JP3647625B2

JP3647625B2 - Hydraulic drive

Info

Publication number: JP3647625B2
Application number: JP33240797A
Authority: JP
Inventors: 靖貴釣賀; 隆史金井; 純也川本
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1996-11-21
Filing date: 1997-11-17
Publication date: 2005-05-18
Anticipated expiration: 2017-11-17
Also published as: JPH10205501A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は油圧駆動装置に係わり、特に、油圧ポンプの吐出圧と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を設定値に維持するよう油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御の油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ポンプの吐出圧と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を設定値に維持するよう油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御技術として、特開平５−９９１２６号公報に記載のポンプ容量制御装置や英国特許１５９９２３３号明細書に記載の可変容量型油圧ポンプの制御装置がある。
【０００３】
特開平５−９９１２６号公報に記載のポンプ容量制御装置、可変容量型の油圧ポンプの斜板を傾転するサーボピストンと、油圧ポンプの吐出圧Ｐｓとこの油圧ポンプにより駆動されるアクチュエータの負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSによってポンプ吐出圧をサーボピストンに供給して差圧ΔＰLSを設定値ΔＰLSrefに維持し、容量制御する傾転制御装置とを備えている。また、可変容量型の油圧ポンプとともにエンジンにより駆動される固定容量油圧ポンプと、この固定容量油圧ポンプの吐出路に設けられた絞りと、この絞りの前後差圧ΔＰｐによって傾転制御装置の設定値ΔＰLSrefを変更する設定変更手段とを備え、固定容量油圧ポンプの吐出路に設けた絞りの前後差圧の変化でエンジン回転数を検出し、傾転制御装置の設定値ΔＰLSrefを変更するようにしている。
【０００４】
英国特許１５９９２３３号明細書に記載の制御装置も、同様な構成を備えている。すなわち、固定ポンプの吐出路に絞りを設け、この絞りの前後差圧ΔＰｐを設定調整弁の両端の制御圧力室に導いている。原動機の回転数が十分高く、バネで設定された圧力より差圧ΔＰｐが大きい場合、弁装置２１はII側につながれ、ロードセンシング制御を行っている傾転制御弁の目標ロードセンシング差圧ΔＰLSrefが高く設定されている。複数の流量制御弁につながる各アクチュエータの負荷の変化により、原動機が過負荷の状態になり、回転数は低下すると、原動機につながる固定ポンプの吐出量が低下する。このポンプ吐出量の低下により、絞りの前後差圧ΔＰｐに比べバネの設定値が高くなった場合、設定調整弁はＩ側に切り換わり、ロードセンシング制御を行っている傾転制御弁に対する目標ロードセンシング差圧ΔＰLSrefが低く設定されるため、原動機への負荷の軽減が図れる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
特開平５−９９１２６号公報に記載のポンプ容量制御装置では、流量制御弁が操作された場合、傾転制御装置には設定変更手段によりエンジン回転数に応じたロードセンシング差圧ΔＰLSrefが設定され、可変容量型油圧ポンプのポンプ吐出管路内の圧力Ｐｓは流量制御弁により動作されているアクチェータのうちの最高負荷圧ＰLSからロードセンシング差圧ΔＰLSref分だけ高い圧力に保持され、Ｐｓ＝ＰLS＋ΔＰLSrefとなっている。
【０００６】
これに対し、流量制御弁を操作しない場合は、最高負荷圧ＰLSはタンク圧になるため、傾転制御装置はポンプ吐出管路内の圧力を下げるために可変容量型油圧ポンプの傾転角を最小にする。この場合、ポンプ吐出量が微小ながら発生していたり、もしくはポンプ吐出量が全くなく設定されていても、油圧ポンプの斜板の動作の遅れから、小量の流量が発生し、流量制御弁の中立位置で圧油が密閉されるため、圧力がポンプ吐出管路に発生する。
【０００７】
そこで、一般的な油圧回路においては、ポンプ吐出管路に安全弁（リリーフ弁）が接続され、この安全弁により吐出管路内の圧力は、回路全体の許容する圧力の最大値になる。
【０００８】
また、通常ロードセンシング制御を行っている油圧装置には、一般的に油圧ポンプの無負荷時のエネルギ効率を向上するために、ポンプ吐出管路にアンロード弁がつながれ、ポンプ吐出管路内の圧力を、流量制御弁が操作されていない状態で、最高負荷圧ＰLSからバネで設定した差圧ΔＰun分だけ高く保持するように制御している。
【０００９】
このアンロード弁の設定差圧ΔＰunは、傾転制御装置に設定されているロードセンシング差圧ΔＰLSrefより高い値に設定されている。このため、流量制御弁が操作されている場合、システムが正常に動作している状態では、ポンプ吐出管路内の圧力Ｐｓは傾転制御装置によりＰｓ＝ＰLS＋ΔＰLSrefに制御されているため、アンロード弁は動作せず、傾転制御装置によるロードセンシング制御と干渉しないように設定されている。
【００１０】
しかし、作業負荷の変動により最高負荷圧ＰLSが変動する場合、それに追従して油圧ポンプの吐出管路内の圧力Ｐｓも傾転制御装置により調整されるが、ロードセンシング制御によるポンプ傾転の遅れからアクチュエータが要求する流量以上の流量が発生する場合がある。この流量の差がポンプ吐出管路内の圧力をロードセンシング制御による目標圧より偏差させ、系全体の発振の原因となる。
【００１１】
アンロード弁は、この現象に対して系を安定させるように動作し、ポンプ吐出管路内の圧力が設定差圧ΔＰun以上に達した場合、管路内の圧油をタンクに放出する。これは、油圧ポンプの傾転の遅れにより発生した流量分の圧油を放出していることに等しく、結果として系全体は安定する。
【００１２】
このアンロード弁の設定差圧ΔＰunとロードセンシング制御の設定差圧ΔＰLSrefを近い値に設定することで、系全体の安定性が向上する。
【００１３】
ところで、特開平５−９９１２６号公報に記載のポンプ容量制御装置では、設定変更手段において、固定容量ポンプの吐出流量からエンジン回転数を検出し、ロードセンシング制御の設定差圧ΔＰLSrefを可変に調整し、エンジン回転数に応じた操作性の向上を実現している。しかし、このようなポンプ容量装置を備えた油圧回路にアンロード弁を設け、アンロード弁の設定差圧ΔＰunをエンジンの定格回転数でのロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefよりわずかに高い設定にしたシステムを考えた場合、このようなシステムでは、エンジンの定格回転数での系全体の安定化は向上しても、エンジン回転数を低くした場合、ロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefが低下するのに対し、アンロード弁の設定差圧はバネにより固定されているため、ロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefとアンロード弁の設定差圧ΔＰunとの差が大きくなり、エンジン定格回転数と同等な安定性が保てなくなってしまう。
【００１４】
英国特許１５９９２３３号明細書に記載の制御装置でも、アンロード弁を設け、アンロード弁の設定差圧ΔＰunを原動機の定格回転数でのロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefよりわずかに高い設定にしたシステムを考えた場合、このようなシステムでは、原動機の回転数が低くなった場合の系の安定性が保てなくなるという同様な問題がある。
【００１５】
本発明の目的は、エンジン回転数に影響されず、安定したロードセンシング制御を行える油圧駆動装置を提供することである。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成する本発明の特徴及びそれに付随する特徴は次のようである。
【００１７】
（１）まず、本発明では、エンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータと、前記油圧ポンプから複数のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁と、前記油圧ポンプの吐出圧Ｐｓと前記複数のアクチュエータの最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSを第１設定値ΔＰLSrefに維持するよう前記油圧ポンプを容量制御するポンプ容量制御手段とを備え、このポンプ容量制御手段は前記エンジンの回転数に応じて前記ポンプ容量制御手段の第１設定値ΔＰLSrefを変更する第１設定変更手段を有する油圧駆動装置において、前記油圧ポンプの吐出圧Ｐｓと前記複数のアクチュエータの最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSを前記第１設定値ΔＰLSrefより高い第２設定値ΔＰunに維持するよう前記油圧ポンプの吐出圧を制御するアンロード弁と、前記エンジンの回転数に応じて、前記第１設定変更手段による第１設定値ΔＰLSrefの変更に合わせて前記アンロード弁の第２設定値ΔＰunを変更する第２設定変更手段とを備え、前記第１設定変更手段は、前記可変容量型の油圧ポンプとともに前記エンジンにより駆動される固定容量油圧ポンプと、この固定容量油圧ポンプの吐出路に設けられた流量検出弁と、前記流量検出弁の上流側の圧力と下流側の圧力とが導かれ、当該流量検出弁の前後差圧ΔＰｐに相当する１つの信号圧を発生する第１圧力制御弁と、前記第１圧力制御弁からの信号圧によって前記第１設定値ΔＰLSrefを変更する操作駆動部とを有し、前記第２設定変更手段は、前記アンロード弁の弁体を閉じ方向に付勢する第１制御圧力室と、前記第１圧力制御弁からの信号圧を前記アンロード弁の第１制御圧力室に導く油圧ラインとを有するものとする。
