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技術 油圧駆動装置

出願人 日立建機株式会社
発明者 釣賀靖貴金井隆史川本純也
出願日 1997年11月17日 (23年1ヶ月経過) 出願番号 1997-332406
公開日 1998年7月31日 (22年4ヶ月経過) 公開番号 1998-196604
状態 特許登録済
技術分野 流体圧回路(1) 流量の制御
主要キーワード 複合レバー ケーシング入口 固定容量油圧ポンプ サチュレーション領域 固定ポンプ 負荷ライン 上昇割合 設定変更装置
関連する未来課題
重要な関連分野

この項目の情報は公開日時点(1998年7月31日)のものです。
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図面 (14)

課題

ロードセンシング制御油圧駆動装置で、エンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善を図り、エンジン回転数を低く設定した場合には良好な微操作性が得られるようにする。

解決手段

流量制御弁6a,6b,6cの前後差圧圧力補償弁7a,7b,7cにより同じ値である差圧ΔPLSになるように制御され、差圧ΔPLSはポンプ容量制御装置5により目標差圧ΔPLSrefに維持される。目標差圧ΔPLSrefをエンジン1の回転数の変化によって変更するため、固定容量油圧ポンプ30の吐出路30a,30bに流量検出弁31を設け、この流量検出弁31の可変絞り31aの前後差圧ΔPpを設定変更装置32に導き、目標差圧ΔPLSrefを変更する。流量検出弁31は、可変絞り31a自身の前後差圧ΔPpに依存して可変絞り31aの開口面積を変化させ、かつ前後差圧ΔPpをエンジン1の回転数によって変化させる。

概要

背景

油圧ポンプ吐出圧と複数のアクチュエータ最高負荷圧との差圧設定値に維持するよう油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御技術として、特開平5−99126号公報に記載のポンプ容量制御装置や特開昭60−11706号公報に記載の油圧駆動装置がある。

特開平5−99126号公報に記載のポンプ容量制御装置は、可変容量型の油圧ポンプの斜板傾転するサーボピストンと、油圧ポンプの吐出圧Psとこの油圧ポンプにより駆動されるアクチュエータの負荷圧PLSとの差圧ΔPLSによってポンプ吐出圧をサーボピストンに供給して差圧ΔPLSを設定値ΔPLSrefに維持し、容量制御する傾転制御装置とを備えている。また、可変容量型の油圧ポンプとともにエンジンにより駆動される固定容量油圧ポンプと、この固定容量油圧ポンプの吐出路に設けられた絞りと、この絞りの前後差圧ΔPpによって傾転制御装置の設定値ΔPLSrefを変更する設定変更手段とを備え、固定容量油圧ポンプの吐出路に設けた絞りの前後差圧の変化でエンジン回転数を検出し、傾転制御装置の設定値ΔPLSrefを変更するようにしている。

特開昭60−11706号公報に記載の油圧駆動装置は、可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータと、油圧ポンプから複数のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁と、これら複数の流量制御弁の前後差圧を同じに制御する複数の圧力補償弁と、油圧ポンプの吐出圧Psと複数のアクチュエータの最高負荷圧PLSとの差圧ΔPLSを設定値ΔPLSrefに維持するよう油圧ポンプの容量を制御するポンプ容量制御装置とを備えている。また、圧力補償弁は、それぞれ、流量制御弁の上流に設置され、流量制御弁の前後差圧を閉弁方向に作用させるとともに、油圧ポンプの吐出圧Psと複数のアクチュエータの最高負荷圧PLSとの差圧ΔPLSを開弁方向に作用させ、その差圧ΔPLSを圧力補償目標差圧として流量制御弁の前後差圧を制御することにより複数の流量制御弁の前後差圧を同じに制御している。

概要

ロードセンシング制御の油圧駆動装置で、エンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善を図り、エンジン回転数を低く設定した場合には良好な微操作性が得られるようにする。

流量制御弁6a,6b,6cの前後差圧は圧力補償弁7a,7b,7cにより同じ値である差圧ΔPLSになるように制御され、差圧ΔPLSはポンプ容量制御装置5により目標差圧ΔPLSrefに維持される。目標差圧ΔPLSrefをエンジン1の回転数の変化によって変更するため、固定容量油圧ポンプ30の吐出路30a,30bに流量検出弁31を設け、この流量検出弁31の可変絞り31aの前後差圧ΔPpを設定変更装置32に導き、目標差圧ΔPLSrefを変更する。流量検出弁31は、可変絞り31a自身の前後差圧ΔPpに依存して可変絞り31aの開口面積を変化させ、かつ前後差圧ΔPpをエンジン1の回転数によって変化させる。

目的

本発明の目的は、エンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善を図ることにより、エンジン回転数を低く設定した場合には良好な微操作性が得られる油圧駆動装置を提供することである。

効果

実績

技術文献被引用数
2件
牽制数
3件

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請求項1

エンジン(1)と、このエンジンにより駆動される可変容量型油圧ポンプと(2)、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータ(3a,3b)と、前記油圧ポンプから複数のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁(6a,6b)と、前記油圧ポンプの吐出圧Psと前記複数のアクチュエータの最高負荷圧PLSとの差圧ΔPLSを設定値ΔPLSrefに維持するよう前記油圧ポンプを容量制御するポンプ容量制御手段(5,5A,5B)とを備え、このポンプ容量制御手段は前記エンジンの回転数に応じて前記ポンプ容量制御手段の設定値ΔPLSrefを変更可能になっている油圧駆動装置において、前記複数の流量制御弁(6a,6b)の前後差圧を前記差圧ΔPLSの同じ差圧に制御する複数の圧力補償弁(7a,7b)と、前記エンジン(1)の回転数を検出し、このエンジン回転数がエンジンの最低回転数側の領域にあるときは、前記差圧ΔPLSと前記複数の流量制御弁(6a,6b)のそれぞれの開口面積との積で表される複数の流量制御弁(6a,6b)の合計の最大要求流量Qvtotalが前記油圧ポンプ(2)のその時のエンジン回転数における最大吐出量Qsmaxよりも少なくなるように、前記ポンプ容量制御手段(5,5A,5B)の設定値ΔPLSrefを変更する設定変更手段(38,38A,38B)とを有することを特徴とする油圧駆動装置。

請求項2

請求項1記載の油圧駆動装置において、前記設定変更手段(38)は、前記可変容量型の油圧ポンプ(2)とともに前記エンジン(1)により駆動される固定容量油圧ポンプ(30)と、この固定容量油圧ポンプの吐出路(30b)に設けられた流量検出弁(31,31B)と、前記流量検出弁の前後差圧ΔPpによって前記設定値ΔPLSrefを変更する操作駆動部(32,32A)とを有し、前記流量検出弁は、前記エンジン回転数が前記最低回転数側の領域にあるときよりも前記定格回転数側の領域にあるときの方が開口面積が大きくなるよう構成されていることを特徴とする油圧駆動装置。

