JP3974867B2 - Hydraulic drive unit for construction machinery - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ショベル等の建設機械に用いられるＬＳ制御方式の油圧駆動装置に係わり、特に、油圧ポンプの吐出圧を複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう制御しかつ複数の流量制御弁の前後差圧を制御する圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧を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に基づいて設定する建設機械の油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ショベル等の建設機械の油圧駆動装置としては、一般に、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それぞれ制御する複数の流量制御弁と、複数の流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁と、油圧ポンプの吐出圧が複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう制御するポンプ制御手段とを備え、複数の圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧を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に基づいて設定するようにしたものが知られている（例えば特開昭６０−１１７０６号公報参照）。
【０００３】
このような油圧駆動装置においては、複数の流量制御弁の前後差圧を圧力補償弁により制御することにより、複数のアクチュエータを同時に駆動する複合操作時に負荷圧の大小に係わらず流量制御弁の開口面積に応じた比率で圧油を供給することができる。
【０００４】
また、複数の流量制御弁の前後差圧を制御する圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧をＬＳ差圧により設定することにより、複数のアクチュエータを同時に駆動する複合動作時に、油圧ポンプの吐出流量が複数の流量制御弁の要求する流量に満たないサチュレーション状態になったときでも、サチュレーションの程度に応じてＬＳ差圧が低下し、これに伴って圧力補償弁の目標補償差圧も小さくなるため、油圧ポンプの吐出流量をそれぞれのアクチュエータが要求する流量の比に再分配することができる。
【０００５】
また、この種の油圧駆動装置として、特開２００２−３２３００２号公報に記載のものがある。この油圧駆動装置は、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（以下、適宜ＬＳ差圧という）を絶対圧として出力する差圧減圧弁と、この差圧減圧弁の出力ポートに接続された絞りを有する一次差圧ラインと、この一次差圧ラインから分岐し、複数の圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧設定用の受圧部に接続された個別の二次差圧ラインとを備え、差圧減圧弁の出力圧を全ての圧力補償弁の受圧部に、絞りを有する一次差圧ラインとそれぞれの二次差圧ラインを介して導くようにしている。
【０００６】
ＬＳ差圧を差圧減圧弁により絶対圧として出力し複数の圧力補償弁の受圧部に導くことにより、各圧力補償弁に接続される信号圧ラインが二次差圧ラインの一本だけとなり、回路構成が簡素化される。
【０００７】
また、一次差圧ラインに絞りを設け、全ての圧力補償弁の受圧部に差圧減圧弁の出力圧を、その絞りを有する一次差圧ラインと個別の二次差圧ラインを介して導くことにより、２つ以上のアクチュエータを同時に駆動させた状態から、一方のアクチュエータを停止させた時においても、ＬＳ差圧の急上昇が緩和された圧力となって伝達され、その結果、停止させなかった他方のアクチュエータに係わる圧力補償弁の目標補償差圧の急上昇が防げ、当該圧力補償弁により制御されアクチュエータヘの供給流量は急激に増大することがなくなるので、アクチュエータに発生するショックを軽減することができる。
【０００８】
【特許文献１】
特開昭６０−１１７０６号公報
【特許文献２】
特開２００２−３２３００２号公報
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
上記のように特開２００２−３２３００２号公報に記載の油圧駆動装置では、全ての圧力補償弁の受圧部に差圧減圧弁の出力圧を絞りを有する一次差圧ラインとそれぞれの二次差圧ラインを介して導くことにより、２つ以上のアクチュエータを同時に駆動させた状態から、一方のアクチュエータを停止させた時においても、停止させなかった他方のアクチュエータに発生するショックを軽減することができる。しかし、この従来技術では、ＬＳ差圧の急上昇を緩和するための絞りを複数の圧力補償弁に共通となる一次差圧ラインに設け、同じ絞りを介して全ての圧力補償弁の受圧部に差圧減圧弁の出力圧（ＬＳ差圧の絶対圧）を導く構成としているため、各アクチュエータの起動時や複合操作での相手側アクチュエータの減速・停止時に、制御の応答性が全てのアクチュエータに対して同じとなり、アクチュエータのそれぞれに適した応答性を得ることはできなかった。
【００１０】
本発明の目的は、旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダのうちの２つ以上のアクチュエータを同時に駆動させた状態から、一方のアクチュエータを停止させた時に、停止させなかた旋回モータまたはブームシリンダに発生するショックを軽減することができるとともに、旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの起動時や複合操作での相手側アクチュエータの減速・停止時にアクチュエータのそれぞれに適した応答性を得ることができる建設機械の油圧駆動装置を提供することである。
【００１１】
【問題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明は、可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される旋回モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダと、前記油圧ポンプから前記旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダに供給される圧油の流量をそれぞれ制御する各流量制御弁と、前記各流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する各圧力補償弁と、前記油圧ポンプの吐出圧が前記旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう制御するポンプ制御手段とを備え、前記各圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧を前記油圧ポンプの吐出圧と前記最高負荷圧との差圧に基づいて設定する建設機械の油圧駆動装置において、前記油圧ポンプの吐出圧と前記旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁と、前記旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの各圧力補償弁の開き方向に目標補償差圧が設定される各圧力補償弁の各受圧部と、前記差圧減圧弁の出力ポートに接続された第１差圧ラインと、この第１差圧ラインを、前記旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの各圧力補償弁のそれぞれの前記各受圧部に接続する個別の第２差圧ラインとを備え、前記旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の第２差圧ラインのそれぞれに第１絞りを設け、前記差圧減圧弁の出力圧を前記第１差圧ライン、前記旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の前記第２差圧ライン及び前記各第１絞りを介して対応する各圧力補償弁の受圧部に導くとともに前記旋回油圧モータに係る第１絞りの開口面積を前記ブームシリンダに係る第１絞りの開口面積より小さくし、かつ、前記旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の第２差圧ラインの前記各第１絞りと前記各受圧部との間の部分を各タンクラインと各第２絞りを介してタンクに連通させ、前記各第１絞りの開口面積を前記各第２絞りの開口面積より大きくし、前記旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの前記各圧力償弁の制御の遅れ時間Ｔ１、Ｔ２及びＴ３をＴ１＞Ｔ２＞Ｔ３としたことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。たものとする。
【００１２】
このように旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の第２差圧ラインのそれぞれに第１絞りを設け、前記差圧減圧弁の出力圧を前記第１差圧ライン、前記旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の前記第２差圧ライン及び前記各第１絞りを介して対応する各圧力補償弁の受圧部に導くとともに前記旋回油圧モータに係る第１絞りの開口面積を前記ブームシリンダに係る第１絞りの開口面積より小さくし、かつ、前記旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の第２差圧ラインの前記各第１絞りと前各記受圧部との間の部分を各タンクラインと各第２絞りを介してタンクに連通させ、前記各第１絞りの開口面積を前記各第２絞りの開口面積より大きくし、前記旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの前記各圧力償弁の制御の遅れ時間Ｔ１、Ｔ２及びＴ３をＴ１＞Ｔ２＞Ｔ３としたことにより、旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダのうちの２つ以上のアクチュエータを同時に駆動させた状態から、一方のアクチュエータを停止させた時に、差圧減圧弁の出力圧が急上昇しても、停止させなかた旋回モータまたはブームシリンダに係る第１絞りの下流側の圧力（対応する圧力補償弁の受圧室に導かれる圧力）は急上昇を緩和された圧力となるため、旋回モータまたはブームシリンダに発生するショックを軽減することができる。
