JPH01153802A - 油圧駆動装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、油圧ショベル、油圧クレーン等、複数の油圧
アクチュエータを備えた油圧建設機械の油圧駆動装置に
係わり、特に、圧力補ｔ’ｉｉｉ能を備えた流量制御弁
により油圧アクチュエータに供給される圧油の流量を制
御する油圧駆動装置に関する。

〔従来の技術〕

従来、油圧ショベル、油圧クレーン等、複数の油圧アク
チュエータを備えた油圧建設機械の油圧駆動装置は、−
Ｒ的に、少なくとも１９の油圧ポンプと、この油圧ポン
プにそれぞれ主回路を介して接続され、該油圧ポンプか
ら吐出される圧油によって駆動される複数の油圧アクチ
ュエータと、油圧ポンプと各油圧アクチュエータの間に
おいてそれぞれの主回路に接続された複数の流量制御弁
とを備えている。

Ｕ、Ｓ、Ｐ、４，６１７，８５４には、このような油圧
駆動装置において、各流量制御弁の主回路上流側に補助
弁を配置し、この補助弁の対向する第１の操作部に流量
制御弁の入口圧力と出口圧力を導き、対向する第２の操
作部に油圧ポンプの吐出圧力と複数の油圧アクチュエー
タの最大負荷圧力を導くと共に、油圧ポンプの吐出圧力
を当該最大負荷圧力よりも所定値だけ高く保持するロー
ドセンシング型のポンプレギュレータを配置した構成が
記載されている。この構成において、補助弁の対向する
第１の操作部に流量制御弁の入口圧力と出口圧力を導く
ことにより、周知のごとく流量制御弁の負荷圧力補償を
行う、また補助弁の対向する第２の操作部にポンプレギ
ュレータで制御された油圧ポンプの吐出圧力と複数の油
圧アクチュエータの最大負荷圧力を導くことにより、負
荷圧力に差のある複数の油圧アクチュエータの複合操作
に際して、それぞれの油圧アクチュエータの指令流量（
要求流量）の合計が油圧ポンプの最大吐出流量を越えた
場合であっても、相互の指令流量割合に応じて吐出流量
を分流し、高負荷圧力側の油圧アクチュエータにも確実
に圧油を流せるようにしている。

一方、Ｕ、Ｓ、Ｐ、４，５３５．８０９には、複数では
なく単一の油圧アクチュエータを対象とした油圧駆動装
置において、油圧ポンプと油圧アクチュエータの間の主
回路に接続される流量制御弁を、該主回路に接続された
シート弁型の主弁と、主弁の背圧室と出口ポートとの間
のパイロット回路に接続されたパイロット弁との組み合
わせで構成すると共に、パイロット回路に更に補助弁を
配置し、この補助弁の対向する操作部にパイロット弁の
入口圧力と出口圧力を導き、圧力補償機能を果たすよう
にしたものが記載されている。また当該特許には、単一
の油圧アクチュエータの動作に関し、自己負荷圧力の影
響を取り入れ、上記圧力補ｒ１１８！！能を修正する変
形例も開示されている。

〔発明が解決しようとする課題〕

しかしながら、Ｕ、Ｓ、Ｐ、４，６１７，８５４におい
ては、上記流量弁及び補助弁は共にスプール弁として構
成され、しかも両弁とも主回路に配置されるため比較的
大きなスプール弁として構成されている。従って、省エ
ネのため油圧回路を高圧化した場合、これらスプール弁
からの液漏れが多く発生ずるという問題があった。また
補助弁が大流量の流れる主回路に配置されているため、
補助弁部分での圧力損失が大きいという問題があった。

また−船釣に、油圧駆動装置においては、各油圧アクチ
ュエータには自己負荷圧力及び池の油圧アクチュエータ
の負荷圧力の影響を受けることなく流量を供給できるこ
とが好ましい、しかしながら、油圧ショベル等の建設機
械の油圧駆動装置においては、油圧アクチュエータが駆
動する作業部材の種類及び作業形態により他の油圧アク
チュエータの負荷圧力又は自己負荷圧力の影響を受けた
方が好ましい場合がある。

例えば、油圧ショベルにおいて、旋回とブーム上げを同
時に行って土砂をトラックに積み込む時、旋回体は慣性
体であるので旋回初期においては旋回モータの負荷圧力
が高圧となり、回路保護のために設けられたリリーフ弁
の圧力以上に上昇する。

一方、ブームの負荷圧力はブーム保持圧力となるので旋
回の負荷圧力よりは低い圧力となる。このような作業形
態においては、旋回初期時の旋回圧力が高圧のときには
、圧油をリリーフせずにできるだけブームに供給できる
ようにすれば、エネルギーの無駄を軽減できると共に、
最初はブームの上昇速度を旋回速度に対して速く上昇さ
せ、ブームがある程度上昇したら徐々に旋回速度が速く
なるというブームと旋回の速度調整を自動的に行うこと
ができる。

また旋回の単独操作又は他の油圧アクチュエータとの複
合操作においては、旋回初期時、旋回の負荷圧力は上述
したようにリリーフ弁の圧力以上に上昇するので、旋回
の負荷圧力の上昇と共に旋回モータへの圧油供給量を減
らすことができれば、エネルギーの無駄を少なくするこ
とができる。

なお油圧ショベルにおいても、ブームとアームの複合操
作で行う法面形成作業など、負荷圧力のいかんに係わら
ず流量をブーム用操作レバーとアーム用操作レバーの操
作量割合に応じて正確に分流させたい作業形態もある。

従って、油圧ショベル等の建設機械においては、流量制
御弁の特性は圧力補償機能かつ／又は分流機能を果たす
ように一義的に定まるのではなく、油圧アクチュエータ
が駆動する作業部材の種類及び作業形態に応じた諸機能
を与え得るべく修正できることが望ましい。

しかしながら、Ｕ、Ｓ、Ｐ、４，６１７，８５４におい
ては、上述したように補助弁の設置により圧力補ｆｆ１
ｌ！能と分流機能は果たすものの、他の油圧アクチュエ
ータの負荷圧力又は自己負荷圧力の影響を取り入れこれ
ら機能を修正するという考えはなく、作業部材の種類及
び作業形態に応じて流量制御弁の特性を修正するという
上記要望に答え得るものではなかった。

一方、Ｕ、Ｓ、Ｐ、４，５３５，８０９においては、単
一の油圧アクチュエータを対象とした油圧駆動装置であ
るので、補助弁の設置により単一の油圧アクチュエータ
の動作に関する圧力補償機能を果たすか、当該単一の油
圧アクチュエータの自己負荷圧力の影響を取り入れて圧
力補償機能を修正するだけであり、複数の油圧アクチュ
エータの複合操作に関して諸機能を修正することとは無
関係の技術であり、特に他の油圧アクチュエータの負荷
圧力の影響を取り入れて圧力補償機能及び分流機能を修
正するという考えは全く無かった。

本発明の目的は、液漏れ及び絞り損失が少なく、かつ油
圧建設機械の作業部材の種類及び作業形態に応じて流量
制御弁の特性を修正することのできる油圧駆動装置を提
供することである。

〔課題を解決するための手段〕

本発明は、上記目的を達成するために、少なくとも１９
の油圧ポンプと；この油圧ポンプにそれぞれ主回路を介
して接続され、該油圧ポンプから吐出される圧油によっ
て駆動される少なくとも第１及び第２の油圧アクチュエ
ータと；前記油圧ポンプと前記第１及び第２の油圧アク
チュエータの間においてそれぞれの主回路に接続された
第１及び第２の流量制御弁手段と：前記油圧ポンプの吐
出圧力を制御するポンプｉｆ、ＩＪ御手段とを有し：前
記第１及び第２の流量制御弁手段は、各々、操作手段の
操作量に応じて開度を変化させる第１の弁手段と、第１
の弁手段に直列に接続され、該弁手段の入口圧力と出口
圧力の差圧を制御する第２の弁手段とを有し；さらに、
前記第１及び第２の流量制御弁手段の各々につき、前第
１の弁手段の入口圧力及び出口圧力、前記油圧ポンプの
吐出圧力及び前記第１及び第２の油圧アクチュエータの
最大負荷圧力に基づいて前記第２の弁手段を制御する制
御手段を有する油圧駆動装置において、前記第１及び第
２の流量制御弁手段は、各々、前記主回路に接続された
入口ポート及び出口ポートの連通を制御する弁体、この
弁体の変位に対応して開度を変化させる可変絞り、及び
前記入口ポートに前記可変絞りを介して連通し、前記弁
体を閉弁方向に付勢する制御圧力を発生ずる背圧室を有
するシート型の主弁と、前記主弁の背圧室と出口ポート
との間に接続されたパイロット回路とを有すること；前
記第１の弁手段は、前記、パイロット回路に接続されパ
イロット回路を流れるパイロット流を制御するパイロッ
ト弁として構成されると共に、前記第２の弁手段は、前
記パイロット回路に接続され、前記パイロット弁の入口
圧力と出口圧力の差圧を制御する補助弁として構成され
ていること；前記制御手段は、前記第１及び第２の流量
制御弁手段の各々につき、前記パイロット弁の入口圧力
と出口圧力の差圧が前記油圧ポンプの吐出圧力と前記第
１及び第２の油圧アクチュエータの最大負荷圧力との差
圧、前記最大負荷圧力とそれぞれの油圧アクチュエータ
の自己負荷圧力との差圧、及び自己負荷圧力に対して、
以下の式で表わされる関係となるように前記補助弁を制
御し、Δｐｚ　＝α　（Ｐｓ　−Ｐ｜Ｉｌａｘ）十β（
Ｐ｜ｍａｘ−ｐｌ　）　　＋７−ｐｌここでΔＰｚ：前
記パイロット弁の入口圧力と出口圧力との差圧 Ｐｓ：前記油圧ポンプの吐出圧力 ｐ＋ｎ＋ａｘ：前記第１及び第２の油圧アクチュエータ
の最大負荷圧力 Ｐ｜　：前記第１及び第２の油圧アクチュエータのそれ
ぞれの自己負荷圧力 α、β、γ：第１、第２及び第３の定数前記第１、第２
及び第３の定数α、β、γをそれぞれ所定の値に設定し
たことを特徴とする油圧駆動装置を提供する。

前記背圧室の制御圧力を受ける前記主弁弁体の受圧面積
に対する前記入口ポートを介して前記油圧ポンプの吐出
圧力を受ける主弁弁体の受圧面積の比をＫとすると、前
記第１の定数αは、好ましくは、α≦Ｋの関係にある。

この場合、第２及び第３の定数β、γをそれぞれ零に設
定することができる。

また、前記第１の定数αは、前記操作手段の操作量と前
記主弁を通る流量の比例ゲインに対応して任意の正の値
に設定され、前記第２の定数βは、関連する油圧アクチ
ュエータと他の油圧アクチュエータとの複合操作の調和
に基づき任意の値に設定され、前記第３の定数γは、関
連する油圧アクチュエータの動作特性に基づき任意の値
に設定される。

前記制御手段は、前記第１及び第２の流量制御弁手段の
各々の前記補助弁に設けられた複数の油圧操作室と、該
複数の油圧操作室に前記油圧ポンプの吐出圧力、前記最
大負荷圧力、前記パイロット弁の入口圧力及び出口圧力
を直接又は間接的に導入する管路手段とを有していても
よい、この場合、該複数の油圧操作室のそれぞれの受圧
面積を前記第１、第２及び第３の定数α、β、γが前記
所定の値となるように設定する。

このように制御手段を液圧的に構成する例として、前記
補助弁は前記主弁の背圧室と前記パイロット弁との間に
配置され、前記複数の油圧操作室は、前記補助弁を開弁
方向に付勢する第１の油圧操作室と、該補助弁を閉弁方
向に付勢する第２、第３及び第４の油圧操作室とを有し
、前記管路手段は、前記主弁背圧室の制御圧力を前記第
１の油圧操作室に導く第１の管路と、前記パイロット弁
の入口圧力を前記第２の油圧操作室に導く第２の管路と
、前記最大負荷圧力を前記第３の油圧操作室に導く第３
の管路と、前記油圧ポンプの吐出圧力を前記第４の油圧
操作室に導く第４の管路とを有していてもよい。

この場合、前記第１及び第２の流量制御弁手段は、各々
、前記主弁と前記補助弁とを一体化して構成することが
できる。

また前記制御手段は、前記第１及び第２の流量制御弁手
段の各々の前記補助弁に設けられた電磁操作部と、前記
油圧ポンプの吐出圧力、前記最大負荷圧力、前記パイロ
ット弁の入口圧力及び出口圧力を直接又は間接的に検出
する圧力検出手段と、前記圧力検出手段の検出信号に基
づき前記パイロット弁の入口圧力と出口圧力との差圧を
演算し、その差圧信号を前記補助弁の電磁操作部に出力
する演算手段とを有していてもよく、この場合、前記演
算手段に前記第１、第２及び第３の定数α。

β、γが前記所定の値として設定される。

前記ポンプ制御手段は、油圧ポンプの吐出圧力を前記第
１及び第２の油圧アクチュエータの最大負荷圧力よりも
所定値だけ高く保持するロードセンシング型のポンプレ
ギュレータとすることができる。

また本発明は、上記目的を達成するため、複数の油圧ア
クチュエータによってそれぞれ駆動される、旋回体、ブ
ーム、アーム及びバケットを含む複数の作業部材を有す
る油圧ショベルに上記油圧駆動装置を適用した油圧ショ
ベルを提供する。

上記油圧ショベルにおいて、前記制御手段は、好ましく
は、前記ブーム用油圧アクチュエータのボトム側に係わ
る流量制御弁手段につき、前記第２の定数βを比較的大
きな正の値に設定する。

また好ましくは、前記制御手段は、前記アーム用油圧ア
クチュエータのボトム側に係わる流量制御弁手段につき
、前記第２の定数βを比較的小さな正の値に設定する。

また好ましくは、前記制御手段は、前記バケット用油圧
アクチュエータのボトム側に係わる流量制御弁手段につ
き、前記第２の定数βを比較的小さな負の値に設定する
。

また好ましくは、前記制御手段は、前記旋回体用油圧ア
クチュエータに係わる流ｆｆｉ制御弁手段につき、前記
第３の定数γを比較的小さな負の値に設定する。

また好ましくは、前記制御手段は、前記バケット用油圧
アクチュエータのボトム側に係わる流量制御弁手段につ
き、前記第３の定数γを比較的小さな正の値に設定する
。

また好ましくは、前記制御手段は、前記ブーム及びアー
ム用油圧アクチュエータのロッド側に係わる流量制御弁
につき、それぞれ前記第２及び第３の定数β、γを零に
設定する。

