JP4685542B2

JP4685542B2 - Hydraulic drive

Info

Publication number: JP4685542B2
Application number: JP2005232080A
Authority: JP
Inventors: 靖貴釣賀
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 2005-08-10
Filing date: 2005-08-10
Publication date: 2011-05-18
Anticipated expiration: 2025-08-10
Also published as: JP2007046712A

Description

本発明は、油圧ショベル等の建設機械に用いられる油圧駆動装置に係わり、特に、油圧ポンプの吐出圧力が複数のアクチュエータの最高負荷圧力より目標差圧だけ高くなるように制御するロードセンシング制御方式の油圧駆動装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic drive device used in a construction machine such as a hydraulic excavator, and in particular, a load sensing control method for controlling 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 present invention relates to a hydraulic drive device.

この種の油圧駆動装置として、例えば特開２００１−１９３７０５号公報（特許文献１）等に記載のものがある。この従来技術において、油圧ポンプ（メインポンプ）の吐出が導かれる油圧供給回路にはメインリリーフ弁とアンロード弁とが接続されている。メインリリーフ弁は一種の安全弁であり、流量制御弁動作時に、アクチュエータの負荷圧が高く、油圧供給回路の圧力（油圧ポンプの吐出圧力）がリリーフ設定圧（例えば２５Ｍｐａ）に達すると動作し、回路圧力それ以上の上昇を防止する。アンロード弁は、主に、流量制御弁が動作していない条件（中立時）で動作し、油圧供給回路の圧力（油圧ポンプの吐出圧力）をリリーフ設定圧より低い圧力（例えば２．０Ｍｐａ）に制限し、中立時のエネルギロスを低減する。 As this type of hydraulic drive device, for example, there is one described in Japanese Patent Laid-Open No. 2001-193705 (Patent Document 1). In this prior art, a main relief valve and an unload valve are connected to a hydraulic pressure supply circuit to which discharge of a hydraulic pump (main pump) is guided. The main relief valve is a kind of safety valve that operates when the load pressure of the actuator is high and the pressure of the hydraulic supply circuit (discharge pressure of the hydraulic pump) reaches the relief set pressure (for example, 25 Mpa) when the flow control valve operates. Prevents pressure from rising further. The unload valve mainly operates under the condition that the flow control valve is not operating (at neutral), and the pressure of the hydraulic supply circuit (discharge pressure of the hydraulic pump) is lower than the relief set pressure (for example, 2.0 Mpa). To reduce energy loss when neutral.

特開２００１−１９３７０５号公報JP 2001-193705 A

ロードセンシング制御方式の油圧駆動装置においては、油圧供給回路の圧力（油圧ポンプの吐出圧力）を制限するバルブとしてメインリリーフ弁とアンロード弁の２つのバルブが設けられている。メインリリーフ弁は流量制御弁の動作時に動作して油圧回路を保護し、アンロード弁は流量制御弁の中立時（非動作時）に動作してエネルギロスを回避する。つまり、両者は同時には動作しない。 In a load sensing control type hydraulic drive device, two valves, a main relief valve and an unload valve, are provided as valves for limiting the pressure of the hydraulic supply circuit (discharge pressure of the hydraulic pump). The main relief valve operates during operation of the flow control valve to protect the hydraulic circuit, and the unload valve operates during neutralization (non-operation) of the flow control valve to avoid energy loss. That is, both do not operate simultaneously.

メインリリーフ弁とアンロード弁は同時には動作しないことに着目し、アンロード弁にメインリリーフ弁の機能を持たせることで両者の機能を集約することが考えられる。このようにすると、メインリリーフ弁は不要となるため、回路構成を簡略化することが可能となる。また、メイン回路のバルブ数が減るため、製作コストも低減する。しかし、メインリリーフ弁を油圧回路から削除した場合、万一、アンロード弁にメインリリーフ弁の機能を持たせるために設けた部品の故障時等のフェイルセーフ安全弁機能がなくなってしまう。 Focusing on the fact that the main relief valve and the unloading valve do not operate at the same time, it is conceivable that the functions of the main relief valve and the unloading valve can be integrated by providing the function of the main relief valve. In this way, the main relief valve is not necessary, and the circuit configuration can be simplified. Further, since the number of valves in the main circuit is reduced, the manufacturing cost is also reduced. However, if the main relief valve is deleted from the hydraulic circuit, the fail-safe safety valve function in the event of a failure of a part provided to give the unload valve the function of the main relief valve will be lost.

本発明の目的は、ロードセンシング制御の油圧回路において、アンロード弁がメインリリーフ弁の機能を有するとともに、フェイルセーフ安全弁機能を維持することができる油圧駆動装置を提供することである。 An object of the present invention is to provide a hydraulic drive device capable of maintaining a fail-safe safety valve function while an unload valve functions as a main relief valve in a hydraulic circuit for load sensing control.

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力が高くなると前記油圧ポンプの吐出量（傾転）を減らす馬力制御手段及び前記油圧ポンプの吐出圧力が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧力より目標ロードセンシング差圧だけ高くなるよう前記油圧ポンプの吐出量（傾転）を制御するロードセンシング制御弁とロードセンシング制御（傾転）アクチュエータを備えたロードセンシング手段とを有するポンプ吐出量制御機構と、前記複数の流量制御弁の中立時に開口して前記油圧ポンプの吐出油が導かれる油圧供給回路の吐出油をタンクに排出し、前記油圧供給回路の吐出圧を目標アンロード差圧に制御するアンロード弁とを備え、前記ロードセンシング制御弁は前記油圧ポンプ吐出圧力が導かれて前記油圧ポンプ吐出量（傾転）を減少方に向作用させる受圧部と、前記複数のアクチュエータの最高負荷圧力が導かれて前記油圧ポンプ吐出量（傾転）を増大方向に作用させる受圧部と、前記目標ロードセンシング差圧を設定する前記油圧ポンプ吐出量（傾転）を増大方向に作用させる付勢手段とを有し、前記アンロード弁は、前記油圧ポンプの吐出圧力が導かれて前記アンロード弁を開方向に作用させる第１受圧部と、前記複数のアクチュエータの最高負荷圧力が導かれて前記アンロード弁を閉方向に作用させる第２受圧部と、前記目標アンロード差圧を設定する前記アンロード弁の閉方向に作用する付勢手段とを有する油圧駆動装置において、前記アンロード弁の第２受圧部に前記最高負荷圧力を導く信号圧油路と、前記信号圧油路に設けられた絞り部と、前記信号圧油路の前記絞り部と前記第２受圧部との間に設けられた信号圧リリーフ弁とを備え、前記信号圧リリーフ弁の設定圧を前記油圧供給油路を含む油圧回路の定格圧力とし、前記アンロード弁の第１受圧部の面積を第２受圧部の面積より大きく設定すると共に前記信号圧リリーフ弁が故障で不作動時に前記アンロード弁が安全弁として機能する最高負荷圧力を設定し、かつ、前記アンロード弁の前記信号圧リリーフ弁が設定圧でリリーフする直前の状態と前記アンロード弁が安全弁として機能する最高負荷圧力の状態とで、アンロード弁に同等のストローク（開口面積）が得られるように前記アンロード弁の第１受圧部の面積と第２受圧部の面積比率を設定したものとする。 In order to achieve the above object, the present invention provides a variable displacement hydraulic pump, a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and a pressure supplied from the hydraulic pump to the plurality of actuators. A plurality of flow rate control valves for controlling the flow rate of oil, a horsepower control means for reducing a discharge amount (tilt) of the hydraulic pump when a discharge pressure of the hydraulic pump increases, and a discharge pressure of the hydraulic pump of the plurality of actuators. Pump discharge having a load sensing control valve for controlling the discharge amount (tilt) of the hydraulic pump so as to be higher than the maximum load pressure by a target load sensing differential pressure, and load sensing means having a load sensing control (tilt) actuator A hydraulic control system that opens at a neutral position of the quantity control mechanism and the plurality of flow control valves and guides the oil discharged from the hydraulic pump. An unloading valve for discharging the discharge oil of the circuit to the tank and controlling the discharge pressure of the hydraulic supply circuit to a target unload differential pressure, and the load sensing control valve is guided by the hydraulic pump discharge pressure and the hydraulic pressure A pressure receiving portion that causes the pump discharge amount (tilting) to decrease, a pressure receiving portion that guides the maximum load pressure of the plurality of actuators and causes the hydraulic pump discharge amount (tilting) to increase, and And an urging means for increasing the discharge amount (inclination) of the hydraulic pump for setting a target load sensing differential pressure, and the unload valve is configured such that the discharge pressure of the hydraulic pump is guided and the unload is performed. A first pressure receiving portion that operates the valve in the opening direction; a second pressure receiving portion that guides a maximum load pressure of the plurality of actuators to act on the unload valve in the closing direction; and the target unload differential pressure In the hydraulic drive device having an urging means that acts in the closing direction of the unload valve to be set, a signal pressure oil passage that guides the maximum load pressure to a second pressure receiving portion of the unload valve, and the signal pressure oil passage And a signal pressure relief valve provided between the throttle portion and the second pressure receiving portion of the signal pressure oil passage, and the hydraulic pressure is supplied to the set pressure of the signal pressure relief valve. The rated pressure of the hydraulic circuit including the oil passage is set, the area of the first pressure receiving portion of the unload valve is set larger than the area of the second pressure receiving portion, and the unload valve is activated when the signal pressure relief valve is out of order due to a failure. The maximum load pressure that functions as a safety valve is set, and the state immediately before the signal pressure relief valve of the unload valve is relieved at a set pressure and the state of the maximum load pressure at which the unload valve functions as a safety valve, Anro It is assumed that the ratio of the area of the first pressure receiving part and the area of the second pressure receiving part of the unload valve is set so that an equivalent stroke (opening area) can be obtained in the door valve .