【００１３】
また、旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の第２差圧ラインのそれぞれに第１絞りを設け、前記差圧減圧弁の出力圧を前記第１差圧ライン、前記旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の前記第２差圧ライン及び前記各第１絞りを介して対応する各圧力補償弁の受圧部に導くとともに前記旋回油圧モータに係る第１絞りの開口面積を前記ブームシリンダに係る第１絞りの開口面積より小さくし、かつ、前記旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の第２差圧ラインの前記各第１絞りと前各記受圧部との間の部分を各タンクラインと各第２絞りを介してタンクに連通させ、前記各第１絞りの開口面積を前記各第２絞りの開口面積より大きくし、前記旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの前記各圧力償弁の制御の遅れ時間Ｔ１、Ｔ２及びＴ３をＴ１＞Ｔ２＞Ｔ３としたことにより、
旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの起動時或いは旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダのうち２以上のアクチュエータを同時に駆動させた複合操作の状態から、一方のアクチュエータを停止又は減速させた時の旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの制御の各遅れ時間がＴ１、Ｔ２及びＴ３それぞれ異なるものとなり、かつＴ１＞Ｔ２＞Ｔ３のようにアームシリンダに対しては応答性の良いきびきびした応答性が得られ、旋回モータに対してはショックの少ない滑らかな動作が得られ、ブームシリンダに対してはそれらの中間的な応答性が得られ、旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダ毎にそれぞれに適切な応答性が得ることができる。
【００１４】
また、旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の第２差圧ラインの前記各第１絞りと前各記受圧部との間の部分を各タンクラインと各第２絞りを介してタンクに連通させ、前記各第１絞りの開口積を前記各第２絞りの開口面積より大きくした事により各第１絞りの上流側から第各１絞り各タンクライン各第２絞りを介してタンクに至る圧油の流れが生じ、各第１絞りの下流側に差圧減圧弁の出力圧とタンク圧との中間圧が発生するため、第１絞りの有無、或いは第１絞り同士の開口面積の差に応じた遅れ時間Ｔ１，Ｔ２，Ｔ３を確実に発生させ、旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダのそれぞれに応じた応答性を確実に発揮することができる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。
【００２１】
図１は本発明の一実施の形態に係わる建設機械の油圧駆動装置を示す図である。
【００２２】
図１において、本実施の形態に係わる油圧駆動装置は、エンジン１と、このエンジン１により駆動されるメインポンプとしての可変容量型の油圧ポンプ２及び固定容量型のパイロットポンプ３０と、メインの油圧ポンプ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の供給油路５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制御するコントロールバルブ４と、油圧ポンプ２の吐出圧と複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧との差圧（ＬＳ差圧）を絶対圧として出力する差圧減圧弁１１と、油圧ポンプ２の傾転（容量）を制御するポンプ傾転制御機構１２と、エンジン回転数に依存する圧力を絶対圧として出力するエンジン回転数検出回路１３とを備えている。
【００２３】
コントロールバルブ４は、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制御するクローズドセンタ型の複数の流量制御弁（メインスプール）６ａ，６ｂ，６ｃと、これら複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃのメータイン絞り部６１，６２の前後差圧を同じ値に制御する複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃとを有している。
【００２４】
流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃはそれぞれ図示しない操作レバーの操作により切り換え操作され、その操作レバーの操作量に応じてメータイン絞り部６１又は６２の開口面積が決まる。
【００２５】
複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃは、それぞれ、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃのメータイン絞り部６１，６２の上流に設置された前置きタイプ（ビフォアオリフィスタイプ）であり、圧力補償弁７ａは１対の対向する受圧部７０ａ，７０ｂと開方向作動の受圧部７０ｃとを有し、圧力補償弁７ｂ，７ｃも、同様に、受圧部７１ａ，７１ｂ及び７２ａ，７２ｂと受圧部７１ｃ及び７２ｃを有している。
【００２６】
受圧部７０ａ，７０ｂ；７１ａ，７１ｂ；７２ａ，７２ｂはそれぞれ圧力フィードバック用であり、受圧部７０ａ，７０ｂに流量制御弁６ａの上流側及び下流側の圧力がそれぞれ導かれ、受圧部７１ａ，７１ｂに流量制御弁６ｂの上流側及び下流側の圧力がそれぞれ導かれ、受圧部７２ａ，７２ｂに流量制御弁６ｃの上流側及び下流側の圧力がそれぞれ導かれる。受圧部７０ｃ，７１ｃ，７２ｃは目標補償差圧設定用であり、差圧減圧弁１１の出力圧が導かれる（後述）。これにより圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃは、それぞれ、差圧減圧弁１１の出力圧を目標補償差圧として流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧を制御する。
【００２７】
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に検出される。
【００２８】
差圧減圧弁１１は、出力圧を増やす側に位置する受圧部１１ａと出力圧を減らす側に位置する受圧部１１ｂ，１１ｃを有し、受圧部１１ａに油圧ポンプ２の吐出圧が導かれ、受圧部１１ｂ，１１ｃにそれぞれ信号ライン１０に検出された最高負荷圧と自己の出力圧が導かれ、これらの圧力のバランスで油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧（ＬＳ差圧）を絶対圧として出力する。
【００２９】
差圧減圧弁１１の出力ポート１１ｄは第１差圧ライン２１に接続され、第１差圧ライン２１は信号ライン２２を介してポンプ傾転制御機構１２に設けられたＬＳ制御弁１２ｂの受圧部１２ｄに接続され、差圧減圧弁１１の出力圧が受圧部１２ｄに導かれる。また、第１差圧ライン２１は個別の第２差圧ライン２３，２４，２５を介して圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの目標補償差圧設定用の受圧部７０ｃ，７１ｃ，７２ｃに接続され、第２差圧ライン２３，２４には第１絞り４１，４２が設けられ、第２差圧ライン２３，２４の第１絞り２３，２４と受圧部７０ｃ，７１ｃの間の部分２３ａ，２４ａはタンクライン４３，４４を介してタンクに接続され、タンクライン４３，４４に第２絞り４５，４６が設けられている。これにより受圧部７０ｃには、差圧減圧弁１１の出力圧が第１差圧ライン２１及び第２差圧ライン２３と第１絞り４１を介して導かれ、受圧部７０ｃに導かれた圧力は差圧減圧弁１１の出力圧を第１絞り４１とタンクライン４３及び第２絞り４５により調整したものとなる。同様に受圧部７１ｃには、差圧減圧弁１１の出力圧が第１差圧ライン２１及び第２差圧ライン２４と第１絞り４２介して導かれ、受圧部７１ｃに導かれた圧力は差圧減圧弁１１の出力圧を第１絞り４２とタンクライン４４及び第２絞り４６により調整したものとなる。一方、受圧部７２ｃには差圧減圧弁１１の出力圧が第１差圧ライン２１及び第２差圧ライン２５を介して直接（そのまま）導かれ、ＬＳ制御弁１２ｂの受圧部１２ｄにも差圧減圧弁１１の出力圧が第１差圧ライン２１及び信号ライン２２を介して直接（そのまま）導かれる。
【００３０】
ここで、第１絞り４１，４２の開口面積をそれぞれＡ１ａ，Ａ１ｂ、第２絞り４５，４６の開口面積をそれぞれＡ２ａ，Ａ２ｂとすると、それぞれ以下の関係となっている。
【００３１】
Ａ１ａ＞＞Ａ２ａ
Ａ２ａ＞＞Ａ２ｂ
Ａ１ａ＜Ａ１ｂ
Ａ２ａ≒Ａ２ｂ
つまり、第１絞り４１，４２の開口面積Ａ１ａ，Ａ１ｂは第２絞り４５，４６の開口面積Ａ２ａ，Ａ２ｂより大きく、第２絞り４５，４６の開口面積Ａ２ａ，Ａ２ｂは可能な限り小さくして第１絞り４１，４２の開口面積Ａ１ａ，Ａ１ｂと第２絞り４５，４６の開口面積Ａ２ａ，Ａ２ｂの差を大きくしており、これにより第１絞り４１，４２の下流側（受圧室７０ｃ，７１ｃの圧力）には第１絞り４１，４３の上流側の圧力（差圧減圧弁１１の出力圧）とタンク圧の中間圧が発生し、かつその中間圧が差圧減圧弁１１の出力圧と大きな差異が生じないようにしている。
