JPH0830481B2 - 油圧駆動装置 - Google Patents

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、圧力補償機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、
一般的に、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、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、上記圧力補償機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
が多く発生す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。

また一般的に、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他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。

また、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機能
を発揮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償機能と分流機能は
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た制御は行っておらず、
作業部材の種類及び作業形態に応じた機能を発揮できる
よう流量制御弁の特性を設定でき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、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
た圧力補償機能を果たすだけであり、複数の油圧アクチ
ュエータの複合操作に応じた機能を発揮できるよう流量
制御弁の特性を設定できるものではなかった。

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た機
能を発揮できるよう流量制御弁の特性を設定できる油圧
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、前記第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とを有す
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し、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であり、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
であり、前記制御手段は、前記第１及び第２の流量制御
弁手段のそれぞれにおいて、前記パイロット弁の入口圧
力と出口圧力の差圧をΔPz、前記油圧ポンプの吐出圧力
をPs、前記第１及び第２の油圧アクチュエータの最大負
荷圧力をPlmax、前記第１及び第２の油圧アクチュエー
タの自己負荷圧力をPlとしたとき、 ΔPz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl ここで、α，β，γは第１、第２及び第３の定数 の関係を満足するように前記補助弁を制御し、かつ前記
第１及び第２の流量制御弁手段でそれぞれ前記第１の定
数αを正の値に設定すると共に、前記第１の流量制御弁
手段と第２の流量制御弁手段とで前記第２及び第３の定
数β，γの少なくとも１つを異なる値に設定したもので
ある。

好ましくは、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としたとき、前記第１及び第２の流量制御弁手段の制
御手段のそれぞれにおいて、前記第１の定数αはα≦Ｋ
の関係に設定される。

また、前記第１及び第２の流量制御弁手段の制御手段
の一方において、前記第２及び第３の定数β，γは零に
設定してもよい。

また、一例として、前記制御手段は、前記第１及び第
２の流量制御弁手段のそれぞれにおいて、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、前記複数の油圧操作室の受
圧面積が上記のΔPz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−P
l）＋γPlの関係を満足するように設定され、かつ前記
第１及び第２の流量制御弁手段でそれぞれ前記第１の定
数が正の値になると共に、前記第１の流量制御弁手段と
第２の流量制御弁手段とで前記第２及び第３の定数β，
γの少なくとも１つが異なる値になるように前記複数の
油圧操作室の受圧面積の設定関係を異ならせる。

この場合、例えば、前記補助弁は、前記第１及び第２
の流量制御弁手段のそれぞれにおいて、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、前記第１及び第２の流量制御弁のそれぞれ
の制御手段において、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の管路とを有する構成とする。

また、この場合、前記第１及び第２の流量制御弁手段
のそれぞれにおいて、前記主弁と前記補助弁とを一体化
して構成してもよい。

また、他の例として、前記制御手段は、前記第１及び
第２の流量制御弁手段のそれぞれにおいて、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上記のΔPz＝
α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPlの関係を満足
させる前記パイロット弁の入口圧力と出口圧力との目標
差圧を演算し、この目標差圧を前記補助弁の電磁操作部
の指令値とする演算手段とを有し、かつ前記第１及び第
２の流量制御弁手段でそれぞれ前記第１の定数が正の値
になると共に、前記第１の流量制御弁手段と前記第２の
流量制御弁手段とで前記第２及び第３の定数β，γの少
なくとも１つが異なる値になるように前記第１、第２及
び第３の定数α，β，γを前記演算手段の中に設定す
る。

また、好ましくは、前記ポンプ制御手段は、前記油圧
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。

また本発明は、上記目的を達成するため、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、前記第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複数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し、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であり、
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
る補助弁であり、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それぞれにおいて、前記パイロ
ット弁の入口圧力と出口圧力の差圧をΔPz、前記油圧ポ
ンプの吐出圧力をPs、前記複数の油圧アクチュエータの
最大負荷圧力をPlmax、前記複数の油圧アクチュエータ
の自己負荷圧力をPlとしたとき、 ΔPz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl ここで、α，β，γは第１、第２及び第３の定数 の関係を満足するように前記補助弁を制御し、かつ前記
複数の流量制御弁手段でそれぞれ前記第１の定数αを正
の値に設定すると共に、前記複数の流量制御弁手段の２
つの流量制御弁手段間で前記第２及び第３の定数β，γ
の少なくとも１つを異なる値に設定したものである。