請求項3

請求項2記載の油圧駆動装置において、前記流量検出弁(31)は、可変絞り(31a)を備えた弁装置(31b)と、前記エンジン(1)の回転数が低下するに従って前記可変絞り(31a)の開口面積が小さくなるよう調整する絞り調整手段(31c,31d,31e)とを有することを特徴とする油圧駆動装置。

請求項4

請求項2記載の油圧駆動装置において、前記流量検出弁31Bは、固定絞り(31Ba)を備えた弁装置(31Bb)と、前記エンジン回転数が前記最低回転数側の領域にあるときは前記固定絞り(31Ba)を有効化し、前記エンジン回転数が定格回転数より低いある設定回転数まで上昇すると、前記流量検出弁の前後差圧の上昇割合が低減するよう前記固定絞り(31Ba)を制御する絞り調整手段(31c,31d,31e)とを有することを特徴とする油圧駆動装置。

請求項5

請求項3又は4記載の油圧駆動装置において、前記絞り調整手段(31c,31d,31e)は、前記流量検出弁(31,31B)自身の前後差圧ΔPpに依存して前記弁装置(31b,31Bb)の位置を調整することを特徴とする油圧駆動装置。

請求項6

請求項2記載の油圧駆動装置において、前記設定変更手段(38A)は、前記流量検出弁(31)の前後差圧ΔPpに相当する信号圧を発生する圧力制御弁(40)を更に有し、前記操作駆動部(32A)はこの圧力制御弁からの信号圧によって前記設定値ΔPLSrefを変更することを特徴とする油圧駆動装置。

請求項7

請求項2記載の油圧駆動装置において、前記ポンプ容量制御手段(5,5A,5B)は、前記可変容量型の油圧ポンプ(2)の押しのけ容積可変機構(2a)を作動するサーボピストン(20)と、前記油圧ポンプ(2)の吐出圧Psとアクチュエータ(3a,3b)の負荷圧PLSとの差圧ΔPLSに応じて前記サーボピストンを駆動し前記差圧ΔPLSを前記設定値ΔPLSrefに維持する傾転制御装置(21)とを有し、この傾転制御装置は前記設定値ΔPLSrefの基本値を設定するバネ(23a)を有し、前記操作駆動部(32,32A)はそのバネと共働して前記設定値ΔPLSrefを可変的に設定することを特徴とする油圧駆動装置。

技術分野

0001

本発明は可変容量型油圧ポンプを備えた油圧駆動装置に係わり、特に、油圧ポンプの吐出圧と複数のアクチュエータ最高負荷圧との差圧設定値に維持するよう油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御の油圧駆動装置に関する。

背景技術

0002

油圧ポンプの吐出圧と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を設定値に維持するよう油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御技術として、特開平5−99126号公報に記載のポンプ容量制御装置や特開昭60−11706号公報に記載の油圧駆動装置がある。

0003

特開平5−99126号公報に記載のポンプ容量制御装置は、可変容量型の油圧ポンプの斜板傾転するサーボピストンと、油圧ポンプの吐出圧Psとこの油圧ポンプにより駆動されるアクチュエータの負荷圧PLSとの差圧ΔPLSによってポンプ吐出圧をサーボピストンに供給して差圧ΔPLSを設定値ΔPLSrefに維持し、容量制御する傾転制御装置とを備えている。また、可変容量型の油圧ポンプとともにエンジンにより駆動される固定容量油圧ポンプと、この固定容量油圧ポンプの吐出路に設けられた絞りと、この絞りの前後差圧ΔPpによって傾転制御装置の設定値ΔPLSrefを変更する設定変更手段とを備え、固定容量油圧ポンプの吐出路に設けた絞りの前後差圧の変化でエンジン回転数を検出し、傾転制御装置の設定値ΔPLSrefを変更するようにしている。

0004

特開昭60−11706号公報に記載の油圧駆動装置は、可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータと、油圧ポンプから複数のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁と、これら複数の流量制御弁の前後差圧を同じに制御する複数の圧力補償弁と、油圧ポンプの吐出圧Psと複数のアクチュエータの最高負荷圧PLSとの差圧ΔPLSを設定値ΔPLSrefに維持するよう油圧ポンプの容量を制御するポンプ容量制御装置とを備えている。また、圧力補償弁は、それぞれ、流量制御弁の上流に設置され、流量制御弁の前後差圧を閉弁方向に作用させるとともに、油圧ポンプの吐出圧Psと複数のアクチュエータの最高負荷圧PLSとの差圧ΔPLSを開弁方向に作用させ、その差圧ΔPLSを圧力補償目標差圧として流量制御弁の前後差圧を制御することにより複数の流量制御弁の前後差圧を同じに制御している。

発明が解決しようとする課題

0005

特開昭60−11706号公報に記載の油圧駆動装置のポンプ容量制御装置として特開平5−99126号公報に記載のものを用いたシステムを比較例として考えた場合、このようなシステムでは、圧力補償弁により制御される流量制御弁の前後の目標差圧はポンプ容量制御手段により制御される油圧ポンプの吐出圧Psと最高負荷圧PLSとの差圧ΔPLSの設定値ΔPLSrefに一致するため、エンジン回転数に比例して傾転制御装置の設定値ΔPLSrefが制御されると共に、流量制御弁前後の目標差圧(=ΔPLSref)も制御される。この場合、各アクチュエータの単独操作においてアクチュエータの要求する流量がポンプ最大吐出量を超えないように設定がなされるのが普通である。この結果、各アクチュエータの単独操作においては、エンジン回転数如何に係わらず、流量制御弁の操作ストローク量に比例した流量が各アクチュエータに供給され、良好な操作性が保証される。

0006

それに対し、複数のアクチュエータを同時に動作する複合動作などで、油圧ポンプの最大吐出量が流量制御弁全体で必要とする流量に満たない場合、アクチュエータに供給される流量が不足する状態が生じる(以後サチュレーションと呼ぶ)。また、複合動作では、通常作業を行うエンジン回転数からエンジン回転数を低く設定すると、上記2つの従来例の組み合わせの動作により、同じ操作ストロークの組み合わせでも、流量制御弁前後の目標差圧ΔPLSrefがエンジン回転数に比例して減少するため、流量制御弁全体で必要とする流量もエンジン回転数に比例して低下する。しかし、油圧ポンプの最大吐出量もエンジン回転数に比例して減少するため、不足する流量の割合は変わらない(図4参照)。従って、このサチュレーション領域に操作ストロークが達すると、操作ストロークに対して比例的なアクチュエータの動作が保証できず、オペレータは違和感を感じる。実際、通常のエンジン回転数で行われる掘削作業などでは微操作性より応答性が要求されるため、このサチュレーション現象はさほど問題とされないが、微操作を行う目的でエンジン回転数を下げた場合、操作ストローク量に依存してサチュレーションが発生するため、違和感がある。

0007

本発明の目的は、エンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善を図ることにより、エンジン回転数を低く設定した場合には良好な微操作性が得られる油圧駆動装置を提供することである。