【００３２】
また、第１絞り４１の開口面積Ａ１ａは第１絞り４２の開口面積Ａ１ｂより小さくし、これにより差圧減圧弁１１の出力圧の変動時、第１絞り４１の下流側は第１絞り４２の下流側よりも圧力変化を伝わりにくくし、応答性を遅くしている。
【００３３】
ポンプ傾転制御機構１２は、油圧ポンプ２の吐出圧が高くなると油圧ポンプ２の傾転を減らす馬力制御傾転アクチュエータ１２ａと、油圧ポンプ２の吐出圧が複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御するＬＳ制御弁１２ｂ及びＬＳ制御傾転アクチュエータ１２ｃとを備えている。
【００３４】
ＬＳ制御弁１２ｂは、アクチュエータ１２ｃを増圧し油圧ポンプ２の傾転を減らす側に位置する受圧部１２ｄと、アクチュエータ１２ｃを減圧し油圧ポンプ２の傾転を増やす側に位置する受圧部１２ｅとを有し、受圧部１２ｄには差圧減圧弁１１の出力圧（油圧ポンプ２の吐出圧とアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧との差圧、つまりＬＳ差圧）が導かれ、受圧部１２ｅにはエンジン回転数検出回路１３の出力圧がロードセンシング制御の目標差圧（目標ＬＳ差圧）として導かれる。
【００３５】
エンジン回転数検出回路１３は、パイロットポンプ３０の吐出ライン３１に配置された流量検出弁５０と、この流量検出弁５０の前後差圧を検出する差圧減圧弁５１とを備えている。
【００３６】
流量検出弁５０は吐出ライン３１が通過する可変の絞り部５０ａを有している。吐出ライン３１は流量検出弁５０により上流側のライン３１ａと下流側のライン３１ｂとに分けられ、下流側のライン３１ｂ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３２が接続され、この下流側のライン３１ｂ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】
吐出ライン３１を流れる圧油の流量はパイロットポンプ３０の吐出流量であり、この吐出流量はエンジン１の回転数によって変化する。また、絞り部５０ａの前後差圧は吐出ライン３１を流れる圧油の流量に依存して変化する。例えば、エンジン１の回転数が低下すれば吐出ライン３１を流れる流量（パイロットポンプ３０の吐出流量）が減少し、絞り部５０ａの前後差圧は低下する。流量検出弁５０は吐出ライン３１を流れる流量（パイロットポンプ３０の吐出流量）の変化を絞り部５０ａの前後差圧の変化として検出し、エンジン回転数の変化を検出するものである。
【００３８】
また、絞り部５０ａは開口面積が連続的に変化する可変絞り部として構成されており、流量検出弁５０は開方向作動の受圧部５０ｂと絞り方向作動の受圧部５０ｃ及びバネ５０ｄを有し、受圧部５０ｂに可変絞り部５０ａの上流側圧力（ライン３１ａの圧力）が導かれ、受圧部５０ｃに可変絞り部５０ａの下流側圧力（ライン３１ｂの圧力）が導かれ、可変絞り部５１ａ自身の前後差圧に依存してその開口面積を変化させる構成となっている。このように流量検出弁５０を構成し、可変絞り部５０ａの前後差圧を検出し目標ＬＳ差圧として用いる（後述）ことにより、エンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善が図れ、エンジン回転数を低く設定した場合に良好な微操作性が得られる。なお、この点は特開平１０−１９６６０４号公報に詳しい。
【００３９】
差圧減圧弁５１は、エンジン回転数に依存する圧力である可変絞り部５０ａの前後差圧を絶対圧として出力するエンジン回転数検出弁であり、出力圧を増やす側に位置する受圧部５１ａと出力圧を減らす側に位置する受圧部５１ｂ，５１ｃを有し、受圧部５１ａに可変絞り部５０ａの上流側圧力が導かれ、受圧部５１ｂ，５１ｃにそれぞれ可変絞り部５０ａの下流側圧力と自己の出力圧が導かれ、これらの圧力のバランスでライン３１ｂの圧力を基に可変絞り部５０ａの前後差圧を絶対圧として出力する。この差圧減圧弁５１の出力ポート５１ｄは信号ライン５３を介してＬＳ制御弁１２ｂの受圧部１２ｅへと接続され、差圧減圧弁５１の出力圧が目標ＬＳ差圧として受圧部１２ｅに導かれる。これにより可変絞り部５０ａの前後差圧が目標ＬＳ差圧として設定され、エンジン回転数に応じたアクチュエータスピードの設定が可能となり、エンジン回転数を低く設定した場合に良好な微操作性が得られる。
【００４０】
図２に本発明が適用される建設機械の一例である油圧ショベルの外観を示す。油圧ショベルは下部走行体２００、上部旋回体２０１、フロント作業機２０２を有し、下部走行体は左右の走行モータ２０３ａ，２０３ｂ（一方のみ図示）により駆動される左右のクローラ式走行装置を有し、上部旋回体２０１は旋回モータ２０４により下部走行体２００上に軸Ｏを中心に旋回可能であり、フロント作業機２０２は上部旋回体２０１の前部で上下動可能である。フロント作業機２０２はブーム２０５、アーム２０６、バケット２０７を有する多関節構造であり、ブーム２０５はブームシリンダ２０８により、アーム２０６はアームシリンダ２０９により、バケット２０７はバケットシリンダ２１０によりそれぞれ軸Ｏを含む平面内を回転駆動される。下部走行体２００の前部にはブレード２１１が装着され、ブレード２１１は図示しない油圧シリンダによる上下動可能である。
【００４１】
本実施の形態において、アクチュエータ３ａは例えば旋回モータ２０４であり、アクチュエータ３ｂは例えばブームシリンダ２０８であり、アクチュエータ３ｃは例えばアームシリンダ２０９である。
【００４２】
次に、本実施の形態の動作を比較例と対比して説明する。
【００４３】
図３は、比較例１として、図１に示した圧力補償弁７ａ，７ｂの受圧部７０ｃ，７１ｃにも差圧検出弁１１の出力圧を直接（そのまま）導いたものである。つまり、第２差圧ライン２３，２４には、図１に示した第１絞り４１，４２、タンクライン４３，４４、第２絞り４５，４６は設けられていない。この構成は、特開２００２−３２３００２号公報の図４に記載の構成（特開２００２−３２３００２号公報の発明の従来技術）に相当するものである。
【００４４】
図４は、比較例２として、図３に示した比較例１の第１差圧ライン２１に第１絞り９１とタンクライン９２を設け、タンクライン９２に第２絞り９３を設け、全ての圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの受圧部７０ｃ，７１ｃ，７２ｃに差圧減圧弁１１の出力圧を第１差圧ライン２１と第１絞り９１及び個別の第２差圧ライン２３，２４，２５を介して導き、受圧部７０ｃ，７１ｃ，７２ｃの圧力を差圧減圧弁１１の出力圧を第１絞り９１とタンクライン９２及び第２絞り９３により調整した同じ圧力としたものである。第１絞り９１、第２絞り９３の開口面積をそれぞれＡａ，Ａｂとすると、それらの関係はＡａ＞＞Ａｂである。この構成は、特開２００２−３２３００２号公報の図２に記載の構成（特開２００２−３２３００２号公報の発明の第２実施例）に相当するものである。
【００４５】
差圧減圧弁１１の出力圧（油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧）をＰＬＳとし、圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの受圧室７０ｃ，７１ｃ，７２ｃにより設定される目標補償差圧をそれぞれＰｃ１，Ｐｃ２，Ｐｃ３とすると、図３の比較例１では、受圧室７０ｃ，７１ｃ，７２ｃには差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳが直接導かれるので、目標補償差圧Ｐｃ１，Ｐｃ２，Ｐｃ３は全てＰＬＳとなる。
【００４６】
Ｐｃ１＝ＰＬＳ
Ｐｃ２＝ＰＬＳ
Ｐｃ３＝ＰＬＳ
図４の比較例２では、差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳを第１絞り９１を介して圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの受圧室７０ｃ，７１ｃ，７２ｃに導き、かつ第１絞り９１の下流側をタンクライン９２及び第２絞り９３を介してタンクに連通している。このため第１絞り９１の下流側の圧力をＰＬＳ０とすると、静的な状態において、差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳと圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの目標補償差圧Ｐｃ１，Ｐｃ２，Ｐｃ３とは以下の関係となる。
【００４７】
Ｐｃ１＝ＰＬＳ０＜ＰＬＳ
Ｐｃ２＝ＰＬＳ０＜ＰＬＳ
Ｐｃ３＝ＰＬＳ０＜ＰＬＳ
一方、図１に示す本実施の形態では、個別の第２差圧ライン２３，２４に第１絞り４１，４２とタンクライン４３，４４及び第２絞り４５，４６が設けられているので、第１絞り４１，４２の下流側の圧力をそれぞれＰＬＳ１，ＰＬＳ２とすると、圧力補償弁７ａ，７ｂの受圧室７０ｃ，７１ｃには圧力ＰＬＳ１，ＰＬＳ２が導かれ、圧力補償弁７ｃの受圧室７２ｃには差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳが直接導かれている。圧力ＰＬＳ１は差圧減圧弁１１の出力圧を第１絞り４１とタンクライン４３及び第２絞り４５により調整した圧力であり、圧力ＰＬＳ２は差圧減圧弁１１の出力圧を第１絞り４２とタンクライン４４及び第２絞り４６により調整した圧力である。また、第１絞り４１の開口面積Ａ１ａ、第１絞り４２の開口面積Ａ１ｂ、第２絞り４５の開口面積Ａ２ａ、第２絞り４６の開口面積Ａ２ｂの関係は、Ａ１ａ＞＞Ａ２ａ、Ａ２ａ＞＞Ａ２ｂ、Ａ１ａ＜Ａ１ｂ、Ａ２ａ≒Ａ２ｂである。よって、静的な状態において、差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳと圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの目標補償差圧Ｐｃ１，Ｐｃ２，Ｐｃ３とは以下の関係となる。