これにより最高負荷圧力が信号圧リリーフ弁の設定圧に達すると、絞り部下流の信号圧油路の圧力はその設定圧に制限され、圧油供給油路の圧力がその設定圧にアンロード弁の目標制御差圧を加算した圧力以上になろうとすると、アンロード弁は開き、圧油供給油路の圧油をタンクにドレンする。この機能により、アクチュエータ（油圧シリンダ）がストロークエンドに達する等により、圧油供給油路を含む油圧回路の圧力（油圧ポンプの吐出圧力）が最高負荷圧力に一致する状態で、当該回路圧は信号圧リリーフ弁の設定圧にアンロード弁の目標制御差圧を加算した圧力に制限される。 As a result, when the maximum load pressure reaches the set pressure of the signal pressure relief valve, the pressure in the signal pressure oil passage downstream of the throttle is limited to that set pressure, and the pressure in the pressure oil supply oil passage becomes the set pressure. When the pressure exceeds the sum of the target control differential pressures, the unload valve opens and the pressure oil in the pressure oil supply oil passage is drained into the tank. With this function, when the actuator (hydraulic cylinder) reaches the stroke end, the pressure of the hydraulic circuit including the hydraulic oil supply oil passage (hydraulic pump discharge pressure) matches the maximum load pressure, and the circuit pressure is It is limited to a pressure obtained by adding the target control differential pressure of the unload valve to the set pressure of the pressure relief valve.

一方、万一信号圧リリーフ弁が何らかの理由（スティック等）により動作しない場合は、アンロード弁は、第１受圧部の面積を第２受圧部の面積より大きく設定すると共に前記信号圧リリーフ弁が故障で不作動時に前記アンロード弁が安全弁として機能する最高負荷圧力を設定し、かつ、前記アンロード弁の前記信号圧リリーフ弁が設定圧でリリーフする直前の状態と前記アンロード弁が安全弁として機能する最高負荷圧力の状態とで、アンロード弁に同等のストローク（開口面積）が得られるように前記アンロード弁の第１受圧部の面積と第２受圧部の面積比率を設定したことで、その面積比率に基づく負荷依存特性により前記の最高負荷圧力に達すると自らのスプール推力で動作して圧油供給油路の圧油（油圧ポンプの吐出油）をタンクにドレンすることが可能となり、アンロード弁は安全弁として機能することとなる。 On the other hand, if the signal pressure relief valve does not operate for some reason (such as a stick), the unload valve sets the area of the first pressure receiving part to be larger than the area of the second pressure receiving part, and the signal pressure relief valve Set the maximum load pressure at which the unload valve functions as a safety valve when it is not operating due to a failure, and the state immediately before the signal pressure relief valve of the unload valve is relieved with the set pressure and the unload valve as the safety valve By setting the area ratio of the first pressure receiving part and the second pressure receiving part of the unload valve so that an equivalent stroke (opening area) can be obtained in the state of the maximum load pressure that functions. , tank pressure oil of the pressure oil supply oil passage (discharge oil of the hydraulic pump) load the dependent characteristic operating in its own spool thrust reaches a maximum load pressure of said based on the area ratio It is possible to drain, unloading valve will be able to function as a safety valve.

本発明によれば、ロードセンシング制御の油圧回路において、アンロード弁がメインリリーフ弁の機能を有するとともに、信号圧リリーフ弁が故障等により動作不能になった状態でも、圧油供給油路を含む油圧回路の圧力の極端な上昇を制限することが可能となり、フェイルセーフ安全弁機能を維持することができる。 According to the present invention, in the hydraulic circuit for load sensing control, the unload valve has a function of a main relief valve, and includes a pressure oil supply oil passage even when the signal pressure relief valve becomes inoperable due to a failure or the like. It is possible to limit an extreme increase in the pressure of the hydraulic circuit, and the fail-safe safety valve function can be maintained.

以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

図１は本発明の一実施の形態に係わる油圧駆動装置を示す図である。 FIG. 1 is a view showing a hydraulic drive apparatus according to an embodiment of the present invention.

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及びパイロットポンプとしての固定容量型のパイロットポンプ３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５ａ，５ｂ，５ｃと、コントロールバルブ４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とを備えている。 In FIG. 1, a hydraulic drive apparatus according to the present embodiment includes an engine 1, a variable displacement hydraulic pump 2 as a main pump driven by the engine 1, and a fixed displacement pilot pump 3 as a pilot pump. , A plurality of actuators 5a, 5b, 5c driven by the pressure oil discharged from the main hydraulic pump 2, a control valve 4, and a pump tilt control mechanism 12 for controlling the tilt (capacity) of the hydraulic pump 2. It has.

パイロットポンプ３の吐出油路３ａにはパイロットリリーフ弁（信号圧リリーフ弁）１５が設けられ、パイロットポンプ３の吐出圧力（吐出油路４ａの圧力）が一定に保持されている。 A pilot relief valve (signal pressure relief valve) 15 is provided in the discharge oil passage 3a of the pilot pump 3, and the discharge pressure of the pilot pump 3 (pressure in the discharge oil passage 4a) is kept constant.

ポンプ傾転制御機構１２は、油圧ポンプ２の吐出圧力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の吐出圧力が複数のアクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃの最高負荷圧力より目標差圧だけ高くなるよう油圧ポンプ２の傾転を制御（ロードセンシング制御）するＬＳ制御弁１４及びＬＳ制御傾転アクチュエータ１２ｂとを備えている。 The pump tilt control mechanism 12 includes a horsepower control tilt actuator 12a that reduces the tilt of the hydraulic pump 2 when the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is increased, and the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is the highest of the plurality of actuators 5a, 5b, and 5c. An LS control valve 14 and an LS control tilt actuator 12b that control the tilt of the hydraulic pump 2 (load sensing control) so as to be higher than the load pressure by the target differential pressure are provided.