〔作用〕

本発明者らは、パイロット回路に配置された補助弁とパ
イロット弁の前後差圧との関係を種々検討した結果、補
助弁によって制御されるパイロット弁前後差圧Δｐｚは
、−数的に、以下に再掲する上記の式で表わされること
を見出だした。

ΔＰｚ　＝α　（Ｐｓ　−ｐＨ１ａｘ）＋β（Ｐｌｎａ
ｘ−Ｐ｜　）　　＋７ｐｌ上記式の意味は次の通りであ
る。この式において、右辺第１項のｐｓ　−Ｐ｜Ｉｌａ
Ｘは全ての流量制御弁について共通なので複合操作にお
ける分流機能を司どり、第２項のＰ｜ｌａＸ−Ｐ｜は他
アクチュエータの最大負荷圧力に依存して変化するので
複合操作における調和機能を司どり、第３項のγＰ１は
自己負荷圧力に応じて変化するので自己圧力補償機能を
司どる。これら３８ｍ能は、定数α、β。

γの値に応じてそれぞれの要否及び程度が定められる。

ここで第１項の分流機能は複合操作の基本的機能である
。従って定数αは関連する作業部材の如何に係わらず所
定の正の値に設定される。−方、第２項の調和機能と第
３項の自己圧力補償機能は関連する作業部材の種類及び
作業形態に応じて付加される機能である。従って、定数
β、γはそれぞれ零を含む所定の値に設定される。この
ようにα、β、γを設定することにより、分流機能、又
は分流機能をベースとした調和機能かつ／又は自己圧力
補償機能の付与が可能となり、油圧建設機械の作業部材
の種類及び作業形態に応じて流量制御弁の特性を修正す
ることができる。

また上記本発明の構成において、補助弁は主回路ではな
くパイロット回路に設置されており、主回路に配置され
ている主弁はシート弁として構成されている。従って、
液漏れが少なく高圧化に的した油圧回路を提供できる。

また補助弁はパイロット回路に配置されているので、主
回路に大流量を流しても補助弁部での絞り損失はほとん
ど生じない。

前記背圧室の制御圧力を受ける受圧面積に対する前記油
圧ポンプの吐出圧力を受ける受圧面積の比Ｋに対して、
前記第１の定数αがα≦Ｋの関係にある場合は、上記式
右辺第１項のα（Ｐｓ　−ｐＨａｘ　）によって得られ
る差圧が高負荷圧力側のパイロット弁で取り得る最大前
後差圧の範囲内となり、第１及び第２の流量制御弁の両
方において上記式第１項の差圧が実質的に同じになり、
上記分流Ｒ能において操作手段の操作量（パイロット弁
開度）に比例して流量を正確に分流することができる。

また前記第１の定数αは、前記操作手段の操作板（パイ
ロット弁の開度）とパイロット流量との比例ゲイン、従
って当該操作量と前記主弁を通る主流量の比例ゲインの
意味を持ち、従って、第１の定数αはその比例ゲインに
対応して任意の正の値に設定される。ここで、α＝にと
設定した場合には、流量を操作量に応じて比例配分する
分流機能を得ながら最大の比例ゲインを付与できる。

前記第２の定数βは、上述した説明から明らかなように
、関連する油圧アクチュエータと他の油圧アクチュエー
タとの複合操作の調和を考慮し、任意の値に設定される
。ここで、特に他の油圧アクチュエータの負荷圧力の影
響を受ない方が好ましい場合は、βは零に設定される。

前記第３の定数γは、上述した説明から明らかなように
、関連する油圧アクチュエータの動作特性にを考慮し、
任意の値に設定される。これも、特に自己負荷圧力の影
響を受ない方が好ましい場合には、零に設定される。

前記制御手段を液圧的に構成し、前記主弁と前記補助弁
とを一体化した場合には、コンパクトで合理的な配置の
弁構造が得られる。

また前記制御手段を電気的に構成した場合には、前記第
１、第２及び第３の定数α、β、γの設定、変更が容易
に行える。

前記ポンプ制御手段をロードセンシング型のポンプレギ
ュレータとした場合には、上述した式の右辺第１項に係
わる油圧ポンプの吐出圧力と複数の油圧アクチュエータ
の最大負荷圧力との差圧Ｐｓ−Ｐ｜ｌａＸは一定となる
。従って、パイロット弁の入口圧力と出口圧力の差圧を
一定に制御でき、主弁の入口ポートと出口ポートの差圧
の変化に係わらず流量を一定に保持する圧力補ｉ′ｌｊ
機能が果たされる。

上記油圧駆動装置を油圧ショベルに適用した本発明にお
いては、旋回体、ブーム、アーム及びバケットの少なく
とも２つの作業部材に係わる流量制御弁の特性を作業部
材の種類及び作業形態に応じて設定、修正することがで
き、前述した分流機能、又は分流機能をベースとして調
和機能かっ／又は自己圧力補ｒ１１ｍ能を付加すること
ができる。

前記ブーム用油圧アクチュエータのボトム側に関する流
量制御弁手段について前記第２の定数βを比較的大きな
正の値に設定した場合には、旋回とブームの複合操作で
の旋回初期加速時、低負荷側であるブーム用油圧アクチ
ュエータのボトム側の流量制御弁には最大負荷圧力（旋
回圧力）と自己負荷圧力（ブーム圧力）との差圧の増加
に応じた流量が流れ、ブームの上昇速度を速くすること
ができる。これにより、旋回とブーム上げの操作レバー
をフルストロークまで同時に操作しても、最初はブーム
の上昇速度が旋回速度に対して速く上昇し、ブームがあ
る程度上昇したら徐々に旋回速度が速くなり、旋回が最
大速度に達すると旋回速度がほぼ一定となるという複合
操作が自動的に行われる。

また前記アーム用油圧アクチュエータのボトム側に関す
る流量制御弁手段につき、前記第２の定数βを比較的小
さな正の値に設定した場合には、アームを使用した複合
操作で掘削を行なうとき、アームは確実に駆動されると
共に、アーム用油圧アクチュエータが低圧側にあるとき
、最大負荷圧力（他油圧アクチュエータ圧力）と自己負
荷圧力（アーム圧力）との差圧の増加に応じて当該流量
制御弁の開度は開き、流量の絞り程度を小さくする。そ
の結果、燃費及びヒーＩ〜バランスの悪化が防止される
。

前記バケット用油圧アクチュエータのボトム側に関する
流量制御弁につき、前記第２の定数βを比較的小さな負
の値に設定した場合には、バケットを使用した複合操作
による溝堀作業時、バケットが掘削負荷から解放され、
地表に出た瞬間、最大負荷圧力（他油圧アクチュエータ
圧力）と自己負荷圧力（バケット圧力）との差圧の増加
により当該流量制御弁の通過流量を減少させ、ショック
を軽減することができる。

また前記旋回体用油圧アクチュエータに関する流量制御
弁につき、前記第３の定数γを比較的小さな負の値に設
定した場合には、旋回加速時、旋回圧力（自己負荷圧力
）の増加に応じて旋回に係わる流量制御弁の通過流量を
減少させ、リリーフ弁より流出する流量を少なくし、エ
ネルギー消費の無駄を少なくできる。

前記バケット用油圧アクチュエータのボトム側に関する
流量制御弁につき、前記第３の定数γを比較的小さな正
の値に設定した場合には、バケットを使用した掘削作業
時、バケット圧力（自己負荷圧力）の増加に応じて当該
流量制御弁の通過流量を増加させ、力強い掘削動作フィ
ーリングを得ることができる。

前記ブーム用及びアーム用油圧アクチュエータのロッド
側に係わる流量制御弁につき、前記第２及び第３の定数
β、γを零に設定した場合には、ブーム及びアームを使
用した傾斜面の法面形成作業時、他の油圧アクチュエー
タの負荷圧力及び自己負荷圧力の影響を完全に排除し、
ブーム用操作レバー及びアーム用操作レバーの操作量に
応じて正確に流量を比例配分し、正確な法面形成を行う
ことができる。

（上人　　′Ｆ　冷　台う 〔実施例〕 以下、本発明の実施例を図面を参照して説明する。

基ｍ凹 第１図において、本発明の一実施例による油圧駆動装置
は、例えば斜板式の可変容量型油圧ポンプ１と、油圧ポ
ンプ１にそれぞれ主回路を構成する主管路２，３及び４
．５を介して接続され、油圧ポンプ１から吐出される圧
油によって駆動される複数の油圧アクチュエータ６．７
と、油圧ボン１１と油圧アクチュエータ６．７の間にお
いてそれぞれの主管路２．３及び４．５に接続された流
量制御弁８．９とを有し、油圧ポンプ１には、油圧ポン
プ１の吐出圧力を複数の油圧アクチュエータ６．７の最
大負荷圧力よりも所定値だけ高く保持するロードセンシ
ング型のポンプレギュレータ１０が設けられている。

流量制御弁８は、油圧ポンプ１と油圧アクチュエータ６
との間で主管路２．３に接続されたシート弁型の主弁１
１と、主弁１１に対するパイロット管路を構成するパイ
ロット管路１２．１３．１４と、パイロット管路１３．
１４に接続されたパイロット弁１５と、パイロット管路
１２．１３にパイロット弁１５と直列に接続された補助
弁としての圧力補償弁１６とからなっている。

主弁１１は、主管路２．３に接続された入口ポート１７
及び出口ポート１８を有する弁ハウジング１９と、弁ハ
ウジング１９内に配置され、弁座２０と係合する弁体２
１とを有し、弁体２１の弁座２０に対する変位（開度）
に応じて入口ポート１７と出口ポート１８の連通を制御
する。弁＃：２１の外周には軸線方向に複数のスリット
２２が形成され、スリット２２は弁ハウジング１９の内
壁と協働して弁体２１の変位に対応して開度を変化させ
る可変絞り２３を構成している。弁ハウジング２１内の
弁体２１の背後には、入口ポート１７と可変絞り２３を
介して連通し、制御圧力ｐｃを発生する背圧室２４が形
成されている。

第２図に示すように、弁体２１の入口ポート１７に面す
る図示上側の環状端面は、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓ
を受ける環状の受圧面積Ａｓを規定し、出口ポート１８
に面する底部壁面は油圧アクチュエータ６の負荷圧力Ｐ
１を受ける受圧面積ＡＩを規定し、背圧室２４に面する
頂部端面は制御圧力ｐｃを受ける受圧面積Ａｃを規定し
ている。

ここで各受圧面積は、ＡＣ＝ＡＳ　＋ＡＩの関係にある
。

パイロット回路において、パイロット管路１２は主弁１
１の背圧室２４に接続され、パイロット管路１４は出口
ポート１８に接続されている。

パイロット弁１５は、第２図に示すように、操作レバー
３０と、操作レバー３０により駆動されパイロット管路
１３に接続された入口ポート３１及びパイロット管路１
４に接続された出口ポート３２間の連通を制御するニー
ドル型の弁体３３とからなっている。

圧力補償弁１６は、パイロット管路１２に接続された入
口ポート４０及びパイロット管路１３に接続された出口
ポート４１間の連通を制御するスプール型の弁体４２と
、弁体４２を開弁方向に付勢する第１及び第２の油圧操
作室４３．４４と、第１及び第２の油圧操作室４３．４
４に対向して位置し、弁体４２を閉弁方向に付勢する第
３及び第４の油圧操作室４５．４６とからなっている。

第１の油圧操作室４３はパイロット管路４７を介して主
管路２に・接続され、第２の油圧操作室４４はパイロッ
ト管路４８を介してパイロット管路１４即ちパイロット
弁１５の出口側に接続され、第３の油圧操作室４５はパ
イロット管路４９を介して後述する最大負荷圧力管路５
０に接続され、第４の油圧操作室４６はパイロット管路
５１を介してパイロット管路１３即ちパイロット弁１５
の入口側に接続されている。なおパイロット管路５１は
弁体４２に内部通路として形成されている。これにより
第１の油圧操作室４３には油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓ
が導入され、第２の油圧操作室４４にはパイロット弁１
５の出口圧力Ｐ１が導入され、第３の油圧操作室４５に
はパイロット弁１５の入口圧力ｐｚが導入され、第４の
油圧操作室４６には油圧アクチュエータ６．７の高圧側
の負荷圧力即ち最大負荷圧力Ｐ　ｌｌ１ａＸが導入され
る。そして弁体４２の第１の油圧操作室４３に面する端
面は油圧ポンプ１の吐出圧力ｐｓを受ける受圧面積ａＳ
を規定し、第２の油圧操作室４４に面する環状端面はパ
イロット弁１５の出口圧力Ｐ１を受ける受圧面積ａ１を
規定し第３の油圧操作室４５に面する端面は油圧アクチ
ュエータ６．７の最大負荷圧力Ｐ　ｌ１ａＸを受ける受
圧面積ａＩＭを規定し、第４の油圧操作室４６に面する
環状端面はパイロット弁１５の入口圧力ｐｚを受ける受
圧面積ａＺを規定している。

このように構成された第１〜第４の油圧操作室４３〜４
６及びパイロット管路４７〜４９．５１は、パイロット
弁１５の入口圧力と出口圧力の差圧ΔＰｚ（＝Ｐｚ　−
Ｐ｜　）が油圧ポンプ１の吐出圧力と２つの油圧アクチ
ュエータ６．７の最大負荷圧力との差圧Ｐｓ−ｐＨａｘ
、最大負荷圧力とそれぞれの油圧アクチュエータの自己
負荷圧力との差圧Ｐ　Ｉｎａｘ　−Ｐ　Ｉ　、及び自己
負荷圧力Ｐ１に対して、以下の式で表わされる関係とな
るように前記圧力補償弁を制御する制御手段を構成して
いる；ΔＰＺ　＝α　（Ｐｓ　−Ｐｌｍａｘ）十β（Ｐ
｜ＩａＸ−Ｐ｜　）　＋ｙＰ｜　　（１）ここでα、β
、γはそれぞれ第１、第２及び第３の定数であり、それ
ぞれ所定の値に設定されている。そして本実施例では、
この第１、第２及び第３の定数α、β、γの所定の値の
設定は第１〜第４の油圧操作室４３〜４６の上記受圧面
積ａＳ。

ａｔ　、ａｎ　、ａｚの選定によって行われている。

即ち、第１〜第４の油圧操作室４３〜４６の受圧面積ａ
Ｓ　、ａｌ　、ａｎ　、ａｚは、この第１、第２及び第
３の定数α、β、γの所定の値が得られるように設定さ
れている。また第１〜第４の油圧操作室４３〜４６の受
圧面積ａｓ、ａｔ、ａｍ、ａ２は、主弁１１及びパイロ
ット弁１５が閉じているときに弁体４２が開位置に保持
されるように設定されている。