【００４８】
Ｐｃ１＝ＰＬＳ１＜ＰＬＳ
Ｐｃ２＝ＰＬＳ２＜ＰＬＳ，ＰＬＳ２＞ＰＬＳ１
Ｐｃ３＝ＰＬＳ３＝ＰＬＳ
図５は、２つ以上のアクチュエータを同時に駆動させた複合操作の状態から、一方のアクチュエータを停止させ単独操作に移行した場合として、アクチュエータ３ａ（旋回モータ）とアクチュエータ３ｂ（ブームシリンダ）の伸び方向（ブーム上げ方向）の駆動を同時に行う旋回・ブーム上げの複合操作からアクチュエータ３ｂの伸び方向の駆動（ブーム上げ）を停止させた場合を例に取り、流量制御弁６ａ，６ｂの開口面積（図５（ａ））、各圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの目標補償差圧（図５（ｂ），（ｄ），（ｆ））、アクチュエータ３ａ，３ｂの供給流量（図５（ｃ），（ｅ），（ｇ））のそれぞれの変化を示すタイムチャートである。また、図５（ｂ）及び（ｃ）は比較例１の場合を、図５（ｄ）及び（ｅ）は比較例２の場合を、図５（ｆ）及び（ｇ）は本発明の場合をそれぞれ示す。
【００４９】
旋回・ブーム上げの複合操作時は、アクチュエータ３ａ，３ｂの流量制御弁６ａ，６ｂの要求流量と油圧ポンプ２の吐出流量との関係は、
流量制御弁６ａ，６ｂの要求流量の合計＞油圧ポンプ２の最大吐出流量
であり、油圧ポンプ２の吐出流量が供給不足状態となる。このため差圧減圧弁１１の出力圧（油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧）ＰＬＳはＬＳ制御弁１２ｂの受圧部１２ｅにより設定される目標ＬＳ差圧より若干低くなる（図５（ｂ），（ｄ），（ｆ））。この状態からブーム上げを停止させるべく流量制御弁６ｂを操作して開口面積を０にすると、
流量制御弁６ａの要求流量＜油圧ポンプ２の最大吐出流量
であるため、油圧ポンプ２の吐出流量が供給不足状態から満足状態となり、ポンプ傾転制御機構１２のＬＳ制御の応答遅れにより油圧ポンプ２の吐出圧が急上昇し、差圧滅圧弁１１の出力圧（油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧）ＰＬＳも急上昇する（図５（ｂ），（ｄ），（ｆ））。
【００５０】
図３の比較例１では、受圧室７０ｃ，７１ｃ，７２ｃには差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳが直接導かれるので、差圧滅圧弁１１の出力圧ＰＬＳが急上昇すると圧力補償弁７ａの目標補償差圧Ｐｃ１も同様に急上昇し（図５（ｂ））、アクチュエータ３ａ（旋回モータ）に供給される圧油の流量が急上昇するため（図５（ｃ））、旋回が増速しショックを発生する。
【００５１】
図４の比較例２では、差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳを第１絞り９１を介して圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの受圧室７０ｃ，７１ｃ，７２ｃに導き、かつ第１絞り９１の下流側をタンクライン９２及び第２絞り９３を介してタンクに連通しているため、第１絞り９１の上流側の圧力である差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳが急上昇しても、第１絞り９１の下流側の圧力である各圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの受圧室７０ｃ，７１ｃ，７２ｃに導かれる圧力ＰＬＳ０は急上昇を緩和された圧力となる（図５（ｄ））。その結果、アクチュエータ３（旋回モータ）に供給される圧油の流量は急激に増大することなく時間Ｔ０でショックなく制御され（図５（ｅ））、旋回増速時のショックを防止することができる。
【００５２】
図１の本実施の形態では、個別の第２差圧ライン２３，２４に第１絞り４１，４２とタンクライン４３，４４及び第２絞り４５，４６が設けられているため、比較例２と同様、第１絞り４１，４２の上流側の圧力である差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳが急上昇しても、第１絞り４１，４２の下流側の圧力である各圧力補償弁７ａ，７ｂの受圧室７０ｃ，７１ｃに導かれる圧力ＰＬＳ１，ＰＬＳ２は急上昇を緩和された圧力となる（図５（ｆ））。その結果、アクチュエータ３（旋回モータ）に供給される圧油の流量は急激に増大することなく時間Ｔ１でショックなく制御され（図５（ｇ））、旋回増速時のショックを防止することができる。
【００５３】
アクチュエータ３ａ（旋回モータ）とアクチュエータ３ｂ（ブームシリンダ）以外の複合操作で一方のアクチュエータを停止させ単独操作に移行した場合、或いは２つ以上のアクチュエータを同時に駆動させた複合操作の状態から、一方のアクチュエータを減速させた場合も同様である。
【００５４】
図６は、アクチュエータ３ａ（旋回モータ）、アクチュエータ３ｂ（ブームシリンダ）、アクチュエータ３ｃ（アームシリンダ）のそれぞれについて、他のアクチュエータとの複合操作の状態から他のアクチュエータを減速・停止させた場合の各圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの目標補償差圧（図６（ａ），（ｃ），（ｅ））、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの供給流量（図６（ｂ），（ｄ），（ｆ））のそれぞれの変化を示すタイムチャートである。また、図６（ａ）及び（ｂ）は比較例１の場合を、図６（ｃ）及び（ｄ）は比較例２の場合を、図６（ｅ）及び（ｆ）は本発明の場合をそれぞれ示す。また、複合操作時のアクチュエータ３ｂ（ブームシリンダ）、アクチュエータ３ｃ（アームシリンダ）の供給流量は同じで、アクチュエータ３ａ（旋回モータ）の供給流量はそれよりも少ないものとする。
【００５５】
図３の比較例１では、差圧滅圧弁１１の出力圧ＰＬＳが急上昇すると圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの目標補償差圧Ｐｃ１，Ｐｃ２，Ｐｃ３も同様に急上昇するため（図６（ａ））、アクチュエータ３ａ（旋回モータ）と他のアクチュエータとの複合操作では、前述した如くアクチュエータ３ａ（旋回モータ）に供給される圧油の流量が急上昇し（図６（ｂ））、旋回が増速しショックを発生する。アクチュエータ３ｂ（ブームシリンダ）と他のアクチュエータの複合操作、アクチュエータ３ｃ（アームシリンダ）と他のアクチュエータの複合操作の場合も、旋回の増速ほど問題にはならないが、同様に増速が生じる（図６（ｂ））。
【００５６】
図４の比較例２では、第１絞り９１の上流側の圧力である差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳが急上昇しても、第１絞り９１の下流側の圧力である各圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの受圧室７０ｃ，７１ｃ，７２ｃに導かれる圧力ＰＬＳ０は急上昇を緩和された圧力となるため（図６（ｃ））、アクチュエータ３ａ（旋回モータ）と他のアクチュエータとの複合操作では、前述した如くアクチュエータ３（旋回モータ）に供給される圧油の流量は急激に増大することなく時間Ｔ０でショックなく制御され（図６（ｄ））、旋回増速時のショックを防止することができる。アクチュエータ３ｂ（ブームシリンダ）と他のアクチュエータの複合操作、アクチュエータ３ｃ（アームシリンダ）と他のアクチュエータの複合操作の場合も同様に時間Ｔ０でショックなく制御される（図６（ｄ））。
【００５７】
ここで、油圧ショベルの場合、一般に、アームやバケットのアクチュエータは応答性を良くしてきびきびした動作が望まれ、旋回や走行などのアクチュエータは比較的ショックを小さくし滑らかな動作が望まれる。ブームのアクチュエータはアームやバケットほどではないが旋回や走行よりは応答性の良い動作が望まれる。しかし、比較例２では、圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの制御の遅れ時間は全て同じＴ０であるため、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの特性に応じた応答性を得ることができない（図６（ｃ）及び（ｄ））。
【００５８】
図１の本実施の形態では、比較例２と同様、第１絞り４１，４２の上流側の圧力である差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳが急上昇しても、第１絞り４１，４２の下流側の圧力である各圧力補償弁７ａ，７ｂの受圧室７０ｃ，７１ｃに導かれる圧力ＰＬＳ１，ＰＬＳ２は急上昇を緩和された圧力となるため（図６（ｅ））、アクチュエータ３ａ（旋回モータ）と他のアクチュエータとの複合操作では、前述した如くアクチュエータ３（旋回モータ）に供給される圧油の流量は急激に増大することなく時間Ｔ１でショックなく制御され（図６（ｆ））、旋回増速時のショックを防止することができる。アクチュエータ３ｂ（ブームシリンダ）と他のアクチュエータの複合操作の場合も同様に、時間Ｔ２でショックなく制御される（図６（ｆ））。
【００５９】
また、本実施の形態では、圧力補償弁７ａ，７ｂの個別の第２差圧ライン２３，２４に第１絞り４１，４２とタンクライン４３，４４及び第２絞り４５，４６を設け、圧力補償弁７ｃの個別の第２差圧ライン２５には絞りは設けず、第１絞り４１，４２の開口面積Ａ１ａ，Ａ１ｂの関係をＡ１ａ＜Ａ１ｂとしたので、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ毎に適切な応答性が得られる。
【００６０】
つまり、複合操作での相手側アクチュエータの減速・停止時には、圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの制御の遅れ時間はＴ１，Ｔ２，Ｔ３とそれぞれ異なるものとなり、かつＴ１＞Ｔ２＞Ｔ３となる（図６（ｅ），（ｈ））。よって、アームのアクチュエータ３ｃに対しては、応答性の良いきびきびした動作が得られ、旋回のアクチュエータ３ａに対してはショックの少ない滑らかな動作が得られ、ブームのアクチュエータ３ｂに対してはそれらの中間の応答性が得られる。