【００１８】
このように構成した本発明においては、第１設定変更手段によりエンジンの回転数に応じてポンプ容量制御手段の第１設定値ΔＰLSrefが変更されるとき、第２設定変更手段によりその第１設定値ΔＰLSrefの変更に合わせてアンロード弁の第２設定値ΔＰunが変更されるため、エンジンの回転数を低くしたときに、ポンプ容量制御手段の第１設定値ΔＰLSrefとアンロード弁の第２設定値ΔＰunの差が大きくなることがなく、エンジンの回転数を低くしたときでも、システムの安定性を確保することができる。
【００２０】
また、上記のように第１及び第２設定変更手段を構成することにより、流量検出弁の前後差圧ΔＰｐはエンジンの回転数によって変化するため、第１設定変更手段にあっては、流量検出弁の前後差圧ΔＰｐによって第１設定値ΔＰLSrefを変更することにより第１設定値ΔＰLSrefをエンジン回転数に応じて変更でき、第２設定変更手段においては流量検出弁の前後差圧ΔＰｐによってアンロード弁の第２設定値ΔＰunを変更することにより第２設定値ΔＰunをエンジン回転数に応じて変更でき、第１設定変更手段による第１設定値ΔＰLSrefの変更に合わせてアンロード弁の第２設定値ΔＰunを変更することができる。また、エンジン回転数の変化を流量検出弁の前後差圧ΔＰｐで油圧的に検出するので、油圧的にシステムを構成することができる。
更に、流量検出弁の前後差圧ΔＰｐに相当する信号圧を発生する第１圧力制御弁を設けることにより、操作駆動部及びアンロード弁共に、流量検出弁から１本のパイロットラインで信号圧を導くことができるようになり、回路構成が簡素化されると共に、信号圧が低圧となるのでパイロットラインのホース等を低圧用のものを使用でき安価となる。
【００２５】
これにより第１設定変更手段は、油圧的構成により、上記（３）の機能（エンジンの回転数を検出し、このエンジン回転数がエンジンの最低回転数側の領域にあるときは流量制御弁の合計の最大要求流量Ｑvtotalが油圧ポンプの最大吐出量Ｑsmaxよりも少なくなるようにポンプ容量制御手段の設定値ΔＰLSrefを変更する機能）を実現でき、第２設定変更手段も油圧的構成により上記（３）の機能（エンジン回転数如何にか変わらずポンプ容量制御手段の第１設定値ΔＰLSrefとアンロード弁の第２設定値ΔＰunの差が大きくなることがない機能）を実現できる。
【００２８】
（２）また、上記（１）において、好ましくは、前記油圧ポンプの吐出圧Ｐｓと前記複数のアクチュエータの最高負荷圧ＰLSとが導かれ、それらの差圧ΔＰLSに相当する１つの信号圧を発生する第２圧力制御弁を更に備え、前記アンロード弁は、アンロード弁の弁体の開け方向に油圧力が作用する第２制御圧力室を有し、前記第２制御圧力室に前記第２圧力制御弁の出力信号圧を導く。
【００２９】
これによりアンロード弁は、ポンプ吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSに関しても１本の低圧用のパイロットラインで信号圧を導くことができるようになり、回路構成がより簡素化されかつ安価となる。
【００３０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面を用いて説明する。
【００３１】
図１は本発明の基本的な考え方を示す油圧駆動装置の構成を示すもので、この油圧駆動装置は、エンジン１と、このエンジン１により駆動される可変容量型の油圧ポンプ２と、この油圧ポンプ２から吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃと、油圧ポンプ２の吐出管路１００に接続され、油圧ポンプ２からアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃに供給される圧油の流量と方向をそれぞれ制御する複数の切換制御弁４ａ，４ｂ，４ｃからなる弁装置４と、油圧ポンプ２を容量制御するポンプ容量制御装置５と、油圧ポンプ２の吐出管路１００をタンク１０１に連絡する分岐管路１０２に設けられたアンロード弁８０とを備えている。
【００３２】
複数の切換制御弁４ａ，４ｂ，４ｃは、それぞれ、複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃと、これら複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧を同じに制御する複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃとで構成されている。
【００３３】
複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃは、それぞれ、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの上流に設置された前置きタイプであり、圧力補償弁７ａは２対の対向する制御圧力室７０ａ，７０ｂ及び７０ｃ，７０ｄを有し、制御圧力室７０ａ，７０ｂに流量制御弁６ａの上流側及び下流側の圧力をそれぞれ導き、制御圧力室７０ｃ，７０ｄに油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧ＰLSとをそれぞれ導き、これにより流量制御弁６ａの前後差圧を閉弁方向に作用させるとともに、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSを開弁方向に作用させ、その差圧ΔＰLSを圧力補償の目標差圧として流量制御弁６ａの前後差圧を制御する。圧力補償弁７ｂ，７ｃも同様に構成されている。
【００３４】
このように圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃが同じ差圧ΔＰLSを目標差圧としてそれぞれの流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧を制御することにより、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧はともに差圧ΔＰLSになるように制御され、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの要求流量は差圧ΔＰLSの平方根とそれぞれの開口面積との積で表されるものとなる。
【００３５】
複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃには、それぞれ、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの駆動時にそれらの負荷圧を取り出す負荷ポート６０ａ，６０ｂ，６０ｃが設けられ、これら負荷ポート６０ａ，６０ｂ，６０ｃに取り出された負荷圧のうちの最高の圧力が負荷ライン８ａ，８ｂ，８ｃ、８ｄ及びシャトル弁９ａ，９ｂを介して信号ライン１０に検出され、この圧力が上記最高負荷圧ＰLSとして圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃに与えられる。
【００３６】
油圧ポンプ２は斜板２ａの傾転角を大きくすることにより吐出量を増加させる斜板ポンプであり、ポンプ容量制御装置５は、油圧ポンプ２の斜板２ａを傾転するサーボピストン２０と、このサーボピストン２０を駆動し、斜板２ａの傾転角を制御することで油圧ポンプ２の容量制御をする傾転制御装置２１とを備えている。サーボピストン２０は吐出管路１００からの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓ）と傾転制御装置２１からの指令圧力とによって動作する。傾転制御装置２１は第１傾転制御弁２２と第２傾転制御弁２３とを有している。
【００３７】
第１傾転制御弁２２は吐出管路１００からの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓ）が高くなると油圧ポンプ２の吐出量を減少させる馬力制御弁であり、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓを元圧として入力し、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓがバネ２２ａで設定される所定レベル以下であればスプール２２ｂを図示右方に移動し、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓをそのまま出力する。このとき、この出力圧が指令圧力としてそのままサーボピストン２０に与えられると、サーボピストン２０は面積差により図示左方に移動し、斜板２ａの傾転角を増加させ、油圧ポンプ２の吐出量を増加する。その結果、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓが上昇する。油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓがバネ２２ａの所定レベルを越えるとスプール２２ｂを図示左方に移動して吐出圧Ｐｓを減圧し、その低下した圧力を指令圧力として出力する。このため、サーボピストン２０は図示右方に移動し、斜板２ａの傾転角を減少させ、油圧ポンプ２の吐出量を減少する。その結果、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓが低下する。
【００３８】
第２傾転制御弁２３は、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓとアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSを目標差圧ΔＰLSrefに維持するように制御するロードセンシング制御弁であり、目標差圧ΔＰLSrefの基本値を設定するバネ２３ａと、スプール２３ｂと、吐出管路１００からの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓ）とアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧ＰLSによって動作し、スプール２３ｂを動かす第１操作駆動部２４とを有している。