このように構成された流量制御弁８において、シート弁
型の主弁１１とパイロット弁１５との組み合わせはＵ、
Ｓ、Ｐ、４，５３５，８０９より知られており、当該特
許明細書に記載のように、パイロット弁１５の操作レバ
ー３０が操作されるとパイロット回路１２〜１４にパイ
ロット弁１５の開度に応じたパイロット流が形成され、
可変絞り２３と背圧室２４の作用により、主弁弁体２１
はパイロット流量に比例しな開度に開き、操作レバー３
０の操作量（パイロット弁１５の開度）に応じた流量が
主弁１１を通して入口ポート１７から出口ポート１８へ
と流出する。

流量制御弁９も流量制御弁８と同様に構成され、シート
弁型の主弁７０、パイロット回路を構成するパイロット
管路７１，７２，７３．パイロット弁７４及び圧力補償
弁７５を有している。

流量制御弁８．９のパイロット管路１４．７３はそれぞ
れチエツク弁５２．５３を有する負荷圧力導入管路５４
．５５を介して最大負荷圧力管路５０に接続され、油圧
アクチュエータ６．７の高圧側の負荷圧力が最大負荷圧
力として最大負荷圧力管路５０に導かれる。ｆ＆大負荷
圧力管路５０は絞り５６を介してタンク５７に接続され
ている。

また流量制御弁８．９の主弁１１．７０の下流側主管路
３．５には、それぞれ、油圧アクチュエータ６．７から
主弁１１．７０に向かう圧油の流れを阻止するチエツク
弁５８．５９が接続されている。

ポンプレギュレータ１０は、補助ポンプ６０と補助ポン
プ６０から吐出された圧油により駆動される油圧シリン
ダ型の斜板傾転装置６１と、補助ポンプ６０及びタンク
５６と斜板傾転装置６１との間に接続された制御弁６２
とからなっている。

制御弁６２は、相対する端部に第１及び第２のパイロッ
ト室６３．６４を有し、第２のパイロット室６４が位置
する端部には圧力設定用のばね６５が設置されている。

第１及び第２のパイロット室６３．６４は、それぞれ、
主管路２及び最大負荷圧力管路５０にパイロット管路６
６．６７を介して接続されている。これにより制御弁６
２は油圧ポンプ１の吐出圧力と最大負荷圧力及びばね６
５の力とを対向して受け、最大負荷圧力の変化に対応し
て斜板傾転装置６１に対する圧油の供給、排出が制御さ
れ、油圧ポンプ１の吐出圧力が最大負荷圧力に対してば
ね６５の強さに相当する設定圧力だけ高い圧力に保持さ
れる。

肱生亙旦 次に、圧力補償弁１６．７５の動作原理を説明する。圧
力補償弁１６．７５の各々につき、弁体４２の圧力の釣
り合い式は以下の式で表わされる。

ａＳ　Ｐｓ　＋ａｌ　Ｐ｜　＝αｌｌ　ｐＨａＸ＋ａｚ
　ｐｚこの式を変形すると Ｚ Ｚ と置けば、 ＰＺ　−Ｐ｜　＝α　（Ｐｓ　−Ｐ｜ｍａｘ）十β（Ｐ
ｌｍａｘ−Ｐ｜　）　＋ｙＰ｜と表現できる。ここでＰ
Ｚ　−Ｐ｜　＝ΔＰＺである。

従って前述した（１）式と同じ式が得られる。以下のこ
の式を再掲する。

ΔＰｚ　＝α　（Ｐｓ　−Ｐ｜ｌｌａｘ）十β（Ｐｌｎ
ａｘ−Ｐ｜　）　＋ｒＰ｜　　（１）そこで上記（１）
式について考察する。（１）式において、左辺はパイロ
ット弁１５の入口圧力ｐｚと出口圧力Ｐ；の差圧Δｐｚ
である。右辺第１項は油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓと最
大負荷圧力Ｐ｜Ｉｌａｘとの差圧に関する項であり、α
は比例定数である。第２項は最大負荷圧力Ｐ　ｌｌ１ａ
Ｘと油圧アクチュエータ６又は７の負荷圧力即ち自己負
荷圧力Ｐ１との差圧に関する項であり、βは比例定数で
ある。第３項は自己負荷圧力Ｐ１によって決まり、γは
比例定数である。即ち（１）式は、圧力補償弁１６．７
５は４つの圧力Ｐｓ　、　Ｐ｜ｌａＸ、　Ｐ｜　、　Ｐ
Ｚに基づいてパイロット弁１５の入口圧力ｐｚと出口圧
力Ｐ１の差圧Δｐｚを制御できること：そのとき差圧Δ
ｐｚを、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓと最大負荷圧力Ｐ
　ＩＩＩａＸとの差圧Ｐｓ−Ｐ｜ｌａＸ最大負荷圧力Ｐ
　ｌｌ１ａＸと自己負荷圧力Ｐ１との差圧Ｐｌｒａａｘ
−Ｐ｜、自己負荷圧力Ｐ１の３つの要素にそれぞれに比
例して制御できること；そしてその３つの要素Ｐｓ　−
Ｐｌｎａｘ、　Ｐ｜ＩＩａｘ−Ｐ｜　、Ｐ｜に比例する
度合を、比例定数α、β、γの値を選択することにより
任意に設定できることを意味する。

ここで圧力補償弁１６．７５がパイロット弁１５．７４
の前後差圧Δｐｚを制御することは、パイロット弁１５
．７４を通るパイロット流量を制御することであり、結
果として上述したようにシート型の主弁１１．７０とパ
イロット弁１５，７４との組み合わせの公知の機能から
主弁１１．７０を通る主流量を制御することである。

また右辺第１項において差圧Ｐｓ　−Ｐｌｎａｘは、ポ
ンプ制御手段としてロードセンシング型のポンプレギュ
レータ１０を備えている本実施例においては、当該ポン
プレギュレータ１０が有効に機能している限り、一定で
あり、しかも２つの圧力補償弁１６．７５に対して共通
である。

従って、右辺第１項において、パイロット弁１５．７４
の前後差圧Δｐｚを差圧Ｐｓ　−Ｐｌｎａｘに対して比
例関係となるよう制御することは、ポンプレギュレータ
１０が有効に機能している運転状態においては差圧Δｐ
ｚを一定に制御することであり、パイロット弁１５．７
４の開度を一定とすれば主弁入口圧力ｐｓ又は出口圧力
Ｐ１に変動があっても主弁１１．７０を通る主流量を一
定に制御することである。即ち圧力補償機能を果たすこ
とである。

また油圧アクチュエータ６．７の消費流量の合計が油圧
ポンプ１の最大吐出流量よりも大きくなり、油圧ポンプ
１の吐出圧力が低下する場合のように、ポンプレギュレ
ータ１０が有効に機能しない運転状態においては、差圧
Δｐｚは差圧ｐｓ　−Ｐ　ｌｌ１ａＸの減少に応じて小
さくなり、主弁１１．７０を通る主流量も減少するが、
差圧Ｐｓ　−Ｐ｜ｌａＸは２つの圧力補償弁１６．７°
５に対して共通であるので、主弁１１．７０を通る主流
量は同じ割合で減少する。従って、主弁１１．７０を通
る主流量は、パイロット弁１５．７４のそれぞれの操作
レバー３０の操作量（パイロット弁１５．７４の開度）
に応じて比例配分され、油圧ポンプ１の吐出流量を高圧
側の油圧アクチュエータにも確実に供給される。即ち、
分流機能が得られる。

また右辺第２項において、パイロット弁１５．７４の前
後差圧Δｐｚを差圧Ｐ｜Ｉｌａｘ−Ｐ｜に対して比例関
係となるよう制御することは、他の油圧アクチュエータ
の負荷圧力Ｐ　１ｍａｘが自己負荷圧力Ｐ１より大きい
場合に、その他の油圧アクチュエータの最大負荷圧力Ｐ
　１ｌａＸに依存してパイロット弁１５又は７４の前後
差圧Δｐｚを変化させることであり、パイロット弁１５
又は７４の開度を一定とすれば、最大負荷圧力Ｐ　ｌ１
ａＸに依存して主弁１１．７０を通る主流量を変化させ
ることである。

流量制御弁の流量制御は一般的には他の油圧アクチュエ
ータの影響を受ないことが好ましいが、油圧ショベル等
の油圧建設機械においては、他の油圧アクチュエータの
負荷圧力の影響で流量を変化させることが好ましい作業
形態もある。このような場合に、右辺第２項は、他の油
圧アクチュエータとの調和で流量を変化させる調和機能
を果たす。

さらに上記右辺第３項において、パイロット弁１５．７
４の前後差圧Δｐｚを自己負荷圧力Ｐ１に対して比例関
係となるよう制御することは自己負荷圧力Ｐ１の変化に
応じてパイロット弁１５又は７４の前後差圧Δｐｚを変
化させることであり、パイロット弁１５又は７４の開度
を一定とすれば、自己負荷圧力Ｐ１に依存して主弁１１
．７０を通る主流量を変化させることである。これによ
り自己負荷圧力の変化に応じて流量を変化させる自己圧
力補償機能が得られる。

以上のように、上記（１）式において右辺第１項は圧力
補償及び分流機能を司どり、第２項は他アクチュエータ
との調和機能を司どり、第３項は自己圧力補償ｖ１能を
司どる。そしてこれら３機能はその要否及び程度につき
比例定数α、β、γを選択することにより任意に設定で
きる。

ところでこれら３１１！能のうち、第１項に係わる圧力
補償及び分流機能は、油圧ショベル等の油圧建設機械に
おいては基本的機能であり、油圧アクチュエータの種類
及び作業形態に係わらず常にあることが好ましい、従っ
て比例定数αは任意の正の値に設定される。ここでパイ
ロット弁１５．７４の前後差圧ΔＰｚは操作レバー３０
の操作量によって定まるパイロット弁１５．７４の開度
に対するパイロット流量を定めるものであるので、第１
項の差圧Ｐ｜ＩＩａｘ−Ｐ｜にかかる比例定数αは、パ
イロット弁１５．７４の操作レバー３０の操作量（パイ
ロット弁１ｍ度）に対するパイロブトＫｌｋの比例ゲイ
ン、従って当該操作量に対する主弁１１．７０を通る主
流量の比例ゲインの意味を持つ。

従って、比例定数αはその比例ゲインに対応して定める
。

また、主弁弁体２１の背圧室２４の圧力Ｐｃを受ける受
圧面積ＡＣに対する弁体２１の油圧ポンプ１の吐出圧力
ｐｓを受ける受圧面積Ａｓとの比をＫとすると、弁体２
１の圧力釣り合い式は、ＰＣ＝ＫＰｓ　十（１−Ｋ）　
Ｐ｜ となる。一方、制御圧力Ｐｃとパイロット弁１５゜７４
の入口圧力ｐｚとは、ｐｃ≧ｐｚの関係にあり、圧力補
償弁１６．７５が完全に開いている状態ではｐｃ　＝ｐ
ｚとなる。従って、パイロット弁１５．７４の前後差圧
ＰＺ−Ｐ｜（ΔＰｚ　）は、ｐｚ−ｐ＋≦Ｐｃ　−Ｐ｜ ＝Ｋ　（Ｐｓ　−Ｐ｜　）　　　　（２）となる、即ち
、パイロット弁１５．７４が取り得る最大差圧はＫ　（
Ｐｓ　−Ｐ｜　）である、また上記（１）式においてβ
＝０、γ＝０とし、油圧アクチュエータ６．７の複合操
作時の最大負荷圧力側（Ｐ　Ｌｎａｘ＝　Ｐ　ｌ　）を
考えた場合、Ｐｚ　−Ｐ｜　＝α　（Ｐｓ　−Ｐ｜ｍａ
ｘ）≦Ｋ　（Ｐｓ　−Ｐ｜ｍａｘ）　　　　（３）とな
る、従って、α〉Ｋのαの値を設定した場合には、最大
負荷圧力側のパイロット弁ではＫ（Ｐｓ−Ｐ｜ＩｌａＸ
）以上の差圧を得ることができず、−方、低圧側のパイ
ロット弁ではα（Ｐｓ　−Ｐ｜ｍａｘ）＞Ｋ　（Ｐｓ−
Ｐ｜ｍａｘ）の差圧が得られるので、両者のパイロット
弁開度を同じにしてもパイロット弁の前後差圧は同じに
ならず、パイロット流量は異なる。従って操作量に応じ
て流量を比例配分できなくなる。ただし、比例配分はで
きなくても、高圧側の油圧アクチュエータに圧油を確実
に供給することはできる。

従って、圧力補償弁１６．７５の分流機能に関し、パイ
ロット弁の操作Ｊｉ（開度）に比例して流量を配分する
分流機能を得る場合には、比例定数αはα≦Ｋに設定す
る。そして特に、α＝にと設定した場合には、同じパイ
ロット弁開度に対して最大流量を与えることができ、最
も効率的な弁構造を提供できる。

また前述したようにα〉Ｋのαの値を設定した場合は、
低負荷圧力側のパイロット弁ではα（Ｐｓ　−Ｐ　ｌ１
１ａｘ）　＞Ｋ　（Ｐｓ　−Ｐ　１ｎａｘ）の差圧が得
られるが、複合操作から低負荷圧力側の油圧アクチュエ
ータの単独操作に切換えられた場合、低負荷圧力側のパ
イロット弁においてもＫ　（Ｐｓ　−Ｐ｜　）以上の差
圧を得ることができなくなり、当該パイロット弁の前後
差圧はα（Ｐｓ−Ｐｌｍａｘ）からＫ（Ｐｓ　−Ｐ｜　
）に減少し、パイロット流量もこれに対応して減少する
。その結果、油圧アクチュエータに供給される流量も減
少し、作業部材が減速され、円滑な作業が行い誼くなる
。これに対して、αをα≦Ｋに設定した場合には、複合
操作においても低負荷圧力側のパイロット弁前後差圧は
Ｋ（Ｐｓ　−Ｐ　Ｉｎａｘ）に制限され、複合操作から
単独操作に切換えられた場合でも差圧の変動は発生せず
、安定した作業を行うことができる。従って、このよう
な意味においても、αをα≦Ｋに設定することが好まし
い。

以上から分るように、複数の油圧アクチュエータの操作
レバーの操作量に応じて流量を正確に比例配分する場合
は、α≦Ｋに設定することが必須の条件である。

また、第２項に係わる調和機能は、油圧アクチユニータ
ロ、７が駆動する作業部材の種類及び作業形態に応じて
必要度が異なり、場合によっては他のアクチュエータの
負荷圧力影響をまったく受ない方が好ましい作業部材及
び作業形態らある。