課題を解決するための手段

0008

上記目的を達成する本発明の特徴及びそれに付随する特徴は次のようである。

0009

(1)まず、本発明では、エンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータと、前記油圧ポンプから複数のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁と、前記油圧ポンプの吐出圧Psと前記複数のアクチュエータの最高負荷圧PLSとの差圧ΔPLSを設定値ΔPLSrefに維持するよう前記油圧ポンプを容量制御するポンプ容量制御手段とを備え、このポンプ容量制御手段は前記エンジンの回転数に応じて前記ポンプ容量制御手段の設定値ΔPLSrefを変更可能になっている油圧駆動装置において、前記複数の流量制御弁の前後差圧を前記差圧ΔPLSの同じ差圧に制御する複数の圧力補償弁と、前記エンジンの回転数を検出し、このエンジン回転数がエンジンの最低回転数側の領域にあるときは、前記差圧ΔPLSと前記複数の流量制御弁のそれぞれの開口面積との積で表される複数の流量制御弁の合計の最大要求流量Qvtotalが前記油圧ポンプのその時のエンジン回転数における最大吐出量Qsmaxよりも少なくなるように、前記ポンプ容量制御手段の設定値ΔPLSrefを変更する設定変更手段とを有するものとする。

0010

このように設定変更手段を設け、流量制御弁の合計の最大要求流量Qvtotalと油圧ポンプの最大吐出量Qsmaxとの関係を調整することにより、エンジンの回転数が通常作業に適した定格回転数に設定した場合には、複数の流量制御弁の合計の最大要求流量が油圧ポンプの最大吐出量より多く、サチュレーションが生じる状態にあっても、エンジンの回転数を低く設定すると、複数の流量制御弁の合計の最大要求流量は油圧ポンプの最大吐出量以下に低下し、サチュレーションを起こさないようになる。このため、複数の流量制御弁の総レバー操作量に対する流量制御弁の通過流量の傾きは小さくなり、メータリングの広い有効領域を確保することができ、そのメータリングの広い有効領域を使った良好な操作性能を実現できる。

0011

(2)上記(1)において、好ましくは、前記設定変更手段は、前記可変容量型の油圧ポンプとともに前記エンジンにより駆動される固定容量油圧ポンプと、この固定容量油圧ポンプの吐出路に設けられた流量検出弁と、前記流量検出弁の前後差圧ΔPpによって前記設定値ΔPLSrefを変更する操作駆動部とを有し、前記流量検出弁は、前記エンジン回転数が前記最低回転数側の領域にあるときよりも前記定格回転数側の領域にあるときの方が開口面積が大きくなるよう構成される。

0012

これにより設定変更手段は、油圧的構成により、上記(1)の機能(エンジンの回転数を検出し、このエンジン回転数がエンジンの最低回転数側の領域にあるときは流量制御弁の合計の最大要求流量Qvtotalが油圧ポンプの最大吐出量Qsmaxよりも少なくなるようにポンプ容量制御手段の設定値ΔPLSrefを変更する機能)を実現できる。

0013

(3)上記(2)において、好ましくは、前記流量検出弁は、可変絞りを備えた弁装置と、前記エンジンの回転数が低下するに従って前記可変絞りの開口面積が小さくなるよう調整する絞り調整手段とを有する。

0014

これにより流量検出弁は、上記(2)のようにエンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときよりも定格回転数側の領域にあるときの方が開口面積が大きくなるようになる。

0015

(4)また、上記(2)において、前記流量検出弁は、固定絞りを備えた弁装置と、前記エンジン回転数が前記最低回転数側の領域にあるときは前記固定絞りを有効化し、前記エンジン回転数が定格回転数より低いある設定回転数まで上昇すると、前記流量検出弁の前後差圧の上昇割合が低減するよう前記固定絞りを制御する絞り調整手段とを有するものとしてもよい。

0016

これによっても流量検出弁は、上記(2)のようにエンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときよりも定格回転数側の領域にあるときの方が開口面積が大きくなるようになる。また、流量検出弁を固定絞り用いて構成できるので、製作が容易となる。

0017

(5)更に、上記(3)又は(4)において、好ましくは、前記絞り調整手段は、前記流量検出弁自身の前後差圧ΔPpに依存して前記弁装置の位置を調整させるものとする。

0018

これにより流量検出弁は、エンジン回転数を油圧的に検出し、エンジン回転数に応じて可変絞りの開口面積又は固定絞りの絞り状態を調整できる。

0019

(6)また、上記(2)において、好ましくは、前記設定変更手段は、前記流量検出弁の前後差圧ΔPpに相当する信号圧を発生する圧力制御弁を更に有し、前記操作駆動部はこの圧力制御弁からの信号圧によって前記設定値ΔPLSrefを変更する。

0020

これにより1本のパイロットラインで信号圧を導くことができるようになり、回路構成が簡素化されると共に、信号圧が低圧となるのでパイロットラインのホース等を低圧用のものを使用でき安価となる。

0021

(7)更に、上記(2)において、好ましくは、前記ポンプ容量制御手段は、前記可変容量型の油圧ポンプの押しのけ容積可変機構を作動するサーボピストンと、前記油圧ポンプの吐出圧Psとアクチュエータの負荷圧PLSとの差圧ΔPLSに応じて前記サーボピストンを駆動し前記差圧ΔPLSを前記設定値ΔPLSrefに維持する傾転制御装置とを有し、この傾転制御装置は前記設定値ΔPLSrefの基本値を設定するバネを有し、前記操作駆動部はそのバネと共働して前記設定値ΔPLSrefを可変的に設定する。

0022

これにより操作駆動部は流量検出弁の前後差圧によって設定値ΔPLSrefを変更できるようになる。

発明を実施するための最良の形態

0023

以下、本発明の実施形態を図面を用いて説明する。

0024

図1は本発明の第1の実施形態による油圧駆動装置を示すもので、この油圧駆動装置は、エンジン1と、このエンジン1により駆動される可変容量型の油圧ポンプ2と、この油圧ポンプ2から吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータ3a,3b,3cと、油圧ポンプ2の吐出管路100に接続され、油圧ポンプ2からアクチュエータ3a,3b,3cに供給される圧油の流量と方向をそれぞれ制御する複数の切換制御弁4a,4b,4cからなる弁装置4と、油圧ポンプ2を容量制御するポンプ容量制御装置5とを備えている。

0025

複数の切換制御弁4a,4b,4cは、それぞれ、複数の流量制御弁6a,6b,6cと、これら複数の流量制御弁6a,6b,6cの前後差圧を同じに制御する複数の圧力補償弁7a,7b,7cとで構成されている。