ＬＳ制御弁１４は、油圧源ポート１４ｘがパイロットポンプ３の吐出油路１３ａに接続され、出力ポート１４ｙがＬＳ制御傾転アクチュエータ１２ｂに接続され、排出ポート１４ｚがタンクＴに接続されている。また、ＬＳ制御弁１４は、アクチュエータ１２ｂ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１４ａと、アクチュエータ１２ｂ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１４ｂ及びばね１４ｃとを有し、受圧部１４ａには油圧ポンプ２の吐出圧力が導かれ、受圧部１４ｂにはアクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃの最高負荷圧力が導かれる。ばね１４ｃは、ロードセンシング制御の目標差圧（目標ロードセンシング差圧）を設定する。 The LS control valve 14 has a hydraulic pressure source port 14 x connected to the discharge oil passage 13 a of the pilot pump 3, an output port 14 y connected to the LS control tilt actuator 12 b, and a discharge port 14 z connected to the tank T. The LS control valve 14 includes a pressure receiving portion 14a located on the side that increases the pressure of the actuator 12b and reduces the tilt of the hydraulic pump 2, and a pressure receiving portion 14b located on the side that reduces the pressure of the actuator 12b and increases the tilt of the hydraulic pump 2. The discharge pressure of the hydraulic pump 2 is guided to the pressure receiving portion 14a, and the maximum load pressure of the actuators 5a, 5b, 5c is guided to the pressure receiving portion 14b. The spring 14c sets a target differential pressure (target load sensing differential pressure) for load sensing control.

アクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃは例えば油圧ショベルのブームシリンダ、アームシリンダ、旋回モータである。油圧ショベルには、その他のアクチュエータとして、左右の走行シリンダ、バケットシリンダ等が搭載されている。図１では、それらのアクチュエータと、コントロールバルブ３の対応する部分は図示を省略している。 The actuators 5a, 5b, and 5c are, for example, a boom cylinder, an arm cylinder, and a turning motor of a hydraulic excavator. The hydraulic excavator is equipped with left and right traveling cylinders, bucket cylinders and the like as other actuators. In FIG. 1, those actuators and corresponding portions of the control valve 3 are not shown.

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５ａ，５ｂ，５ｃに供給される圧油の流れを制御するバルブセクション４ａ，４ｂ，４ｃとインレット・アウトレットセクション４ｄとを有している。 The control valve 4 includes valve sections 4a, 4b, 4c for controlling the flow of pressure oil supplied from the hydraulic pump 2 to the actuators 5a, 5b, 5c, and an inlet / outlet section 4d.

バルブセクション４ａ，４ｂ，４ｃは、それぞれ、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）４２ａ，４２ｂ，４２ｃと、これら複数の流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのメータイン絞り部の前後差圧を制御する複数の圧力補償弁４１ａ，４１ｂ，４１ｃとを含み、バルブセクション４ａは、更に、アクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃの駆動時に流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃの負荷ポートより取り出された負荷圧のうちの最高の圧力（最高負荷圧力）を検出して信号圧油路７に出力するシャトル弁６ａを含み、バルブセクション４ｂは、更に、アクチュエータ５ｂ，５ｃの駆動時に流量制御弁４２ｂ，４２ｃの負荷ポートより取り出された負荷圧のうちの高圧側の圧力を検出して、シャトル弁６ａに出力するシャトル弁６ｂを含んでいる。 Each of the valve sections 4a, 4b, and 4c includes a plurality of closed center type flow control valves (main spools) 42a, 42b, and 42c, and differential pressures before and after the meter-in throttle portions of the plurality of flow control valves 42a, 42b, and 42c. The valve section 4a further includes a load pressure taken out from the load port of the flow control valves 42a, 42b, 42c when the actuators 5a, 5b, 5c are driven. The valve section 4b further includes a shuttle valve 6a that detects and outputs the highest pressure (highest load pressure) to the signal pressure oil passage 7, and the valve section 4b further includes the flow control valves 42b and 42c when the actuators 5b and 5c are driven. A shuttle that detects the pressure on the high pressure side of the load pressure taken out from the load port and outputs it to the shuttle valve 6a It contains 6b.

流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃ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の開口面積が決まる。 The flow rate control valves 42a, 42b, and 42c are switched by operating an operation lever (not shown), and the opening area of the meter-in restrictor is determined according to the operation amount of the operation lever.

複数の圧力補償弁４１，４１ｂ，４１ｃは、それぞれ、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのメータイン絞り部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４１ａは１対の対向する受圧部３１ａ，３１ｂともう１対の対向する受圧部３１ｃ，３１ｄとを有し、受圧部３１ａ，３１ｂに流量制御弁４２ａのメータイン絞り部の上流側及び下流側の圧力がそれぞれ導かれ、受圧部３１ｃ，３１ｄに油圧ポンプ２の吐出圧力と信号圧油路７に検出された最高負荷圧力とがそれぞれ導かれ、油圧ポンプの吐出圧力と最高負荷圧力との差圧を目標補償差圧として流量制御弁４２ａの前後差圧を制御する。圧力補償弁４１ｂ，４１ｃも同様に構成されている。これにより流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのメータイン絞り部の前後差圧は全て同じ値になるように制御され、負荷圧の大小に係わらず、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのメータイン絞り部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。また、油圧ポンプ２の吐出流量が要求流量に満たないサチュレーション状態になっても、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのメータイン絞り部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。 The plurality of pressure compensation valves 41, 41b, 41c are each a front type (before-orifice type) installed upstream of the meter-in throttle portions of the flow control valves 42a, 42b, 42c, and the pressure compensation valve 41a is a pair of pressure compensation valves 41a. There are opposed pressure receiving portions 31a, 31b and another pair of opposed pressure receiving portions 31c, 31d, and pressures on the upstream side and downstream side of the meter-in throttle portion of the flow control valve 42a are respectively guided to the pressure receiving portions 31a, 31b. The discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure detected by the signal pressure oil passage 7 are respectively guided to the pressure receiving portions 31c and 31d, and the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure is set as the target compensation differential pressure. To control the differential pressure across the flow control valve 42a. The pressure compensation valves 41b and 41c are similarly configured. Thus, the differential pressures before and after the meter-in throttle portions of the flow control valves 42a, 42b, and 42c are all controlled to be the same value, and the meter-in throttle portions of the flow control valves 42a, 42b, and 42c are controlled regardless of the magnitude of the load pressure. Pressure oil can be supplied at a ratio corresponding to the opening area. Even if the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is in a saturation state where the required flow rate is less than the required flow rate, the pressure oil can be supplied at a ratio corresponding to the opening area of the meter-in throttle portions of the flow control valves 42a, 42b, 42c.

コントロールバルブ４のインレット・アウトレットセクション４ｄは、油圧ポンプ２の吐出油路に至る配管に接続され、油圧ポンプ２の圧油をバルブセクション４ａ，４ｂ，４ｃに導く圧油供給油路８ａと、タンクＴに至る配管に接続され、バルブセクション４ａ，４ｂ，４ｃからの戻り油をタンクＴに排出する圧油排出油路８ｂと、制御圧ポート９ｘが圧油供給油路８ａに接続され、排出ポート９ｙが圧油排出油路８ｂに接続され、圧油供給油路８ａの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧力）を制御するアンロード弁９と、アンロード弁９をメインのリリーフ弁として機能させるためのリリーフカット弁１３とを備えている。 The inlet / outlet section 4d of the control valve 4 is connected to a pipe leading to the discharge oil passage of the hydraulic pump 2, and a pressure oil supply oil passage 8a for guiding the pressure oil of the hydraulic pump 2 to the valve sections 4a, 4b, 4c, and a tank A pressure oil discharge oil path 8b for discharging return oil from the valve sections 4a, 4b and 4c to the tank T and a control pressure port 9x are connected to the pressure oil supply oil path 8a 9y is connected to the pressure oil discharge oil passage 8b to control the pressure of the pressure oil supply oil passage 8a (the discharge pressure of the hydraulic pump 2), and to make the unload valve 9 function as a main relief valve. The relief cut valve 13 is provided.