【００６１】
図７は、アクチュエータ３ａ（旋回モータ）、アクチュエータ３ｂ（ブームシリンダ）、アクチュエータ３ｃ（アームシリンダ）の起動時における流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの開口面積（図７（ａ））、各圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの目標補償差圧（図７（ｂ），（ｄ））、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの供給流量（図７（ｃ），（ｅ））のそれぞれの変化を示すタイムチャートである。また、図７（ｂ）及び（ｃ）は比較例２の場合を、図７（ｄ）及び（ｅ）は本発明の場合をそれぞれ示す。
【００６２】
全アクチュエータの停止時、差圧減圧弁１１の受圧室１１ｂにはタンク圧が導かれ、油圧ポンプの吐出流量は最少となっている。このポンプ吐出流量はアンロード弁（図示せず）を介してタンクに還流している。この状態から任意のアクチュエータを起動すべく流量制御弁を操作すると、当該アクチュエータの負荷圧が差圧減圧弁１１の受圧室１１ｂに導かれ、ポンプ傾転機構１２により油圧ポンプ２の吐出圧とアクチュエータの負荷圧との差圧（差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳ）が目標ＬＳ差圧に保たれるよう油圧ポンプ２の吐出流量が制御される。しかし、流量制御弁を操作した瞬間はポンプ傾転制御機構１２のＬＳ制御の応答遅れにより、油圧ポンプ２の吐出圧とアクチュエータの負荷圧との差圧は急減し、差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳも急減する（図７（ｂ）及び（ｄ））。
【００６３】
比較例２では、圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃに共通の第１差圧ライン２１に第１絞り９１、タンクライン９２、第２絞り９３を設け、一律に同じ目標補償差圧ＰＬＳ０で制御するので、起動時における圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの目標補償差圧及びアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの供給流量の立ち上がり時間は全て同じＴ０となり、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの特性に応じた応答性を得ることができない（図７（ｂ）及び（ｃ））。
【００６４】
本実施の形態では、圧力補償弁７ａ，７ｂの個別の第２差圧ライン２３，２４に第１絞り４１，４２とタンクライン４３，４４及び第２絞り４５，４６を設け、圧力補償弁７ｃの個別の第２差圧ライン２５には絞りは設けず、第１絞り４１，４２の開口面積Ａ１ａ，Ａ１ｂの関係をＡ１ａ＜Ａ１ｂとしたので、圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの制御の遅れ時間Ｔ１，Ｔ２，Ｔ３はＴ１＞Ｔ２＞Ｔ３となり、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ毎に適切な応答性が得られる。
【００６５】
以上のように本実施の形態によれば、２つ以上のアクチュエータを同時に駆動させた状態から、一方のアクチュエータを停止させた時に、停止させなかった他方のアクチュエータに発生するショックを軽減することができるとともに、各アクチュエータの起動時や複合操作での相手側アクチュエータの減速・停止時にアクチュエータのそれぞれに適した応答性を得ることができる。
【００６６】
また、ブーム、アーム、旋回のうち特に旋回の増速によるショックはオペレータに直接伝わるので、操作性を著しく害する。旋回モータ３ａに係わる圧力補償弁７ａの第２差圧ライン２３に第１絞り４１とタンクライン４３及び第２絞り４５を設けることにより、旋回の増速によるショックの発生を防止し、操作性を向上することができる。また、第１絞り４１の開口面積を適切に設定することにより、旋回のアクチュエータ３ａに対してはショックの少ない滑らかな動作が得られる。
【００６７】
また、第１絞り４１，４２の下流側（第１絞り４１，４２と圧力補償弁７ａ，７ｂの受圧部７０ｃ，７１ｃとの間の部分）をタンクライン４３，４４と第２絞り４５，４６を介してタンクに連通させたので、第１絞り４１，４２の上流側から第１絞り４１，４２、タンクライン４３，４４、第２絞り４３，４５を介してタンクに至る圧油の流れが生じ、第１絞り４１，４２の下流側に差圧減圧弁１１の出力圧とタンク圧との中間圧が発生するため、第１絞り４１，４２の有無、或いは第１絞り４１，４２同士の開口面積の差に応じた遅れ時間Ｔ１，Ｔ２，Ｔ３を確実に発生させ、アクチュエータのそれぞれに応じた応答性を確実に発揮することができる。
【００６９】
更に、上記実施の形態では、油圧駆動装置は油圧ショベルの旋回、ブーム、アームの各アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃを備えるものとしたが、油圧駆動装置は油圧ショベルのバケット、走行、ブレード等、その他の被駆動部材のアクチュエータを備えたものであってもよく、このような油圧駆動装置に本発明を適用しても同様の効果が得られる。特に、走行の増速によるショックは旋回の場合と同様オペレータに直接伝わり操作性を低下させるので、走行モータに係わる圧力補償弁の第２差圧ラインに第１絞りとタンクライン及び第２絞りを設けても操作性の改善効果は大きい。また、油圧クレーン、ホイールローダ等、その他の建設機械の油圧駆動装置に本発明を適用してもよく、この場合も同様の効果が得られる。
【００７１】
本発明によれば、旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダのうちの２つ以上のアクチュエータを同時に駆動させた状態から、一方のアクチュエータを停止させた時に、停止させなかった旋回モータまたはブームシリンダ発生するショックを軽減することができるとともに、旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの起動時や複合操作での相手側アクチュエータの減速・停止時にアクチュエータのそれぞれに適した応答性を確実に得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態に係わる建設機械の油圧駆動装置を示す油圧回路図である。
【図２】本発明が適用される建設機械の一例である油圧ショベルの外観を示す図である。
【図３】比較例１として、特開２００２−３２３００２号公報の図４に記載の構成（特開２００２−３２３００２号公報の発明の従来技術）を示す油圧回路図である。
【図４】比較例２として、特開２００２−３２３００２号公報の図２に記載の構成（特開２００２−３２３００２号公報の発明の第２実施例）を示す油圧回路図である。
【図５】旋回モータとブームシリンダの伸び方向（ブーム上げ方向）の駆動を同時に行う旋回・ブーム上げの複合操作からブームシリンダの駆動を停止させた場合の流量制御弁の開口面積、各圧力補償弁の目標補償差圧、アクチュエータ流量の変化を示すタイムチャートである。
【図６】図６は、図１、図３及び図４の示した３つのアクチュエータのそれぞれについて、他のアクチュエータとの複合操作の状態から他のアクチュエータを減速・停止させた場合の各圧力補償弁の目標補償差圧、アクチュエータの供給流量のそれぞれの変化を示すタイムチャートである。
【図７】各アクチュエータの起動時における流量制御弁の開口面積、各圧力補償弁の目標補償差圧、アクチュエータ流量の変化を示すタイムチャートである。
【符号の説明】
１ エンジン
２ メインの油圧ポンプ
３ａ，３ｂ，３ｃ アクチュエータ
４ コントロールバルブ
５ 供給油路
６ａ，６ｂ，６ｃ 流量制御弁
７ａ，７ｂ，７ｃ 圧力補償弁
８ａ，８ｂ，８ｃ、８ｄ 負荷ライン
９ａ，９ｂ シャトル弁
１０ 信号ライン
１１ 差圧減圧弁
１２ ポンプ傾転制御機構
１２ａ 馬力制御傾転アクチュエータ
１２ｂ ＬＳ制御弁
１２ｃ ＬＳ制御傾転アクチュエータ
１３ エンジン回転数検出回路
２１ 第１差圧ライン
２３，２４，２５ 個別の第２差圧ライン
４１，４２ 第１絞り
４３，４４ タンクライン
４５，４６ 第２絞り
５０ 流量検出弁
５０ａ 絞り部
５１ 差圧減圧弁
５３ 信号ライン
６０ａ，６０ｂ，６０ｃ 負荷ポート
６１，６２ メータイン可変絞り部
７０ａ，７０ｂ，７０ｃ 受圧部
７１ａ，７１ｂ，７１ｃ 受圧部
７２ａ，７２ｂ，７２ｃ 受圧部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an LS control type hydraulic drive device used for construction machines such as a hydraulic excavator, and in particular, controls a discharge pressure of a hydraulic pump to be higher by a target differential pressure than a maximum load pressure of a plurality of actuators. The hydraulic drive device for construction machinery that sets the target compensation differential pressure of each pressure compensation valve that controls the differential pressure before and after the flow rate control valve based on the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of multiple actuators About.