この場合も、好ましくは、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としたとき、前記複数の流量制御弁手段
の制御手段のそれぞれにおいて、前記第１の定数αをα
≦Ｋの関係に設定される。

また、好ましくは、前記ブーム用及びアーム用油圧ア
クチュエータのボトム側に関する流量制御弁手段の制御
手段において、前記第２の定数βをそれぞれ正の値に設
定され、かつブーム用油圧アクチュエータのボトム側に
関する第２の定数βはアーム用油圧アクチュエータのボ
トム側に関する第２の定数βより大きく設定される。

また、好ましくは、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手段の制御手段におい
て、前記第２の定数βを負の値に設定される。

更に、好ましくは、前記旋回体用油圧アクチュエータ
に関する流量制御弁手段の制御手段において、前記第３
の定数γを負の値に設定される。

また、好ましくは、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手段の制御手段におい
て、前記第３の定数γを正の値に設定される。

更に、好ましくは、前記ブーム又はアーム用油圧アク
チュエータのロッド側に関する流量制御弁手段の制御手
段において、前記第２及び第３の定数β，γは零に設定
される。

〔作用〕

本発明者らは、上記のような第１及び第２の流量制御
弁手段を有する油圧駆動装置において、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、一般的に、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−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl 本願発明者らは上記式の意味を次のように分析した。
この式において、右辺第１項のPs−Plmaxは全ての流量
制御弁手段について共通なので複合操作における分流機
能に係わり、第２項のPlmax−Pl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
調和機能に係わり、第３項のγPl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に係わる。これら３機
能は、定数α，β，γの値によりそれぞれの取捨選択及
び程度が決められる。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は全ての流量制御
弁手段において所定の正の値に設定される。一方、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、定数α，βの少なくとも１つは第１の流量制
御弁手段と第２の流量制御弁手段とで異なる値に設定さ
れる。このようにαを全ての流量制御弁手段でそれぞれ
正の値に設定すると共に、β，γの少なくとも１つを第
１の終了制御弁手段と第２の流量制御弁手段とで異なる
値に設定することにより、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発揮す
るよう、流量制御弁の特性を設定することができる。

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−Plmax）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
分流機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量（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＝Ｋ
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も考慮
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−Plmax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償機能が果た
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
能かつ／又は自己圧力補償機能を発揮することができ
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、燃費及びヒート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。

〔実施例〕

以下、本発明の実施例を図面を参照して説明する。

基本実施例 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
圧ポンプ１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11
と、主弁11に対するパイロット回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21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。弁体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Plを受ける
受圧面積Al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＋Al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11
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14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43,44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50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15の出口圧力
Pl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Plmax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Plを受ける受圧面
積ａl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Plmaxを受ける受圧面
積ａm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43〜46
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−Pl）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−Plmax、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Plmax−P
l、及び自己負荷圧力Pl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）＋β（Plmax−Pl）＋γPl（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、流量制御弁8,9でそれぞれαが正の値に設定
され、流量制御弁８と流量制御弁９とでβ，γの少なく
とも１つが異なる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,al,am,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ａs,al,am,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,al,am,az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。

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はそれぞれチェ
ック弁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。最大負荷圧力管路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ェック弁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66,67を介して
接続されている。これにより制御弁62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。