アンロード弁９は閉方向作用の受圧部９ａと、開方向作用の受圧部９ｂと、閉方向作用のばね９ｃとを有している。受圧部９ａは信号圧油路１０ａを介して信号圧油路７と接続され、受圧部９ｂは信号圧油路１０ｂを介して制御圧ポート９ｘ（圧油供給油路８ａ）に接続されている。信号圧油路１０ａには絞り部１１が設置されている。アンロード弁９の受圧部９ａにはシャトル弁６ａで検出された最高負荷圧力が絞り部１１を介して導かれ、受圧部９ｂには信号圧油路１０ｂを介して制御圧ポート９ｘの圧力（圧油供給油路８ａの圧力、つまり油圧ポンプ２の吐出圧力）が導かれる。ばね９ｃはアンロード弁の目標制御差圧（目標アンロード差圧）を設定する。リリーフカット弁１３は、制御圧ポート１３ｘが信号圧油路１２を介して信号圧油路１０ａの絞り部１１と受圧部９ａとの間に接続され、排出ポート１３ｙが圧油排出油路８ｂに接続されている。リリーフカット弁１３は、閉方向作用のばね１３ａと、開方向作用の受圧部１３ｂを有し、ばね１３ａは目標リリーフカット圧を設定し、受圧部１３ｂには信号圧油路１３ｃを介して制御圧ポート１３ｘの圧力（信号圧油路１０ａの圧力；通常時は、最大負荷圧）が導かれる。 The unloading valve 9 includes a pressure receiving portion 9a that acts in the closing direction, a pressure receiving portion 9b that acts in the opening direction, and a spring 9c that acts in the closing direction. The pressure receiving portion 9a is connected to the signal pressure oil passage 7 via the signal pressure oil passage 10a, and the pressure receiving portion 9b is connected to the control pressure port 9x (pressure oil supply oil passage 8a) via the signal pressure oil passage 10b. . The throttle part 11 is installed in the signal pressure oil path 10a. The maximum load pressure detected by the shuttle valve 6a is guided to the pressure receiving part 9a of the unload valve 9 via the throttle part 11, and the pressure (9) of the control pressure port 9x via the signal pressure oil path 10b ( The pressure of the pressure oil supply oil passage 8a, that is, the discharge pressure of the hydraulic pump 2) is guided. The spring 9c sets a target control differential pressure (target unload differential pressure) of the unload valve. In the relief cut valve 13, the control pressure port 13x is connected between the throttle portion 11 and the pressure receiving portion 9a of the signal pressure oil passage 10a via the signal pressure oil passage 12, and the discharge port 13y is connected to the pressure oil discharge oil passage 8b. It is connected. The relief cut valve 13 includes a spring 13a that operates in the closing direction and a pressure receiving portion 13b that operates in the opening direction. The spring 13a sets a target relief cut pressure, and the pressure receiving portion 13b is controlled via a signal pressure oil passage 13c. The pressure of the pressure port 13x (the pressure of the signal pressure oil passage 10a; normally, the maximum load pressure) is introduced.

アンロード弁９のポンプ吐出圧力が導かれる受圧部９ｂの面積は最高負荷圧力が導かれる受圧部９ａの面積より大きく設定され、アンロード弁９には負荷依存特性が持たせられている。 The area of the pressure receiving portion 9b to which the pump discharge pressure of the unload valve 9 is guided is set to be larger than the area of the pressure receiving portion 9a to which the maximum load pressure is guided, and the unload valve 9 has load dependent characteristics.

図２はアンロード弁９の弁構造を示す断面図である。アンロード弁９はバルブハウジング５０とバルブスプール５１とを有し、バルブスプール５１はバルブハウジング５０に摺動自在に挿入されている。バルブスプール５１は、左右のランド部５１ａ，５１ｂと、中間軸部５１ｃと、左右の制御スプール部５１ｄ，５１ｅとを有し、図示左側のランド部５１ａに可変絞り部を形成するためのノッチ（切り欠き）５１ｆが形成されている。バルブハウジング５０には上記の制御圧ポート９ｘと排出ポート９ｙが形成され、制御圧ポート９ｘは中間軸部５１ｃが位置する入口室５１ｇに開口し、排出ポート９ｙは図示左側のランド部５１ａの摺動面にノッチ５１ｆに近接して開口している。また、バルブハウジング５０には環状のドレン室５１ｈ，５１ｉと受圧室５１ｊ，５１ｋと上記の制御圧油路１０ａ，１０ｂが形成され、図示左側のドレン室５１ｈにはランド部５１ａの端面と制御スプール部５１ｄが位置し、図示右側のドレン室５１ｉにはランド部５１ｂの端面と制御スプール部５１ｅが位置し、図示左側の受圧室５１ｊには制御スプール部５１ｄの端面が位置し、図示右側の受圧室５１ｋには制御スプール部５１ｅの端面が位置し、信号圧油路１０ａ，１０ｂは受圧室５１ｊ，５１ｋに開口している。制御スプール部５１ｄの端面と受圧室５１ｊは受圧部９ａを構成し、制御スプール部５１ｅの端面と受圧室５１ｋは受圧部９ｂを構成している。制御スプール部５１ｄの端面は受圧部９ａの面積を規定し、制御スプール部５１ｅの端面は受圧部９ｂの面積を規定している。前述したように、制御スプール部５１ｄの端面の面積（受圧部９ｂの面積）は制御スプール部５１ｅの端面の面積（受圧部９ａの面積）より大きく設定されている。受圧室５１ｊ内にはアンロード弁９の目標制御差圧（目標アンロード差圧）を設定するばね９ｃが配置されている。 FIG. 2 is a cross-sectional view showing the valve structure of the unload valve 9. The unload valve 9 has a valve housing 50 and a valve spool 51, and the valve spool 51 is slidably inserted into the valve housing 50. The valve spool 51 includes left and right land portions 51a and 51b, an intermediate shaft portion 51c, and left and right control spool portions 51d and 51e, and a notch for forming a variable throttle portion on the left land portion 51a in the drawing. A notch 51f is formed. The valve housing 50 is formed with the control pressure port 9x and the discharge port 9y. The control pressure port 9x opens into the inlet chamber 51g where the intermediate shaft portion 51c is located, and the discharge port 9y slides on the left land portion 51a. The moving surface is opened close to the notch 51f. The valve housing 50 is formed with annular drain chambers 51h and 51i, pressure receiving chambers 51j and 51k, and the control pressure oil passages 10a and 10b. The drain chamber 51h on the left side of the figure has an end face of the land portion 51a and a control spool. 51d is located, the end surface of the land portion 51b and the control spool portion 51e are located in the drain chamber 51i on the right side of the drawing, and the end surface of the control spool portion 51d is located in the pressure receiving chamber 51j on the left side of the drawing. The end surface of the control spool portion 51e is located in the chamber 51k, and the signal pressure oil passages 10a and 10b open to the pressure receiving chambers 51j and 51k. The end surface of the control spool portion 51d and the pressure receiving chamber 51j constitute a pressure receiving portion 9a, and the end surface of the control spool portion 51e and the pressure receiving chamber 51k constitute a pressure receiving portion 9b. The end surface of the control spool portion 51d defines the area of the pressure receiving portion 9a, and the end surface of the control spool portion 51e defines the area of the pressure receiving portion 9b. As described above, the area of the end surface of the control spool portion 51d (area of the pressure receiving portion 9b) is set larger than the area of the end surface of the control spool portion 51e (area of the pressure receiving portion 9a). A spring 9c for setting a target control differential pressure (target unload differential pressure) of the unload valve 9 is disposed in the pressure receiving chamber 51j.

図３は比較例として、アンロード弁に負荷依存特性を持たせない場合の油圧駆動装置を示す図１と同様な図である。図中、図１に示す部分と同等の部分には同じ符号を付している。図３に示す比較例において、コントロールバルブ４Ａのインレット・アウトレットセクション４Ａｄにアンロード弁９Ａが設けられ、アンロード弁９Ａの受圧部９Ａｂの面積は受圧部９Ａａの面積と同じである。比較例のそれ以外の部分は図１に示すものと同じである。 FIG. 3 is a view similar to FIG. 1 showing a hydraulic drive apparatus when a load dependent characteristic is not given to an unload valve as a comparative example. In the figure, parts that are the same as the parts shown in FIG. In the comparative example shown in FIG. 3, an unload valve 9A is provided in the inlet / outlet section 4Ad of the control valve 4A, and the area of the pressure receiving portion 9Ab of the unload valve 9A is the same as the area of the pressure receiving portion 9Aa. Other parts of the comparative example are the same as those shown in FIG.