【００３９】
第１操作駆動部２４は、スプール２３ｂに作用するピストン２４ａと、ピストン２４ａにより分割された２つの油圧室２４ｂ，２４ｃとを有し、油圧室２４ｂには油圧ポンプ２の吐出圧が導かれ、油圧室２４ｃには最高負荷圧ＰLSが導かれかつ上記のバネ２３ａが内蔵されている。
【００４０】
また、第２傾転制御弁２３は第１傾転制御弁２２の出力圧を元圧として入力し、目標差圧ΔＰLSrefに比べ差圧ΔＰLSが低い場合は、第１操作駆動部２４によりスプール２３ｂが図示左方に移動し、第１傾転制御弁２２の出力圧をそのまま出力する。このとき、第１傾転制御弁２２の出力圧が油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓであるとすると、この吐出圧Ｐｓが指令圧力としてサーボピストン２０に与えられ、サーボピストン２０は面積差により図示左方に移動し、斜板２ａの傾転角を増加させ、油圧ポンプ２の吐出量を増加する。その結果、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓが上昇し、差圧ΔＰLSが上昇する。逆に目標差圧ΔＰLSrefに対し差圧ΔＰLSが高い場合は、第１操作駆動部２４によりスプール２３ｂが図示右方に移動して第１傾転制御弁２２の出力圧を減圧し、その低下した圧力を指令圧力として出力する。このため、サーボピストン２０は図示右方に移動し、斜板２ａの傾転角を減少させ、油圧ポンプ２の吐出量を減少する。その結果、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓが低下し、差圧ΔＰLSが低下する。結果として、差圧ΔＰLSは目標差圧ΔＰLSrefに維持される。
【００４１】
ここで、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧は圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃにより同じ値である差圧ΔＰLSになるように制御されているので、上記のように差圧ΔＰLSが目標差圧ΔＰLSrefに維持されることは、結果として流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧が目標差圧ΔＰLSrefに維持されることになる。
【００４２】
また、ポンプ容量制御装置５は、第２傾転制御弁２３の目標差圧ΔＰLSrefをエンジン１の回転数の変化に応じて変更する第１設定変更手段３８を有し、この第１設定変更手段３８は、可変容量型の油圧ポンプ２とともにエンジン１により駆動される固定容量油圧ポンプ３０と、この固定容量油圧ポンプ３０の吐出路３０ａ，３０ｂに設けられた流量検出弁としての絞り５０と、この絞り５０の前後差圧ΔＰｐによって目標差圧ΔＰLSrefを変更する第２操作駆動部３２とで構成されている。
【００４３】
固定容量油圧ポンプ３０は通常パイロット油圧源として設けられているものであり、吐出路３０ｂにはパイロット油圧源としての元圧を規定するリリーフ弁３３が接続され、更に吐出路３０ｂは、例えば流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃを切換操作するためのパイロット圧を生成するリモコン弁（図示せず）へと接続されている。
【００４４】
第２操作駆動部３２は、第２傾転制御弁２３の第１操作駆動部２４と一体に設けられた追加の操作駆動部であり、第１操作駆動部２４のピストン２４ａに作用するピストン３２ａと、ピストン３２ａにより分割された２つの油圧室３２ｂ，３２ｃとを有し、油圧室３２ｂにはパイロットライン３４ａを介して絞り５０の上流側の圧力が導かれ、油圧室３２ｃにはパイロットライン３４ｂを介して絞り５０の下流側の圧力が導かれ、ピストン３２ａは絞り５０の前後差圧ΔＰｐに応じた力でピストン２４ａを図示左方に付勢している。第２傾転制御弁２３の目標差圧ΔＰLSrefは上記のバネ２３ａにより与えられる基本値とこのピストン３２ａの付勢力によって設定され、絞り５０の前後差圧ΔＰｐが小さくなるとピストン３２ａはピストン２４ａを押す力を小さくし、目標差圧ΔＰLSrefを小さくし、前後差圧ΔＰｐが増大するとピストン３２ａはピストン２４ａを押す力を大きくし、目標差圧ΔＰLSrefを大きくする。
【００４５】
ここで、絞り５０の前後差圧ΔＰｐはエンジン１の回転数によって変化するため、第１設定変更手段３８はエンジン回転数に応じて第１傾転制御弁２３の目標差圧ΔＰLSrefを変更するものとなる。
【００４６】
アンロード弁８０は、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSをロードセンシング制御の目標差圧（以下、「ロードセンシング設定差圧」という）ΔＰLSrefより高い設定差圧ΔＰunに維持するよう油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓを制御するもので、弁体８０ａの開度を開ける方向に圧力が作用する第１制御圧力室８０ｂと、開度を閉める方向に圧力が作用する第２制御圧力室８０ｃと、開度を閉める方向に付勢するバネ８０ｄと、開度を閉める方向に圧力が作用する第３制御圧力室８０ｅと、開度を開ける方向に圧力が作用する第４制御圧力室８０ｆとを有し、第１制御圧力室８０ｂにパイロットライン８５ａを介して可変容量型の油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓを導き、第２制御圧力室８０ｃにパイロットライン８５ｂを介して最高負荷圧ＰLSを導き、第３制御圧力室８０ｅにパイロットライン８６ａを介して絞り５０の上流の圧力を導き、第４制御圧力室８０ｆにパイロットライン８６ｂを介して絞り５０の下流の圧力を導いている。
【００４７】
ここで、絞り５０の前後差圧ΔＰｐはエンジン１の回転数によって変化するため、第３及び第４制御圧力室８０ｅ，８０ｆ及びパイロットライン８６ａ，８６ｂは、エンジン１の回転数に応じて、第１設定変更手段３８によるロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefの変更に合わせてアンロード弁８０の設定差圧ΔＰunを変更する第２設定変更手段３９を構成する。
【００４８】
すなわち、アンロード弁８０は、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧ΔＰLSがロードセンシング設定差圧ΔＰLSref（＝ΔＰｐ）よりバネ８０ｄの設定圧Ｐsp分だけ高くなった場合に作動し、吐出管路１００内の圧油をタンク１０１に放出する。結果として、吐出管路１００内圧はロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefよりバネ８０ｄの設定圧Ｐsp分だけ高い設定差圧ΔＰunに制御される。この時のアンロード弁８０の設定差圧ΔＰunはΔＰun＝ΔＰLSref＋Ｐspで与えられる。このアンロード弁８０の設定差圧ΔＰunはロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefによって与えられているため、このロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefがエンジン１の回転数の変化により変化すると、アンロード弁８０の設定差圧ΔＰunも変化する。この設定差圧ΔＰunはエンジン１の回転数の変化に対して、常にロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefよりバネ８０ｄの設定圧Ｐsp分だけ高い値で与えられることになる。
【００４９】
上記のアンロード弁８０の動作を従来の設定差圧ΔＰunを一定としたアンロード弁の動作と比較して説明する。なお、以下において、従来のアンロード弁を固定式のアンロード弁と称し、本発明のアンロード弁を可変アンロード弁と称する。
【００５０】
まず、絞り５０を含むを含む設定変更手段３８の作用を説明する。
【００５１】
固定容量油圧ポンプ３０はエンジン１の回転数Ｎに押しのけ容積Ｃｍを乗じた流量Ｑｐを吐出する。
【００５２】
Ｑｐ＝ＣｍＮ …（１）
絞り５０の開口面積をＡｐとすると、エンジン１の回転数Ｎと絞り５０の前後差圧ΔＰｐは以下の式で関係ずけられる。
【００５３】

ここで、絞り５０は固定絞りであり、開口面積Ａｐは一定であるので、式（３）より前後差圧ΔＰｐは油圧ポンプ３０の吐出量Ｑｐ又はエンジン１の回転数Ｎに対して図２（ａ）に示すように二次曲線的に増加する。また、第２操作駆動部３２によりΔＰLSref∝ΔＰｐとなるので、ロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefも油圧ポンプ３０の吐出量Ｑｐ又はエンジン１の回転数Ｎに対して図２（ａ）に示すように二次曲線的に増加する。
【００５４】
また、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの１つ、例えば流量制御弁６ａの前後差圧ΔＰLSが目標値ΔＰLSrefに制御されている場合、流量制御弁６ａの開口面積をＡｖとすると、流量制御弁６ａの要求する流量Ｑｖは以下の式で与えられる。
【００５５】
Ｑｖ＝ｃＡｖ√（（２／ρ）ΔＰLSref） …（４）
すなわち、要求流量Ｑｖは目標差圧ΔＰLSrefに対して図２（ｂ）で示すように二次曲線的に増大する。
【００５６】
ここで、流量制御弁６ａの目標前後差圧ΔＰLSrefは絞り５０の前後差圧ΔＰｐによって与えられるから（ΔＰLSref∝ΔＰｐ）、式（３）から、要求流量Ｑｖは以下のようにエンジン１の回転数Ｎと関係ずけることができる。
【００５７】
Ｑｖ∝（Ａｖ／Ａｐ）ＣｍＮ …（５）