動作原理 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。

ａsPs＋ａlPl＝ａmPlmax＋ａzPz この式を変形すると と置けば、 Pz−Pl＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl と表現できる。ここでPz−Pl＝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−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl（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Pl
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Plmax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Plmax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
Pl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Pl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16,75は４つの圧力P
s,Plmax,Pl,Pzに基づいてパイロット弁15の入口圧力Pz
と出口圧力Plの差圧ΔPzを制御できること；そのとき差
圧ΔPzを、油圧ポンプ１の吐出圧力Psと最大負荷圧力Pl
maxとの差圧Ps−Plmax、最大負荷圧力Plmaxと自己負荷
圧力Plとの差圧Plmax−Pl、自己負荷圧力Pl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−Plmax、Plmax−Pl、Pl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−Plmax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−Plmax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ΔPzを一定に制御す
ることであり、パイロット弁15,74の開度を一定とすれ
ば主弁入口圧力Ps又は出口圧力Pl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の要求消費流量の合計が
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−Plmax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−Plmaxは２
つの圧力補償弁16,75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1
1,70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Plmax−Pl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Pl
maxが自己負荷圧力Pl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Plmax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Plmax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、74
の前後差圧ΔPzを自己負荷圧力Pl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Pl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Pl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に係わり、第２項は他アクチュエー
タとの調和機能に係わり、第３項は自己圧力補償機能に
係わる。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３機能のうち、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Plmax
−Pl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（パイロット弁開度）に対するパイロ
ット流量の比例ゲイン、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21の圧力釣り合
い式は、 Pc＝KPs＋（１−Ｋ）Pl 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＝Pzとなる。従って、パイ
ロット弁15,74の前後差圧Pz−Pl（ΔPz）は、 Pz−Pl≦Pc−Pl＝Ｋ（Ps−Pl） （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−Pl）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（Plmax＝Pl）を考えた場合、 Pz−Pl＝α（Ps−Plmax）≦Ｋ（Ps−Plmax） （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−Plmax）以
上の差圧を得ることができず、一方、低圧側のパイロッ
ト弁ではα（Ps−Plmax）＞Ｋ（Ps−Plmax）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
ット弁の操作量（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＝Ｋ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−Plmax）
＞Ｋ（Ps−Plmax）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−Pl）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
−Pl）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、円滑な作業が行い難く
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−Plmax）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、油圧アクチュエー
タ6,7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
び作業形態もある。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を流量制御弁8,9でそれぞれ正の
値に設定すると共に、定数β，γの少なくとも１つを流
量制御弁８と流量制御弁９とで異なる値に設定すること
により、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発揮するよう、流量制御
弁の特性を設定することができる。

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,am,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,am,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＝ａm＋ａzと構成すれば、
γ＝０に設定でき、ａs＝ａmと構成すればβ＝０に設定
できる。またａs＝ａl＝ａm＝ａzと構成すれば、β＝γ
＝０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、一般的に、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8
9、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においては比例定数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＝０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。

実施例の動作 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Plmax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＋Alの関係にあり、Ps＞Pl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,al,am,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,al,am,azを前記
（１）式における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てある場合は、
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11,7
0の双方において流量制御弁11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,am,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てある
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の要求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
ることができる。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,am,azを、前記（１）式におけ
る比例定数β，γが零に設定してある場合は、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。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,am,azを、前記
（１）式におけ比例定数βかつ／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てある場合は、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Plmax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つ／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。一般的に、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
ショベルでの溝掘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Plmax−Pl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Plmax−Pl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
弁においては、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Plmax−Pl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。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溝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Plmax−Pl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を流量制御弁8,
9でそれぞれ正の値に設定すると共に、定数β，γの少
なくとも１つを流量制御弁８と流量制御弁９とで異なる
値に設定することにより、油圧建設機械の作業部材の種
類及び作業形態に応じて分流機能、または分流機能をベ
ースとした調和機能かつ／又は自己圧力補償機能を発揮
するよう、流量制御弁の特性を設定することができる。

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償
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。

その他の実施例１ 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Plmax、
パイロット弁15,74の入口圧力Pz及び出口圧力Pl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、流量制御弁8,9は方
向制御弁の一部として機能するものであり、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100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102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。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103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ェッ
ク弁110が接続されており、第２の流量制御弁103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ェック弁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116,117,118,119と、パイロット回路に接続され
たパイロット弁120,121,122,123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124,125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120〜1
23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を介して主体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1
37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Plmax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Plmaxを受ける受圧面積ａm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,am,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125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141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＝ａsPs＋ａmPlmax＋ａzPz 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＝AsPs＋AlPl 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＋Alを用いて変形すると と置けば、 Pz−Pl＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl
（４） と表現できる。ここでパイロット弁120の前後差圧をΔP
zとすると、Pz−Pl＝ΔPzである。従って、第１図に示
した実施例における（１）式と同じ式が得られる。