0026

複数の圧力補償弁7a,7b,7cは、それぞれ、流量制御弁6a,6b,6cの上流に設置された前置きタイプであり、圧力補償弁7aは2対の対向する制御圧力室70a,70b及び70c,70dを有し、制御圧力室70a,70bに流量制御弁6aの上流側及び下流側の圧力をそれぞれ導き、制御圧力室70c,70dに油圧ポンプ2の吐出圧Psと複数のアクチュエータ3a,3b,3cの最高負荷圧PLSとをそれぞれ導き、これにより流量制御弁6aの前後差圧を閉弁方向に作用させるとともに、油圧ポンプ2の吐出圧Psと複数のアクチュエータ3a,3b,3cの最高負荷圧PLSとの差圧ΔPLSを開弁方向に作用させ、その差圧ΔPLSを圧力補償の目標差圧として流量制御弁6aの前後差圧を制御する。圧力補償弁7b,7cも同様に構成されている。

0027

このように圧力補償弁7a,7b,7cが同じ差圧ΔPLSを目標差圧としてそれぞれの流量制御弁6a,6b,6cの前後差圧を制御することにより、流量制御弁6a,6b,6cの前後差圧はともに差圧ΔPLSになるように制御され、流量制御弁6a,6b,6cの要求流量は差圧ΔPLSとそれぞれの開口面積との積で表されるものとなる。

0028

複数の流量制御弁6a,6b,6cには、それぞれ、アクチュエータ3a,3b,3cの駆動時にそれらの負荷圧を取り出す負荷ポート60a,60b,60cが設けられ、これら負荷ポート60a,60b,60cに取り出された負荷圧のうちの最高の圧力が負荷ライン8a,8b,8c、8d及びシャトル弁9a,9bを介して信号ライン10に検出され、この圧力が上記最高負荷圧PLSとして圧力補償弁7a,7b,7cに与えられる。

0029

油圧ポンプ2は斜板2aの傾転角を大きくすることにより吐出量を増加させる斜板ポンプであり、ポンプ容量制御装置6は、油圧ポンプ2の斜板2aを傾転するサーボピストン20と、このサーボピストン20を駆動し、斜板2aの傾転角を制御することで油圧ポンプ2の容量制御をする傾転制御装置21とを備えている。サーボピストン20は吐出管路100からの圧力(油圧ポンプ2の吐出圧Ps)と傾転制御装置21からの指令圧力とによって動作する。傾転制御装置21は第1傾転制御弁22と第2傾転制御弁23とを有している。

0030

第1傾転制御弁22は吐出管路100からの圧力(油圧ポンプ2の吐出圧Ps)が高くなると油圧ポンプ2の吐出量を減少させる馬力制御弁であり、油圧ポンプ2の吐出圧Psを元圧として入力し、油圧ポンプ2の吐出圧Psがバネ22aで設定される所定レベル以下であればスプール22bを図示右方に移動し、油圧ポンプ2の吐出圧Psをそのまま出力する。このとき、この出力圧が指令圧力としてそのままサーボピストン20に与えられると、サーボピストン20は面積差により図示左方に移動し、斜板2aの傾転角を増加させ、油圧ポンプ2の吐出量を増加する。その結果、油圧ポンプ2の吐出圧Psが上昇する。油圧ポンプ2の吐出圧Psがバネ22aの所定レベルを越えるとスプール22bを図示左方に移動して吐出圧Psを減圧し、その低下した圧力を指令圧力として出力する。このため、サーボピストン20は図示右方に移動し、斜板2aの傾転角を減少させ、油圧ポンプ2の吐出量を減少する。その結果、油圧ポンプ2の吐出圧Psが低下する。

0031

第2傾転制御弁23は、油圧ポンプ2の吐出圧Psとアクチュエータ3a,3b,3cの最高負荷圧PLSとの差圧ΔPLSを目標差圧ΔPLSrefに維持するように制御するロードセンシング制御弁であり、目標差圧ΔPLSrefの基本値を設定するバネ23aと、スプール23bと、吐出管路100からの圧力(油圧ポンプ2の吐出圧Ps)とアクチュエータ3a,3b,3cの最高負荷圧PLSによって動作し、スプール23bを動かす第1操作駆動部24とを有している。

0032

第1操作駆動部24は、スプール23bに作用するピストン24aと、ピストン24aにより分割された2つの油圧室24b,24cとを有し、油圧室24bには油圧ポンプ2の吐出圧が導かれ、油圧室24cには最高負荷圧PLSが導かれかつ上記のバネ23aが内蔵されている。

0033

また、第2傾転制御弁23は第1傾転制御弁22の出力圧を元圧として入力し、目標差圧ΔPLSrefに比べ差圧ΔPLSが低い場合は、第1操作駆動部24によりスプール23bが図示左方に移動し、第1傾転制御弁22の出力圧をそのまま出力する。このとき、第1傾転制御弁22の出力圧が油圧ポンプ2の吐出圧Psであるとすると、この吐出圧Psが指令圧力としてサーボピストン20に与えられ、サーボピストン20は面積差により図示左方に移動し、斜板2aの傾転角を増加させ、油圧ポンプ2の吐出量を増加する。その結果、油圧ポンプ2の吐出圧Psが上昇し、差圧ΔPLSが上昇する。逆に目標差圧ΔPLSrefに対し差圧ΔPLSが高い場合は、第1操作駆動部24によりスプール23bが図示右方に移動して第1傾転制御弁22の出力圧を減圧し、その低下した圧力を指令圧力として出力する。このため、サーボピストン20は図示右方に移動し、斜板2aの傾転角を減少させ、油圧ポンプ2の吐出量を減少する。その結果、油圧ポンプ2の吐出圧Psが低下し、差圧ΔPLSが低下する。結果として、差圧ΔPLSは目標差圧ΔPLSrefに維持される。

0034

ここで、流量制御弁6a,6b,6cの前後差圧は圧力補償弁7a,7b,7cにより同じ値である差圧ΔPLSになるように制御されているので、上記のように差圧ΔPLSが目標差圧ΔPLSrefに維持されることは、結果として流量制御弁6a,6b,6cの前後差圧が目標差圧ΔPLSrefに維持されることになる。

0035

また、ポンプ容量制御装置5は、第2傾転制御弁23の目標差圧ΔPLSrefをエンジン1の回転数の変化に応じて変更する設定変更手段38を有し、この設定変更手段38は、可変容量型の油圧ポンプ2とともにエンジン1により駆動される固定容量油圧ポンプ30と、この固定容量油圧ポンプ30の吐出路30a,30bに設けられ、開口面積が連続的に調整可能な可変絞り31aを有する流量検出弁31と、この流量検出弁31の可変絞り31aの前後差圧ΔPpによって目標差圧ΔPLSrefを変更する第2操作駆動部32とで構成されている。

0036

固定容量油圧ポンプ30は通常パイロット油圧源として設けられているものであり、吐出路30bにはパイロット油圧源としての元圧を規定するリリーフ弁33が接続され、更に吐出路30bは、例えば流量制御弁6a,6b,6cを切換操作するためのパイロット圧を生成するリモコン弁(図示せず)へと接続されている。