従って比例定数βは、関連する油圧アクチュエータと他
の油圧アクチュエータとの複合操作の調和に基づき零を
含む任意の値に設定される。

第３項に係わる自己圧力補償機能は、油圧アクチュエー
タ６．７が駆動する作業部材の種類に応じて必要度が異
なり、これも場合によっては自己負荷圧力影響をまった
く受ない方が好ましい作業部材もある。従って比例定数
γは、関連する油圧アクチュエータが駆動する作業部材
の種類に応じ零を含む任意の値に設定される。

以上のように定数α、β、γを所定の値に設定すること
により、分流機能、又は分流機能をベースとした調和機
能かつ／又は自己圧力補償機能を得ることができ、油圧
建設機械の作業部材の種類及び作業形態に応じて流量制
御弁の特性を修正することができる。

そして、前述したように比例定数α、β、γは圧力補償
弁１６．１７の第１〜第４の操作室４３〜４６における
受圧面積ａＳ　、　ａｌ　、　ａｌｌ　、　ａＺによっ
て表わされる。従って、比例定数α、β。

γが定まれば、受圧面積ａＳ　、　ａｌ　、　ａｆｌ　
、　ａＺは当該比例定数α、β、γが得られるように設
定される。ここで特殊な場合として、ａｓ　＋ａｌ　＝
αｍ＋ａｚと構成すれば、γ＝０に設定でき、ａＳ”ａ
ｌｌと構成すればβ＝０に設定できる。またａｓ　＝α
ｌ　＝αｉ　＝αｚと構成すれば、β＝γ＝Ｏに設定で
きる。

次に、本実施例の油圧駆動装置をバックホウ型の油圧シ
ョベルに適用した場合における上記比例定数α、β、γ
の具体的設定例を説明する。

油圧ショベルは、−数的に、第３図及び第４図に示すよ
うに、１対の走行体８０、走行体８０上に旋回可能に搭
載された旋回体８１、及び旋回体８１に垂直平面内を回
動自在に装架されたフロントアッタチメント８２を有し
、フロントアッタチメント８２は、ブーム８３、アーム
８４、バケット８５からなっている。走行体８０、旋回
体８１ブーム８３、アーム８４、バケット８５はそれぞ
れ走行モータ８６（複数）、旋回モータ８７、ブーム用
シリンダ８８、アーム用シリンダ８９、バケット用シリ
ンダ９０によって駆動される。ここで、旋回モータ８７
、ブーム用シリンダ８８、アーム用シリンダ８９、バケ
ット用シリンダ９０が第１図に示す油圧アクチュエータ
６．７に相当する。

このような油圧ショベルの油圧駆動装置において、旋回
モータ８７、ブーム用シリンダ８８、アーム用シリンダ
８９及びバケット用シリンダ９０の全ての流量制御弁に
係わる比例定数αは、第５図に示すように、前述した比
例ゲインを考慮した同じ任意の正の値に設定される。旋
回モータ８７に係わる流量制御弁においては、比例定数
βは第６図（Ａ）に示すようにβ＝０に設定され、比例
定数γは第７図（Ａ）に示すように比較的小さな負の値
に設定される。ブーム用シリンダ８８のボトム側に係わ
る流量制御弁においては、比例定数βは第６図（Ｂ）に
示すように任意の正の値に設定され、比例定数γは第７
図（Ｂ）に示すようにγ＝０に設定される。アーム用シ
リンダ８９のボトム側に関する流量制御弁おいては比例
定数βは第６図（Ｃ）に示すように比較的小さな正の値
に設定され、比例定数γは第７図（Ｂ）に示すようにγ
＝Ｏに設定される。バケット用シリンダ９０のボトム側
に関する流量制御弁においては、比例定数βは第６図（
Ｄ）に示すように比較的小さな負の値に設定され、比例
定数γは第７図（Ｃ）に示すように比較的小さな正の値
に設定される。またブーム用シリンダ８８のロッド側に
係わる流量制御弁、アーム用シリンダ８９のロッド側に
係わる流量制御弁及びバケット用シリンダ９０のロッド
側に係わる流量制御弁においては、比例定数β。

γは全ては第６図（Ａ＞及び第７図（Ｂ）に示すように
零に設定される。

Ｋ１皿Ａ１韮 次にこのように構成された油圧駆動装置の動作を説明す
る。

まず流量制御弁８．９のいずれの操作レバー３０も操作
されていないときは、パイロット弁１５７４は閉じられ
、パイロット回路１２〜１４．７１〜７３にはパイロッ
ト流量が流れない、従って主弁１１．７０の各可変絞り
２３にも圧油は流れず、背圧室２４の制御圧力Ｐｃは入
口ポート１７の圧力（油圧ポンプ１の吐出圧力）Ｐｓと
同じになっている。またロードセンシング型ポンプレギ
ュレータ１０の上述した作用により、油圧ポンプ１の吐
出圧力Ｐｓは油圧アクチュエータ６．７の最大負荷圧力
Ｐ　１ｉａｘよりもばね６５の設定値に相当した圧力だ
け高い圧力に保持されている。従って、弁体２１の各受
圧面積がＡｃ　＝Ａｓ　＋ＡＩの関係にあり、Ｐｓ　＞
Ｐ｜なので、弁体２１は制御圧力ＰＣにより閉弁方向に
付勢され、主弁１１゜７０は閉位置に保持される。また
圧力補償弁１６゜１７は前述した受圧面積ａＳ　、　ａ
ｔ　、　ａｎ　、　ａＺの設定により開位置に保持され
ている。

次に流量制御弁８の操作レバー３０を単独で操　、作し
た場合には、その操作量に応じてパイロット弁１５が開
き、パイロット回路１２〜１４にパイロット流が形成さ
れ、パイロット弁１５の開度に応じたパイロット流量が
流れる。これにより前述したように、可変絞り２３と背
圧室２４の作用により、主弁弁体２１はパイロット流量
に比例した開度に開き、操作レバー３０の操作量（パイ
ロット弁１５の開度）に応じた流量が主弁１１を通して
入口ポート１７から出口ポート１８へと流出する。

そして、このようにパイロット弁１５が一定量開き、入
口ポート１７から出口ポート１８へ一定量の主流量が流
出している状態において、例えば出口ポート１８の圧力
が上昇し、入口ポート１７と出口ポート１８の差圧が減
少しようとした場合には、ロードセンシング型のポンプ
レギュレータ１０の作用により油圧ポンプ１の吐出圧力
が増圧され、入口ポート１７の圧力（油圧ポンプ１の吐
出圧力）と出口ポート１８の圧力（油圧アクチュエータ
６の負荷圧力；最大負荷圧力）との差圧が一定に保持さ
れる。従って主弁１１を通って操作レバー３０の操作量
に応じた一定の流量が流れ続ける。

またこのような油圧アクチュエータ６の単独操作におい
て、圧力補償弁１６の受圧面積ａＳ、ａ１　、　ａｌｌ
　、　ａＺを前記（１）式におけ自己圧力補償特性に関
する比例定数γが零以外の任意の値になるように設定し
である場合は、油圧アクチュエータ６の負荷圧力（自己
負荷圧力）の変化に応じてパイロット弁１５の前後差圧
Δｐｚが制御され、自己負荷圧力補償がなされる。

例えば、第３図〜第７図を参照して説明した油圧ショベ
ルの例では、旋回モータ８７に係わる流量制御弁におい
ては比例定数γは第７図（Ａ）に示すように比較的小さ
な負の値に設定されている。

従って、旋回体８１の駆動時、旋回体は慣性体であるの
で負荷圧力が高くなり、回路保護のために設けられたリ
リーフ弁の圧力以上に上昇し、エネ・ルギーの無駄を生
じるが、比例定数γを負の値とすることにより、旋回の
負荷圧力が上昇するにしたがって差圧ΔＰｚが減少する
ように制御され流量制御弁を通る流量が減少する。この
ため負荷圧力が上昇してもリリーフ弁より余剰流量とし
て捨てられる分が少なくなり、エネルギーの無駄を少な
くできる。

またバケット用シリンダ９０のボトム側に関する流量制
御弁においては、比例定数γは第７図（Ｃ）に示すよう
に比較的小さな正の値に設定されている。従って、掘削
作業において自己負荷圧力が上昇するにしたがって差圧
ΔＰＺが増加し、流量制御弁を通る流量が増加する。即
ちバケットの掘削速度が上昇する。これにより力強い掘
削動作フィーリングを得ることができ、作業性が向上す
る。

次に流量制御弁１１．７０の操作レバー３０の双方を操
作した場合には、次の動作が行われる。

まず流量制御弁１１．７０の双方において流量制御弁１
１を単独操作した場合と同様に、操作量に応じたパイロ
ット流量が流れ、可変絞り２３と背圧室２４の作用によ
り操作レバー３０の操作量（パイロット弁１５．７４の
開度）に応じた流量が主弁１１．７０を通して入口ポー
ト１７から出口ポート１８へと流出する。

そしてこのような油圧アクチュエータ６．７の複合操作
においては、圧力補償弁１６．１７の受圧面積ａＳ　、
’ａｌ　、ａｌｌ　、ａＺを前記（１）式の右辺第１項
における比例定数αが第５図に示すように任意の正の値
となるように設定しであることにより、圧力補償及び分
流機能が果たされる。

従って、例えば、第３図〜第７図を参照して説明した油
圧ショベルにおいては、ロードセンシング型のポンプレ
ギュレータ１０が有効に機能している運転状態では、各
作業部材を操作レバーの操作量に応じた一定の流量で駆
動し、安定した複合操作を行なうことができる。また油
圧アクチュエータ６．７の消費流量の合計が油圧ポンプ
１の最大吐出流量よりも大きくなり、ポンプレギュレー
タ１０が有効に機能しなくなるような運転状態になった
ときには、低圧側の油圧アクチュエータのみに圧油が供
給されるのではなく、高圧側の油圧アクチュエータにも
確実に圧油を供給でき、全ての作業部材を確実に駆動す
ることかできる。そして特にα≦Ｋと設定した場合には
、複合操作から単独操作に切換えられたときにも、油圧
アクチュエータに供給される流量に変動が生じず、安定
して作業を継続できる。

またα≦Ｋと設定した場合には、それぞれの油圧アクチ
ュエータに操作レバーの操作量に応じて正確に比例配分
された流量を供給できる。これにより、特に、圧力補償
弁１６の受圧面積ａＳ、ａｌ　、　ａｌｌ　、　ａＺを
、前記（１）式におけ比例定数β。

γが零に設定しである場合は、作業部材の移動軌跡を操
作レバーの操作量に応じて正確に制御することができる
０例えば、ブーム用シリンダ８８のロッド側に係わる流
量制御弁及びアーム用シリンダ８９のロッド側に係わる
流量制御弁においては、第６図（Ａ）及び第７図（Ｂ）
に示すように、β＝０．γ＝０に設定されている。これ
により、ブーム及びアームを使用した下り斜面の法面形
成作業時、他の油圧アクチュエータの負荷圧力及び自己
負荷圧力の影響を完全に排除し、ブーム用操作レバー及
びアーム用操作レバーの操作量に応じて正確にブーム用
シリンダ８８及びアーム用シリンダ８９に供給される流
量を比例配分し、正確な法面形成を行うことができる。

また圧力補償弁１６の受圧面積ａｓ　、　ａｌ　、　ａ
ｍ、ａｚを、前記（１）式におけ比例定数βかっ／又は
比例定数γが零以外の任意の値になるように設定しであ
る場合は、上記圧力補償及び分流機能をベースとした、
他の油圧アクチュエータの最大負荷圧力Ｐ　Ｉｒ１ａｘ
に依存して主弁１１，７０を通る主流量を変化させる調
和機能かっ／又は自己負荷圧力補償が果たされる。

例えば、第３図〜第７図を参照して説明した油圧ショベ
ルの例では、旋回モータ８７に係わる流量制御弁におい
ては、比例定数βは第６図（Ａ）に示すようにβ＝０に
設定され、ブーム用シリンダ８８のボトム側に係わる流
量制御弁においては比例定数βは第６図（Ｂ）に示すよ
うに任意の正の値に設定される。−数的に、旋回とブー
ム上げを同時に操作したときには、旋回体８１は慣性体
であるので旋回初期においては旋回モータの負荷圧力が
高圧となる。しかしながら、旋回が最大速度に達すると
負荷圧力は減少してしまう。一方、ブームの負荷圧力は
ブーム保持圧力となるので、旋回初期時においては旋回
の負荷圧力よりは低い圧力となる。また、例えばバック
ホウショベルでの溝堀り作業において旋回とブーム上げ
を行うとき、オペレータは操作の簡便さから旋回とブー
ム上げの操作レバーを同時にフルストロークまで操作し
ても、最初はブームの上昇速度が旋回速度に対して遠く
上昇し、ブームがある程度上昇したら徐々に旋回速度が
速くなるようにブームと旋回の速度を自動的に調節でき
るのが好ましい、比例定数βを上述のように設定するこ
とにより、ブーム側の流量制御弁においては、旋回初期
時旋回の負荷圧力が高く、差圧Ｐ｜ｍａｘ−Ｐ｜が大き
いときにはパイロット弁の前後差圧Δｐｚが大きくなり
ブーム用シリンダに供給される流量が増加し、差圧Ｐ　
１ｎａｘ　−Ｐ　Ｉの減少と共に差圧ΔＰｚも徐々に減
少する。従って、ブームと旋回の速度調整を自動的に行
うことができ、オペレータの負担を軽減することができ
る。

またアーム用シリンダ８９のボトム側に関する流量制御
弁おいては、比例定数βは第６図（Ｃ）に示すように比
較的小さな正の値に設定される。

アームを使用した複合操作で掘削作業をするとき、各油
圧アクチュエータは必ず動かなければならないが、この
とき圧油は低圧側のアクチュエータに多く流れようとす
る。このため、圧油が流量制御弁を流れる際に絞られ、
エネルギー損失が大きくなる。従って、燃費も悪くなり
、圧油のヒートバランスも悪くなる。上記のように、複
合操作のバランスが阻害されない範囲で比例定数βを設
定することにより、アーム側の流量制御弁においては、
差圧Ｐ　１１ａｘ　−Ｐ　Ｉの増加に応じて主弁の開度
が開き、油の絞りの程度が小さくなる。これにより燃費
及びヒートバランスの悪化を低減できる。

さらに、バケット用シリンダ９０のボトム側に関する流
量制御弁においては、比例定数βは第６図（Ｄ）に示す
ように比較的小さな負の値に設定される０例えば、ブー
ムとバケットの複合操作によりブームの最大圧力でバケ
ットの動きを制限しながら清を掘削しているとき、バケ
ットが地表に出た瞬間、バケットの負荷が急激に減少し
、ショックが発生する。上記のように比例定数βを設定
することにより、差圧Ｐ｜Ｉｌａｘ−Ｐ｜の増加に応じ
て差圧Δｐｚが負の要素として作用し、パイロット流量
を減少させ、バケットの速度を減速する。