[0002]
[Prior art]
As a hydraulic drive device for a construction machine such as a hydraulic excavator, generally, a variable displacement hydraulic pump, a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and a plurality of actuators supplied from the hydraulic pump are supplied. Multiple flow control valves that respectively control the flow rate of pressure oil, multiple pressure compensation valves that control the differential pressure across the multiple flow control valves, and the discharge pressure of the hydraulic pump is higher than the maximum load pressure of multiple actuators Pump control means that controls to increase only the target differential pressure, and sets the target compensation differential pressure of each of the multiple pressure compensation valves based on the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of the multiple actuators What is made is known (for example, see Japanese Patent Application Laid-Open No. 60-11706).
[0003]
In such a hydraulic drive device, by controlling the differential pressure across the plurality of flow control valves with a pressure compensation valve, the flow control valve is opened regardless of the magnitude of the load pressure during the combined operation of simultaneously driving the plurality of actuators. Pressure oil can be supplied at a ratio according to the area.
[0004]
In addition, by setting the target compensation differential pressure of each of the pressure compensation valves that control the differential pressure across the plurality of flow control valves by the LS differential pressure, the discharge flow rate of the hydraulic pump during the combined operation of simultaneously driving the plurality of actuators Even when the saturation state is less than the flow rate required by the plurality of flow control valves, the LS differential pressure is reduced according to the degree of saturation, and the target compensation differential pressure of the pressure compensation valve is accordingly reduced. The discharge flow rate of the hydraulic pump can be redistributed to the flow rate ratio required by each actuator.
[0005]
Moreover, there exists a thing of Unexamined-Japanese-Patent No. 2002-323002 as this kind of hydraulic drive device. This hydraulic drive device includes a differential pressure reducing valve that outputs a differential pressure between a discharge pressure of a hydraulic pump and maximum load pressures of a plurality of actuators (hereinafter referred to as LS differential pressure as appropriate) as an absolute pressure, A primary differential pressure line having a throttle connected to the output port, and individual secondary differentials branched from the primary differential pressure line and connected to pressure receiving units for setting target compensation differential pressures of a plurality of pressure compensation valves A pressure line, and the output pressure of the differential pressure reducing valve is guided to the pressure receiving portions of all the pressure compensating valves via the primary differential pressure line having a throttle and the respective secondary differential pressure lines.
[0006]
By outputting the LS differential pressure as an absolute pressure by the differential pressure reducing valve and guiding it to the pressure receiving parts of the plurality of pressure compensating valves, the signal pressure line connected to each pressure compensating valve becomes only one secondary differential pressure line, The circuit configuration is simplified.
[0007]
In addition, a throttle is provided in the primary differential pressure line, and the output pressure of the differential pressure reducing valve is guided to the pressure receiving parts of all the pressure compensating valves via the primary differential pressure line having the throttle and the individual secondary differential pressure line. Thus, even when one of the actuators is stopped from the state where two or more actuators are driven simultaneously, the sudden increase in the LS differential pressure is transmitted as a relaxed pressure, and as a result, the other that has not been stopped. The target compensation differential pressure of the pressure compensation valve related to the actuator can be prevented from suddenly rising, and the supply flow rate to the actuator controlled by the pressure compensation valve does not increase rapidly, so that the shock generated in the actuator can be reduced. .
[0008]
[Patent Document 1]
JP 60-11706 A
[Patent Document 2]
JP 2002-323002 A
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, in the hydraulic drive device described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-323002, the primary differential pressure line having the throttle for the output pressure of the differential pressure reducing valve in the pressure receiving portions of all the pressure compensating valves and the respective secondary differential pressures. By guiding through the line, even when one of the actuators is stopped from a state in which two or more actuators are driven simultaneously, it is possible to reduce the shock generated in the other actuator that has not been stopped. However, in this prior art, a throttle for alleviating the sudden rise in the LS differential pressure is provided in the primary differential pressure line common to the plurality of pressure compensation valves, and the pressure is received by the pressure receiving parts of all the pressure compensation valves via the same throttle. Since the output pressure of the pressure reducing valve (absolute pressure of the LS differential pressure) is derived, control response to all actuators when starting each actuator or when decelerating or stopping the counterpart actuator during combined operation Therefore, it was impossible to obtain responsiveness suitable for each actuator.
[0010]
The purpose of the present invention is toOf swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinderWhen one actuator is stopped from the state where two or more actuators are driven simultaneously, it is not stoppedSlewing motor or boom cylinderCan reduce the shock that occurs inSwing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinderIt is an object of the present invention to provide a hydraulic drive device for a construction machine that can obtain responsiveness suitable for each of the actuators at the time of starting or decelerating / stopping the counterpart actuator in complex operation.
[0011]
[Means for solving problems]
In order to achieve the above object, the present invention is driven by a variable displacement hydraulic pump and pressure oil discharged from the hydraulic pump.Slewing motor, boom cylinder and arm cylinderAnd from the hydraulic pumpSwing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinderControl the flow rate of pressure oil supplied to eacheachA flow control valve;eachControl the differential pressure across the flow control valve.eachThe pressure compensation valve and the discharge pressure of the hydraulic pump areSwing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinderPump control means for controlling so as to be higher by the target differential pressure than the maximum load pressure ofeachIn a hydraulic drive device for a construction machine that sets a target compensation differential pressure of each pressure compensation valve based on a differential pressure between a discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure, the discharge pressure of the hydraulic pump and the pressureSwing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinderA differential pressure reducing valve that outputs a differential pressure with respect to the maximum load pressure as an absolute pressure, andIn the opening direction of each pressure compensation valve of swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinderTarget compensation differential pressureEach is setPressure compensation valveeachA pressure receiving unit, a first differential pressure line connected to an output port of the differential pressure reducing valve, and the first differential pressure line,Of swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinderAn individual second differential pressure line connected to each pressure receiving portion of each pressure compensating valve, andSwing hydraulic motor and boom cylinderA first throttle is provided in each of the individual second differential pressure lines, and the output pressure of the differential pressure reducing valve is set to the first differential pressure line,Through the second differential pressure line of each of the swing hydraulic motor and the boom cylinder and the respective first pressure restrictor, the pressure receiving valve of each corresponding pressure compensation valve is guided and the opening area of the first throttle related to the swing hydraulic motor is increased. The opening area of the first throttle related to the boom cylinder is made smaller, and the portions between the respective first throttles and the respective pressure receiving portions of the individual second differential pressure lines of the swing hydraulic motor and the boom cylinder are respectively The tank line is communicated with the tank via each second throttle, the opening area of each first throttle is made larger than the opening area of each second throttle, and each pressure of the swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinder is set. Compensation valve control delay times T1, T2 and T3 are set to T1>T2> T3A hydraulic drive device for a construction machine.TheShall.