0037

第2操作駆動部32は、第2傾転制御弁23の第1操作駆動部24と一体に設けられた追加の操作駆動部であり、第1操作駆動部24のピストン24aに作用するピストン32aと、ピストン32aにより分割された2つの油圧室32b,32cとを有し、油圧室32bにはパイロットライン34aを介して流量検出弁(可変絞り31a)の上流側の圧力が導かれ、油圧室32cにはパイロットライン34bを介して流量検出弁(可変絞り31a)の下流側の圧力が導かれ、ピストン32aは流量検出弁31の可変絞り31aの前後差圧ΔPpに応じた力でピストン24aを図示左方に付勢している。第2傾転制御弁23の目標差圧ΔPLSrefは上記のバネ23aにより与えられる基本値とこのピストン32aの付勢力によって設定され、流量検出弁31の可変絞り31aの前後差圧ΔPpが小さくなるとピストン32aはピストン24aを押す力を小さくし、目標差圧ΔPLSrefを小さくし、前後差圧ΔPpが増大するとピストン32aはピストン24aを押す力を大きくし、目標差圧ΔPLSrefを大きくする。ここで、流量検出弁31の可変絞り31aの前後差圧ΔPpはエンジン1の回転数によって変化する(後述)。このため、第2操作駆動部32はエンジン回転数に応じて第1傾転制御弁23の目標差圧ΔPLSrefを変更するものとなる。

0038

流量検出弁31は、可変絞り31a自身の前後差圧ΔPpに依存して可変絞り31aの開口面積を変化させる構成となっている。すなわち、流量検出弁31は、弁体31bと、弁体31bに対し可変絞り31aの開口面積を減少させる方向に作用するバネ31cと、弁体31bに対し可変絞り31aの開口面積を増大させる方向に作用する制御圧力室31dと、弁体31bに対し可変絞り31aの開口面積を減少させる方向に作用する制御圧力室31eとを有し、制御圧力室31dにはパイロットライン35aを介して可変絞り31aの上流側の圧力が導かれ、制御圧力室31eにはパイロットライン35bを介して可変絞り31aの下流側の圧力が導かれている。

0039

可変絞り31aの開口面積はバネ31cの力と制御圧力室31d,31eの付勢力とのバランスにより決まり、可変絞り31aの前後差圧ΔPpが小さくなると弁体31bは図示右方に移動し、可変絞り31aの開口面積を小さくし、前後差圧ΔPpが増大すると弁体31b外し左方に移動し、可変絞り31aの開口面積を大きくする。

0040

そして、可変絞り31aの前後差圧ΔPpはエンジン1の回転数によって変化する。すなわち、エンジン1の回転数が低下すれば、油圧ポンプ30の吐出量が減少し、可変絞り31aの前後差圧ΔPpは低下する。したがって、制御圧力室31d,31eとバネ31cは、エンジン1の回転数が低下するに従って小さくなるよう可変絞り31aの開口面積を調整する絞り調整手段として機能する。

0041

図2に流量検出弁31の内部構造を示す。図2において、ケーシング31fの中を弁体31bとしてのピストンが動き、その隙間の面積が可変絞り31aの開口面積Apとして与えられる。ピストン31bは、バネ31cによって支持され、バネ31cのバネ力Fは、可変絞り31aの開口面積を小さくする方向にピストン31bに働く。ケーシング31f内の圧油の流れから、可変絞り31aの前後差圧ΔPpは可変絞り31aの開口面積Apを大きくする方向の力をピストン31bに発生する。この2つの力がつりあった位置xでピストン31bは静止する。バネ力Fとピストン31bの変位xはバネ31cのバネ定数Kに比例するので(F=Kx)、結果として可変絞り31aの前後差圧ΔPpとピストン31bの変位xは比例する(ΔPp∝x)。ピストン31bの変位xと可変絞り31aの開口面積Apの関係はケーシング31fの形状に依存する。本実施形態では、ケーシング31fの形状はピストン31bの変位方向に対し放物線形状にしている。

0042

次に、以上のように構成した流量検出弁31を含む設定変更手段38の作用及びそれによって得られる効果を説明する。

0043

固定容量油圧ポンプ30はエンジン1の回転数Nに押しのけ容積Cmを乗じた流量Qpを吐出する。

0044

Qp=CmN …(1)
流量検出弁31の可変絞り31aの開口面積をApとすると、エンジン1の回転数Nと可変絞り31aの前後差圧ΔPpは以下の式で関係ずけられる。

0045

Qp=cAp√((2/ρ)ΔPp) …(2)
ΔPp=(ρ/2)(Qp/cAp)2=(ρ/2)(CmN/cAp)2
…(3)
ここで、もし可変絞り31aの開口面積Apが変化せず、一定であるとすれば(以下、この場合を比較例という)、式(3)より前後差圧ΔPpは油圧ポンプ30の吐出量Qp又はエンジン1の回転数Nに対して図3(a)に示すように二次曲線的に増加する。また、第2操作駆動部32によりΔPLSref∝ΔPpとなるので、ロードセンシング設定差圧ΔPLSrefも油圧ポンプ30の吐出量Qp又はエンジン1の回転数Nに対して図3(a)に示すように二次曲線的に増加する。

0046

また、流量制御弁6a,6b,6cの1つ、例えば流量制御弁6aの前後差圧ΔPLSが目標値ΔPLSrefに制御されている場合、流量制御弁6aの開口面積をAvとすると、流量制御弁6aの要求する流量Qvは以下の式で与えられる。

0047

Qv=cAv√((2/ρ)ΔPLSref) …(4)
すなわち、要求流量Qvは目標差圧ΔPLSrefに対して図3(c)で示すように二次曲線的に増大する。

0048

ここで、流量制御弁6aの目標前後差圧ΔPLSrefは流量検出弁31の可変絞り31aの前後差圧ΔPpによって与えられるから(ΔPLSref∝ΔPp)、式(3)から、要求流量Qvは以下のようにエンジン1の回転数Nと関係ずけることができる。

0049

Qv∝(Av/Ap)CmN …(5)
すなわち、図3(a)に示す流量Qpと前後差圧ΔPpとの二次曲線の関係(式(3))と図3(c)に示す前後差圧ΔPLSと要求流量Qvとの二次曲線の関係(式(4))が組み合わされ、要求流量Qvはエンジン1の回転数Nに対して図3(d)に示すように概ね直線的に増大する。

0050

以上は、1つの流量制御弁6aについてものもであるが、2つ若しくは3つといった複数のアクチュエータを駆動する場合は流量制御弁6a,6b又は6a,6b,6cのそれぞれについて図3(d)の関係が得られ、エンジン1の回転数Nと合計の要求流量Qvの関係は図3(d)の関係を単純に加算した関係となる。