これにより負荷が急激に減少したときのショックの発生
を軽減し、作業の安全性及び作業フィーリングが向上す
る。

自己負荷圧力補償については、油圧アクチュエータの単
独操作で説明したことと実質的に同じことが、複合操作
においても、各アクチュエータにおいて行われる。

このように本実施例の油圧駆動装置においては、圧力補
償弁の受圧面積を適宜設定し、定数α、β。

γを所定の値に設定することにより、分流機能、または
分流機能をベースとした調和機能かっ／又は自己圧力補
ａｍ能を得ることができ１．油圧建設機械の作業部材の
種類及び作業形態に応じて流量制御弁の特性を修正する
ことができる。

また本実施例の油圧駆動装置においては、補助弁として
の圧力補償弁は主回路でなくパイロット回路に配置され
ており、主回路に配置されている主弁はシート弁として
構成されている。従って、液漏れが少なく、高圧化に適
した油圧回路を提供できる。また圧力補償弁即ち補助弁
はパイロット回路に配置されているので、主回路に大流
量を流しても補助弁部での絞り損失が少なく、経済的に
も優れている。

なお以上の実施例では、第５図及び第７図を参照して、
油圧ショベルの旋回体、ブーム、アーム、バケットのそ
れぞれに係わる流量制御弁の特定のものにつき、上記（
１）式の定数β、γを零以外の所定の値に設定した例を
示した。しかしながら、本発明はこれに限られるもので
はなく、全ての流量制御弁につき定数β、γを零に設定
することもでき、この場合でも、上記（１）式の定数α
を正の値、特にα≦Ｋの正の値に設定することにより、
液漏れが少なく圧力損失が少ない回路構成において上述
した圧力補償及び分流機能を得ることができる。

（以　不　凍　リ え９ヱぼし【ｌ匠ユ 次に、第８図及び第９図を参照して本発明の他の実施例
を説明する。なおこれら図面において、第１図に示した
実施例と同等の部材には同じ符号を付している。

前述した実施例では、圧力補償弁１６．７５の制御のた
め、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓ、最大負荷圧力Ｐ　ｌ
ｌ１ａＸ、パイロット弁１５．７４の入口圧力ｐｚ及び
出口圧力Ｐ１を直接用いている。しかしながら、これら
４つの圧力は背圧室２４の制御圧力を媒体として互いに
相関関係を持っており、これら４つの圧力を直接用いな
くても圧力補償弁を制御でき、圧力補償弁に上述した特
性を与えることができる。第８図及び第９図は、このよ
うな観点から圧力補償弁の制御に上記４つの圧力を直接
使用しない実施例を示すものである。また、第１図では
、油圧アクチュエータ６．７が伸長又は一方向に回転す
るように作動するときのメータイン（入口側）回路に配
置した流量制御弁８．９のみを示したが、実際の回路で
は、流ｉ制御弁８゜９は方向制御弁の一部としてａ！能
するものであり、第８図ではその点を明確にするために
方向制御弁の全体構成を示している。

即ち第８図において、油圧ポンプ１と油圧シリンダ６．
７の間には、油圧シリンダ６．７の駆動を制御する方向
制御弁１００，１０１が配置されており、方向制御弁１
００は４つのシート弁型の流量制御弁１０２，１０３，
１０４，１０５からなっている。第１の流量制御弁１０
２は油圧シリンダ６が伸長するように作動するときのメ
ータイン（入口側）回路１０６に接続され、第１図に示
した実施例の流量制御弁８に相当している６第２の流量
制御弁１０３は油圧シリンダ６が収縮するように作動す
るときのメータイン回路１０７に接続され、第３の流量
制御弁１０４は、油圧シリンダ６と第２の流量制御弁１
０３の間で油圧シリンダ６伸長するように作動するとき
のメータアウト（出口側）回路１０８に接続され、第４
の流量制御弁１０５は、油圧シリンダ６と第１の流量制
御弁１０２の間で油圧シリンダ６が収縮するように作動
するときのメータアウト回路１０９に接続されている。

第１の流量制御弁１０２と第４の流量制御弁１０５との
間には第１の流量制御弁への圧油の逆流を防止するチエ
ツク弁１１０が接続されており、第２の流量制御弁１０
３と第３の流量制御弁１０４との間には第２の流量制御
弁への圧油の逆流を防止するチエツク弁１１１が接続さ
れている。

第１〜第４の流量制御弁１０２〜１０５はそれぞれ、シ
ート弁型の主弁１１２，１１３，１１４゜１１５と、主
弁に対するパイロット回路１１６゜１１７．１１８．１
１９と、パイロット回路に接続されたパイロット弁１２
０，１２１，１２２゜１２３とを有し、第１及び第２の
流量制御弁１０２．１０３はさらに、パイロット回路に
パイロット弁と直列に接続された圧力補償弁１２４．１
２５を備えている。主弁１１２〜１１５の構成及び機能
は、第１図に示した実施例の主弁１１．７０と同様であ
る。即ち、パイロット弁１２０〜１２３が操作されると
パイロット回路１１６〜１１９にパイロット弁の開度に
応じたパイロット流が形成され、可変絞り２３と背圧室
２４の作用により、主弁弁体２１はパイロット流量に比
例した開度に開き、パイロット弁１２０〜１２３の開度
に応じた流量が主弁１１を通して入口ポート１７から出
口ポート１８へと流出する。

パイロット弁１２０〜１２３は、第９図に示すように、
油圧操作部１２６を有する点を除いて、基本的には第１
図に示したパイロット弁１５．７４と同じである。

圧力補償弁１２４は、第９図に示すように、スプール型
の弁体１３０と、弁体１３０を開弁方向に付勢する第１
の油圧操作室１３１と、第１の油圧操作室１３１に対向
して位置し、弁体１２５を閉弁方向に付勢する第２、第
３及び第４の油圧操作室１３２．１３３．１３４とから
なっている。

第１の油圧操作室１３１はパイロット管路１３５を介し
て主弁１１２の背圧室２４に接続され、第２の油圧操作
室１３２は圧力補償弁１２４の出口ポート４１に連通す
る位置に形成され、第３の油圧操作室１３３パイロット
管路１３６を介して最大負荷圧力管路５０に接続され、
第４の油圧操作室１３４はパイロット管路１３７を介し
て主弁１１２の入口ポート１７側で主回路１０６に接続
されている。これにより第１の油圧操作室１３１には背
圧室２４の制御圧力ｐｃが導入され、第２の油圧操作室
１３２にはパイロット弁１２０の入口圧力ｐｚが導入さ
れ、第３の油圧操作室１３３には最大負荷圧力Ｐ　ｌ１
ａＸが導入され、第４の油圧操作室１３４には油圧ポン
プ１の吐出圧力Ｐｓが導入される。そして弁体１３０の
第１の油圧操作室１３１に面する端面は背圧室２４の制
御圧力Ｐｃを受ける受圧面積ａＣを規定し、第２の油圧
操作室１３２に面する弁体１３０の環状端面はパイロッ
ト弁１２０の入口圧力ｐｚを受ける受圧面積ａＺを規定
し、第３の油圧操作室１３３に面する弁体１３０の環状
端面は最大負荷圧力Ｐ｜ｌａＸを受ける受圧面積ａｌを
規定し、第４の油圧操作室１３４に面する弁体１３０の
端面は油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓ°を受ける受圧面積
ａＳを規定している。

これら受圧面積ａｓ　、ａｃ　、ａｍ　、ａｚは、後述
するの比例定数α、β、γの所定の値が得られるように
設定されている。また受圧面積ａｓ　、　ａｃ　。

ａｌ、ａＺは、主弁１１２及びパイロット弁１２０が閉
じているときに、弁体１３０を開位置に保持するように
設定されている。

圧力補償弁１２゛５も圧力補償弁１２４と同様に構成さ
れている。

そして油圧シリンダ７に対する方向制御弁１０１も方向
制御弁１００と同様に構成されている。

油圧ポンプ１には、油圧ポンプ１の吐出圧力を複数の油
圧アクチュエータ６．７の最大負荷圧力よりも所定値だ
け高く保持するロードセンシング型のポンプレギュレー
タ１４０が設けられている。

ポンプレギュレータ１４０は、油圧シリンダ型の斜板傾
転装置１４１と制御弁１４２とを有し、斜板傾転装置１
４１は制御弁１４２の位置に応じてロッド側シリンダ室
とヘッド側シリンダ室との面積差により駆動され、油圧
ポンプ１の吐出量を制御する。制御弁１４２の駆動方式
は第１図に示した制御弁６２と同様である。即ち、制御
弁１４２は油圧ポンプ１の吐出圧力と最大負荷圧力及び
ばね６５の設定力とを対向して受け、最大負荷圧力の変
化に対応して斜板傾転装置１４１を制御し、油圧ポンプ
１の吐出圧力を最大負荷圧力に対してばね６５の強さに
相当する圧力だけ高い圧力に保持する。

このように構成された油圧駆動装置においては、例えば
圧力補償弁１２４における弁体１３０の圧力釣り合い式
は以下の式で表わされる。

ａＣＰＣ＝αＳ　Ｐｓ　＋ａｆｌ　Ｐ｜ＩＩａＸ＋ａＺ
　ＰＺまた主弁１０２における弁体２１の圧力釣り合い
式は以下の式で表わされる。

Ａｃ　Ｐｃ　＝Ａｓ　Ｐｓ　＋ＡＩ　Ｐ｜上記２式より
パイロット弁１２０の前後差圧を求める式を導くと、 ａＺ　　Ａに の式をＡｃ　＝Ａｓ　＋ＡＩを用いて変形すると従って
、 と置けば、 Ｐｚ　−Ｐ｜　＝α　（Ｐｓ　−Ｐ｜ｍａｘ）＋β（Ｐ
｜ＩｌａＸ−Ｐ｜　）　＋γＰ｜　　（４）と表現でき
る。ここでパイロット弁１２０の前後差圧をΔｐｚとす
ると、ＰＺ　−Ｐ｜　＝ΔＰｚである。従って、第１図
に示した実施例における（１）式と同じ式か得られる。

従って、本実施例においても、比例定数α、β。

γを所定の値に設定することにより、パイロット弁１２
０の前後差圧Δｐｚを、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓと
最大負荷圧力Ｐ　ｌｌ１ａｘとの差圧ｐｓ　−Ｐ　Ｉｎ
ａｘ、　ｉｊｋ大負荷圧力Ｐ　ｌ１ａＸと自己負荷圧力
Ｐ１との差圧Ｐ｜Ｉｌａｘ−Ｐ｜、自己負荷圧力Ｐ１の
３つの要素にそれぞれに比例して制御でき、前述した圧
力補償及び分流機能（右辺第１項）、又はこの圧力補償
及び分流機能をベースとした複合操作における調和機能
（右辺第２項）かつ／又は自己圧力補償機能（右辺第３
項）を得ることができる。

即ち、本実施例では、パイロット弁１２０の入口圧力ｐ
ｚ及び出口圧力Ｐ｜、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓ、Ｉ
ｔ大負荷圧力Ｐ　ｌ１ｉａＸを直接用いる代わりに、制
御圧力Ｐｃ、入口圧力ＰＺ、最大負荷圧力ｐＨａＸ、油
圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓを導入して上記４つの圧力Ｐ
Ｚ　、　Ｐ｜　、　Ｐｓ　、　Ｐ｜ＩＩａＸを用いたの
と同様の効果を得るものである。

第１０図は第９図に示した圧力補償弁の油圧操作室の配
置順序の変更例を示すものである。即ち、この実施例に
おいては、圧力補償弁１５０は、背圧室２４の制御圧力
ｐｃを受ける第１の油圧操作室１５１を背圧室２４に隣
接して位置させ、パイロット管路１３５を省略し、第１
の油圧操作室１５１に対向する３つの油圧操作室を、パ
イロット弁１２０の入り自圧力ｐｚを受ける油圧操作室
１５２、油圧ポンプ１の吐出圧力ｐｓを受ける油圧操作
室１５３、最大負荷圧力Ｐ　Ｉｎａｘを受ける油圧操作
室１５４の順で配置したものである。油圧操作室をこの
ように配置しても、上記（４）式は成立し、第９図に示
した実施例と同様の効果を得ることができる。

第１１図はシート型主弁の構成の変更例を示すものであ
る０本実施例では、シート型の主弁１６０は、上述した
実施例のように可変絞りとしてスリット２２を有する弁
体の代わりに、入口ポート１７を背圧室２４に連通可能
にする貫通孔１６１を有する弁体１６２を有し、貫通孔
１６１を弁体１６２の移動に応じて絞り量を変化させる
可変絞りとじて構成しである。また、前述した実施例に
あっては、入口ポート１７の穿設方向と弁体２１の移動
方向が直行するように、また出口ポート１８の穿設方向
と弁体２１の移動方向が一致するように構成しであるが
、本実施例では、入口ポート１７の穿設方向と弁体１６
２の移動方向が一致するように、出口ポート１８の穿設
方向と弁体１６２の移動方向が直行するように構成しで
ある。

この実施例にあっては、弁体１６２の底部端面がポンプ
吐出圧力ｐｓを受ける受圧面積ＡＳを規定している。ま
た、入口ポート１７から出口ポート１８に流れる圧油の
流れ方向が前述した実施例とは逆になる。

この実施例においても、主弁１６０は前述した実施例の
主弁１１と同様に機能し、貫通孔１６１により提供され
る可変絞りと背圧室２４との作用により、パイロット流
量に応じた主流量を流すことができる。その結果、圧力
補償弁１２４は第９図の実施例と同様に機能し、同様の
効果を得ることができる。

本発明のさらに他の実施例を第１２図及び第１３図を参
照して説明する０図中、第２図及び第１２図に示した部
材と同等の部材には同じ符号を付している。

この実施例においては、方向制御弁は１７０゜１７１で
表わされ、これら方向制御弁１７０，１７１は圧力補償
弁１７２゜１７３に関する構成が異なるのみで、他の構
成は第８図に示した実施例と同じである。

圧力補償弁１７２　（１７３）は、先ずパイロット回路
１１６（１１７）における配置位置が前述した実施例と
は異なっている。即ち、圧力補償弁１７２（１７３）は
、パイロット弁１２０（１２１）の出口側と主弁１０２
　（１０３）の出口ポート１８との間でパイロット回路
１１６（１１７）に接続されている。また圧力補償弁を
制御するために導く圧力の点でも異なっている。即ち、
圧力補償弁１７２（１７３Ｌは、スプール型の弁体１７
４と、弁体１７４を開弁方向に付勢する第１の油圧操作
室１７５と、第１の油圧操作室１７５に対向して位置し
、弁体１７４を閉弁方向に付勢する第２及び第３の油圧
操作室１７６．１７７とを有している。第１の油圧操作
室１７５は圧力補償弁の入口ポート１７８に連通して形
成され、第２の油圧操作室１７６はパイロット管路１７
９を介して主弁１０２　（１０３）の出口ポート１８に
接続され、第３の油圧操作室１７７はパイロット管路１
８０を介して最大負荷圧力管路５０に接続されている。