次に、比較例と対比しつつ本実施の形態の動作を説明する。 Next, the operation of the present embodiment will be described in comparison with a comparative example.

ＬＳ制御弁１４において、対向する受圧部１４ａ，１４ｂに導かれた油圧ポンプ２の吐出圧力と最高負荷圧力との差圧がばね１４が設定する目標ロードセンシング差圧に等しくなるように油圧ポンプ２の傾転が制御される（ロードセンシング制御）。 In the LS control valve 14, the hydraulic pump 2 so that the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump 2 guided to the opposing pressure receiving portions 14 a and 14 b and the maximum load pressure is equal to the target load sensing differential pressure set by the spring 14. Is controlled (load sensing control).

流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃが全て中立の状態にあるとき（非操作時）、シャトル弁６ａで検出される最高負荷圧力はタンク圧となり、アンロード弁９においては、受圧部９ａに導かれる圧力がタンク圧となるため、受圧部９ｂに導かれる油圧ポンプ２の吐出圧力をばね９ｃによるアンロード弁９のオーバライド特性により設定される圧力（目標アンロード差圧）に制御する。この圧力は、圧油供給油路８ａを含む油圧回路のリリーフ圧であるリリーフカット弁１３のばね１３ａにより設定される圧力よりはるかに低い値になるように調整されている。ここで、このときの目標アンロード差圧をＰunとし、油圧回路のリリーフ圧力（リリーフカット弁１３のばね１３ａの設定圧力）をＰｒとすると、例えばＰun＜０．１５Ｐｒである。 When the flow control valves 42a, 42b, and 42c are all in a neutral state (during non-operation), the maximum load pressure detected by the shuttle valve 6a is the tank pressure, and the unload valve 9 is guided to the pressure receiving portion 9a. Since the pressure becomes the tank pressure, the discharge pressure of the hydraulic pump 2 guided to the pressure receiving portion 9b is controlled to a pressure (target unload differential pressure) set by the override characteristic of the unload valve 9 by the spring 9c. This pressure is adjusted to be a value much lower than the pressure set by the spring 13a of the relief cut valve 13, which is the relief pressure of the hydraulic circuit including the pressure oil supply oil passage 8a. Here, if the target unload differential pressure at this time is Pun and the relief pressure of the hydraulic circuit (the set pressure of the spring 13a of the relief cut valve 13) is Pr, then Pun <0.15Pr, for example.

流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのいずれかが操作されると、シャトル弁６ａで検出される最高負荷圧力は、単独操作では、操作された流量制御弁に係わるアクチュエータの負荷圧となり、複合操作では、操作された流量制御弁に係わるアクチュエータのうちの高圧側（或いは最も高い）負荷圧となり、アンロード弁９は閉じ方向に動作し、アクチュエータ動作中は全閉或いは絞り状態（後述）となる。 When one of the flow control valves 42a, 42b, 42c is operated, the maximum load pressure detected by the shuttle valve 6a becomes the load pressure of the actuator related to the operated flow control valve in the single operation, and in the combined operation. The load pressure on the high-pressure side (or highest) of the actuators related to the operated flow control valve is set, the unload valve 9 operates in the closing direction, and is fully closed or throttled (described later) during the operation of the actuator.

この状態で、圧油供給油路８ａの圧力は、ロードセンシング制御により、最高負荷圧力よりＬＳ制御弁１４のばね１４ｃの目標ロードセンシング差圧だけ高い圧力に制御されている。つまり、圧油供給油路８ａの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧力）をＰｓとし、最高負荷圧力をＰlmaxとし、ばね１４ｃの目標ロードセンシング差圧をＰls-refとすると、
Ｐｓ＝Ｐlmax＋Ｐls-ref
更に、最高負荷圧力Ｐlmaxがリリーフカット弁１３で設定したリリーフ圧Ｐrに達すると、絞り部１１の下流の信号圧油路１０ａの圧力はＰrに制限される。圧油供給油路８ａの圧力がそのＰrにアンロード弁９の目標制御差圧を加算した圧力以上になろうとすると、アンロード弁９は開き、圧油供給油路８ａの圧油をタンクＴにドレンする。この機能により、アクチュエータの油圧シリンダがストロークエンドに達する等により、圧油供給油路８ａを含む油圧回路の圧力（油圧ポンプ２の吐出圧力）がＰｓ＝Ｐlmaxとなる状態で、当該回路圧はリリーフカット弁１３で設定したリリーブ圧Ｐrにアンロード弁９の目標制御差圧を加算した圧力に制限される。 In this state, the pressure in the pressure oil supply oil passage 8a is controlled to be higher than the maximum load pressure by the target load sensing differential pressure of the spring 14c of the LS control valve 14 by load sensing control. That is, if the pressure of the pressure oil supply oil passage 8a (discharge pressure of the hydraulic pump 2) is Ps, the maximum load pressure is Plmax, and the target load sensing differential pressure of the spring 14c is Pls-ref,
Ps = Plmax + Pls-ref
Further, when the maximum load pressure Plmax reaches the relief pressure Pr set by the relief cut valve 13, the pressure in the signal pressure oil passage 10a downstream of the throttle portion 11 is limited to Pr. When the pressure of the pressure oil supply oil passage 8a is to be equal to or higher than the pressure obtained by adding the target control differential pressure of the unload valve 9 to the Pr, the unload valve 9 opens and the pressure oil in the pressure oil supply oil passage 8a is supplied to the tank T. To drain. With this function, when the hydraulic cylinder of the actuator reaches the stroke end, the pressure of the hydraulic circuit including the pressure oil supply oil passage 8a (discharge pressure of the hydraulic pump 2) becomes Ps = Plmax, and the circuit pressure is released. The pressure is limited to a pressure obtained by adding the target control differential pressure of the unload valve 9 to the relieving pressure Pr set by the cut valve 13.

以上の動作は本実施の形態も比較例も同じである。リリーフカット弁１３が何らかの理由（スティック等）により動作しない場合、比較例では次のように動作する。 The above operation is the same in this embodiment and the comparative example. When the relief cut valve 13 does not operate for some reason (such as a stick), the comparative example operates as follows.

万一、リリーフカット弁１３が何らかの理由（スティック等）により動作しない場合は、図３に示す比較例では信号圧油路１０ａの圧力（最大負荷圧力）は制限されることなく上昇してしまう。この状態ではアンロード弁９Ａは開かず、圧油供給油路８ａの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧力）はリリーフカット弁１３で設定したリリーフ圧Ｐr以上に上昇し、油圧機器を破損するおそれがある。 If the relief cut valve 13 does not operate for some reason (such as a stick), the pressure (maximum load pressure) in the signal pressure oil passage 10a will rise without restriction in the comparative example shown in FIG. In this state, the unloading valve 9A does not open, and the pressure in the pressure oil supply oil passage 8a (discharge pressure of the hydraulic pump 2) rises to a pressure higher than the relief pressure Pr set by the relief cut valve 13, which may damage the hydraulic equipment. is there.

本実施の形態では、アンロード弁９の受圧室９ａ，９ｂは、それぞれ受圧面積をＡa，Ａbとすると、Ａa＜Ａbと設定している。この結果、アンロード弁９に作用する力のバランスは、ばね９ｃによる力をＦspとすると、下記のようになる。 In the present embodiment, the pressure receiving chambers 9a and 9b of the unload valve 9 are set as Aa <Ab, where the pressure receiving areas are Aa and Ab, respectively. As a result, the balance of the forces acting on the unload valve 9 is as follows when the force by the spring 9c is Fsp.

