ）は、特性線Ａの降下開始よりも先に（アームシリンダ７のボトム側油室の圧力が小さい領域で）、アーム３スプール目標流量の上限の低減を開始する特性に設定されている。
　このことにより、アームシリンダ７のボトム側油室の圧力が増加してきた場合、先にアーム３スプール流量上限が下がるので第３油圧ポンプ２０ｃの吐出流量が低減し、その後、アーム３クラウドパイロット圧力の制限特性により、アーム３クラウド減圧弁２２が動作しアーム用第３方向制御弁１４ｃのセンタバイパス開口が開き始める。こうすることにより、アーム用第３方向制御弁１４ｃのセンタバイパス開口が開くまでにアーム３スプール流量上限が下がり第３油圧ポンプ２０ｃの吐出流量が低減する。この結果、アーム用第３方向制御弁１４ｃで発生するブリードオフ損失を低減することができる。また、アーム用第３方向制御弁１４ｃのセンタバイパス開口の開き始めにおけるアームシリンダ７へのメータイン流量の変化が小さくなり、このときのショックを低減できる。
　次に、本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態の動作について図を用いて説明する。図１１は本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態におけるポンプ流量制御部に関わる動作の一例を説明する特性図である。
　図１１において、横軸は時間を示していて、縦軸は、（ａ）パイロット圧力、（ｂ）油圧ポンプの吐出圧力、（ｃ）アーム用第３方向制御弁１４ｃセンタバイパス開口、（ｄ）第３油圧ポンプ吐出流量、（ｅ）第４油圧ポンプ吐出流量をそれぞれ示している。また、（ｂ）における実線は第２油圧ポンプ２０ｂの吐出圧力の特性を示し、破線は第３油圧ポンプ２０ｃの吐出圧力の特性を示している。また、時刻Ｔ１は、アームクラウド動作を開始した時刻を、時刻Ｔ２は、バケットが掘削面に接触するなどしてアームシリンダ７のボトム側油室の圧力が増加した時刻を、時刻Ｔ３は、アームシリンダ７のボトム側油室の圧力が更に増加した時刻をそれぞれ示している。なお、説明の簡略化のために第１油圧ポンプ２０ａの動作は省略して説明する。
　まず、時刻Ｔ１からアームクラウド動作を開始すると、（ａ）に示すようにアームクラウドパイロット圧力が立ちあがる。そして、アーム用第１方向制御弁１４ｂとアーム用第３方向制御弁１４ｃとが動作し、アームシリンダ７と各油圧ポンプが連通し、（ｂ）に示すポンプ吐出圧がアームシリンダ７のボトム側油室の圧力に応じた圧力まで立ち上がる。このとき、アームシリンダ７のボトム側油室の圧力が低い場合、（ｃ）に示すようにアーム用第３方向制御弁１４ｃのセンタバイパス開口は閉止となる。また、（ｄ）と（ｅ）で示すように、第３油圧ポンプ２０ｃの吐出流量と第２油圧ポンプ２０ｂの吐出流量は増加し、アーム４が動作する。
　次に、時刻Ｔ２において、例えば、バケット５が掘削面に接触するなどしてアームシリンダ７のボトム側油室の圧力が増加すると、（ｄ）に示すように、流量制御部１３０により第３油圧ポンプ２０ｃの吐出流量が低減される。このとき、アーム流量配分演算部１３２によりアームシリンダ７のボトム側油室の圧力に応じて第３油圧ポンプ２０の吐出流量を大きく低減するので、（ｅ）で示すように第２油圧ポンプ２０ｂの吐出流量の低減量は小さくなり、合計のアームメータイン流量がアーム目標流量に維持される。
　その後、アームシリンダ７のボトム側油室の圧力がさらに増加して、時刻Ｔ３において、連通制御部１２０におけるアーム３クラウドパイロット圧力の制限特性で一定値から減少開始する圧力値まで到達すると、（ｃ）に示すようにアーム用第３方向制御弁１４ｃのセンタバイパス開口が開き始め、（ｂ）に示すように第３油圧ポンプ２０ｃの吐出圧が低下し始める。なお、（ｄ）で示す時刻Ｔ３以降の第３油圧ポンプ２０ｃの吐出流量は、スタンバイ流量であることが望ましい。このように、第３油圧ポンプ２０ｃをスタンバイ流量で運転することにより、省エネ効果が向上する。　
　本実施の形態でいうスタンバイ流量とは、運転する油圧ポンプを保護するために流さなければならない圧油の最少吐出流量をいう。
　一般に、油圧ポンプの漏れ流量は吐出圧に略比例して増加し、吐出圧が高いほど油圧ポンプの損失に対する漏れ流量の影響が大きくなる。このため、高負荷時においては、第３油圧ポンプ２０ｃと第２油圧ポンプ２０ｂの両方でアームシリンダ７を駆動するよりも、本実施の形態にかかる油圧制御装置のように第２油圧ポンプ２０ｂのみでアームシリンダ７を駆動する方が合計のポンプ損失を小さくすることができ、省エネを図ることができる。