0051

エンジン1の回転数Nと流量制御弁6a,6b,6cのうちの任意の2つ、例えば流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotal(流量制御弁6a,6bの開口面積が最大の時の要求流量Qvの合計)と可変容量型の油圧ポンプ2の最大吐出量Qsmaxの関係を図4に示す。この例は、上記のように流量検出弁31の可変絞り31aの開口面積Apを一定と仮定した場合のものである。アクチュエータ3a,3bを同時に駆動する場合、流量制御弁6a,6bが要求する合計の最大流量Qvtotalと油圧ポンプ2の最大吐出流量Qsmaxの比は、エンジン1の回転数Nが変化しても変わらず、複合動作時のサチュレーション現象による不足割合はエンジン1の回転数Nによって変化しない。

0052

これに対し、本発明では、流量検出弁31の可変絞り31aの開口面積Apを可変絞り31aの前後差圧に対応して変化する構成にしている。ここで、図2に示す流量検出弁31のケーシング31fの形状を上記のようにピストン31bの変位方向に対し放物線形状にすると、可変絞り31aの開口面積Apと可変絞り31aの前後差圧ΔPpの関係は以下の式で与えられる。

0053

Ap=a√ΔPp …(6)
式(2)より、固定容量油圧ポンプ30の吐出量Qpと可変絞り31aの前後差圧ΔPpの関係は以下の式(7)のようになる。

0054

ΔPp=(1/Ca)√((ρ/2)Qp)
=(Cm/Ca)√(ρ/2)・N …(7)
すなわち、前後差圧ΔPpは油圧ポンプ30の吐出量Qp又はエンジン1の回転数Nに対して図3(b)に示すように直線的に増加する。

0055

また、式(5)と同様に、ΔPLSref∝ΔPpの関係から、流量制御弁6aの要求流量Qvとエンジン1の回転数Nの関係は以下の式(8)で与えられる。

0056

Qv∝cAv√((Cm/Ca)(2/ρ)1/2)・√N …(8)
すなわち、図3(b)に示す流量Qpと前後差圧ΔPpとの直線比例の関係(式(7))と図3(c)に示す前後差圧ΔPLSと要求流量Qvとの二次曲線の関係(式(4))が組み合わされ、要求流量Qvはエンジン1の回転数Nに対して図3(e)に示すように二次曲線的に増大する。

0057

この場合も、2つ若しくは3つといった複数のアクチュエータを駆動する場合は流量制御弁6a,6b又は6a,6b,6cのそれぞれについて図3(e)の関係が得られ、エンジン1の回転数Nと合計の要求流量Qvの関係は図3(e)の関係を単純に加算した関係となる。

0058

図3(e)又は式(8)から得られるエンジン1の回転数Nと流量制御弁6a,6b,6cのうちの任意の2つ、例えば流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotal(流量制御弁6a,6bの開口面積が最大の時の要求流量Qvの合計)と可変容量型の油圧ポンプ2の最大吐出量Qsmaxの関係を図5に示す。

0059

図5において、エンジン1の回転数Nが通常の作業を行う設定1においては、複数のアクチュエータ3a,3bを駆動する場合の流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotalが油圧ポンプ2の最大吐出量より多く、サチュレーションを生じる状態にあるのに対し、エンジン1の回転数Nを低くした設定2の場合は、流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotalが油圧ポンプ2の最大吐出量より少なくなり、サチュレーションを起こさない。

0060

ここで、設定2は微操作に適したエンジン回転数であり、この微操作には一般に定格回転数と最低回転数の中間より低い回転数が適していると言われていることから、設定2は当該中間回転数より低い回転数である。

0061

一例として、エンジン1の定格回転数を2,200rpm、最低回転数(アイドリング回転数)を1,000rpmとした場合、中間回転数は1,600rpmであり、設定2は1,600rpmより低い回転数であり、図示の例では1,200rpmである。なお、図示の例では、「設定1」は定格回転数2,200rpmである。

0062

以上のように流量検出弁31は、エンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときよりも定格回転数側の領域にあるときの方が開口面積が大きくなるよう構成されており、この流量検出弁31と固定容量油圧ポンプ30及び第2操作駆動部32とで構成される設定変更手段38は、エンジン1の回転数を検出し、このエンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときは、差圧ΔPLSと複数の流量制御弁6a,6bのそれぞれの開口面積との積で表される複数の流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotalが油圧ポンプ2のその時のエンジン回転数における最大吐出量Qsmaxよりも少なくなるように、ポンプ容量制御装置5の設定値ΔPLSrefを変更するものとなる。

0063

設定変更手段38の特性を流量制御弁6a,6bに対するオペレータの総レバー操作量と流量制御弁6a,6bの合計の要求流量(合計の通過流量)の関係で見たものを図6に示す。

0064

図6において、エンジン回転数を下げることにより、油圧ポンプ2の流量制御弁に供給可能な最大流量Qsmaxが低下する。これに対し、総レバー操作量に対する流量制御弁6a,6bの合計の要求流量Qvtotalは油圧ポンプ2の最大吐出量Qsmaxより低くなるので、通過流量の変化の傾きが小さくなり、メータリングの広い有効領域を確保することができる。

0065

ここで、上記比較例では、図4に示したように流量制御弁6a,6bが要求する合計の最大流量Qvtotalと油圧ポンプ2の最大吐出流量Qsmaxの比はエンジン1の回転数Nが低下しても変わらず、サチュレーション現象による不足割合も変わらないので、図6に一点鎖線で示すように通過流量の変化の傾きが大きくなり、メータリングの有効領域が狭くなる。

0066

結果として、本発明では、オペレータが微速操作を目的としてエンジン回転数を低く設定したような場合、通常のエンジン回転数設定でサチュレーションが発生した複合レバー操作でもサチュレーションを発生しなくなり、メータリングの広い有効領域を使った良好な操作性能を実現することが可能となる。

0067

また、図7において、エンジン1の回転数Nを通常の設定(設定1)よりわずかに低くした設定3(例えば2,000rpm程度)の場合、流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotalは通常の設定(設定1)よりわずかに減少するが、その変化量は少なく、比較例で設定3とした場合の流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotalに比べ、高い要求流量に保たれる。このような設定では、通常の作業時の設定値(設定1)周辺のエンジン回転数では、サチュレーション現象が発生し易くなる。しかし、図8実線で示すように、総レバー操作量に対する流量制御弁6a,6bの通過流量の変化の傾きは、設定1に比べあまり変化しないため、エンジン1の回転数を通常作業時の設定からある程度変化させても、アクチュエータの操作速度を維持し、応答性の良い操作が可能となる。比較例では、図8に一点鎖線で示すように、総レバー操作量に対する流量制御弁6a,6bの通過流量の変化の傾きが少し小さくなり、アクチュエータの操作速度及び応答性が低下する。

0068

ここで、実際に通常作業時には、メータリング有効領域を広くした操作性よりアクチュエータの応答性や力強い動きが重視される。このため、本発明では良好な操作フィーリングを実現することができる。

0069

以上のように本実施形態によれば、エンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善を図ることにより、エンジン回転数を低く設定した場合には良好な微操作性が得られ、エンジン回転数を高く設定した場合には応答性の良い力強い操作フィーリングを実現することができ、エンジン回転数の設定によるオペレータの作業目的適応したシステム設定が可能となり。