[0012]
in this waySwing hydraulic motor and boom cylinderA first throttle is provided in each of the individual second differential pressure lines, and the output pressure of the differential pressure reducing valve is set to the first differential pressure line,Through the second differential pressure line of each of the swing hydraulic motor and the boom cylinder and the respective first pressure restrictor, the pressure receiving valve of each corresponding pressure compensation valve is guided and the opening area of the first throttle related to the swing hydraulic motor is increased. The opening area of the first throttle related to the boom cylinder is made smaller, and the portions between the first throttles and the pressure receiving parts of the swing hydraulic motor and the individual second differential pressure lines of the boom cylinder are respectively The tank lines and the second throttles communicate with the tank, the opening areas of the first throttles are made larger than the opening areas of the second throttles, and each of the swing hydraulic motor, the boom cylinder and the arm cylinder The delay times T1, T2 and T3 of the pressure compensation valve control are set to T1>T2> T3ByOf swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinderEven if the output pressure of the differential pressure reducing valve suddenly rises when one actuator is stopped from the state where two or more actuators are driven simultaneously, the actuator does not stop.Related to swing motor or boom cylinderSince the pressure on the downstream side of the first throttle (pressure guided to the pressure receiving chamber of the corresponding pressure compensation valve) becomes a pressure in which the sudden rise is moderated,On swing motor or boom cylinderThe shock that occurs can be reduced.
[0013]
Also,Swing hydraulic motor and boom cylinderA first throttle is provided in each of the individual second differential pressure lines, and the output pressure of the differential pressure reducing valve is set to the first differential pressure line,Through the second differential pressure line of each of the swing hydraulic motor and the boom cylinder and the respective first pressure restrictor, the pressure receiving valve of each corresponding pressure compensation valve is guided and the opening area of the first throttle related to the swing hydraulic motor is increased. The opening area of the first throttle related to the boom cylinder is made smaller, and the portions between the first throttles and the pressure receiving parts of the swing hydraulic motor and the individual second differential pressure lines of the boom cylinder are respectively The tank lines and the second throttles communicate with the tank, the opening areas of the first throttles are made larger than the opening areas of the second throttles, and each of the swing hydraulic motor, the boom cylinder and the arm cylinder The delay times T1, T2 and T3 of the pressure compensation valve control are set to T1>T2> T3By
When one of the actuators is stopped or decelerated from the start of the swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinder, or from the combined operation state in which two or more actuators of the swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinder are driven simultaneously The delay times of control of the swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinder are different for T1, T2 and T3, respectively, and the responsiveness with high response to the arm cylinder such as T1>T2> T3. Smooth operation with little shock is obtained for the swing motor, and intermediate response is obtained for the boom cylinder, which is appropriate for each swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinder. Responsiveness can be obtained.
[0014]
In addition, a portion between the first throttle and the pressure receiving part of each of the second differential pressure lines of the swing hydraulic motor and the boom cylinder is communicated with the tank via each tank line and each second throttle. Since the opening area of each of the first throttles is larger than the opening area of each of the second throttles, the pressure oil reaching the tank from the upstream side of each of the first throttles through the second throttle of each of the first throttles and each tank line Since a flow occurs and an intermediate pressure between the output pressure of the differential pressure reducing valve and the tank pressure is generated on the downstream side of each first throttle, it corresponds to the presence or absence of the first throttle or the difference in opening area between the first throttles. The delay times T1, T2, and T3 can be reliably generated, and the responsiveness corresponding to each of the swing hydraulic motor, the boom cylinder, and the arm cylinder can be reliably exhibited.
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0021]
FIG. 1 is a diagram showing a hydraulic drive device for a construction machine according to an embodiment of the present invention.
[0022]
In FIG. 1, a hydraulic drive apparatus according to the present embodiment includes an
[0023]
The control valve 4 includes a plurality of closed center type flow control valves (main spools) 6a, 6b, and 6c that control the flow rate and direction of the pressure oil supplied from the hydraulic pump 2 to the
[0024]
The flow
[0025]
The plurality of
[0026]
The
[0027]
The plurality of
[0028]
The differential pressure reducing valve 11 has a pressure receiving portion 11a positioned on the side that increases the output pressure and pressure receiving portions 11b and 11c positioned on the side that decreases the output pressure, and the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is guided to the pressure receiving portion 11a. The maximum load pressure detected in the
[0029]
An output port 11 d of the differential pressure reducing valve 11 is connected to a first
[0030]
Here, assuming that the aperture areas of the
[0031]
A1a >> A2a
A2a >> A2b
A1a <A1b
A2a ≒ A2b
That is, the opening areas A1a and A1b of the
[0032]
Further, the opening area A1a of the first throttle 41 is made smaller than the opening area A1b of the
[0033]
The pump tilt control mechanism 12 includes a horsepower
[0034]
The
[0035]
The engine
[0036]
The flow
[0037]
The flow rate of the pressure oil flowing through the discharge line 31 is the discharge flow rate of the
[0038]
Further, the
[0039]
The differential
[0040]
FIG. 2 shows the appearance of a hydraulic excavator that is an example of a construction machine to which the present invention is applied. The hydraulic excavator has a
[0041]
In the present embodiment, the
[0042]
Next, the operation of the present embodiment will be described in comparison with a comparative example.
[0043]
FIG. 3 shows, as Comparative Example 1, the output pressure of the differential pressure detection valve 11 is directly (as it is) guided to the
[0044]
4 shows, as Comparative Example 2, a first throttle 91 and a
[0045]
The output pressure of the differential pressure reducing valve 11 (the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure) is PLS, and target compensation set by the
[0046]
Pc1 = PLS
Pc2 = PLS
Pc3 = PLS
In Comparative Example 2 in FIG. 4, the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 is guided to the
[0047]
Pc1 = PLS0 <PLS
Pc2 = PLS0 <PLS
Pc3 = PLS0 <PLS
On the other hand, in the present embodiment shown in FIG. 1, the first throttles 41 and 42, the
[0048]
Pc1 = PLS1 <PLS
Pc2 = PLS2 <PLS, PLS2> PLS1
Pc3 = PLS3 = PLS
FIG. 5 shows the extension direction of the
[0049]
During combined operation of turning and boom raising, the relationship between the required flow rate of the
Total required flow rate of
Thus, the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is in an insufficient supply state. For this reason, the output pressure (the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure) PLS of the differential pressure reducing valve 11 is slightly lower than the target LS differential pressure set by the
Required flow rate of
Therefore, the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is changed from the insufficient supply state to the satisfied state, and the discharge pressure of the hydraulic pump 2 rapidly rises due to the response delay of the LS control of the pump tilt control mechanism 12, and the output pressure of the differential pressure reducing valve 11 (Differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure) PLS also rises rapidly (FIGS. 5B, 5D, and 5F).