すなわち、図２（ａ）に示す流量Ｑｐと前後差圧ΔＰｐとの二次曲線の関係（式（３））と図２（ｂ）に示す前後差圧ΔＰLSと要求流量Ｑｖとの二次曲線の関係（式（４））が組み合わされ、要求流量Ｑｖはエンジン１の回転数Ｎに対して図２（ｃ）に示すように概ね直線的に増大する。
【００５８】
以上は、１つの流量制御弁６ａについてものもであるが、２つ若しくは３つといった複数のアクチュエータを駆動する場合は流量制御弁６ａ，６ｂ又は６ａ，６ｂ，６ｃのそれぞれについて図２（ｃ）の関係が得られ、エンジン１の回転数Ｎと合計の要求流量Ｑｖの関係は図２（ｃ）の関係を単純に加算した関係となる。
【００５９】
以上のようにエンジン回転数に応じてロードセンシング設定差圧ΔＰLSref及び要求流量Ｑｖを変化させることにより、流量制御弁の開口面積が一定でもエンジン回転数に応じてアクチュエータへの供給流量が変化するので、エンジン回転数に応じたアクチュエータ速度にできる。また、２つ以上のアクチュエータを複合駆動する場合でも、流量制御弁の開口面積比に応じてポンプ吐出量が分配され、複合操作性の劣化が防止される。
【００６０】
以上のようにエンジン回転数に応じてロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefが変化するときのそのロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefと本発明の可変アンロード弁８０の設定差圧ΔＰunとの関係を固定式のアンロード弁の場合と比較して図３に示す。
【００６１】
図３において、ロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefは図２（ａ）と同様、エンジン回転数に応じて二次曲線的に変化しており、本発明の可変アンロード弁の設定差圧ΔＰunは、ロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefよりバネ８０ｄの設定圧Ｐsp分だけ高い値で変化するため、ロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefと同様、エンジン回転数に応じて二次曲線的に変化する。一方、固定式アンロード弁の設定差圧ΔＰunはエンジン回転数が変化しても一定である。
【００６２】
エンジン１の回転数が通常掘削を行うのに適した定格回転数にある状態１では、従来の固定式アンロード弁及び本発明の可変アンロード弁ともに、設定差圧ΔＰunはロードセンシング目標差圧ΔＰLSrefよりわずかに高い値に設定されている。両者は同じ設定差圧ではあるが、固定式のアンロード弁の設定差圧は固定されているのに対し、本発明の可変アンロード弁の設定差圧はロードセンシング目標差圧ΔＰLSrefよりアンロード弁のバネ８０ｄの設定圧Ｐsp分だけ高い値で与えられているという点で異なる。結果として、状態１よりエンジン回転数の低い状態、例えばアイドル回転数（最低回転数）の状態２において、従来の固定式アンロード弁の設定差圧ΔＰunはロードセンシング目標差圧ΔＰLSrefよりはるかに高い設定となる。これに対し、本発明の可変アンロード弁は、設定差圧ΔＰunがロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefよりバネ８０ｄの設定圧Ｐsp分だけ高い値で変化するため、アンロード弁の設定差圧ΔＰunとロードセンシング目標差圧ΔＰLSrefとはその差が変化しない。
【００６３】
このように本構成においては、エンジン１の回転数を低くしたときに、ロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefとアンロード弁設定差圧ΔＰunの差が大きくなることがなく、エンジン１の回転数を低くしたときでも、システムの安定性を確保することができる。
【００９６】
本発明の一実施形態を図４により説明する。図中、図１に示すものと同等の部材には同じ符号を付している。
【００９７】
図４において、本実施形態のポンプ容量制御装置５Ｂにおいて、第１設定変更手段３８Ｂは、流量検出弁である絞り５０の前後差圧ΔＰｐに相当する信号圧を出力する圧力制御弁４０を有している。この圧力制御弁４０は、弁体４０ａを増圧方向に付勢する制御圧力室４０ｂ及び弁体４０ａを減圧方向に付勢する制御圧力室４０ｃ，４０ｄを有し、絞り５０の上流側の圧力を制御圧力室４０ｂに導き、絞り５０の下流側の圧力及び自身の出力圧力をそれぞれ制御圧力室４０ｃ，４０ｄに導き、これらの圧力のバランスにより絞り５０の前後差圧ΔＰｐに相当する信号圧を絶対圧として生成する。この信号圧はパイロットライン４１ａを介して第２操作駆動部３２Ｂの油圧室３２ｂに導かれ、かつ第２操作駆動部３２Ｂの油圧室３２ｃはパイロットライン４１ｂを介してタンクに連通している。
【００９８】
また、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSに相当する信号圧を発生する圧力制御弁４５が更に設けられている。この圧力制御弁４５は、弁体４５ａを増圧方向に付勢する制御圧力室４５ｂ及び弁体４５ａを減圧方向に付勢する制御圧力室４５ｃ，４５ｄを有し、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓを制御圧力室４５ｂに導き、最高負荷圧ＰLS及び自身の出力圧力をそれぞれ制御圧力室４５ｃ，４５ｄに導き、これらの圧力のバランスによりポンプ吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSに相当する信号圧を絶対圧として生成する。
【００９９】
アンロード弁８０Ｂは、図１に示した第１及び第２の２つの制御圧力室８０ｂ，８０ｃに代え開度を開ける方向に圧力が作用する１つの制御圧力室８０ｇと、図１に示した第３及び第４の２つの制御圧力室８０ｅ，８０ｆに代え開度を閉める方向に圧力が作用する１つの制御圧力室８０ｈを有し、制御圧力室８０ｇにはパイロットライン８７ａを介して圧力制御弁４５からの信号圧が導かれ、制御圧力室８０ｈにはパイロットライン８７ｂを介して圧力制御弁４０からの信号圧が導かれている。
【０１００】
このように構成した本実施形態においても、第２操作駆動部３２Ｂは絞り５０の前後差圧ΔＰｐによって目標差圧ΔＰLSrefを変更するように動作するとともに、アンロード弁８０Ｂは、流量検出弁３１の前後差圧ΔＰｐによって、目標差圧ΔＰLSrefに合わせて設定差圧ΔＰunを変更するように動作する。
【０１０１】
したがって、本実施形態によっても図１に示した構成と同様の作用効果が得られる。
【０１０２】
また、本実施形態によれば、第１設定変更手段３８Ｂにおいては、圧力制御弁４０から第２操作駆動部３２Ｂに信号圧を導くのに１本のパイロットライン４１ａで良くなり、かつアンロード弁８０Ｂにあっては信号圧を導くのに２本のパイロットライン８７ａ，８７ｂでよくなり、回路構成が簡素化される。また、圧力制御弁４０，４５で差圧を絶対圧として検出するため個々の圧力をそのまま検出する場合よりも信号圧が低圧となり、パイロットライン４１ａ，４１ｂ，８７ａ，８７ｂのホース等を低圧用のものを使用でき、回路構成が安価となる。
【０１０４】
なお、以上の実施形態では、圧力補償弁は流量制御弁の上流に設置される前置きタイプとしたが、流量制御弁の下流に設置され、全ての流量制御弁の出口圧力を同じ最大負荷圧に制御することで前後差圧を同じ差圧ΔＰLSに制御する後置きタイプであっても良い。
【０１０５】
【発明の効果】
本発明によれば、エンジン回転数に影響されず、安定したロードセンシング制御を行うことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の基本的な考え方を示す油圧駆動装置の構成を示す油圧回路図である。
【図２】図１に示す流量検出弁（絞り）の作用を説明する図である。
【図３】図１に示すアンロード弁の作用を従来のものと比較して示す図である。
【図４】本発明の一実施形態による油圧駆動装置の構成を示す油圧回路図である。
【符号の説明】
１エンジン
２可変容量型の油圧ポンプ
３ａ，３ｂ，３ｃアクチュエータ
４ａ，４ｂ，４ｃ切換制御弁
５ポンプ容量制御装置
６ａ，６ｂ，６ｃ流量制御弁
７ａ，７ｂ，７ｃ圧力補償弁
２０サーボピストン
２１傾転制御装置
２２第１傾転制御弁
２３第２傾転制御弁
２４第１操作駆動部
３０固定容量油圧ポンプ
３２第２操作駆動部
３８第１設定変更手段
３９第２設定変更手段
４０圧力制御弁
５０絞り
８０アンロード弁
８０ａ弁体
８０ｂ第１制御圧力室
８０ｃ第２制御圧力室
８０ｄバネ
８０ｅ第３制御圧力室
８０ｆ第４制御圧力室
８０ｇ制御圧力室[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic drive device, and more particularly to a load sensing control hydraulic drive device that controls a displacement of a hydraulic pump so as to maintain a differential pressure between a discharge pressure of the hydraulic pump and a maximum load pressure of a plurality of actuators at a set value. .
[0002]
[Prior art]
As a load sensing control technique for controlling the capacity of the hydraulic pump so as to maintain the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of a plurality of actuators at a set value, pump capacity control described in Japanese Patent Laid-Open No. 5-99126 And a control device for a variable displacement hydraulic pump described in British Patent No. 1599233.