0070

また、流量検出弁31のケーシング31fの形状により、このサチュレーション現象と複合操作時の総レバー操作量の関係を自由に調整することが可能となる。

0071

なお、本実施形態では流量検出弁31のケーシング31fの形状を放物線形状にすることで図5に示す最大要求流量Qvtotalの特性を得たが、エンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときに最大要求流量Qvtotalが油圧ポンプ2のその時のエンジン回転数における最大吐出量Qsmaxよりも少なくなるのであれば、ケーシング31fの形状を複数の直線を組み合わせた疑似放物線形状としても良く、この場合はケーシング31fの製作が容易となる。

0072

本発明の第2の実施形態を図9により説明する。図中、図1に示すものと同等の部材には同じ符号を付し、説明を省略する。

0073

図9において、本実施形態のポンプ容量制御装置5Aにおいて、設定変更手段38Aは、流量検出弁31の可変絞り31aの前後差圧ΔPpに相当する信号圧を出力する圧力制御弁40を有している。この圧力制御弁40は、弁体40aを増圧方向に付勢する制御圧力室40b及び弁体40aを減圧方向に付勢する制御圧力室40c,40dを有し、可変絞り31aの上流側の圧力を制御圧力室40bに導き、可変絞り31aの下流側の圧力及び自身の出力圧力をそれぞれ制御圧力室40c,40dに導き、これらの圧力のバランスにより可変絞り31aの前後差圧ΔPpに相当する信号圧を絶対圧として生成する。この信号圧はパイロットライン41aを介して第2操作駆動部32Aの油圧室32bに導かれ、かつ第2操作駆動部32Aの油圧室32cはパイロットライン41bを介してタンクに連通している。

0074

このように構成した本実施形態においても、第2操作駆動部32Aは流量検出弁31の可変絞り31aの前後差圧ΔPpによって目標差圧ΔPLSrefを変更するように動作する。

0075

したがって、本実施形態によっても第1の実施形態と同様の作用効果が得られる。

0076

また、図1に示す実施形態では流量検出弁31の上流側の圧力と下流側の圧力を第2操作駆動部32に導く2本のパイロットライン34a,34bが必要だったものが、本実施形態では1本のパイロットライン41aのみで良くなり、回路構成が簡素化される。また、圧力制御弁40で差圧を絶対圧として検出するため個々の圧力をそのまま検出する場合よりも信号圧が低圧となり、パイロットライン41a,41bのホース等を低圧用のものを使用でき、回路構成が安価となる。

0077

本発明の第3の実施形態を図10図13により説明する。図中、図1及び図9に示すものと同等の部材には同じ符号を付し、説明を省略する。

0078

図10において、本実施形態のポンプ容量制御装置5Bにおいて、設定変更手段38Bの流量検出弁31Bは固定絞り31Baを備えた弁体31Bbを有し、制御圧力室31d,31eに導かれる流量検出弁31Bの前後差圧ΔPpがバネ31cのバネ力相当の差圧(以下、設定差圧という)以下では固定絞り31Baが機能する図示左側の位置を保ち、前後差圧ΔPpが当該設定差圧よりも高くなると固定絞り31Baが機能する図示左側の位置から図示右側の開位置に切り換えられる。

0079

図11に流量検出弁31Bの内部構造を示す。図11において、ケーシング31Bfの中を弁体31Bbとしてのピストンが動き、ピストン31Bbには固定絞り31Baとしての小穴が設けられ、この小穴が固定絞り31Baの開口面積Apを有している。また、ケーシング31Bfは円筒形状をしており、ピストン31Bbの外周面とケーシング31Bfの内周面との間には開口面積Afの隙間が形成されている。この開口面積Afは実質的な絞りとならないように十分に大きく選定されている。

0080

ピストン31Bbは、バネ31cによって支持され、バネ31cのバネ力Fはピストン31Bbがケーシング31Bfの入口を閉じ、固定絞り31Baを有効化する方向に働いている。

0081

ピストン31Bbがケーシング31Bfの入口を閉じているとき、固定絞り31Baを通るケーシング31Bf内の圧油の流れから、固定絞り31Baの前後差圧ΔPpはピストン31Bbがケーシング入口を開ける方向(図示上方)の油圧力Fhを発生する。この油圧力Fhがバネ31cの力Fより小さい間は、ピストン31Bbがケーシング31Bfの入口を閉じた状態が保たれ、圧油は固定絞り31Baを通過して流れるだけである。即ち、固定絞り31Baが有効に機能する。

0082

固定ポンプ30からの圧油の流量が増加し油圧力Fhがバネ31cの力Fより大きくなると、ピストン31Bbは上方に移動してケーシング入口を開く。この状態では圧油は開口面積Afの隙間を流れるため、固定絞り31Baは機能しなくなる。また、固定絞り31Baが機能しなくなると上記油圧力Fhは消滅するためピストン31Bbはケーシング入口を閉じようとする。しかし、ケーシング入口が閉じられると瞬時に上記油圧力が発生してケーシング入口を再び開放し、このことが繰り返され、結果としてピストン31Bbはその2つの力F,Fhがつりあった位置xで静定する。この静定位置では流量検出弁31Bの前後差圧ΔPpがバネ31cのバネ力相当の差圧、即ち設定差圧に維持されるよう絞り制御される。

0083

ここで、前述したように制御圧力室31d,31eに導かれる流量検出弁31Bの前後差圧ΔPpはエンジン1の回転数によって変化し、エンジン1の回転数が低下すれば、油圧ポンプ30の吐出量が減少し、流量検出弁31Bの前後差圧ΔPpは低下する。したがって、エンジン回転数がバネ31cの設定差圧に対応するエンジン回転数(以下、設定回転数という)よりも低いときは流量検出弁31Bは固定絞り31Baが機能する位置(図10の左側の位置)を保ち、エンジン回転数が当該設定回転数よりも高くなると、流量検出弁31Bは前後差圧ΔPpをバネ31cの設定差圧に維持するよう絞り状態を制御する。

0084

換言すれば、制御圧力室31d,31eとバネ31cは、エンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときには固定絞り31Baを有効化し、エンジン回転数が定格回転数より低いある設定回転数まで上昇すると、流量検出弁31Bの前後差圧ΔPpの上昇割合を低減するよう固定絞り31Baを制御する絞り調整手段として機能する。また、結果として、流量検出弁31Bは、エンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときよりも定格回転数側の領域にあるときの方が開口面積が大きくなるよう構成されている。

0085

次に、以上のように構成した流量検出弁31Bを含む設定変更手段38Bの作用及びそれによって得られる効果を説明する。

0086

流量検出弁31Bのバネ31cのバネ力に対応する設定回転数をNsとすると、エンジン回転数Nが設定回転数Nsよりも低いときは上記のように流量検出弁31Bは固定絞り31Baが機能する図10の左側の位置を保ち開口面積Apは一定であるので、前述した式(3)より前後差圧ΔPpは図12(a)に示すように油圧ポンプ30の吐出量Qp又はエンジン1の回転数Nに対して二次曲線的に増加する。ただし、固定絞り31Baの開口面積Apは比較例の固定絞りよりも小さくし、結果として前後差圧ΔPpの上昇率破線で示す比較例の場合よりも高くなっている。