Ｆsp＝Ａb×Ｐｓ−Ａa×Ｐlsmax
受圧室９ａ，９ｂの受圧面積の差をΔＡとすると、
Ａb＝Ａa＋ΔＡ
また、Ｐｓ＝Ｐlsmaxより、
Ｆsp＝（Ａa＋ΔＡ）×Ｐｓ−Ａa×Ｐlsmax
＝ΔＡ×Ｐlsmax（＝ΔＡ×Ｐｓ）
上式のように、アンロード弁９には、受圧部９ａ，９ｂの面積差ΔＡに圧油供給油路８ａの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧力）を乗じた油圧力がアンロード弁９を開く方向に作用する。この力はばね９ｃのばね力Ｆspとバランスする。ここで、油圧ポンプ２の吐出圧力が上昇すると、それに従って面積差ΔＡによる油圧力が増大するため、その油圧力に対応するばね９ｃのばね力Ｆspが得られるばね変位も増大し、アンロード弁９はその変位で動作する。つまり、ばね９ｃの変位に応じて図２のノッチ５１ｆが開口する。これにより、ノッチ５１ｆの開口面積と油圧ポンプ２の吐出圧力に応じた流量の圧油がタンクＴへとドレンし、油圧ポンプ２の吐出圧力の過度の上昇を防止することができる。 Fsp = Ab * Ps-Aa * Plsmax
When the difference in pressure receiving area between the pressure receiving chambers 9a and 9b is ΔA,
Ab = Aa + ΔA
From Ps = Plsmax,
Fsp = (Aa + ΔA) × Ps−Aa × Plsmax
= ΔA × Plsmax (= ΔA × Ps)
As shown in the above equation, the unload valve 9 has an oil pressure obtained by multiplying the area difference ΔA between the pressure receiving portions 9 a and 9 b by the pressure of the pressure oil supply oil passage 8 a (discharge pressure of the hydraulic pump 2). 9 acts in the direction of opening. This force balances with the spring force Fsp of the spring 9c. Here, when the discharge pressure of the hydraulic pump 2 increases, the oil pressure due to the area difference ΔA increases accordingly, so that the spring displacement at which the spring force Fsp of the spring 9c corresponding to the oil pressure is obtained also increases, and the unload valve 9 operates with the displacement. That is, the notch 51f of FIG. 2 opens according to the displacement of the spring 9c. Thereby, the pressure oil of the flow volume according to the opening area of the notch 51f and the discharge pressure of the hydraulic pump 2 drains to the tank T, and an excessive increase in the discharge pressure of the hydraulic pump 2 can be prevented.

次に、アンロード弁９の動作を検証する。 Next, the operation of the unload valve 9 is verified.

まず、アンロード弁９の負荷依存特性による目標制御差圧（目標アンロード差圧）の変化について検証する。 First, the change in the target control differential pressure (target unload differential pressure) due to the load-dependent characteristics of the unload valve 9 is verified.

アンロード弁９に係わる諸量を次のように表す。 Various quantities related to the unload valve 9 are expressed as follows.

Ｆ：アンロード弁９のスプールに作用する力
ｘ：アンロード弁９のスプールストローク
ｋ：ばね９ｃのばね定数
Ａａ：受圧部９ａの受圧面積
Ａｂ：受圧部９ｂの受圧面積
ΔＡ：受圧部９ａと受圧部９ｂの面積差（ΔＡ＝Ａｂ−Ａａ）
ΔＰ：ポンプ吐出圧力と最大負荷圧力との差圧（ΔＰ＝Ｐｓ−Ｐlmax）
アンロード弁９の挙動の関係式は次のように表せる。 F: force acting on the spool of the unload valve 9 x: spool stroke of the unload valve 9 k: spring constant of the spring 9c Aa: pressure receiving area of the pressure receiving portion 9a Ab: pressure receiving area of the pressure receiving portion 9b ΔA: pressure receiving portion 9a Area difference of pressure receiving portion 9b (ΔA = Ab−Aa)
ΔP: differential pressure between pump discharge pressure and maximum load pressure (ΔP = Ps−Plmax)
The relational expression of the behavior of the unload valve 9 can be expressed as follows.

Ｆ＝ｋｘ＝ＡｂＰｓ−ＡａＰlmax
ここで、Ａｂ＝ΔＡ＋Ａａ、Ｐｓ＝Ｐlmax＋ΔＰであるため、
ｋｘ＝（ΔＡ＋Ａａ）（Ｐlmax＋ΔＰ）−ＡａＰlmax
この式を展開して、
ｋｘ＝ΔＡＰlmax＋（ΔＡ＋Ａａ）ΔＰ …（１）
本来、負荷依存特性を持たないアンロード弁では、上記（１）式でΔＡ＝０であるため、
ｋｘ＝ＡａΔＰ
として、ばね定数ｋにより差圧ΔＰは制御される。これに対し、本発明では、差圧ΔＰは（１）式より、
ΔＰ＝（１／ΔＡ＋Ａａ）（ｋｘ−ΔＡＰlmax）
として定義される。これは、最高負荷圧力Ｐlmaxによってアンロード弁９の制御差圧ΔＰが変化することを意味し、最高負荷圧力Ｐlmaxの上昇により、見かけのアンロード弁制御差圧を設定するばね９ｃのばね定数が低下したことになる。 F = kx = AbPs-AaPlmax
Here, since Ab = ΔA + Aa and Ps = Plmax + ΔP,
kx = (ΔA + Aa) (Plmax + ΔP) −AaPlmax
Expand this expression
kx = ΔAPlmax + (ΔA + Aa) ΔP (1)
Originally, in an unload valve that does not have load dependent characteristics, ΔA = 0 in the above equation (1).
kx = AaΔP
The differential pressure ΔP is controlled by the spring constant k. On the other hand, in the present invention, the differential pressure ΔP is obtained from the equation (1):
ΔP = (1 / ΔA + Aa) (kx−ΔAPlmax)
Is defined as This means that the control differential pressure ΔP of the unload valve 9 changes according to the maximum load pressure Plmax, and the spring constant of the spring 9c that sets the apparent unload valve control differential pressure is increased by the increase of the maximum load pressure Plmax. It will be lowered.

次に、アンロード弁９に負荷依存特性を持たせたことによるアンロード弁としての制御機能への影響について検討する。 Next, the influence on the control function as the unloading valve due to the load-dependent characteristics of the unloading valve 9 will be examined.

リリーフカット弁１３がリリーフ直前の状態を条件１とし、リリーフカット弁１３が何らかの理由により動作せず、アンロード弁９が安全弁として機能するときの状態を条件２とし、それぞれの状態でのアンロード弁の挙動を考える。 Condition 1 when the relief cut valve 13 is immediately before the relief, condition 2 when the relief cut valve 13 does not operate for some reason and the unload valve 9 functions as a safety valve, and unloading in each state Consider the behavior of the valve.

＜条件１＞
リリーフカット弁１３のばね１３ａによるリリーフ設定圧をＰRとすると、リリーフ直前ではＰlmax≒ＰRであるため、上記（１）式は下記のようになる。 <Condition 1>
Assuming that the relief set pressure by the spring 13a of the relief cut valve 13 is PR, since Plmax≈PR immediately before the relief, the above equation (1) is as follows.

Ｆ１＝ｋｘ１＝ΔＡＰR＋（ΔＡ＋Ａａ）ΔＰ …（２）
＜条件２＞
例えば油圧アクチュエータ５ａ，５ｂがストロークエンドに達すると、流量制御弁４２ａ、４２ｂの通過流量がなくなり、メータイン絞りでの圧損が０となるため、Ｐｓ＝Ｐlmaxとなる。よって、ΔＰ＝０となるため、上記（１）式は下記のようになる。 F1 = kx1 = ΔAPR + (ΔA + Aa) ΔP (2)
<Condition 2>
For example, when the hydraulic actuators 5a and 5b reach the stroke end, the flow rate of the flow rate control valves 42a and 42b disappears, and the pressure loss at the meter-in throttle becomes 0, so Ps = Plmax. Therefore, since ΔP = 0, the above equation (1) is as follows.