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120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Plmaxとの差圧Ps−Plmax、最大負荷圧力Plmaxと自己
負荷圧力Plとの差圧Plmax−Pl、自己負荷圧力Pl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Pz及び出口圧力Pl、油圧ポンプ１の吐
出圧力Ps、最大負荷圧力Plmax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Plmax、油圧ポ
ンプ１の吐出圧力Psを導入して上記４つの圧力Pz,Pl,P
s,Plmax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1
51に対向する３つの油圧操作室を、パイロット弁120の
入り口圧力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Plmax
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形例を示すものであ
る。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して構成し
てある。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
るように構成してあるが、本実施例では、入口ポート17
の穿設方向と弁体162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
ように構成してある。

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。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（1
17）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（173）は、スプール型の弁
体174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17
6、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179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180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120（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
lが導入され、第３の油圧操作室177には最大負荷圧力Pl
maxが導入される。そして弁体174の第１の油圧操作室17
5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17
4の環状端面は主弁出口圧力Plを受ける受圧面積ａl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Plmaxを受ける受圧面積ａmを規定している。
これら受圧面積ａz,al,amは、後述する比例定数α，
β，γの所定の値が得れるように設定されている。また
受圧面積ａz,al,amは主弁102（103）及びパイロット弁1
20（121）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。

ａzPz＝ａmPlmax＋ａlPl 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＝AsPs＋AlPl 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＋Alを用いて変形すると と置けば、 Pc−Pz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl
（５） と表現できる。ここでパイロット弁120の前後差圧をΔP
z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，β，γを
所定の値に設定することにより、パイロット弁120（12
1）の前後差圧Pzを、油圧ポンプ１の吐出圧力Psと最大
負荷圧力Plmaxとの差圧Ps−Plmax、最大負荷圧力Plmax
と自己負荷圧力Plとの差圧Plmax−Pl、自己負荷圧力Pl
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Plは、
前述したAcPc＝AsPs＋AlPl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Plmax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及び出口圧力Pz、油圧ポンプ１の吐出圧力P
s、最大負荷圧力Plmaxを直接用いる代わりに、出口圧力
Pz、主弁出口圧力Pl、最大負荷圧力Pmaxの３つの圧力を
導入して上記４つの圧力Pc,Pz,Ps,Plmax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1
5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Plを受圧面積ａc,alを持
つ開弁方向の油圧操作室に、パイロット弁入口圧力Pz、
最大負荷圧力Plmaxを受圧面積ａz,am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＋ａlPl＝ａmPlmax＋ａzPz 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、 従って、右辺定数をそれぞれα，β，γと置けば、 Pz−Pl＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl
（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P
s、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、パイロット弁入口圧力Pc、最大
負荷圧力Plmaxを受圧面積ａc,am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： ａzPz＋ａsPs＝ａcPc＋ａmPlmax パイロット弁15の前後差圧の式は： 右辺定数をそれぞれα，β，γと置けば： Pc−Pz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl
（７） 第16図は、圧力補償弁192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P
s、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Plmaxを受圧面積
ａm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： ａzPz＋ａsPs＝ａmPlmax パイロット弁15の前後差圧の式は： 右辺定数をそれぞれα，β，γと置けば： Pc−Pz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl
（８） 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P
s、パイロット弁入り口圧力Pc、パイロット弁出口圧力P
z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Plmaxを受圧面積ａm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： ａzPz＋ａcPc＋ａsPs＝ａmPlmax パイロット弁15の前後差圧の式は： 右辺定数をそれぞれα，β，γと置けば： Pc−Pz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl
（９） 第18図は、圧力補償弁194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Pl、最大負荷圧
力Plmaxを受圧面積ａc,al,am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： ａzPz＝ａcPc＋ａlPl＋ａmPlmax パイロット弁15の前後差圧の式は： 右辺定数をそれぞれα，β，γと置けば： Pc−Pz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl （1
0） 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Pl、最大負荷
圧力Plmaxを受圧面積ａl,am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： ａzPz＋ａcPc＋ａlPl＋ａmPlmax パイロット弁15の前後差圧の式は： 右辺定数をそれぞれα，β，γと置けば： Pc−Pz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl （1
1） 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Pl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Plmaxを受圧面積ａm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196の圧力釣り合い式
は： ａzPz＋ａsPs＋ａlPl＝ａmPlmax パイロット弁15の前後差圧の式は： 右辺定数をそれぞれα，β，γと置けば： Pc−Pz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl （1
2） その他の実施例２ 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。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、油圧アクチュエータ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205,2
06が接続され、パイロット管路14,73にはパイロット弁1
5,74の出口圧力Pl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Plmax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、斜板等の押し除け容
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,Pz1,Pz2,Pl1,P
l2,Plmax及び角度計210からの倒転角信号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の制御信号Q₀及び圧力補償弁
202,203の制御信号I1₀、I2₀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、前記圧力信号と倒転角信号を
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てあるメモリ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219,220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Plmaxとから、メモリ216に格納してある制御手順
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Q₀
を演算し、この目標値信号Q₀をI/Oインターフェイス218
を経て増幅器221,222より吐出量制御装置212の入力端子
212A,212B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が目標値Q₀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、Pz1,Pz2,Pl1,Pl2,Plmaxから圧力補償弁202,203
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,Pz1,Pz2,Pl1,Pl2,Plmaxを読み込む。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Pz10,Pz20を演算する。