0087

エンジン回転数Nが設定回転数Nsよりも高くなると、流量検出弁31Bは前後差圧ΔPpをバネ31cの設定差圧に維持するよう動作するので、図12(a)に示すよう前後差圧ΔPpはΔPpmaxでほぼ一定となる。

0088

流量制御弁6a,6b,6cの要求流量Qvは、図3(c)と同様、目標差圧ΔPLSrefに対して図12(b)で示すように二次曲線的に増大する。

0089

図12(a)の特性と図12(b)の特性を合成して、要求流量Qvはエンジン1の回転数Nに対して図12(c)に示すように変化する。即ち、エンジン回転数Nが設定回転数Nsよりも低いときは、図12(a)に示すΔPpの二次曲線的変化図12(b)に示す要求流量Qvの二次曲線的変化が打ち消し合い、要求流量Qvはエンジン1の回転数Nに対して概ね直線的に増大する。ただし、破線で示す比較例の場合よりも直線の傾き(変化割合)は大きくなっている。エンジン回転数Nが設定回転数Nsよりも高くなると、図12(a)のΔPpがΔPpmaxでほぼ一定となるので、これに対応して要求流量QvもQvmaxでほぼ一定となる。

0090

前述したように、2つ若しくは3つといった複数のアクチュエータを駆動する場合は流量制御弁6a,6b又は6a,6b,6cのそれぞれについて図12(c)の関係が得られ、エンジン1の回転数Nと合計の要求流量Qvの関係は図12(c)の関係を単純に加算した関係となる。

0091

図12(c)から得られるエンジン1の回転数Nと流量制御弁6a,6b,6cの任意の2つ、例えば流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotal(流量制御弁6a,6bの開口面積が最大の時の要求流量Qvの合計)と可変容量型の油圧ポンプ2の吐出量Qsmaxの関係を図13に示す。

0092

図13において、本実施形態においても、エンジン回転数Nが最低回転数側の領域にあるときは、流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotalは油圧ポンプ2のその時のエンジン回転数における最大吐出量Qsmaxよりも少なくなっている。このため、エンジン1の回転数Nが通常の作業を行う設定1においては、複数のアクチュエータ3a,3bを駆動する場合の流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotalが油圧ポンプ2の最大吐出量より多く、サチュレーション状態にあるのに対し、エンジン1の回転数Nを低くした設定2の場合は、流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotalが油圧ポンプ2の最大吐出量より少なくなり、サチュレーションを起こさない。

0093

したがって、第1の実施形態で図6を用いて説明したように、エンジン回転数を下げたときは、油圧ポンプ2の流量制御弁に供給可能な最大流量Qsmaxが減少しても、総レバー操作量に対する流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotalは油圧ポンプ2の最大吐出量Qsmaxより低くなるので、通過流量の変化の傾きが小さくなり、メータリングの広い有効領域を確保することができる。

0094

また、図13において、エンジン1の回転数Nを通常の設定(設定1)よりわずかに低くした設定3の場合、流量制御弁6a,6bの要求流量Qvtotalは通常の設定(設定1)よりわずかに減少するが、その変化量はほとんどなく、比較例で設定3とした場合の流量制御弁6a,6bの合計の最大要求流量Qvtotalに比べ、高い要求流量に保たれる。このため、第1の実施形態で図8を用いて説明したように、総レバー操作量に対する流量制御弁6a,6bの通過流量の変化の傾きは、設定1に比べほとんど変化しないため、応答性の良い操作が可能となる。

0095

したがって、本実施形態によっても、エンジン回転数を低く設定した場合には良好な微操作性が得られ、エンジン回転数を高く設定した場合には応答性の良い力強い操作フィーリングを実現することができ、第1の実施形態と同様の効果が得られる。

0096

また、本実施形態によれば、流量検出弁31Bのケーシング31Bfは単純な円筒形の形状で良くなり、ケーシング31Bfの製作が極めて容易となり、実用的な流量検出弁を提供できる。

0097

なお、以上の実施形態では、エンジン回転数の検出、及びそれに基づく目標差圧の変更を油圧的に行ったっが、エンジン回転数をセンサで検出し、そのセンサ信号から目標差圧を計算するなどして電気的に行っても良い。

0098

また、圧力補償弁は流量制御弁の上流に設置される前置きタイプとしたが、流量制御弁の下流に設置され、全ての流量制御弁の出口圧力を同じ最大負荷圧に制御することで前後差圧を同じ差圧ΔPLSに制御する後置きタイプであっても良い。

発明の効果

0099

本発明によれば、エンジン回転数の設定によるオペレータの作業目的に適応したシステム設定が可能となり、良好な操作フィーリングを実現することが可能となる。

図面の簡単な説明

0100

図1本発明の第1の実施形態による油圧駆動装置及びポンプ容量制御装置の構成を示す油圧回路図である。
図2図1に示す流量検出弁の詳細を示す図である。
図3第1の実施形態における流量検出弁の作用を従来のものと比較して示す図である。
図4従来例によるエンジン回転数と流量制御弁最大要求流量及び最大ポンプ吐出量との関係を示す図である。
図5第1の実施形態における流量検出弁によるエンジン回転数と流量制御弁最大要求流量及び最大ポンプ吐出量との関係を示す図である。
図6第1の実施形態における流量検出弁による総レバー操作量と流量制御弁通過流量との関係を示す図である。
図7第1の実施形態における流量検出弁によるエンジン回転数と流量制御弁最大要求流量及び最大ポンプ吐出量との関係を示す図である。
図8第1の実施形態における流量検出弁による総レバー操作量と流量制御弁通過流量との関係を示す図である。
図9本発明の第2の実施形態による油圧駆動装置及びポンプ容量制御装置の構成を示す油圧回路図である。
図10本発明の第3の実施形態による油圧駆動装置及びポンプ容量制御装置の構成を示す油圧回路図である。
図11図10に示す流量検出弁の詳細を示す図である。
図12第3の実施形態における流量検出弁の作用を示す図である。
図13第3の実施形態における流量検出弁によるエンジン回転数と流量制御弁最大要求流量及び最大ポンプ吐出量との関係を示す図である。

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0101

1エンジン
2可変容量型の油圧ポンプ
3a,3b,3cアクチュエータ
4a,4b,4c 切換制御弁
5ポンプ容量制御装置
6a,6b,6c流量制御弁
7a,7b,7c圧力補償弁
20サーボピストン
21傾転制御装置
22 第1傾転制御弁
23 第2傾転制御弁
24 第1操作駆動部
30固定容量油圧ポンプ
31流量検出弁(弁装置)
31d,31e制御圧力室(可変絞り調整手段)
32 第2操作駆動部
38設定変更手段

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