[0003]
JP-A-5-99126 discloses a pump displacement control device, a servo piston for tilting a swash plate of a variable displacement hydraulic pump, a discharge pressure Ps of the hydraulic pump, and a load pressure of an actuator driven by the hydraulic pump. There is provided a tilt control device that supplies the pump discharge pressure to the servo piston by the differential pressure ΔPLS with PLS, maintains the differential pressure ΔPLS at the set value ΔPLSref, and controls the capacity. The fixed displacement hydraulic pump driven by the engine together with the variable displacement hydraulic pump, the throttle provided in the discharge path of the fixed displacement hydraulic pump, and the set value of the tilt control device by the differential pressure ΔPp across the throttle And a setting changing means for changing ΔPLSref, detecting the engine speed based on a change in the differential pressure across the throttle provided in the discharge passage of the fixed displacement hydraulic pump, and changing the setting value ΔPLSref of the tilt control device. Yes.
[0004]
The control device described in British Patent No. 1599233 also has a similar configuration. That is, a throttle is provided in the discharge path of the fixed pump, and the differential pressure ΔPp before and after the throttle is led to the control pressure chambers at both ends of the setting adjustment valve. When the rotational speed of the prime mover is sufficiently high and the differential pressure ΔPp is larger than the pressure set by the spring, the valve device 21 is connected to the II side, and the target load sensing differential pressure ΔPLSref of the tilt control valve performing the load sensing control is It is set high. When the prime mover is overloaded due to a change in the load of each actuator connected to the plurality of flow control valves, and the rotational speed decreases, the discharge amount of the fixed pump connected to the prime mover decreases. When the spring set value becomes higher than the throttle front-rear differential pressure ΔPp due to the decrease in the pump discharge amount, the setting adjustment valve switches to the I side, and the target load for the tilt control valve performing load sensing control Since the sensing differential pressure ΔPLSref is set low, the load on the prime mover can be reduced.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
In the pump displacement control device described in Japanese Patent Laid-Open No. 5-99126, when the flow rate control valve is operated, the load control differential pressure ΔPLSref corresponding to the engine speed is set by the setting change means in the tilt control device, The pressure Ps in the pump discharge line of the variable displacement hydraulic pump is maintained at a pressure higher than the maximum load pressure PLS among the actuators operated by the flow control valve by the load sensing differential pressure ΔPLSref, and Ps = PLS + ΔPLSref. ing.
[0006]
On the other hand, when the flow control valve is not operated, the maximum load pressure PLS becomes the tank pressure, so that the tilt control device sets the tilt angle of the variable displacement hydraulic pump to reduce the pressure in the pump discharge line. Minimize. In this case, even if the pump discharge amount is small, or even if the pump discharge amount is not set at all, a small flow rate is generated due to the delay of the operation of the swash plate of the hydraulic pump, and the flow control valve Since pressure oil is sealed in the neutral position, pressure is generated in the pump discharge line.
[0007]
Therefore, in a general hydraulic circuit, a safety valve (relief valve) is connected to the pump discharge line, and the pressure in the discharge line becomes a maximum value of the pressure allowed for the entire circuit by this safety valve.
[0008]
In addition, in order to improve the energy efficiency of a hydraulic pump when there is no load, a hydraulic device that normally performs load sensing control is generally connected to an unload valve in the pump discharge line. The pressure is controlled to be kept higher by the differential pressure ΔPun set by the spring from the maximum load pressure PLS when the flow control valve is not operated.
[0009]
The set differential pressure ΔPun of the unload valve is set to a value higher than the load sensing differential pressure ΔPLSref set in the tilt control device. For this reason, when the flow control valve is operated, the pressure Ps in the pump discharge line is controlled to Ps = PLS + ΔPLSref by the tilt control device when the system is operating normally. The valve does not operate and is set so as not to interfere with load sensing control by the tilt control device.
[0010]
However, when the maximum load pressure PLS fluctuates due to fluctuations in the work load, the pressure Ps in the discharge line of the hydraulic pump is also adjusted by the tilt control device, but the pump tilt delay due to load sensing control In some cases, a flow rate exceeding that required by the actuator may occur. This difference in flow rate causes the pressure in the pump discharge line to deviate from the target pressure by load sensing control, causing oscillation of the entire system.
[0011]
The unload valve operates to stabilize the system against this phenomenon. When the pressure in the pump discharge pipe reaches a set differential pressure ΔPun or more, the pressure oil in the pipe is discharged to the tank. This is equivalent to discharging the pressure oil corresponding to the flow rate generated by the delay in tilting of the hydraulic pump, and as a result, the entire system is stabilized.
[0012]
By setting the set differential pressure ΔPun of the unload valve and the set differential pressure ΔPLSref of the load sensing control to a close value, the stability of the entire system is improved.
[0013]
Incidentally, in the pump displacement control device described in Japanese Patent Laid-Open No. 5-99126, the setting change means detects the engine speed from the discharge flow rate of the fixed displacement pump, and variably adjusts the set differential pressure ΔPLSref for load sensing control. Improved operability according to the engine speed. However, a system in which an unload valve is provided in a hydraulic circuit including such a pump displacement device, and the set differential pressure ΔPun of the unload valve is set slightly higher than the load sensing set differential pressure ΔPLSref at the rated engine speed. In such a system, even if the stability of the entire system at the rated engine speed is improved, the load sensing setting differential pressure ΔPLSref decreases when the engine speed is lowered, Since the set differential pressure of the unload valve is fixed by a spring, the difference between the load sensing set differential pressure ΔPLSref and the unload valve set differential pressure ΔPun becomes large, and stability equivalent to the engine rated speed can be maintained. It will disappear.
[0014]
Even in the control device described in the specification of British Patent No. 1599233, a system in which an unload valve is provided and the set differential pressure ΔPun of the unload valve is set slightly higher than the load sensing set differential pressure ΔPLSref at the rated speed of the prime mover. When considered, in such a system, there is a similar problem that the stability of the system cannot be maintained when the rotational speed of the prime mover becomes low.
[0015]
An object of the present invention is to provide a hydraulic drive device that can perform stable load sensing control without being affected by the engine speed.
[0016]
[Means for Solving the Problems]
The features of the present invention that achieve the above object and the features accompanying it are as follows.
[0017]
(1) First, in the present inventionIsEngine, a variable displacement hydraulic pump driven by the engine, a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and a flow rate of pressure oil supplied from the hydraulic pump to the plurality of actuators A plurality of flow rate control valves for controlling the pressure, and a pump for capacity-controlling the hydraulic pump so as to maintain a differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump and the maximum load pressure PLS of the plurality of actuators at a first set value ΔPLSref. A displacement control means, wherein the pump displacement control means has a first setting change means for changing a first set value ΔPLSref of the pump displacement control means in accordance with the rotational speed of the engine. The second set value ΔPLS is higher than the first set value ΔPLSref by setting the differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the plurality of actuators and the maximum load pressure PLS of the plurality of actuators. An unload valve that controls the discharge pressure of the hydraulic pump so as to maintain un, and the unload valve according to the change of the first set value ΔPLSref by the first setting change unit according to the engine speed. Second setting change means for changing the second set value ΔPun, wherein the first setting change means is a fixed displacement hydraulic pump driven by the engine together with the variable displacement hydraulic pump, and the fixed displacement hydraulic pump. A flow rate detection valve provided in the discharge path of theThe upstream pressure and the downstream pressure are guided, and the flow rate detection valveCorresponds to the differential pressure ΔPpOneA first pressure control valve that generates a signal pressure; and an operation drive unit that changes the first set value ΔPLSref according to the signal pressure from the first pressure control valve. A first control pressure chamber that biases the valve body of the load valve in a closing direction; and a hydraulic line that guides a signal pressure from the first pressure control valve to the first control pressure chamber of the unload valve. .
[0018]
In the present invention configured as described above, when the first setting value ΔPLSref of the pump displacement control means is changed by the first setting changing means in accordance with the engine speed, the second setting changing means sets the first setting value. Since the second set value ΔPun of the unload valve is changed in accordance with the change of ΔPLSref, when the engine speed is lowered, the first set value ΔPLSref of the pump displacement control means and the second set value of the unload valve The difference in ΔPun does not increase, and the stability of the system can be ensured even when the engine speed is lowered.
[0020]
  Also, aboveBy configuring the first and second setting change means as described above, the front-rear differential pressure ΔPp of the flow rate detection valve changes depending on the engine speed. Therefore, in the first setting change unit, the front-rear difference of the flow rate detection valve The first set value ΔPLSref can be changed in accordance with the engine speed by changing the first set value ΔPLSref by the pressure ΔPp. In the second setting change means, the second setting of the unload valve is made by the differential pressure ΔPp across the flow rate detection valve. The second set value ΔPun can be changed according to the engine speed by changing the set value ΔPun, and the second set value ΔPun of the unload valve is changed in accordance with the change of the first set value ΔPLSref by the first setting change means. can do. Further, since the change in the engine speed is detected hydraulically by the differential pressure ΔPp across the flow rate detection valve, the system can be configured hydraulically.