Ｆ２＝ｋｘ２＝ΔＡＰlmax＋（ΔＡ＋Ａａ）×０
＝ΔＡＰlmax …（３）
条件１と条件２でアンロード弁９に同等の開口面積（＝ストローク）が得られると仮定すると、Ｆ１＝Ｆ２より、
ΔＡＰR＋（ΔＡ＋Ａａ）ΔＰ＝ΔＡＰlmax
ΔＡ（Ｐlmax−ＰR）＝（ΔＡ＋Ａａ）ΔＰ
（ΔＡ＋Ａａ）／ΔＡ＝（Ｐlmax−ＰR）／ΔＰ …（４）
ここで、具体的に数値を下記のように与える。 F2 = kx2 = ΔAPlmax + (ΔA + Aa) × 0
= ΔAPlmax (3)
Assuming that the same opening area (= stroke) is obtained for the unload valve 9 under conditions 1 and 2, F1 = F2,
ΔAPR + (ΔA + Aa) ΔP = ΔAPlmax
ΔA (Plmax−PR) = (ΔA + Aa) ΔP
(ΔA + Aa) / ΔA = (Plmax−PR) / ΔP (4)
Here, specific numerical values are given as follows.

ΔＰ＝ＰGR（目標ロードセンシング差圧）＝２０（ｋｇｆ／ｃｍ^２）
ＰR＝２３０（ｋｇｆ／ｃｍ^２）
Ｐlmax＝５００（ｋｇｆ／ｃｍ^２）
Ｐlmax＝５００（ｋｇｆ／ｃｍ^２）は、リリーフカット弁１３が何らかの理由により動作せず、アンロード弁９が安全弁として機能するときの最高負荷圧力（≒油圧ポンプ２の吐出圧力）である。これらの数値を上記（４）式の右辺に代入すると、
（ΔＡ＋Ａａ）／ΔＡ＝（Ｐlmax−ＰR）／ΔＰ
＝（５００−２３０）／２０＝１３．５
よって、下記の関係が得られる。 ΔP = PGR (target load sensing differential pressure) = 20 (kgf / cm ² )
PR = 230 (kgf / cm ² )
Plmax = 500 (kgf / cm ² )
Plmax = 500 (kgf / cm ² ) is the maximum load pressure (≈discharge pressure of the hydraulic pump 2) when the relief cut valve 13 does not operate for some reason and the unload valve 9 functions as a safety valve. Substituting these numbers into the right side of equation (4) above,
(ΔA + Aa) / ΔA = (Plmax−PR) / ΔP
= (500-230) /20=13.5
Therefore, the following relationship is obtained.

Ａａ：Ａｂ＝１２．５：１３．５＝２５：２７
つまり、受圧部９ａの受圧面積Ａａと受圧部９ｂの受圧面積Ａｂの比率を２５：２７にすれば、万一、リリーフカット弁１３が何らかの理由により動作しない場合でも、アンロード弁９の負荷依存特性により油圧ポンプ２の吐出圧力の上限は５００ｋｇｆ／ｃｍ^２に制限される。 Aa: Ab = 12.5: 13.5 = 25: 27
That is, if the ratio of the pressure receiving area Aa of the pressure receiving part 9a and the pressure receiving area Ab of the pressure receiving part 9b is 25:27, even if the relief cut valve 13 does not operate for some reason, it depends on the load of the unloading valve 9. Due to the characteristics, the upper limit of the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is limited to 500 kgf / cm ² .

図４は、条件１及び条件２で仮定した開口面積におけるアンロード弁９の流量特性を示す図である。図４の横軸はアンロード弁９からタンクＴへと流れる流量（アンロード流量）であり、縦軸は油圧ポンプ２の吐出圧力である。また、条件１及び条件２では、馬力制御傾転アクチュエータ１２ａによる馬力制御のため、油圧ポンプ２の最大吐出流量は、それぞれ、例えば３０Ｌ／min、１５Ｌ／minに制限されているものとする。 FIG. 4 is a diagram showing the flow characteristics of the unload valve 9 in the opening area assumed in the conditions 1 and 2. The horizontal axis in FIG. 4 is the flow rate (unload flow rate) flowing from the unload valve 9 to the tank T, and the vertical axis is the discharge pressure of the hydraulic pump 2. In conditions 1 and 2, it is assumed that the maximum discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is limited to, for example, 30 L / min and 15 L / min, respectively, for horsepower control by the horsepower control tilt actuator 12a.

条件１では、最大負荷圧ＰlmaxがＰlmax≒ＰR＝２３０ｋｇｆ／ｃｍ^２であり、ΔＰ＝２０ｋｇｆ／ｃｍ^２であるため、油圧ポンプ２の吐出圧力は２５０ｋｇｆ／ｃｍ^２（＝２５．０Ｍｐａ）であり、このときのアンロード流量は１０．６Ｌ／minである。条件２では、油圧ポンプ２の吐出圧力は５００ｋｇｆ／ｃｍ^２（５０．０Ｍｐａ）であり、このときのアンロード流量は１５Ｌ／minである。つまり、条件１では、油圧ポンプ２の吐出流量の約１／３がアンロードし、条件２では、油圧ポンプ２の吐出流量の全量がアンロードする。 In condition 1, the maximum load pressure PLmax is ^{Plmax ≒ PR = 230kgf / cm 2} , because it is [Delta] P = 20 kgf / cm ^2, discharge pressure of the hydraulic pump 2 is ^{250kgf / cm 2 (= 25.0Mpa)} , The unload flow rate at this time is 10.6 L / min. Under condition 2, the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is 500 kgf / cm ² (50.0 Mpa), and the unload flow rate at this time is 15 L / min. That is, in condition 1, about 1/3 of the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is unloaded, and in condition 2, the entire discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is unloaded.

条件１において、油圧ポンプ２の吐出流量の約１／３がアンロードするということは、その分が無駄に消費されることを意味する。しかし、高負荷領域の作業では、速度よりも力を要求される場合が多く、油圧ポンプ２の吐出流量の約２／３がアクチュエータに供給されれば、高負荷領域での作業を支障なく行うことができる場合が多いと考えられる。 Under condition 1, that about 1/3 of the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 unloads means that that amount is wasted. However, when working in a high load region, force is often required rather than speed, and if about 2/3 of the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is supplied to the actuator, the work in the high load region is performed without any problem. It is thought that there are many cases where it is possible.

一方、アンロード弁９は負荷依存特性を有し、油圧ポンプ２の吐出流量の一部がアンロードするということは、アンロード弁９がブリード弁として機能することを意味する。つまり、面積比を２５：２７と設定した場合、アンロード弁の負荷依存特性によりアンロード弁９の開口面積とアンロード流量は次のように変化する。油圧ポンプ２の吐出圧力Ｐｓが低圧時は、アンロード弁９は全閉し、ポンプ吐出圧力Ｐｓがある圧力まで上昇するとアンロド弁９は開き始め、その後、ポンプ吐出圧力Ｐｓの上昇と共にアンロード弁９の開口面積は増加し、Ｐｓ＝２５Ｍｐａで条件１の開口面積になる。また、それに対応してアンロード流量も変化し、油圧ポンプ２の吐出圧力Ｐｓが低圧時は、アンロード流量は０であり、アンロード弁９が開き始めるとアンロード流量も流れ始め、その後、ポンプ吐出圧力Ｐｓの上昇と共にアンロード流量は増加し、Ｐｓ＝２５Ｍｐａの条件１でアンロード流量は１０．６Ｌ／ｍｉｎになる。 On the other hand, the unload valve 9 has a load-dependent characteristic, and that part of the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 unloads means that the unload valve 9 functions as a bleed valve. That is, when the area ratio is set to 25:27, the opening area of the unload valve 9 and the unload flow rate change as follows due to the load-dependent characteristics of the unload valve. When the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 is low, the unload valve 9 is fully closed, and when the pump discharge pressure Ps rises to a certain pressure, the unload valve 9 starts to open, and then the unload valve with the rise of the pump discharge pressure Ps. The opening area of 9 increases, and the opening area of Condition 1 is obtained at Ps = 25 Mpa. Further, the unload flow rate also changes correspondingly, and when the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 is low, the unload flow rate is 0, and when the unload valve 9 starts to open, the unload flow rate starts flowing, and then As the pump discharge pressure Ps increases, the unload flow rate increases. Under condition 1 where Ps = 25 Mpa, the unload flow rate becomes 10.6 L / min.