　また、アーム用第３方向制御弁１４ｃのセンタバイパス開口を開き始めるよりも先に、第３油圧ポンプ２０ｃの吐出流量を低減するので、アーム用第３方向制御弁１４ｃで発生するブリードオフ損失を低減することができる。また、アーム用第３方向制御弁１４ｃのセンタバイパス開口の開き始めにおけるアームシリンダ７へのメータイン流量の変化が小さくなり、このときのショックを低減できる。
　上述した本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態によれば、第１の油圧アクチュエータ（アームシリンダ７）の負荷が増加すればするほど、第１の油圧ポンプ（第３油圧ポンプ２０ｃ）の吐出流量を低減し、第１の制御弁（アーム用第３方向制御弁１４ｃ）を駆動して第１の油圧ポンプとタンクとの連通面積を拡大するので、第１の油圧ポンプ（第３油圧ポンプ２０ｃ）の吐出圧を下げ、ポンプ合計の漏れ流量を低減できる。このことにより、第１の油圧ポンプ（第３油圧ポンプ２０ｃ）から吐出する無効流量を低減できる。この結果、省エネルギ化された作業機械の油圧制御装置を提供できる。
　また、上述した本発明の作業機械の油圧制御装置の第１の実施の形態によれば、第１の油圧アクチュエータ（アームシリンダ７）の負荷に応じて、第１の油圧ポンプ（第３油圧ポンプ２０ｃ）とタンクとの連通面積を拡大するよりも先に第１の油圧ポンプ（第３油圧ポンプ２０ｃ）の吐出流量を低減するので、第１の制御弁（アーム用第３方向制御弁１４ｃ）で発生するブリードオフ損失を低減することができる。また、第１の制御弁（アーム用第３方向制御弁１４ｃ）開閉時の第１の油圧アクチュエータ（アームシリンダ７）へのメータイン流量の変化が小さくなり、このときのショックを低減できる。
　以下、本発明の作業機械の油圧制御装置の第２の実施の形態を図面を用いて説明する。図１２は本発明の作業機械の油圧制御装置の第２の実施の形態を示す油圧制御回路図である。図１２において図１乃至図１１に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。
　本発明の作業機械の油圧制御装置の第２の実施の形態において、全体のシステムの構成は、大略第１の実施の形態と同じであるが、コントローラ１００を用いずに、油圧回路のみで油圧制御装置を構成した点が第１の実施の形態と異なる。
　具体的には、図１２に示すように、第３油圧ポンプ２０ｃのレギュレータ２０ｆは、パイロット油圧で駆動するサブレギュレータ２０ｇにより動作する。このサブレギュレータ２０ｇには、パイロット油圧源２５から第１切換弁２３を介して、パイロット圧油が供給される。サブレギュレータ２０ｇへの圧油の供給に応じて、レギュレータ２０ｆは第３油圧ポンプ２０ｃの吐出流量を減少方向に制御する。
　第１切換弁２３は、操作部にアームシリンダ７のボトム側油室の圧油を導入し、片側にばねを備えた３ポート２位置の切換弁であり、入口ポートには、パイロット油圧源２５からの油路が接続され、出口ポートには、サブレギュレータ２０ｇへの油路が接続されている。ドレンポートにはタンクへの油路が接続されている。
　また、アーム用第３方向制御弁１４ｃの操作部に接続するアームクラウドパイロットラインには、供給されるアームクラウドパイロット圧油を制限又は遮断するアーム３クラウド減圧弁２２ｂが設けられている。このアーム３クラウド減圧弁２２ｂは、パイロット油圧で駆動する。このアーム３クラウド減圧弁２２ｂには、パイロット油圧源２５から第２切換弁２４を介して、パイロット圧油が供給される。アーム３クラウド減圧弁２２ｂへの圧油の供給に応じて、アーム３クラウド減圧弁２２ｂは第３油圧ポンプ２０ｃとタンクとの連通面積を拡大する。
　第２切換弁２４は、操作部にアームシリンダ７のボトム側油室の圧油を導入し、片側にばねを備えた３ポート２位置の切換弁であり、入口ポートには、パイロット油圧源２５からの油路が接続され、出口ポートには、アーム３クラウド減圧弁２２ｂの操作部への油路が接続されている。ドレンポートにはタンクへの油路が接続されている。
　なお、第１切換弁２３と第２切換弁２４とにおいては、操作部に導入されるアームシリンダ７のボトム側油室の圧油の圧力増加に対して、第１切換弁２３の方が第２切換弁２４より先に切換動作するように、それぞれの切換弁の特性を調節することが望ましい。
　また、本実施の形態においては、各ポンプライン２１ａ、２１ｂ、２１ｃに配置した方向制御弁を駆動する操作パイロット圧の最大値を検出し、この検出値に基づいてレギュレータ２０ｄ、２０ｅ、２０ｆを駆動しても良い。
　上述した本発明の作業機械の油圧制御装置の第２の実施の形態によれば、第１の実施の形態と同様の効果を得ることができる。