Furthermore, by providing a first pressure control valve that generates a signal pressure corresponding to the differential pressure ΔPp before and after the flow rate detection valve, both the operation drive unit and the unload valve are configured to reduce the signal pressure from the flow rate detection valve through one pilot line. As a result, the circuit configuration is simplified, and the signal pressure is low, so that a low pressure pilot hose can be used.
[0025]
As a result, the first setting change means detects the function (3) (the engine speed) and, when the engine speed is in the region on the lowest engine speed side, by the hydraulic configuration, (The function of changing the set value ΔPLSref of the pump displacement control means so that the total maximum required flow rate Qvtotal is smaller than the maximum discharge amount Qsmax of the hydraulic pump). ) Function (a function in which the difference between the first set value ΔPLSref of the pump displacement control means and the second set value ΔPun of the unload valve does not increase regardless of the engine speed).
[0028]
(2And above (1), Preferably, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump and the maximum load pressure PLS of the plurality of actuatorsLed themEquivalent to the differential pressure ΔPLSOneAnd a second pressure control valve for generating a signal pressure, wherein the unload valve has a second control pressure chamber in which oil pressure acts in an opening direction of a valve body of the unload valve, and the second control pressure chamber To the output signal pressure of the second pressure control valve.
[0029]
As a result, the unload valve can guide the signal pressure with one low pressure pilot line with respect to the differential pressure ΔPLS between the pump discharge pressure Ps and the maximum load pressure PLS, and the circuit configuration is further simplified. And it becomes inexpensive.
[0030]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0031]
  FIG. 1 illustrates the present invention.Show basic ideasHydraulic driveConfigurationThe hydraulic drive device includes an engine 1, a variable displacement hydraulic pump 2 driven by the engine 1, and a plurality of actuators 3a driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump 2. 3b, 3c and a plurality of switching control valves 4a, 4b connected to the discharge pipe 100 of the hydraulic pump 2 and controlling the flow rate and direction of the pressure oil supplied from the hydraulic pump 2 to the actuators 3a, 3b, 3c, respectively. A valve device 4 comprising 4c, a pump capacity control device 5 for controlling the capacity of the hydraulic pump 2, and an unload valve 80 provided in a branch pipe 102 connecting the discharge pipe 100 of the hydraulic pump 2 to the tank 101. I have.
[0032]
The plurality of switching control valves 4a, 4b and 4c are respectively a plurality of flow rate control valves 6a, 6b and 6c and a plurality of pressure compensations which control the differential pressure across the plurality of flow rate control valves 6a, 6b and 6c in the same manner. It consists of valves 7a, 7b, 7c.
[0033]
The plurality of pressure compensation valves 7a, 7b, and 7c are each a pre-installed type installed upstream of the flow control valves 6a, 6b, and 6c. The pressure compensation valve 7a includes two pairs of opposed control pressure chambers 70a, 70b, and 70c and 70d, the upstream and downstream pressures of the flow control valve 6a are guided to the control pressure chambers 70a and 70b, respectively. The discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 and the plurality of actuators 3a, The maximum load pressures PLS of 3b and 3c are derived, respectively, thereby causing the differential pressure across the flow control valve 6a to act in the valve closing direction, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 and the maximum of the plurality of actuators 3a, 3b and 3c. A differential pressure ΔPLS with the load pressure PLS is applied in the valve opening direction, and the differential pressure ΔPLS is used as a target differential pressure for pressure compensation to control the differential pressure across the flow control valve 6a. The pressure compensation valves 7b and 7c are configured similarly.
[0034]
  In this way, the pressure compensation valves 7a, 7b, 7c control the differential pressure across the flow control valves 6a, 6b, 6c by using the same differential pressure ΔPLS as the target differential pressure, so that the flow control valves 6a, 6b, 6c Both the front and rear differential pressures are controlled to be a differential pressure ΔPLS, and the required flow rates of the flow control valves 6a, 6b, 6c are the differential pressure ΔPLS.Square root ofAnd the respective opening areas.
[0035]
The plurality of flow control valves 6a, 6b, and 6c are provided with load ports 60a, 60b, and 60c, respectively, for taking out the load pressures when the actuators 3a, 3b, and 3c are driven, and the load ports 60a, 60b, and 60c are provided. The highest pressure among the extracted load pressures is detected by the signal line 10 via the load lines 8a, 8b, 8c, 8d and the shuttle valves 9a, 9b, and this pressure is the pressure compensation valve 7a as the maximum load pressure PLS. , 7b, 7c.
[0036]
  The hydraulic pump 2 is a swash plate pump that increases the discharge amount by increasing the tilt angle of the swash plate 2a.5Includes a servo piston 20 that tilts the swash plate 2a of the hydraulic pump 2, and a tilt control device that drives the servo piston 20 and controls the displacement of the hydraulic pump 2 by controlling the tilt angle of the swash plate 2a. 21. The servo piston 20 is operated by the pressure from the discharge pipe 100 (discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2) and the command pressure from the tilt control device 21. The tilt control device 21 has a first tilt control valve 22 and a second tilt control valve 23.
[0037]
The first tilt control valve 22 is a horsepower control valve that reduces the discharge amount of the hydraulic pump 2 when the pressure from the discharge pipe line 100 (discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2) increases, and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 is reduced. If the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 is equal to or lower than a predetermined level set by the spring 22a, the spool 22b is moved to the right in the figure and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 is output as it is. At this time, if this output pressure is directly applied to the servo piston 20 as a command pressure, the servo piston 20 moves to the left in the figure due to the area difference, increases the tilt angle of the swash plate 2a, and discharges the hydraulic pump 2. Increase. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 increases. When the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 exceeds a predetermined level of the spring 22a, the spool 22b is moved to the left in the figure to reduce the discharge pressure Ps, and the reduced pressure is output as a command pressure. For this reason, the servo piston 20 moves to the right in the figure, reduces the tilt angle of the swash plate 2a, and reduces the discharge amount of the hydraulic pump 2. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 decreases.
[0038]
The second tilt control valve 23 is a load sensing control valve that controls the differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure PLS of the actuators 3a, 3b, 3c to be maintained at the target differential pressure ΔPLSref. Yes, it is operated by the spring 23a for setting the basic value of the target differential pressure ΔPLSref, the spool 23b, the pressure from the discharge pipe 100 (discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2), and the maximum load pressure PLS of the actuators 3a, 3b, 3c. And a first operation drive unit 24 for moving the spool 23b.
[0039]
The first operation drive unit 24 includes a piston 24a that acts on the spool 23b, and two hydraulic chambers 24b and 24c divided by the piston 24a. The discharge pressure of the hydraulic pump 2 is guided to the hydraulic chamber 24b, In the hydraulic chamber 24c, the maximum load pressure PLS is guided and the spring 23a is incorporated.
[0040]
Further, the second tilt control valve 23 receives the output pressure of the first tilt control valve 22 as a source pressure, and when the differential pressure ΔPLS is lower than the target differential pressure ΔPLSref, the first operation drive unit 24 causes the spool 23b. Moves to the left in the figure and outputs the output pressure of the first tilt control valve 22 as it is. At this time, assuming that the output pressure of the first tilt control valve 22 is the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2, this discharge pressure Ps is given to the servo piston 20 as a command pressure. And the tilt angle of the swash plate 2a is increased, and the discharge amount of the hydraulic pump 2 is increased. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 increases and the differential pressure ΔPLS increases. Conversely, when the differential pressure ΔPLS is higher than the target differential pressure ΔPLSref, the spool 23b is moved rightward in the figure by the first operation drive unit 24 to reduce the output pressure of the first tilt control valve 22 and decrease it. Output pressure as command pressure. For this reason, the servo piston 20 moves to the right in the figure, reduces the tilt angle of the swash plate 2a, and reduces the discharge amount of the hydraulic pump 2. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 decreases, and the differential pressure ΔPLS decreases. As a result, the differential pressure ΔPLS is maintained at the target differential pressure ΔPLSref.
[0041]
Here, since the differential pressure before and after the flow rate control valves 6a, 6b and 6c is controlled by the pressure compensating valves 7a, 7b and 7c to be the same differential pressure ΔPLS, the differential pressure ΔPLS is as described above. Maintaining the target differential pressure ΔPLSref results in maintaining the differential pressure across the flow control valves 6a, 6b, 6c at the target differential pressure ΔPLSref.
[0042]
Further, the pump displacement control device 5 has first setting changing means 38 for changing the target differential pressure ΔPLSref of the second tilt control valve 23 according to the change in the rotational speed of the engine 1, and this first setting changing means. 38, a fixed displacement hydraulic pump 30 driven by the engine 1 together with the variable displacement hydraulic pump 2, a throttle 50 as a flow rate detection valve provided in the discharge passages 30a and 30b of the fixed displacement hydraulic pump 30, The second operation drive unit 32 changes the target differential pressure ΔPLSref by the differential pressure ΔPp across the throttle 50.