これにより第１の油圧操作室１７５にはパイロット弁１
２０　（１２１）の出口圧力ｐｚが導入され、第２の油
圧操作室１７６には主弁１０２　（１０３）の出口圧力
（負荷圧力）Ｐ｜が導入され、第３の油圧操作室１７７
には最大負荷圧力Ｐ　Ｉｎａｘが導入される。そして弁
体１７４の第１の油圧操作室１７５に面する端面はパイ
ロット弁出口圧力Ｐｚを受ける受圧面積ａＺを規定し、
第２の油圧操作室１７６に面する弁体１７４の環状端面
は主弁出口圧力Ｐ１を受ける受圧面積ａ１を規定し、第
３の油圧操作室１７７に面する弁体１７４の端面は最大
負荷圧力Ｐ　１ｎａｘを受ける受圧面積ａｌｎを規定し
ている。これら受圧面積ａＺ、ａｌ　、ａｌｌは、後述
する比例定数α、β、γの所定の値が得られるように設
定されている。また受圧面積ａＺ　、ａｔ　、ａｌｌは
主弁１０２　（１０３）及びパイロット弁１２０　（１
２１）が閉じているときに弁体１７４を開位置に保持す
るように設定されている。

このように構成された油圧駆動装置においては、圧力補
償弁１７２　（１７３）の弁体１７４の圧力釣り合い式
は以下の式で表わされる。

ａＺ　Ｐｚ　＝αｌｌ　　Ｐ｜ＩｌａＸ＋ａｌ　　Ｐ｜
また主弁１０２における弁体２１の圧力釣り合い式は以
下の式で表わされる。

ＡＣＰｃ　＝ＡＳ　Ｐｓ　＋ＡＩ　Ｐ｜上記２式よりパ
イロット弁１２０の前後差圧を求める式を導くと、 この式をＡｃ　＝Ａｓ　＋ＡＩを用いて変形するとａＺ 従って、 と置けば、 Ｐｃ　−Ｐｚ　＝α　（Ｐｓ　−Ｐ｜ｍａｘ）＋β（Ｐ
｜ＩｌａＸ−Ｐ｜　）　＋ｙＰ｜　　（５）と表現でき
る。ここでパイロット弁１２０の前後差圧をΔｐｚとす
ると、ｐｃ　−ｐｚ　＝ΔＰｚである。従って、上述し
た実施例における（１）式と同じ式が得られる。

従って、本実施例においても、比例定数α、β１γを所
定の値に設定することにより、パイロット弁１２０　（
１２１）の前後差圧Ｐｚを、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐ
ｓと最大負荷圧力Ｐ　１ｉａｘとの差圧Ｐｓ−Ｐｌｎａ
ｘ、最大負荷圧力Ｐ　１ｎａｘと自己負荷圧力Ｐ１との
差圧Ｐｌｎａｘ−Ｐ｜、自己負荷圧力Ｐ１の３つの要素
にそれぞれに比例して制御でき、前述した圧力補償及び
分流機能（右辺第１項）、又はこの圧力補償及び分流機
能をベースとした、複合操作における調和機能（右辺第
２項）かつ／又は自己圧力補償機能（右辺第３項）を得
ることができる。

また上記（５）式において右辺の自己負荷圧力Ｐ１は、
前述したＡＣＰＣ＝ＡＳ　Ｐｓ　＋ＡＩ　Ｐ＋の関係よ
りパイロット弁１２０の入口圧力Ｐｃ　　（＝制御圧力
）と油圧ポンプの吐出圧力Ｐｓとで表わすことができ、
結局（５）式は、パイロット弁１２０の入口圧力ｐｃ及
び出口圧力ＰＺ、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓ及び最大
負荷圧力Ｐｌｎａｘの４つの圧力で表わすことができる
。従って本実施例でも、パイロット弁１２０の入口圧力
Ｐｃ及び出ロ圧力Ｐｚ−油圧ボンプ１の吐出圧力Ｐｓ、
最大負荷圧力Ｐ　Ｉｍａｘを直接用いる代わりに、出口
圧力ＰＺ、主弁出口圧力Ｐ｜、最大負荷圧力Ｐ　ｌ１ａ
ｘの３つの圧力を導入して上記４つの圧力ｐｃ　、　ｐ
ｚ　。

Ｐｓ　、　Ｐ｜ＩＩａＸを用いたのと同様の効果を得て
いる。

以上説明したように、本発明は、パイロット弁の入口圧
力及び出口圧力、油圧ポンプ１の吐出圧力、最大負荷圧
力の４つの圧力に基づいて圧力補償弁を制御し、圧力補
償及び分流機能、又は圧力補償及び分流機能をベースと
した調和機能かつ／又は自己圧力補償機能を選択的に達
成可能とするものである。当該４つの圧力は背圧室２４
の制御圧力ｐｃを媒体として互いに相関関係を持ってい
るので、これら４つの圧力を直接用いなくても圧力補償
弁を制御できる。また圧力補償弁の配置位置もパイロッ
ト弁の前後どちらでもよい、以下に、この点に関する更
に他の変形例を列挙する。なお以下の説明において、主
弁は符号１１で、パイロット弁は符号１５で代表して表
わす。

第１４図は、圧力補償弁１９０を背圧室２４とパイロッ
ト弁１５の間においてパイロット回路に配置し、背圧室
の制御圧力ＰＣ、パイロット弁出口圧力Ｐ１を受圧面積
ａｃ、ａｔを持つ開弁方向の油圧操作室に、パイロット
介入ロ圧力ＰＺ、最大負荷圧力Ｐ　１ｎａｘを受圧面積
ａｚ　、ａｎｔを持つ閉弁方向の油圧操作室に導いた実
施例である。

この構成における圧力補償弁１９０の圧力釣り合い式は
以下の式で表わされる。

ａＣＰｃ　＋ａｌ　　Ｐ｜　　＝αｎ　　Ｐｈｇａｘ＋
ａｚ　　Ｐｚこの式と主弁１１の圧力釣り合い式から上
述した実施例と同様にパイロット弁１５の前後差圧を求
める式を導くと、 ａＺ　　　　　　ＡＣ 従って、右辺定数をそれぞれα、β、γと置けば、ＰＺ
　−Ｐ｜　＝α　（Ｐｓ　−Ｐ｜ＩｌａＸ）＋β（Ｐ｜
ＩｌａＸ−Ｐ｜　）　−ｔ−ｔ−ｐｌ　　（６）が求め
られる。

第１５図は、圧力補償弁１９１をパイロット弁１５と主
弁１１の出口ポートの間に配置し、油圧ポンプ１の吐出
圧力Ｐｓ、パイロット弁出口圧力ｐｚを受圧面積ａｓ　
、ａｚを持つ開弁方向の油圧操作室に、パイロット介入
ロ圧力ＰＣ１最大負荷圧力Ｐ　１ｌｌａＸを受圧面積ａ
ｃ　、ａｌｌを持つ閉弁方向の油圧操作室に導いた実施
例である。

この構成における圧力補償弁１９１の圧力釣り合い式は
： ａｚ　Ｐｚ　＋ａｓ　Ｐｓ　＝’ａｃ　Ｐｃ　＋ａＩＩ
Ｐ｜Ｉｌａｘパイロット弁１５の前後差圧の式は： ａＺ　　　　ＡＣａ　ｌ ａＺ 右辺定数をそれぞれα、β、γと置けば：Ｐｃ　−ｐｚ
　＝α　（Ｐｓ　−Ｐ｜ｍａｘ）十β（Ｐｌｍａｘ−Ｐ
｜　）　＋ｙＰ｜　　（７）第１６図は、圧力補償弁１
９２をパイロット弁１５と主弁１１の出口ポートの間に
配置し、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓ、パイロット弁出
口圧力ｐｚを受圧面積ａｓ　、ａＺを持つ開弁方向の油
圧操作室に、最大負荷圧力ｐＨａＸを受圧面積ａｌｌを
持つ閉弁方向の油圧操作室に導いた実施例である。

この構成における圧力補償弁１９２の圧力釣り合い式は
： ａＺ　ＰＺ　＋ａｓ　Ｐｓ　＝αｌ　Ｐ｜ｌａＸパイロ
ット弁１５の弁径５圧の式は： ａＺ 右辺定数をそれぞれα、β、γと置けば：Ｐｃ　−Ｐｚ
　＝α　（Ｐｓ　−Ｐ｜ｍａｘ）＋β（Ｐ｜ＩｌａＸ−
Ｐ｜　）　＋γｐｌ　　（ａ）第１７図は、圧力補償弁
１９３をパイロット弁１５と主弁１１の出口ポートの間
に配置し、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓ、パイロット弁
入りロ圧力ｐｃ−パイロット弁出口圧力ｐｚを受圧面積
ａｓ　、ａｃ　、ａｚを持つ開弁方向の油圧操作室に、
最大負荷圧力ｐＨａｘを受圧面積ａ１１を持つ閉弁方向
の油圧操作室に導いた実施例である。

この構成における圧力補償弁１９３の圧力釣り合い式は
： ａｚ　ｐｚ　±ａｃ　ｐｃ　＋ａＳ　Ｐｓ　＝αｌｌ　
Ｐｌｎａｘパイロット弁１５の弁径５圧の式は： ａＺ　　ＡＣＥＬｔ ａＺ 右辺定数をそれぞれα、β、γと置けば：Ｐｃ　−ｐｚ
　＝α　（Ｐｓ　−Ｐ｜ｍａｘ）＋β（Ｐｌｎａｘ−Ｐ
｜　）　＋７Ｐｌ　　（９）第１８図は、圧力補償弁１
９４をパイロット弁１５と主弁１１の出口ポートの間に
配置し、パイロット弁出口圧力ｐｚを受圧面積ａＳを持
つ開弁方向の油圧操作室に、パイロット弁１５の入口圧
力Ｐｃ、主弁１１の出口圧力Ｐ｜、最大負荷圧力Ｐ　ｌ
１ａＸを受圧面積ａｃ　、ａｌ　、ａｎを持つ閉弁方向
の油圧操作室に導いた実施例である。

この構成における圧力補償弁１９４の圧力釣り合い式は
： ａＺ　ｐｚ　＝αｃ　Ｐｃ　＋ａｌ　Ｐ｜　＋ａｆｌ　
Ｐ｜ＩＩａＸパイロット弁１５の前後差圧の式は： ｚ 右辺定数をそれぞれα、β、γと置けば：ｐｃ　−ｐｚ
　＝ｒｘ　（Ｐｓ　−Ｐ｜ｌａＸ）＋β（Ｐｌｎａｘ−
Ｐ｜　）　＋ｒＰｌ　　（１０）第１９図は、圧力補償
弁１９５をパイロット弁１５と主弁１１の出口ポートの
間に配置し、パイロット弁１５の入口圧力ＰＣ、パイロ
ット弁出口圧力ｐｚを受圧面積ａｃ　、ａｓを持つ開弁
方向の油圧操作室に、主弁１１の出口圧力Ｐ｜、最大負
荷圧力Ｐ　ｌｌ１ａｘを受圧面積ａｌ　、ａｌｌを持つ
閉弁方向の油圧操作室に導いた実施例である。

この構成における圧力補償弁１９５の圧力釣り合い式は
： ａｚ　Ｐｚ　＋ａｃ　Ｐｃ　＝αｌ　Ｐ｜　＋ａｎ　Ｐ
ｌｎａｘパイロット弁１５の弁径５圧の式は二 ｚ 右辺定数をそれぞれα、β、γと置けば；Ｐｃ　−Ｐｚ
　＝α　（Ｐｓ　−Ｐｌｍａｘ）＋β（Ｐｌｍａｘ−Ｐ
｜　）　＋γＰｌ　　（１１）第２０図は、圧力補償弁
１９６をパイロット弁１５と主弁１１の出口ポートの間
に配置し、パイロット弁出口圧力ＰＺ、油圧ポンプ１の
吐出圧力Ｐｓ、主弁１１の出口圧力Ｐ１を受圧面積ａＺ
。

ａＳ、ａｌを持つ開弁方向の油圧操作室に、最大負荷圧
力Ｐ　ｌｌ１ａＸを受圧面積ａｎを持っ閉弁方向の油圧
操作室に導いた実施例である。

この構成における圧力補償弁１９６の圧力釣り合い式は
： ａｚ　Ｐｚ　＋ａｓ　Ｐｓ　−１−ａｔ　Ｐ｜　＝αｎ
　Ｐ｜ｍａｘパイロット弁１５の弁接５圧の式は： ａＺ 右辺定数をそれぞれα、β、γと置けば：Ｐｃ　−Ｐｚ
　＝α　（Ｐｓ　−ｐＨａｘ）＋β（ｐＨ１ａＸ−Ｐ｜
　）　＋７Ｐｌ　　（１２）Ｌα１Ω叉韮五ユ 本発明の更に他の実施例を第２１図〜第２３図を参照し
て説明する０図中、第１図に示した実施例と同等の部材
には同じ符号を付している。

上記実施例においては、圧力補償弁の制御手段として、
複数の油圧操作室に油圧ポンプの吐出圧力、最大負荷圧
力、パイロット弁の入口圧力及び出口圧力を直接又は間
接的に導入する液圧的手段で構成した例であるが、当該
制御手段を電気的に構成することもできる。第２１図〜
第２３図はその様な実施例を示すものである。

即ち、第２１図において、油圧アクチエータ６゜７を制
御する流量制御弁はそれぞれ符号２００゜２０１で表わ
され、流量制御弁２００，２０１はそれぞれ電磁操作部
２０２Ａ、２０３Ａを有する電磁比例弁２０２．２０３
からなる圧力補償弁２０２．２０３を有し、他の構成は
第１図の実施例における流量制御弁８．９と同じである
。主管路２．３に連なる油圧ポンプ１の吐出管路には油
圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓを検出する圧力検出器２０４
が接続され、パイロット回路の管路１３，７２にはパイ
ロット弁１５．７４の入口圧力ｐｚを検出する圧力検出
器２０５，２０６が接続され、パイロット管路１４．７
３にはパイロット弁１５゜７４の出口圧力Ｐ１を検出す
る圧力検出器２０７゜２０８が接続され、最大負荷圧力
管路５０には油圧アクチュエータ６．７の最大負荷圧力
Ｐ　１ｌａｘを検出する圧力検出器２０９が接続されて
いる。また油圧ポンプ１には、斜板等の押し除は容積可
変機構の傾転角を検出する角度計２１０が設置されてい
る。油圧ポンプ１の吐出流量は補助ポンプ２１１からの
圧油によって駆動される吐出量制御装置２１２によって
制御される。