　また、本発明は上述した第１、第２の実施の形態に限られるものではなく、様々な変形例が含まれる。上記した実施形態は本発明をわかり易く説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。例えば、ある実施形態の構成の一部を他の実施の形態の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施形態の構成に他の実施の形態の構成を加えることも可能である。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加、削除、置換をすることも可能である。
　１：下部走行体、２：上部旋回体、２Ａ：エンジン、３：ブーム、４：アーム、５：バケット、６：ブームシリンダ、７：アームシリンダ（第１の油圧アクチュエータ）、８：バケットシリンダ、９：操作レバー（操作部）、１０：コントロールバルブ、１１：旋回油圧モータ、１３ａ：ブーム用第１方向制御弁、１３ｂ：ブーム用第２方向制御弁、１４ａ：アーム用第２方向制御弁、１４ｂ：アーム用第１方向制御弁、１４ｃ：アーム用第３方向制御弁（第１制御弁）、１５ａ：バケット用方向制御弁、１６ｃ：旋回用方向制御弁、２０：油圧ポンプ装置、２０ａ：第１油圧ポンプ、２０ｂ：第２油圧ポンプ（第２の油圧ポンプ）、２０ｃ：第３油圧ポンプ（第１の油圧ポンプ）、２０ｄ：第１油圧ポンプ用レギュレータ、２０ｅ：第２油圧ポンプ用レギュレータ、２０ｆ：第３油圧ポンプ用レギュレータ、２１ａ：第１ポンプライン、２１ｂ：第２ポンプライン、２１ｃ：第３ポンプライン、２２：アーム３クラウド減圧弁（第１制御弁）、２２ｂ：アーム３クラウド減圧弁（第１制御弁）、２３：第１切換弁、２４：第２切換弁、１００：コントローラ、１０１～１０８：パイロット圧力センサ、１１０：目標動作演算部、１２０：連通制御部（制御弁駆動部）、１３０：流量制御部（流量制御部）、Ａ７：ブームシリンダボトム側油室圧力センサ（負荷検出部）。

Claims (5)

  1. 　第１の油圧アクチュエータと、前記第１の油圧アクチュエータと連通可能な第１の油圧ポンプおよび第２の油圧ポンプと、前記第１の油圧ポンプが吐出する圧油をタンクへ還流可能な第１の制御弁と、前記第１の油圧アクチュエータの負荷を検出する負荷検出部とを備えた作業機械の油圧制御装置であって、
    　前記負荷検出部が検出した検出信号を取り込み、前記第１の油圧アクチュエータの負荷の増加に応じて、前記第１の油圧ポンプと前記タンクとの連通面積を拡大するように前記第１の制御弁を駆動する制御弁駆動部と、
    　前記第１の油圧ポンプと前記第２の油圧ポンプとから前記第１の油圧アクチュエータへ圧油を供給している場合において、前記負荷検出部が検出した検出信号を取り込み、前記第１の油圧アクチュエータの負荷の増加に応じて、前記第１の油圧ポンプの吐出流量を低減する制御を行なう流量制御部とを備えた
    　ことを特徴とする作業機械の油圧制御装置。
  2. 　請求項１に記載の作業機械の油圧制御装置において、
    　前記第１の油圧アクチュエータの負荷の増加に応じて、前記制御弁駆動部が前記第１の油圧ポンプと前記タンクとの連通面積を拡大するように前記第１の制御弁を駆動するよりも先に、前記流量制御部が前記第１の油圧ポンプの吐出流量を低減する制御を行なう
    　ことを特徴とする作業機械の油圧制御装置。
  3. 　請求項１に記載の作業機械の油圧制御装置において、
    　前記流量制御部はさらに前記第２の油圧ポンプの吐出流量を低減制御可能であり、
    　前記第１の油圧アクチュエータの負荷の増加に応じて、前記第２の油圧ポンプの吐出流量を低減する制御を行なうよりも先に前記第１の油圧ポンプの吐出流量を低減する制御を行なう
    　ことを特徴とする油圧制御装置。
  4. 　請求項１に記載の作業機械の油圧制御装置において、
    　前記第１の油圧アクチュエータの動作を指示する第１の操作部と、前記第１の操作部の操作量を検出する操作量検出部とを備え、
    　前記流量制御部は、前記操作量検出部が検出した検出信号を取り込み、前記第１の操作部の操作量の増加に応じて、前記第１の油圧ポンプから前記第１の油圧アクチュエータへ供給される圧油の流量よりも先に、前記第２の油圧ポンプから前記第１の油圧アクチュエータへ供給される圧油の流量を増加させる
    　ことを特徴とする油圧制御装置。
  5. 　請求項１に記載の作業機械の油圧制御装置において、
    　前記流量制御部によって低減制御された後の前記第１の油圧ポンプの吐出流量は、前記第１の油圧ポンプのスタンバイ流量である
    　ことを特徴とする油圧制御装置。
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