[0043]
The fixed displacement hydraulic pump 30 is normally provided as a pilot hydraulic pressure source, and a relief valve 33 for defining a source pressure as a pilot hydraulic pressure source is connected to the discharge passage 30b. The valve 6a, 6b, 6c is connected to a remote control valve (not shown) that generates a pilot pressure for switching operation.
[0044]
The second operation drive unit 32 is an additional operation drive unit provided integrally with the first operation drive unit 24 of the second tilt control valve 23, and the piston 32 a acting on the piston 24 a of the first operation drive unit 24. And two hydraulic chambers 32b and 32c divided by the piston 32a, and the upstream pressure of the throttle 50 is guided to the hydraulic chamber 32b through the pilot line 34a, and the pilot line 34b to the hydraulic chamber 32c. Thus, the pressure on the downstream side of the throttle 50 is guided, and the piston 32a urges the piston 24a to the left in the drawing with a force corresponding to the differential pressure ΔPp across the throttle 50. The target differential pressure ΔPLSref of the second tilt control valve 23 is set by the basic value given by the spring 23a and the urging force of the piston 32a, and the piston 32a pushes the piston 24a when the front-rear differential pressure ΔPp of the throttle 50 becomes small. When the force is decreased, the target differential pressure ΔPLSref is decreased, and the front-rear differential pressure ΔPp is increased, the piston 32a increases the force pushing the piston 24a, and the target differential pressure ΔPLSref is increased.
[0045]
Here, since the front-rear differential pressure ΔPp of the throttle 50 varies depending on the rotational speed of the engine 1, the first setting change means 38 changes the target differential pressure ΔPLSref of the first tilt control valve 23 according to the engine rotational speed. It becomes.
[0046]
The unload valve 80 uses a differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure PLS of the plurality of actuators 3a, 3b, 3c as a target differential pressure for load sensing control (hereinafter referred to as “load sensing set differential pressure”). The first control pressure chamber 80b in which the pressure acts in the direction of opening the opening of the valve body 80a, and controls the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 so as to maintain the set differential pressure ΔPun higher than ΔPLSref. The second control pressure chamber 80c in which the pressure acts in the direction of closing the opening, the spring 80d energizing in the direction of closing the opening, the third control pressure chamber 80e in which the pressure acts in the direction of closing the opening, and the opening A fourth control pressure chamber 80f in which pressure acts in the opening direction, and the discharge pressure Ps of the variable displacement hydraulic pump 2 is guided to the first control pressure chamber 80b via the pilot line 85a;Second control pressure chamber 80cThe maximum load pressure PLS is led to the third control pressure chamber 80e via the pilot line 86a, the upstream pressure of the throttle 50 is led to the third control pressure chamber 80e, and the fourth control pressure chamber 80f is throttled via the pilot line 86b. Leading 50 downstream pressures.
[0047]
Here, since the front-rear differential pressure ΔPp of the throttle 50 varies depending on the rotation speed of the engine 1, the third and fourth control pressure chambers 80e and 80f and the pilot lines 86a and 86b are changed according to the rotation speed of the engine 1. The second setting change means 39 is configured to change the set differential pressure ΔPun of the unload valve 80 in accordance with the change of the load sensing set differential pressure ΔPLSref by the 1 setting change means 38.
[0048]
That is, the unload valve 80 operates when the front-rear differential pressure ΔPLS of the flow control valves 6a, 6b, 6c is higher than the load sensing set differential pressure ΔPLSref (= ΔPp) by the set pressure Psp of the spring 80d, and discharge The pressure oil in the pipe line 100 is discharged to the tank 101. As a result, the internal pressure of the discharge pipe 100 is controlled to the set differential pressure ΔPun that is higher than the load sensing set differential pressure ΔPLSref by the set pressure Psp of the spring 80d. The set differential pressure ΔPun of the unload valve 80 at this time is given by ΔPun = ΔPLSref + Psp. Since the set differential pressure ΔPun of the unload valve 80 is given by the load sensing set differential pressure ΔPLSref, if the load sensing set differential pressure ΔPLSref changes due to a change in the rotational speed of the engine 1, the set differential pressure ΔPun of the unload valve 80 is set. The pressure ΔPun also changes. This set differential pressure ΔPun is always given a value higher than the load sensing set differential pressure ΔPLSref by the set pressure Psp of the spring 80d with respect to the change in the rotational speed of the engine 1.
[0049]
The operation of the unload valve 80 will be described in comparison with the operation of the conventional unload valve in which the set differential pressure ΔPun is constant. Hereinafter, the conventional unloading valve is referred to as a fixed unloading valve, and the unloading valve of the present invention is referred to as a variable unloading valve.
[0050]
First, the operation of the setting changing means 38 including the diaphragm 50 will be described.
[0051]
The fixed displacement hydraulic pump 30 discharges a flow rate Qp obtained by multiplying the rotational speed N of the engine 1 by the displacement volume Cm.
[0052]
Qp = CmN (1)
If the aperture area of the throttle 50 is Ap, the rotational speed N of the engine 1 and the differential pressure ΔPp across the throttle 50 are related by the following equation.
[0053]

Here, since the throttle 50 is a fixed throttle and the opening area Ap is constant, the front-rear differential pressure ΔPp is shown in FIG. 2 with respect to the discharge amount Qp of the hydraulic pump 30 or the rotational speed N of the engine 1 from the equation (3). It increases in a quadratic curve as shown in a). Further, since ΔPLSref∝ΔPp is obtained by the second operation driving unit 32, the load sensing set differential pressure ΔPLSref is also two as shown in FIG. 2A with respect to the discharge amount Qp of the hydraulic pump 30 or the rotational speed N of the engine 1. It increases in a second curve.
[0054]
Further, when the differential pressure ΔPLS of one of the flow control valves 6a, 6b, 6c, for example, the flow control valve 6a is controlled to the target value ΔPLSref, the flow control valve 6a is assumed to be Av. The flow rate Qv required by 6a is given by the following equation.
[0055]
Qv = cAv√ ((2 / ρ) ΔPLSref) (4)
That is, the required flow rate Qv increases with a quadratic curve as shown in FIG. 2B with respect to the target differential pressure ΔPLSref.
[0056]
Here, since the target front-rear differential pressure ΔPLSref of the flow control valve 6a is given by the front-rear differential pressure ΔPp of the throttle 50 (ΔPLSref∝ΔPp), the required flow rate Qv is calculated from the equation (3) as follows: N can be related.
[0057]
Qv∝ (Av / Ap) CmN (5)
That is, the quadratic curve (formula (3)) between the flow rate Qp and the front-rear differential pressure ΔPp shown in FIG. 2A and the quadratic curve between the front-rear differential pressure ΔPLS and the required flow rate Qv shown in FIG. 2 (formula (4)) is combined, and the required flow rate Qv increases substantially linearly with respect to the rotational speed N of the engine 1 as shown in FIG.
[0058]
The above is also for one flow control valve 6a, but when driving a plurality of actuators such as two or three, each of the flow control valves 6a, 6b or 6a, 6b, 6c is shown in FIG. The relationship between the rotational speed N of the engine 1 and the total required flow rate Qv is obtained by simply adding the relationship shown in FIG.
[0059]
As described above, by changing the load sensing set differential pressure ΔPLSref and the required flow rate Qv according to the engine speed, the supply flow rate to the actuator changes according to the engine speed even if the opening area of the flow control valve is constant. The actuator speed can be set according to the engine speed. Even when two or more actuators are combined and driven, the pump discharge amount is distributed according to the opening area ratio of the flow control valve, and deterioration of the combined operability is prevented.
[0060]
As described above, when the load sensing set differential pressure ΔPLSref changes according to the engine speed, the relationship between the load sensing set differential pressure ΔPLSref and the set differential pressure ΔPun of the variable unload valve 80 according to the present invention is fixed. FIG. 3 shows a comparison with the load valve.
[0061]
In FIG. 3, the load sensing set differential pressure ΔPLSref changes in a quadratic curve according to the engine speed, as in FIG. 2A, and the set differential pressure ΔPun of the variable unload valve of the present invention is Since it changes by a value higher than the sensing setting differential pressure ΔPLSref by the setting pressure Psp of the spring 80d, it changes like a quadratic curve according to the engine speed, similarly to the load sensing setting differential pressure ΔPLSref. On the other hand, the set differential pressure ΔPun of the fixed unloading valve is constant even if the engine speed changes.