[0050]
In Comparative Example 1 of FIG. 3, since the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 is directly guided to the
[0051]
In Comparative Example 2 in FIG. 4, the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 is guided to the
[0052]
In the present embodiment of FIG. 1, the first throttles 41, 42, the
[0053]
When one actuator is stopped by a combined operation other than the
[0054]
FIG. 6 shows each of the
[0055]
In Comparative Example 1 of FIG. 3, when the output pressure PLS of the differential pressure reducing pressure valve 11 suddenly increases, the target compensation differential pressures Pc1, Pc2, and Pc3 of the
[0056]
In Comparative Example 2 in FIG. 4, each
[0057]
Here, in the case of a hydraulic excavator, generally, an actuator of an arm or a bucket is desired to have a responsive response and a sharp operation is desired, and an actuator such as turning or traveling is desired to have a relatively small shock and a smooth operation. Boom actuators are not as good as arms and buckets, but are expected to be more responsive than turning or running. However, in Comparative Example 2, the control delay times of the
[0058]
In the present embodiment of FIG. 1, as in Comparative Example 2, even if the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11, which is the pressure upstream of the first throttles 41 and 42, suddenly rises, Since the pressures PLS1 and PLS2 introduced to the
[0059]
Further, in the present embodiment, the first throttles 41 and 42, the
[0060]
That is, when the counterpart actuator is decelerated and stopped in the combined operation, the control delay times of the
[0061]
FIG. 7 shows the opening areas (FIG. 7 (a)) of the
[0062]
When all the actuators are stopped, the tank pressure is guided to the pressure receiving chamber 11b of the differential pressure reducing valve 11, and the discharge flow rate of the hydraulic pump is minimized. This pump discharge flow rate is returned to the tank via an unload valve (not shown). When the flow control valve is operated to start an arbitrary actuator from this state, the load pressure of the actuator is guided to the pressure receiving chamber 11b of the differential pressure reducing valve 11, and the discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the actuator are pumped by the pump tilting mechanism 12. The discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is controlled so that the differential pressure with respect to the load pressure (the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11) is maintained at the target LS differential pressure. However, at the moment when the flow control valve is operated, the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the load pressure of the actuator is suddenly reduced due to the delay in response of the LS control of the pump tilt control mechanism 12, and the output of the differential pressure reducing valve 11. The pressure PLS also decreases rapidly (FIGS. 7B and 7D).
[0063]
In Comparative Example 2, the first throttle 91, the
[0064]
In the present embodiment, the first throttles 41 and 42, the
[0065]
As described above, according to the present embodiment, when one actuator is stopped from a state in which two or more actuators are driven simultaneously, the shock generated in the other actuator that has not been stopped can be reduced. In addition, it is possible to obtain responsiveness suitable for each actuator when starting each actuator or when decelerating or stopping the counterpart actuator during combined operation.
[0066]
In addition, the shock caused by the increased speed of the boom, the arm, and the turning is directly transmitted to the operator, so that the operability is remarkably impaired. By providing the first throttle 41, the tank line 43, and the
[0067]
Further, the downstream side of the first throttles 41, 42 (the portion between the first throttles 41, 42 and the
[0069]
Furthermore, in the above-described embodiment, the hydraulic drive device includes the excavator swing, boom, and
[0071]
According to the present invention,Of swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinderWhen one actuator was stopped from the state where two or more actuators were driven simultaneously, it was not stoppedSlewing motor or boom cylinderWhile reducing the shock that occurs,Swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinderResponsiveness suitable for each actuator at the time of start-up or when the counterpart actuator decelerates or stops during combined operationcertainlyObtainable.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a hydraulic drive device for a construction machine according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing an appearance of a hydraulic excavator that is an example of a construction machine to which the present invention is applied.
FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing the configuration shown in FIG. 4 of JP-A-2002-323002 (conventional technology of the invention of JP-A-2002-323002) as Comparative Example 1;
4 is a hydraulic circuit diagram showing the configuration shown in FIG. 2 of JP-A-2002-323002 (second embodiment of the invention of JP-A-2002-323002) as Comparative Example 2. FIG.
FIG. 5 shows the flow control valve opening area and each pressure compensation when the boom cylinder drive is stopped by a combined swing / boom lift operation that simultaneously drives the swing motor and boom cylinder in the extension direction (boom lift direction). It is a time chart which shows the change of the target compensation differential pressure of a valve, and actuator flow.
FIG. 6 is a diagram illustrating pressure compensation when each of the three actuators shown in FIG. 1, FIG. 3 and FIG. 4 is decelerated and stopped when the other actuator is decelerated from the state of the combined operation with the other actuator. It is a time chart which shows each change of the target compensation differential pressure of a valve, and the supply flow rate of an actuator.
FIG. 7 is a time chart showing changes in the opening area of the flow rate control valve, the target compensation differential pressure of each pressure compensation valve, and the actuator flow rate when each actuator is activated.
[Explanation of symbols]
1 engine
2 Main hydraulic pump
3a, 3b, 3c Actuator
4 Control valve
5 Supply oil passage
6a, 6b, 6c Flow control valve
7a, 7b, 7c Pressure compensation valve
8a, 8b, 8c, 8d Load line
9a, 9b Shuttle valve
10 signal lines
11 Differential pressure reducing valve
12 Pump tilt control mechanism
12a Horsepower control tilt actuator
12b LS control valve
12c LS control tilt actuator
13 Engine speed detection circuit
21 First differential pressure line
23, 24, 25 Individual second differential pressure line
41, 42 First aperture
43,44 Tank line
45, 46 Second aperture
50 Flow rate detection valve
50a Aperture part
51 Differential pressure reducing valve
53 Signal line
60a, 60b, 60c Load port
61, 62 Meter-in variable aperture
70a, 70b, 70c pressure receiving part
71a, 71b, 71c pressure receiving part
72a, 72b, 72c pressure receiving part
Claims (1)
前記油圧ポンプの吐出圧と前記旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁と、
前記旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの各圧力補償弁の開く側に設けられ、目標補償差圧が設定される各圧力補償弁の各受圧部と、
前記差圧減圧弁の出力ポートに接続された第１差圧ラインと、
この第１差圧ラインを、前記旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの各圧力補償弁のそれぞれの前記各受圧部に接続する個別の第２差圧ラインとを備え、
前記旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の第２差圧ラインのそれぞれに第１絞りを設け、
前記差圧減圧弁の出力圧を前記第１差圧ライン、前記旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の前記第２差圧ライン及び前記各第１絞りを介して対応する各圧力補償弁の各受圧部に導くとともに前記旋回油圧モータに係る第１絞りの開口面積を前記ブームシリンダに係る第１絞りの開口面積より小さくし、
かつ、前記旋回油圧モータ及びブームシリンダの個別の第２差圧ラインの前記各第１絞りと前記各受圧部との間の部分を各タンクラインと各第２絞りを介してタンクに連通させ、前記各第１絞りの開口面積を前記各第２絞りの開口面積より大きくし、
前記旋回油圧モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダの前記各圧力償弁の制御の遅れ時間Ｔ１、Ｔ２及びＴ３をＴ１＞Ｔ２＞Ｔ３としたことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。Variable displacement hydraulic pump, swing motor driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump , boom cylinder and arm cylinder, and pressure supplied from the hydraulic pump to the swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinder Each flow control valve that controls the flow rate of oil, each pressure compensation valve that controls the differential pressure across each flow control valve, and the discharge pressure of the hydraulic pump is controlled by the swing hydraulic motor, boom cylinder, and arm cylinder , respectively. and a pump control means for controlling so as to be higher by the target differential pressure than the maximum load pressure, based on the respective target compensation differential pressure of each pressure compensating valve differential pressure between the maximum load pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump In the construction machinery hydraulic drive device
A differential pressure reducing valve that outputs, as an absolute pressure, a differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of the swing hydraulic motor, boom cylinder, and arm cylinder ;
Each pressure receiving portion of each pressure compensation valve provided on the opening side of each pressure compensation valve of the swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinder, and a target compensation differential pressure is set ;
A first differential pressure line connected to the output port of the differential pressure reducing valve;
An individual second differential pressure line connecting the first differential pressure line to each pressure receiving portion of each pressure compensating valve of the swing hydraulic motor, boom cylinder, and arm cylinder ;
A first throttle is provided in each of the second differential pressure lines of the swing hydraulic motor and the boom cylinder ;
Output pressure of the differential pressure reducing valve is received by each pressure compensation valve corresponding to the first differential pressure line, the swing hydraulic motor and the individual second differential pressure lines of the boom cylinder and the first throttle. And the opening area of the first throttle related to the swing hydraulic motor is made smaller than the opening area of the first throttle related to the boom cylinder,
And the part between each said 1st throttle and each said pressure receiving part of the said 2nd differential pressure line of the said swing hydraulic motor and a boom cylinder is connected to a tank via each tank line and each 2nd throttle, An opening area of each of the first stops is larger than an opening area of each of the second stops;
A hydraulic drive device for a construction machine, wherein delay times T1, T2 and T3 of control of each pressure compensation valve of the swing hydraulic motor, boom cylinder and arm cylinder satisfy T1>T2> T3 .
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