Pz1₀＝α(Ps−Plmax)＋β(Plmax−Pl1)＋γPl1＋Pl1 Pz2₀＝α(Ps−Plmax)＋β(Plmax−Pl2)＋γPl2＋Pl2 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。次いで手順232で I10＝Ｇ（Pz10−Pz1） I20＝Ｇ（Pz20−Pz2） の演算を行い、圧力補償弁202,203の制御５信号I1₀、I2
₀を得る。最後に手順233で、この演算された制御信号I1
₀、I2₀をD/A変換器217を経て増幅器219,220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
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図には想像線で示すように外部
から操作できる調整器240を制御ユニット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。

その他の実施例３ 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2
71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27
5内に配置され、入口ポート273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2
76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
出口オート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276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280の反ピストン側の端面が面
する第１の油圧操作室282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285とを備えている。第１の油圧操作室282は通路286
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2
85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2
87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27
8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Plmax、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、ロードセンシングレギュレー
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380
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
置392によって調整される。油圧ポンプ390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39
1に対しては操作装置394が設けられている。操作装置39
4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397は記憶装置398に予め記憶してあるマップから流
量制御弁391の必要流量を算出し、ポンプ流量制御装置3
92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に記憶してあるもう１つのマップからアン
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に予め記憶して
あるマッ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−Plmax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／または自己圧力補償機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を第１及び第２の流量制御弁
でそれぞれ正の値に設定すると共に、定数β，γの少な
くとも１つを第１の流量制御弁手段と第２の流量制御弁
手段とで異なる値に設定することにより、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発揮するよう、流量
制御弁の特性を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、上記分流機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＝Ｋ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１つ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１つの流量制御
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
１つ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;200,201……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;289……パイロット回路 15,74;120,121;290……パイロット弁 16,75;124,125;150;172,173;190−196;202,203;242,24
3;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;202A,203A,21
3;282−286……制御手段

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.⁶ 識別記号 庁内整理番号 ＦＩ 技術表示箇所 Ｆ１５Ｂ 11/16 (72)発明者 野沢 勇作 茨城県土浦市神立町650番地 日立建機株 式会社土浦工場内 (56)参考文献 特開 昭60−11706（ＪＰ，Ａ) 特表 昭58−501781（ＪＰ，Ａ)