[0062]
In the state 1 where the rotational speed of the engine 1 is at a rated rotational speed suitable for normal excavation, the set differential pressure ΔPun is the load sensing target differential pressure for both the conventional fixed unload valve and the variable unload valve of the present invention. It is set to a value slightly higher than ΔPLSref. Although both have the same set differential pressure, the set differential pressure of the fixed unload valve is fixed, whereas the set differential pressure of the variable unload valve of the present invention is unloaded from the load sensing target differential pressure ΔPLSref. It differs in that it is given a value that is higher by the set pressure Psp of the valve spring 80d. As a result, the set differential pressure ΔPun of the conventional fixed unloading valve is much higher than the load sensing target differential pressure ΔPLSref in a state where the engine speed is lower than that in the state 1, for example, in the state 2 where the idle speed (minimum speed) is set. Setting. On the other hand, the variable unload valve of the present invention changes the set differential pressure ΔPun to a value higher than the load sensing set differential pressure ΔPLSref by the set pressure Psp of the spring 80d. The difference from the sensing target differential pressure ΔPLSref does not change.
[0063]
  Book like thisIn configurationWhen the engine speed is reduced, the difference between the load sensing set differential pressure ΔPLSref and the unload valve set differential pressure ΔPun does not increase, and even when the engine 1 is lowered, Sex can be secured.
[0096]
  The present inventionThe fruit ofFigure of embodiment4Will be described. In the figure1The same members as those shown are denoted by the same reference numerals.
[0097]
  Figure4In the pump capacity control device 5B of the present embodiment, the first setting change means 38B is a flow rate detection valve.A certain aperture 50The pressure control valve 40 outputs a signal pressure corresponding to the front-rear differential pressure ΔPp. The pressure control valve 40 includes a control pressure chamber 40b that urges the valve body 40a in the pressure increasing direction and control pressure chambers 40c and 40d that urge the valve body 40a in the pressure reducing direction.Aperture 50The upstream pressure is guided to the control pressure chamber 40b,Aperture 50The pressure on the downstream side and the output pressure of itself are led to the control pressure chambers 40c and 40d, respectively,Aperture 50A signal pressure corresponding to the front-rear differential pressure ΔPp is generated as an absolute pressure. This signal pressure is guided to the hydraulic chamber 32b of the second operation drive unit 32B through the pilot line 41a, and the hydraulic chamber 32c of the second operation drive unit 32B communicates with the tank through the pilot line 41b.
[0098]
Further, a pressure control valve 45 that generates a signal pressure corresponding to a differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure PLS of the plurality of actuators 3a, 3b, 3c is further provided. The pressure control valve 45 has a control pressure chamber 45b that urges the valve body 45a in the pressure increasing direction and control pressure chambers 45c and 45d that urges the valve body 45a in the pressure reducing direction, and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 Is led to the control pressure chamber 45b, the maximum load pressure PLS and its own output pressure are led to the control pressure chambers 45c and 45d, respectively, and the pressure balance corresponds to the differential pressure ΔPLS between the pump discharge pressure Ps and the maximum load pressure PLS. The signal pressure to be generated is generated as an absolute pressure.
[0099]
The unload valve 80B has one control pressure chamber 80g in which pressure acts in the direction of opening the opening instead of the first and second

control pressure chambers

80b and 80c shown in FIG. Instead of the third and fourth control pressure chambers 80e and 80f, there is one control pressure chamber 80h in which pressure acts in the direction of closing the opening, and the control pressure chamber 80g is pressure controlled via a pilot line 87a. The signal pressure from the valve 45 is guided,Control pressure chamber 80hThe signal pressure from the pressure control valve 40 is guided to the pilot line 87b.
[0100]
  Also in the present embodiment configured as described above, the second operation driving unit 32B isAperture 50The unload valve 80B changes the set differential pressure ΔPun in accordance with the target differential pressure ΔPLSref by the front-rear differential pressure ΔPp of the flow rate detection valve 31 while operating so as to change the target differential pressure ΔPLSref by the front-rear differential pressure ΔPp. To work.
[0101]
  Therefore, also in this embodimentConfiguration shown in FIG.The same effect can be obtained.
[0102]
  Further, according to the present embodiment, in the first setting change unit 38B,Pressure control valve 40To second operation drive unit32BOne pilot line 41a is sufficient for guiding the signal pressure to the valve, and two pilot lines 87a and 87b are sufficient for guiding the signal pressure in the unload valve 80B, thereby simplifying the circuit configuration. The Further, since the differential pressure is detected as an absolute pressure by the pressure control valves 40 and 45, the signal pressure is lower than when the individual pressures are detected as they are, and the hoses and the like of the pilot lines 41a, 41b, 87a and 87b are used for low pressure. Can be used, and the circuit configuration is inexpensive.
[0104]
  In the above embodiment,Although the pressure compensation valve is a pre-installed type installed upstream of the flow control valve, it is installed downstream of the flow control valve, and the outlet pressure of all flow control valves is controlled to the same maximum load pressure to reduce the differential pressure across the front and rear. It may be a post-install type that controls to the same differential pressure ΔPLS.
[0105]
【The invention's effect】
According to the present invention, stable load sensing control can be performed without being affected by the engine speed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 of the present inventionShow basic ideasIt is a hydraulic circuit diagram which shows the structure of a hydraulic drive device.
FIG. 2 is a diagram for explaining the operation of a flow rate detection valve (throttle) shown in FIG.
[Fig. 3]As shown in FIG.It is a figure which shows the effect | action of an unloading valve compared with the conventional one.
FIG. 4 of the present inventionone1 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a hydraulic drive device according to an embodiment.The
[Explanation of symbols]
1 engine
2 Variable displacement hydraulic pump
3a, 3b, 3c Actuator
4a, 4b, 4c switching control valve
5 Pump capacity controller
6a, 6b, 6c Flow control valve
7a, 7b, 7c Pressure compensation valve
20 Servo piston
21 Tilt control device
22 First tilt control valve
23 Second tilt control valve
24 1st operation drive part
30 fixed capacity hydraulic pumpThe
32 Second operation drive unit
38 First setting change means
39 Second setting change means
40 Pressure control valve
50 aperture
80 Unload valve
80a Disc
80b First control pressure chamber
80c Second control pressure chamber
80d spring
80e Third control pressure chamber
80f Fourth control pressure chamber
80g Control pressure chamber

Claims

An engine (1), a variable displacement hydraulic pump (2) driven by the engine, a plurality of actuators (3a-3c) driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and the hydraulic pump A plurality of flow control valves (6a-6c) for controlling the flow rate of pressure oil supplied to the plurality of actuators, and a differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump and the maximum load pressure PLS of the plurality of actuators And a pump displacement control means (5B) for controlling the displacement of the hydraulic pump so as to maintain the set value ΔPLSref. The pump displacement control means is a first set value of the pump displacement control means according to the rotational speed of the engine. In the hydraulic drive apparatus having the first setting change means (38B) for changing ΔPLSref,
The hydraulic pressure is maintained so that the differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump (2) and the maximum load pressure PLS of the plurality of actuators (3a-3c) is maintained at a second set value ΔPun higher than the first set value ΔPLSref. An unload valve (80B) that controls the discharge pressure of the pump;
A second value for changing the second set value ΔPun of the unload valve (80B) in accordance with the change of the first set value ΔPLSref by the first setting change means (38B) according to the rotational speed of the engine (1). Setting change means,
The first setting changing means (38B) includes a fixed displacement hydraulic pump (30) driven by the engine (1) together with the variable displacement hydraulic pump (2), and a discharge path (30b) of the fixed displacement hydraulic pump. a flow rate detecting valve disposed in) (50), said flow rate detecting valve (and the pressure in the upstream pressure and the downstream side of 50) guided, one signal corresponding to the differential pressure ΔPp of the flow rate detecting valve A first pressure control valve (40) that generates pressure, and an operation drive unit (32B) that changes the first set value ΔPLSref by a signal pressure from the first pressure control valve, and the second setting change The means (39B) includes a first control pressure chamber (80h) for urging the valve body of the unload valve (80B) in the closing direction, and a signal pressure from the first pressure control valve for the first load pressure of the unload valve. 1. A hydraulic drive device having a hydraulic line (87b) leading to a control pressure chamber.

3. The hydraulic drive apparatus according to claim 2, wherein a discharge pressure Ps of the hydraulic pump (2) and a maximum load pressure PLS of the plurality of actuators (3a-3c) are guided, and one corresponding to a differential pressure ΔPLS thereof . A second pressure control valve (45) for generating a signal pressure is further provided, and the unload valve (80B) has a second control pressure chamber (80g) in which oil pressure acts in the opening direction of the valve body of the unload valve. And a hydraulic drive device for guiding an output signal pressure of the second pressure control valve (45) to the second control pressure chamber (80g).