圧力検出器２０４〜２０９からの圧力信号Ｐｓ。

Ｐｚｌ、　Ｐｚ２．　Ｐｉｌ、　Ｐ｜２．　Ｐｌａａｘ
及び角度計２１０からの傾転角信号Ｑｒは制御ユニット
２１３に入力され、制御ユニット２１３はこれらの入力
信号に基づき、油圧ポンプ１のＩＩＩｔｍｌ信号ＱＯ及
び圧力補償弁２０２，２０３の制御信号１１０、Ｉ２ｏ
を演算し、これら信号を吐出量制御装置２１２及び圧力
補償弁の電磁操作部２０２Ａ、２０３Ａに出力する。

制御ユニット２１３はマイクロコンピュータで構成され
、第２２図に示すように、前記圧力信号と傾転角信号を
デジタル信号に変換するＡ／Ｄ変換器２１４と、中央演
算装置２１５と、制御手順のプログラムを格納しである
メモリ２１６と、出力用のＤ／Ａ変換器２１７と、出力
用のインターフェイス２１８と、圧力補償弁の電磁操作
部２０２Ａ、２０３Ａに接続される増幅器２１９，２２
０と、吐出量制御装置２１２の２つの入力端子２１２Ａ
、２１２Ｂに接続される増幅器２２１．２２２とを備え
ている。

この制御ユニット２１３は、油圧ポンプ１の吐出圧力を
検出する圧力検出器２０４の圧力信号Ｐｓと、油圧アク
チュエータ６．７の最大負荷圧力を検出する圧力検出器
２０９の圧力信号Ｐ｜ｍａｘとから、メモリ２１６に格
納しである制御手順プログラムに基づいてポンプ吐出圧
力を最大負荷圧力よりも所定値だけ高くする油圧ポンプ
１の吐出量目標値ＱＯを演算し、この目標値信号ＱＯを
Ｉ１０インターフェイス２１８を経て増幅器２２１゜２
２２より吐出量制御装置２１２の入力端子２１２Ａ、２
１２Ｂに出力する。これにより吐出量制御装置２１２で
は、角度計２１０で検出された傾転角Ｑｒが目標ＩＱＯ
に等しくなるように、油圧ポンプ１の斜板の傾転角を制
御する。これによりポンプ吐出圧力は最大負荷圧力より
も所定値だけ高く保持され、前述した実施例の油圧的ロ
ードセンシング型ポンプレギュレータと同様の機能を果
たす。

また制御ユニット２１３は、圧力検出器２０４〜２０９
の圧力信号Ｐｓ　、　Ｐｚｌ、　Ｐｚ２．　ｐＨ，Ｐ｜
３、　Ｐ　１ｎａｘから圧力補償弁２０’２，２０３の
制御量を演算し、圧力補償弁を制御する。第２３図はこ
のような圧力補償弁の制御内容を示すフローチャートで
ある。手順２３０において、圧力検出器２０４〜２０９
で検出された圧力信号Ｐｓ　、　ＰＺｌ。

Ｐｚ２．　Ｐ　Ｉｔ、　Ｐ　１２．　Ｐ　１ｎａｘを読
み込む６次いで、手順２３１で次の式により、パイロッ
ト弁１５゜７４の目標入口圧力ＰＺＩＯ、ＰＺ２０を演
算する。

Ｐｚｌｏ　＝α　（Ｐｓ　−Ｐ｜ｍａｘ）＋β（Ｐ｜Ｉ
ｌａＸ−ｐＨ）　＋ｒＰ１１＋Ｐ｜ＩＰｚ２ｏ　＝α　
（Ｐｓ　−Ｐ｜ｍａｘ）＋β（Ｐ　Ｉｎ＋ａｘ　−Ｐ　
１２）　＋　ｒ　Ｐ　１２＋　Ｐ　１２なおこの式は上
述した第１の実施例の（１）式と同じであり、定数α、
β、γは圧力補償及び分流機能、調和機能及び自己圧力
補償機能の３つの機能の取捨選択により、例えば前述し
た第５図〜第７図に示すような所定の値に設定される０
次いで手順２３２で １１０＝Ｇ　　（Ｐｚｌｏ　　−ＰｚｌンＩ　２０＝Ｇ
　　（ＰＺ２０　−　ＰＺ２）の演算を行い、圧力補償
弁２０２．２０３の制御５信号１１ｏ、Ｉ２０を得る。

最後に手順２３３で、この演算された制御信号１１ｏ、
Ｉ２ｏをＤ／Ａ変換器２１７を経て増幅器２１９，２２
０から圧力補償弁２０２．２０３の電磁操作部２０２Ａ
、２０３Ａに出力する。

このように圧力補償弁２０２．２０３を電気的に制御す
る実施例であっても、上記手順２３１に示す、前述した
（１）式と同等の式をプログラムに設定しておくことに
より、第１図に示した実施例と同様、α、β、γの設定
値に応じて圧力補償及び分流機能、または圧力補償及び
分流機能をベースとした調和機能かつ／又は自己圧力補
償機能ｌ能を果たすことができる。

なお上述した圧力補償弁を電気的に制御する実施例にお
いては、定数α、β、γをプログラムの一部として設定
した例であるが、第２１図に想像線で示すように外部か
ら操作できる調整器２４０を＄１１御ユニット２１３に
接続し、油圧建設機械の種類、作業部材の種類等に応じ
て定数α、β、γを可変的に設定できるようにしてもよ
い。

ｉへ１立里崖■ユ 次に、本発明の弁構造に関する実施例を第２４図を参照
して説明する。第２４図は、第９図に示す流量制御弁の
シート型主弁と圧力補償弁とを一体化した実施例を示す
ものである。

即ち、第２４図において、流量制御弁は２７０は主弁部
分２７１と圧力補償弁部分２７２とからなり、主弁部分
２７１は、入口ポート２７３及び出口ポート２７４を有
する弁ハウジング２７５内に配置され、入口ポート２７
３及び出口ポート２７４の連通を制御するシート弁型の
弁体２７６を有している。弁体２７６には可変絞りを構
成する通路２７７が設けられ、弁体２７６の背後には可
変絞り２７７を介して入口ポート２７３に連通する背圧
室２７８が形成されている。圧力補償弁部分２７２は、
弁ハウジング２７５内に配置され、背圧室２７８とパイ
ロット出口ポート２７９との間の通路を絞るスプール型
の弁体２８０を有し、この弁体２８０は、主弁弁体２７
６に軸線方向に移動可能に挿入されたピストン２８１と
係合している。また圧力補償弁部分２７２は、弁体２８
０の反ピストン側の端面が面する第１の油圧操作室２８
２と、弁体２８０の第１の環状端面が面する第２の油圧
操作室２８３と、弁体２８０の第２の環状端面が面する
第３の油圧操作室２８４と、ピストン２８１の端面が面
する主弁弁体２７６内に形成された第４の油圧操作室２
８５とを備えている。第１の油圧操作室２８２は通路２
８６を介して背圧室２７８と連通し、第２の油圧操作室
２８３はパイロット出口ポート２７９と連通し、第３の
油圧操作室２８４は最大負荷圧力ポート２８７と連通し
、第４の油圧操作室２８５は通路２８８を介して主弁入
口ポート２７３と連通している。

パイロット出口ポート２７９はパイロット管路２８９を
介してパイロット弁２９０に接続され、最大負荷圧力ポ
ート２８７は図示しない最大負荷圧力管路に接続される
。これにより第１〜第４の油圧操作室には、それぞれ、
背圧室２７８の制御圧力ＰＣ、パイロット弁２９０の入
口圧力Ｐｚ、最大負荷圧力Ｐ　ｌ１ａｘ、油圧ポンプの
吐出圧力Ｐｓが導入される。このようにして、第１〜第
４の油圧操作室２８２〜２８５は第９図に示した流量制
御弁の第１〜第４の油圧操作室１３１〜１３４に対応し
ている。

このように主弁と圧力補償弁とを一体に組み合わせるこ
とにより、コンパクトで合理的な弁構造を得ることがで
きる。

次に、ポンプ制御手段に関する本発明の他の実施例を説
明する。まず、以上の実施例では、本発明の油圧駆動装
置をロードセンシング型のポンプレギュレータとの組み
合わせで説明し、かつそのロードセンシング型ポンプレ
ギュレータを可変容量型油圧ポンプの吐出圧力を制御す
るものとして説明したが、油圧ポンプは固定容量型であ
ってもよい、この場合、ロードセンシンダレギュレータ
型のポンプレギュレータは第２５図に示すように構成さ
れる。即ち、第２５図において、ポンプレギュレータ３
８０は対向するパイロット室３８１゜３８２を有するリ
リーフ弁３８３を有し、パイロット室３８１にはパイロ
ット管路３８４を介して固定容量型の油圧ポンプ３８５
の吐出圧力を導き、パイロット室３８２にはパイロット
管路３８６を介して最大負荷圧力を導き、パイロット室
３８２の側にばね３８７を配置する。これにより油圧ポ
ンプ３８５の吐出圧力は複数の油圧アクチュエータの最
大負荷圧力よりもばね３８７の強さに対応する圧力だけ
高く保持できる。

また本発明の油圧駆動装置は、ロードセンシング型以外
のポンプレギュレータとの組み合わせでも構成すること
ができる。このような実施例を第２６図に示す、即ち、
第２６図において、油圧ポンプ３９０は上述した主弁と
パイロット弁と圧力補償弁との組み合わせからなる流量
制御弁３９１に接続され、またその吐出量はポンプ流量
制御装ｒ！１３９２によって調整される。油圧ポンプ３
９０と流量制御弁３９１の間にはアンロード弁３９３が
接続され、流量制御弁３９１に対しては操作装ｆ３９４
が設けられている。操作装置３９４の操作信号は制御装
置３９５に送られ、ここからさらに制御信号として流量
制御弁３９１のパイロット弁駆動部３９６に送られ、パ
イロット弁の開度を制御する。制御装置３９５に送られ
た操作信号はまた演算装置３９７に送られ、演算装置３
９７は記憶装置３９８に予め記憶しであるマツプから流
量制御弁３９１の必要流量を算出し、ポンプ流量制御装
置３９２に信号を送る。これと同時に、演算装置３９７
は、予め記憶装置３９８に記憶しであるもう１９のマツ
プからアンロード弁３９３の設定圧力を算出し、その信
号をアンロード弁３９３に出力する。これにより油圧ポ
ンプ３９０の吐出圧力は操作信号の関数として記憶装置
３９８に予め記憶しであるマツプから得られる圧力に制
御される。

このようなポンプ制御手段と組み合わせた本発明の油圧
駆動装置においては、前述した（１）式の右辺第１項に
おいて、差圧Ｐｓ　−Ｐｌｎａｘは一定に制御できない
、従って、右辺第１項の機能のうち圧力補償機能は得ら
れない、しかしながら、複合操作において、当該差圧が
複数の油圧アクチュエータに係わる流量制御弁に共通で
あることには変わりがないので、分流機能は果たすこと
ができる。

また、（１）式右辺第２項及び第３項はポンプ吐出圧力
ｐｓには係わりがないので、β、γを零以外の値に設定
した場合には、分流機能をベースとした調和機能かつ／
または自己圧力補ｒｒｔ、ａ能を果たすことができる。

以上本発明の実施例を図面を参照して説明したが、本発
明は上述した特定の実施例に限られず、本発明の精神の
範囲内で種々の修正、変更ができるものである。

例えば、以上の実施例では、油圧ポンプにより２つの油
圧アクチュエータを駆動する例を示したが、本発明は当
然油圧アクチュエータが３個以上の場合にも適用できる
ものである。またポンプ制御手段は、油圧ポンプ吐出圧
力を一定に保持する単なるリリーフ弁を備えたものであ
ってもよい。

〔発明の効果〕

本発明によれば、定数α、β、γを所定の値に適宜設定
することにより、圧力補償及び分流機能、又は圧力補償
及び分流機能をベースとした調和機能かつ／又は自己圧
力補［ｆｉ能を選択的に付与することができ、油圧建設
機械の作業部材の種類及び作業形態に応じて流量制御弁
の特性を最適の状態に設定することができる。

従って、例えば油圧ショベルへの適用例においては、旋
回とブーム上げの操作レバーをフルストロークまで同時
に操作しても、最初はブームの上昇速度が旋回速度に対
して速く上昇し、ブームがある程度上昇したら徐々に旋
回速度が速くなり、旋回が最大速度に達すると旋回速度
がほぼ一定となるという複合操作が自動的に行われるよ
うな流量制御弁特性、アームを使用した複合操作で掘削
を行なうとき、アームは確実に駆動されると共に、アー
ム用油圧アクチュエータが低圧側にあるとき、燃費及び
ヒートバランスの悪化を防止する流量制御弁特性、バケ
ットを使用した複合操作による溝堀作業時、バケットが
掘削負荷から解放され、地表に出た瞬間、流量制御弁の
通過流量を減少させ、ショックを軽減させる流量制御弁
特性、旋回加速時、リリーフ弁より流出する流量を少な
くし、エネルギー消費の無駄を少なくする流量制御弁特
性、バケットを使用した掘削作業時、力強い掘削動作フ
ィーリングを得る流量制御弁特性、ブーム及びアームを
使用した傾斜面の法面形成作業時、正確な法面形成を行
う流量制御弁特性等を得ることができる。

また補助弁がパイロット回路に配置されており、シート
型の主弁が主回路に配置されているので、液漏れが少な
く高圧化に適すると共に、絞り損失が少なく省エネ構造
の油圧回路を提供することができる。

また、シート型主弁背圧室の制御圧力を受ける受圧面積
に対する油圧ポンプの吐出圧力を受ける受圧面積の比Ｋ
に対して、前記第１の定数αをα≦Ｋの関係に設定した
場合には、上記分流Ｒ能において操作手段の操作量（パ
イロット弁開度）に比例した流量を正確に分流すること
ができる。ここで、α＝にと設定した場合には、流量を
操作量に応じて比例配分する分流機能を得ながら最大の
比例ゲインを付与できる。