Claims (15)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項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、前記第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と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
   有し、 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
   ト弁であり、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であり、 前記制御手段は、前記第１及び第２の流量制御弁手段の
   それぞれにおいて、前記パイロット弁の入口圧力と出口
   圧力の差圧をΔPz、前記油圧ポンプの吐出圧力をPs、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を
   Plmax、前記第１及び第２の油圧アクチュエータの自己
   負荷圧力をPlとしたとき、 ΔPz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl ここで、α，β，γは第１、第２及び第３の定数 の関係を満足するように前記補助弁を制御し、かつ前記
   第１及び第２の流量制御弁手段でそれぞれ前記第１の定
   数αを正の値に設定すると共に、前記第１の流量制御弁
   手段と第２の流量制御弁手段とで前記第２及び第３の定
   数β，γの少なくとも１つを異なる値に設定したことを
   特徴とする油圧駆動装置。
2. 【請求項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
   としたとき、前記第１及び第２の流量制御弁手段の制御
   手段のそれぞれにおいて、前記第１の定数αをα≦Ｋの
   関係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。
3. 【請求項３】前記第１及び第２の流量制御弁手段の制御
   手段の一方において、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２記載の油圧駆動
   装置。
4. 【請求項４】前記制御手段は、前記第１及び第２の流量
   制御弁手段のそれぞれにおいて、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、前記複数の油圧操作室の受圧面積が
   上記のΔPz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl
   の関係を満足するように設定され、かつ前記第１及び第
   ２の流量制御弁手段でそれぞれ前記第１の定数が正の値
   になると共に、前記第１の流量制御弁手段と第２の流量
   制御弁手段とで前記第２及び第３の定数β，γの少なく
   とも１つが異なる値になるように前記複数の油圧操作室
   の受圧面積の設定関係を異ならせたことを特徴とする請
   求項１記載の油圧駆動装置。
5. 【請求項５】前記補助弁は、前記記第１及び第２の流量
   制御弁手段のそれぞれにおいて、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、前記第１及び第２の流量制御弁の制御手段のそれ
   ぞれにおいて、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４記載の油圧駆動
   装置。
6. 【請求項６】前記第１及び第２の流量制御弁手段のそれ
   ぞれにおいて、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５記載の油圧駆動装置。
7. 【請求項７】前記制御手段は、前記第１及び第２の流量
   制御弁手段のそれぞれにおいて、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上記のΔPz＝α（Ps−Plma
   x）＋β（Plmax−Pl）＋γPlの関係を満足させる前記パ
   イロット弁の入口圧力と出口圧力との目標差圧を演算
   し、この目標差圧を前記補助弁の電磁操作部の指令値と
   する演算手段とを有し、かつ前記第１及び第２の流量制
   御弁手段でそれぞれ前記第１の定数が正の値になると共
   に、前記第１の流量制御弁手段と第２の流量制御弁手段
   とで前記第２及び第３の定数β，γの少なくとも１つが
   異なる値になるように前記第１、第２及び第３の定数
   α，β，γを前記演算手段の中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. 【請求項８】前記ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの
   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。
9. 【請求項９】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、前記第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複
   数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
   し、 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
   ト弁であり、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であり、 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
   段のそれぞれにおいて、前記パイロット弁の入口圧力と
   出口圧力の差圧をΔPz、前記油圧ポンプの吐出圧力をP
   s、前記複数の油圧アクチュエータの最大負荷圧力をPlm
   ax、前記複数の油圧アクチュエータの自己負荷圧力をPl
   としたとき、 ΔPz＝α（Ps−Plmax）＋β（Plmax−Pl）＋γPl ここで、α，β，γは第１、第２及び第３の定数 の関係を満足するように前記補助弁を制御し、かつ前記
   複数の流量制御弁手段でそれぞれ前記第１の定数αを正
   の値に設定すると共に、前記複数の流量制御弁手段の２
   つの流量制御弁手段間で前記第２及び第３の定数β，γ
   の少なくとも１つを異なる値に設定したことを特徴とす
   る油圧駆動装置。
10. 【請求項１０】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としたとき、前記複数の流量制御弁手段の制御手段の
    それぞれにおいて、前記第１の定数αをα≦Ｋの関係に
    設定したことを特徴とする請求項９記載の油圧ショベ
    ル。
11. 【請求項１１】前記ブーム用及び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の制御手段に
    おいて、前記第２の定数βをそれぞれ正の値に設定し、
    かつブーム用油圧アクチュエータのボトム側に関する第
    ２の定数βをアーム用油圧アクチュエータのボトム側に
    関する第２の定数βより大きく設定したことを特徴とす
    る請求項９記載の油圧ショベル。
12. 【請求項１２】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手段の制御手段において、前
    記第２の定数βを負の値に設定したことを特徴とする請
    求項９記載の油圧ショベル。
13. 【請求項１３】前記旋回体用油圧アクチュエータに関す
    る流量制御弁手段の制御手段において、前記第３の定数
    γを負の値に設定したことを特徴とする請求項９記載の
    油圧ショベル。
14. 【請求項１４】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手段の制御手段において、前
    記第３の定数γを正の値に設定したことを特徴とする請
    求項９記載の油圧ショベル。
15. 【請求項１５】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手段の制御手段にお
    いて、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９又は10記載の油圧ショベル。