このようにアンロード弁９が動作する結果、アンロード弁９はオープンセンタタイプの流量制御弁におけるセンタバイパス絞りのブリード機能と類似の機能を果たすこととなり、この機能によりロードセンシング制御時の圧力変動を抑制し、操作性を向上することができるという付加的効果も得られる。
As a result of the operation of the unload valve 9 as described above, the unload valve 9 performs a function similar to the bleed function of the center bypass throttle in the open center type flow control valve, and this function allows pressure fluctuations during load sensing control. In addition, an additional effect that operability can be improved can be obtained.

なお、本発明は上記実施の形態に限られず、種々の変形、応用が可能なものである。例えば、上記実施の形態では、圧力補償弁４１，４１ｂ，４１ｃは、それぞれ、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのメータイン絞り部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）としたが、流量制御弁４２ａ，４２ｂ，４２ｃのメータイン絞り部の下流側に設置され、メータイン絞り部の下流側の圧力を最高負荷圧と同じになるように制御することでメータイン絞り部の前後差圧を同じに制御する後置きタイプ（アフターオリフィスタイプ）であってもよい。また、ポンプ傾転制御機構１２はＬＳ制御弁１４及びＬＳ制御傾転アクチュエータ１２ｂにより油圧的に構成したが、圧力センサと、コントローラと、電磁弁とで電気油圧的に構成してもよい。この場合、油圧ポンプの吐出圧と最高負荷圧を圧力センサで検出し、その検出値をコントローラに入力してコントローラにより電磁弁を制御することにより、油圧ポンプ２の吐出圧と複数のアクチュエータ５ａ，５ｂ，５ｃの最高負荷圧との差圧が目標ロードセンシング差圧に保たれるよう油圧ポンプ２の傾転量を制御することができる。 The present invention is not limited to the above embodiment, and various modifications and applications are possible. For example, in the above-described embodiment, the pressure compensation valves 41, 41b, 41c are the front type (before-orifice type) installed upstream of the meter-in throttle portions of the flow control valves 42a, 42b, 42c, respectively. Installed on the downstream side of the meter-in throttle part of the control valves 42a, 42b, and 42c, and the differential pressure across the meter-in throttle part is made the same by controlling the pressure on the downstream side of the meter-in throttle part to be the same as the maximum load pressure. A post-position type (after orifice type) to be controlled may be used. The pump tilt control mechanism 12 is hydraulically configured by the LS control valve 14 and the LS control tilt actuator 12b. However, the pump tilt control mechanism 12 may be configured electrohydraulic by a pressure sensor, a controller, and an electromagnetic valve. In this case, the discharge pressure and the maximum load pressure of the hydraulic pump are detected by a pressure sensor, the detected values are input to the controller, and the solenoid valve is controlled by the controller, whereby the discharge pressure of the hydraulic pump 2 and the plurality of actuators 5a, The tilt amount of the hydraulic pump 2 can be controlled so that the differential pressure between the maximum load pressure of 5b and 5c is maintained at the target load sensing differential pressure.

本発明の一実施の形態による油圧駆動装置を示す図である。1 is a diagram showing a hydraulic drive device according to an embodiment of the present invention. 負荷依存特性を持つアンロード弁の構造を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the structure of the unload valve with a load dependence characteristic. 比較例として、アンロード弁に負荷依存特性を持たせない場合の油圧駆動装置を示す図１と同様な図である。FIG. 2 is a view similar to FIG. 1 showing a hydraulic drive device when a load dependent characteristic is not given to an unload valve as a comparative example. 条件１及び条件２で仮定した開口面積におけるアンロード弁９の流量特性を示す図である。It is a figure which shows the flow volume characteristic of the unload valve 9 in the opening area assumed on the conditions 1 and 2 conditions.

Explanation of symbols

１エンジン
２油圧ポンプ（メインポンプ）
３油圧ポンプ（パイロットポンプ）
４コントロールバルブ
４ａ，４ｂ，４ｃバルブセクション
４ｄインレット・アウトレットセクション
５ａ，５ｂ，５ｃアクチュエータ
６ａ，６ｂシャトル弁
７信号ライン
８ａ圧油供給油路
９アンロード弁
９ａ，９ｂ受圧部
９ｃばね
９ｘ制御圧ポート
９ｙ排出ポート
１０ａ，１０ｂ信号圧油路
１１絞り部
１２ポンプ傾転制御機構
１２ａ馬力制御傾転アクチュエータ
１２ｂＬＳ制御傾転アクチュエータ
１３リリーフカット弁（信号圧リリーフ弁）
１３ａばね
１３ｂ受圧部
１３ｃ信号圧油路
１３ｘ制御圧ポート
１３ｙ排出ポート
１４ＬＳ制御弁
１５パイロットリリーフ弁
４１ａ，４１ｂ，４１ｃ圧力補償弁
４２ａ，４２ｂ，４２ｃ流量制御弁 1 Engine 2 Hydraulic pump (Main pump)
3 Hydraulic pump (pilot pump)
4 Control valve 4a, 4b, 4c Valve section 4d Inlet / outlet section 5a, 5b, 5c Actuator 6a, 6b Shuttle valve 7 Signal line 8a Pressure oil supply oil passage 9 Unload valve 9a, 9b Pressure receiving portion 9c Spring 9x Control pressure port 9y Discharge ports 10a and 10b Signal pressure oil passage 11 Restriction portion 12 Pump tilt control mechanism 12a Horsepower control tilt actuator 12b LS control tilt actuator 13 Relief cut valve (signal pressure relief valve)
13a Spring 13b Pressure receiving portion 13c Signal pressure oil passage 13x Control pressure port 13y Discharge port 14 LS control valve 15 Relief valve 41a, 41b, 41c Pressure compensation valve 42a, 42b, 42c Flow rate control valve

Claims

A variable displacement hydraulic pump, a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and a plurality of flow control valves for controlling the flow rate of the pressure oil supplied from the hydraulic pump to the plurality of actuators; ,
When the discharge pressure of the hydraulic pump becomes high, the horsepower control means for reducing the discharge amount (tilt) of the hydraulic pump and the discharge pressure of the hydraulic pump become higher by the target load sensing differential pressure than the maximum load pressure of the plurality of actuators. A pump discharge amount control mechanism having a load sensing control valve for controlling a discharge amount (tilt) of the hydraulic pump and a load sensing means including a load sensing control (tilt) actuator;
The discharge oil of the hydraulic supply circuit that opens when the plurality of flow control valves are neutral and guides the discharge oil of the hydraulic pump is discharged to a tank, and the discharge pressure of the hydraulic supply circuit is controlled to a target unload differential pressure. With a load valve,
The load sensing control valve receives the hydraulic pump discharge pressure and acts on the hydraulic pump discharge amount (inclination) in a decreasing direction, and the maximum load pressure of the plurality of actuators is guided to discharge the hydraulic pump A pressure receiving portion that causes the amount (tilt) to act in an increasing direction; and an urging means that acts on the hydraulic pump discharge amount (tilt) that sets the target load sensing differential pressure in an increasing direction;
The unload valve includes a first pressure receiving portion that guides a discharge pressure of the hydraulic pump to act on the unload valve in an opening direction, and closes the unload valve by guiding a maximum load pressure of the plurality of actuators. A hydraulic drive device comprising: a second pressure receiving portion that acts in a direction; and an urging means that acts in a closing direction of the unload valve that sets the target unload differential pressure.
A signal pressure oil passage that guides the maximum load pressure to the second pressure receiving portion of the unload valve, a throttle portion provided in the signal pressure oil passage, the throttle portion and the second pressure receiving portion of the signal pressure oil passage And a signal pressure relief valve provided between
The set pressure of the signal pressure relief valve is a rated pressure of a hydraulic circuit including the hydraulic supply oil passage,
Setting the area of the first pressure receiving portion of the unload valve to be larger than the area of the second pressure receiving portion, and setting the maximum load pressure at which the unload valve functions as a safety valve when the signal pressure relief valve fails and is inoperative; In addition, the stroke (opening area) equivalent to that of the unloading valve in the state immediately before the signal pressure relief valve of the unloading valve is relieved at a set pressure and the state of the maximum load pressure at which the unloading valve functions as a safety valve. The hydraulic drive device is characterized in that the ratio of the area of the first pressure receiving portion and the area of the second pressure receiving portion of the unload valve is set so that