前記制御手段を液圧的に構成し、前記主弁と前記補助弁
とを一体化した場合には、コンパクトで合理的な配置の
弁構造が得られる。

また前記制御手段を電気的に構成した場合には、前記第
１、第２及び第３の定数α、β、γの設定、変更が容易
に行える。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の一実施例による油圧駆動装置の全体構
成を示す概略図であり、第２図はその油圧駆動装置の流
量制御弁の構造を示す断面図であり、第３図は本発明の
油圧駆動装置の適用の対象となる油圧ショベルの側面図
であり、第４図は同油圧ショベルの上面図であり、第５
図は上記油圧駆動装置の１９の流量制御弁に含まれる圧
力補償弁の比例定数αの設定例を示す特性図であり、第
６図（Ａ）〜（Ｄ）は同油圧駆動装置の１９の流量制御
弁に含まれる圧力補償弁の比例定数βの設定例を示す特
性図であり、第７図（Ａ）〜（Ｃ）は同油圧駆動装置の
１９の流量制御弁に含まれる圧力補償弁の比例定数γの
設定例を示す特性図であり、第８図は本発明の他の実施
例による油圧駆動装置の全体構成を示す概略図であり、
第９図はその油圧駆動装置の流量制御弁の構造を示す断
面図であり、第１０図はその流量制御弁の変形例を示す
断面図であり、第１１図は同流量制御弁の他の変形例を
示す断面図であり、第１２図は本発明のさらに他の実施
例による油圧駆動装置の全体構成を示す概略図であり、
第１３図はその油圧駆動装置の流量制御弁の構造を示す
断面図であり、第１４図〜第２０図は、本発明のさらに
他の実施例による油圧駆動装置の流量制御弁をそれぞれ
示す概略図であり、第２１図は本発明のさらに他の実施
例による油圧駆動装置の全体構成を示す概略図であり、
第２２図はその油圧駆動装置の制御ユニットの構成を示
す概略図であり、第２３図はその制御ユニットにおける
制御信号作製手順を示すフローチャートであり、第２４
図は本発明の油圧駆動装置に用いられる流量制御弁の主
弁と圧力補償弁を一体化した実施例を示す断面図であり
、第２５図は本発明の油圧駆動装置に定容量型油圧ポン
プを使用した場合のロードセンシング型ポンプレギュレ
ータの実施例を示す回路図であり、第２６図は本発明の
油圧駆動装置に使用されるロードセンシング型でないポ
ンプ制御手段の実施例を示す回路図である。 符号の説明 １．３８５．３９０・・・油圧ポンプ ２−５・・・主回路 ６．７．８７−９０・・・第１及び第２の油圧アクチュ
エータ８．９，１００．１０１　；１７０．１７１　；
２Ｇ０．２０１・・・第１及び第２の流量制御弁手段 １０；１４０；２１２；３８０；３９２・・・ポンプ制
御手段１１．７０，１０２，１０３，１６０．２７１・
・・主弁１２−１４．７１−７３．１１６，１１７．２
８９・・・パイロット回路１５、７４　；１２０．１２
１　；２９０・・・パイロット弁１６、７５．１２４．
１２５　；１５０　；　１７２．１７３　；　１９０−
１９６　；２０２．２０３　；２４２．２４３．２７２
・・・補助弁 １７；２７３・・・入口ポート ２１．１６２　；２７６・・・弁体 １８；２７４・・・出口ポート ２２．１６３．２７７・・・可変絞り ２４．２７８・・・背圧室 ３０操作手段 ４３−４９，５１　；１３１−１３７．１５１−１５４
．１７５−１８０．２０２八、２０３Ａ、２１３．２８
２−２８６・・・制御手段

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 （１）　少なくとも１つの油圧ポンプと；この油圧ポン
   プにそれぞれ主回路を介して接続され、該油圧ポンプか
   ら吐出される圧油によって駆動される少なくとも第１及
   び第２の油圧アクチュエータと；前記油圧ポンプと前記
   第１及び第２の油圧アクチュエータの間においてそれぞ
   れの主回路に接続された第１及び第２の流量制御弁手段
   と；前記油圧ポンプの吐出圧力を制御するポンプ制御手
   段とを有し；前記第１及び第２の流量制御弁手段は、各
   々、操作手段の操作量に応じて開度を変化させる第１の
   弁手段と、第１の弁手段に直列に接続され、該弁手段の
   入口圧力と出口圧力の差圧を制御する第２の弁手段とを
   有し；さらに、前記第１及び第２の流量制御弁手段の各
   々につき、前第１の弁手段の入口圧力及び出口圧力、前
   記油圧ポンプの吐出圧力及び前記第１及び第２の油圧ア
   クチュエータの最大負荷圧力に基づいて前記第２の弁手
   段を制御する制御手段を有する油圧駆動装置において、 　前記第１及び第２の流量制御弁手段は、各々、前記主
   回路に接続された入口ポート及び出口ポートの連通を制
   御する弁体、この弁体の変位に対応して開度を変化させ
   る可変絞り、及び前記入口ポートに前記可変絞りを介し
   て連通し、前記弁体を閉弁方向に付勢する制御圧力を発
   生する背圧室を有するシート型の主弁と、前記主弁の背
   圧室と出口ポートとの間に接続されたパイロット回路と
   を有すること； 　前記第１の弁手段は、前記パイロット回路に接続され
   パイロット回路を流れるパイロット流を制御するパイロ
   ット弁として構成されると共に、前記第２の弁手段は、
   前記パイロット回路に接続され、前記パイロット弁の入
   口圧力と出口圧力の差圧を制御する補助弁として構成さ
   れていること；　前記制御手段は、前記第１及び第２の
   流量制御弁手段の各々につき、前記パイロット弁の入口
   圧力と出口圧力の差圧が前記油圧ポンプの吐出圧力と前
   記第１及び第２の油圧アクチュエータの最大負荷圧力と
   の差圧、前記最大負荷圧力とそれぞれの油圧アクチュエ
   ータの自己負荷圧力との差圧、及び自己負荷圧力に対し
   て、以下の式で表わされる関係となるように前記補助弁
   を制御し、 　ΔＰｚ＝α（Ｐｓ−Ｐ｜ｍａｘ） ＋β（Ｐ｜ｍａｘ−Ｐ｜）＋γＰ｜ ここでΔＰｚ：前記パイロット弁の入口圧力と出口圧力
   との差圧 Ｐｓ：前記油圧ポンプの吐出圧力 Ｐ｜ｍａｘ：前記第１及び第２の油圧アクチュエータの
   最大負荷圧力 Ｐ｜：前記第１及び第２の油圧アクチュ エータのそれぞれの自己負荷圧力 α，β，γ：第１、第２及び第３の定数 前記第１、第２及び第３の定数α，β，γをそれぞれ所
   定の値に設定したことを特徴とする油圧駆動装置。 （２）　前記背圧室の制御圧力を受ける前記主弁弁体の
   受圧面積に対する前記入口ポートを介して前記油圧ポン
   プの吐出圧力を受ける主弁弁体の受圧面積の比をＫとす
   ると、前記第１の定数αはα≦Ｋの関係にあることを特
   徴とする請求項１記載の油圧駆動装置。 （３）　前記第２及び第３の定数β，γをそれぞれ零に
   設定したことを特徴とする請求項２記載の油圧駆動装置
   。 （４）　前記第１の定数αを、前記操作手段の操作量と
   前記主弁を通る主流量の比例ゲインに対応して任意の正
   の値に設定したことを特徴とする請求項１記載の油圧駆
   動装置。 （５）　前記第２の定数βを、関連する油圧アクチュエ
   ータと他の油圧アクチュエータとの複合操作の調和に基
   づき任意の値に設定したことを特徴とする請求項１記載
   の油圧駆動装置。 （６）　前記第３の定数γを、関連する油圧アクチュエ
   ータの動作特性に基づき任意の値に設定したことを特徴
   とする請求項１記載の油圧駆動装置。（７）　前記制御
   手段は、前記第１及び第２の流量制御弁手段の各々の前
   記補助弁に設けられた複数の油圧操作室と、該複数の油
   圧操作室に前記油圧ポンプの吐出圧力、前記最大負荷圧
   力、前記パイロット弁の入口圧力及び出口圧力を直接又
   は間接的に導入する管路手段とを有し、該複数の油圧操
   作室のそれぞれの受圧面積を前記第１、第２及び第３の
   定数α，β，γが前記所定の値となるように設定したこ
   とを特徴とする請求項１記載の油圧駆動装置。 （８）　前記補助弁は前記主弁の背圧室と前記パイロッ
   ト弁との間に配置され、前記複数の油圧操作室は、前記
   補助弁を開弁方向に付勢する第１の油圧操作室と、該補
   助弁を閉弁方向に付勢する第２、第３及び第４の油圧操
   作室とを有し、前記管路手段は、前記主弁背圧室の制御
   圧力を前記第１の油圧操作室に導く第１の管路と、前記
   パイロット弁の入口圧力を前記第２の油圧操作室に導く
   第２の管路と、前記最大負荷圧力を前記第３の油圧操作
   室に導く第３の管路と、前記油圧ポンプの吐出圧力を前
   記第４の油圧操作室に導く第４の管路とを有することを
   特徴とする請求項７記載の油圧駆動装置。 （９）　前記第１及び第２の流量制御弁手段は、各々、
   前記主弁と前記補助弁とを一体化して構成したことを特
   徴とする請求項８記載の油圧駆動装置。 （１０）　前記制御手段は、前記第１及び第２の流量制
   御弁手段の各々の前記補助弁に設けられた電磁操作部と
   、前記油圧ポンプの吐出圧力、前記最大負荷圧力、前記
   パイロット弁の入口圧力及び出口圧力を直接又は間接的
   に検出する圧力検出手段と、前記圧力検出手段の検出信
   号に基づき前記パイロット弁の入口圧力と出口圧力との
   差圧を演算し、その差圧信号を前記補助弁の電磁操作部
   に出力する演算手段とを有し、前記演算手段に前記第１
   、第２及び第３の定数α，β，γが前記所定の値として
   設定されていることを特徴とする請求項１記載の油圧駆
   動装置。 （１１）　前記ポンプ制御手段は、油圧ポンプの吐出圧
   力を前記第１及び第２の油圧アクチュエータの最大負荷
   圧力よりも所定値だけ高く保持するロードセンシング型
   のポンプレギュレータであることを特徴とする請求項１
   記載の油圧駆動装置。（１２）　少なくとも１つの油圧
   ポンプと；この油圧ポンプにそれぞれ主回路を介して接
   続され、該油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動
   される複数の油圧アクチュエータと；前記複数の油圧ア
   クチュエータによってそれぞれ駆動される、旋回体、ブ
   ーム、アーム及びバケットを含む複数の作業部材と；前
   記油圧ポンプと前記複数の油圧アクチュエータの間にお
   いてそれぞれの主回路に接続された複数の流量制御弁手
   段と；前記油圧ポンプの吐出圧力を制御するポンプ制御
   手段とを有し；前記複数の流量制御弁手段は、各々、操
   作手段の操作量に応じて開度を変化させる第１の弁手段
   と、第１の弁手段に直列に接続され、該弁手段の入口圧
   力と出口圧力の差圧を制御する第２の弁手段とを有し；
   さらに、前記複数の流量制御弁手段の各々につき、前第
   １の弁手段の入口圧力及び出口圧力、前記油圧ポンプの
   吐出圧力及び前記第１及び第２の油圧アクチュエータの
   最大負荷圧力に基づいて前記第２の弁手段を制御する制
   御手段を有する油圧ショベルにおいて、 　前記複数の流量制御弁手段は、各々、前記主回路に接
   続された入口ポート及び出口ポートの連通を制御する弁
   体、この弁体の変位に対応して開度を変化させる可変絞
   り、及び前記入口ポートに前記可変絞りを介して連通し
   、前記弁体を閉弁方向に付勢する制御圧力を発生する背
   圧室を有するシート型の主弁と、前記主弁の背圧室と出
   口ポートとの間に接続されたパイロット回路とを有する
   こと； 　前記第１の弁手段は、前記パイロット回路に接続され
   パイロット回路を流れるパイロット流を制御するパイロ
   ット弁として構成されると共に、前記第２の弁手段は、
   前記パイロット回路に接続され、前記パイロット弁の入
   口圧力と出口圧力の差圧を制御する補助弁として構成さ
   れていること；　前記制御手段は、前記旋回体、ブーム
   、アーム及びバケットの少なくとも２つの作業部材に関
   する流量制御弁手段の各々につき、前記パイロット弁の
   入口圧力と出口圧力の差圧が前記油圧ポンプの吐出圧力
   と前記複数の油圧アクチュエータの最大負荷圧力との差
   圧、前記最大負荷圧力とそれぞれの油圧アクチュエータ
   の自己負荷圧力との差圧、及び自己負荷圧力に対して、
   以下の式で表わされる関係となるように前記補助弁を制
   御し、 　ΔＰｚ＝α（Ｐｓ−Ｐ｜ｍａｘ） ＋β（Ｐ｜ｍａｘ−Ｐ｜）＋γＰ｜ ここでΔＰｚ：前記パイロット弁の入口圧力と出口圧力
   との差圧 Ｐｓ：前記油圧ポンプの吐出圧力 Ｐ｜ｍａｘ：前記複数の油圧アクチュエータの最大負荷
   圧力 Ｐａ：前記複数の油圧アクチュエータの それぞれの自己負荷圧力 α，β，γ；第１、第２及び第３の定数 第１、第２及び第３の定数α，β，γをそれぞれ所定の
   値に設定したことを特徴とする油圧ショベル。 （１３）　前記背圧室の制御圧力を受ける前記主弁弁体
   の受圧面積に対する前記入口ポートを介して前記油圧ポ
   ンプの吐出圧力を受ける主弁弁体の受圧面積の比をＫと
   すると、前記第１の定数αはα≦Ｋの関係にあることを
   特徴とする請求項１２記載の油圧ショベル。 （１４）　前記制御手段は、前記ブーム用油圧アクチュ
   エータのボトム側に関する流量制御弁手段につき、前記
   第２の定数βを比較的大きな正の値に設定したことを特
   徴とする請求項１２記載の油圧ショベル。 （１５）　前記制御手段は、前記アーム用油圧アクチュ
   エータのボトム側に関する流量制御弁手段につき、前記
   第２の定数βを比較的小さな正の値に設定したことを特
   徴とする請求項１２記載の油圧ショベル。 （１６）　前記制御手段は、前記バケット用油圧アクチ
   ュエータのボトム側に関する流量制御弁につき、前記第
   ２の定数βを比較的小さな負の値に設定したことを特徴
   とする請求項１２記載の油圧ショベル。 （１７）　前記制御手段は、前記旋回体用油圧アクチュ
   エータに関する流量制御弁につき、前記第３の定数γを
   比較的小さな負の値に設定したことを特徴とする請求項
   １２記載の油圧ショベル。（１８）　前記制御手段は、
   前記バケット用油圧アクチュエータのボトム側に関する
   流量制御弁につき、前記第３の定数γを比較的小さな正
   の値に設定したことを特徴とする請求項１２記載の油圧
   ショベル。 （１９）　前記制御手段は、前記ブーム及びアーム用油
   圧アクチュエータのロッド側に関する流量制御弁につき
   、それぞれ前記第２及び第３の定数β，γを零に設定し
   たことを特徴とする請求項１２又は１３記載の油圧ショ
   ベル。