JP6989548B2 - Construction machinery - Google Patents

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Description

本発明は、油圧ショベル等の建設機械に関し、特に、油圧ポンプの吐出圧が複数のアクチュエータの最高負荷圧だけ高くなるようにロードセンシング制御を行う油圧駆動システムが搭載された建設機械に関する。 The present invention relates to a construction machine such as a hydraulic excavator, and more particularly to a construction machine equipped with a hydraulic drive system that performs load sensing control so that the discharge pressure of the hydraulic pump is increased by the maximum load pressure of a plurality of actuators.

油圧ポンプの吐出圧が複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるようにロードセンシング制御を行う油圧駆動システムはロードセンシングシステムと呼ばれており、例えば特許文献１に記載されている。 A hydraulic drive system that performs load sensing control so that the discharge pressure of the hydraulic pump is higher than the maximum load pressure of a plurality of actuators by a target differential pressure is called a load sensing system, and is described in, for example, Patent Document 1.

特許文献１に記載の油圧駆動システムは、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、油圧ポンプから複数のアクチュエータへ供給される圧油の流量を制御する複数の流量・方向制御弁と、複数のアクチュエータの最高負荷圧を検出する検出回路と、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を絶対圧として出力する差圧減圧弁を設け、油圧ポンプの吐出圧が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御する制御手段と、油圧ポンプを複数の流量・方向制御弁に接続する管路に設けられ、油圧ポンプの吐出圧が最高負荷圧に設定圧を加算した圧力よりも高くなると開状態になって油圧ポンプの吐出油をタンクに戻し、油圧ポンプの吐出圧の上昇を制限するアンロード弁とを備えている。 The hydraulic drive system described in Patent Document 1 includes an engine, a variable displacement hydraulic pump driven by the engine, a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and a plurality of hydraulic pumps. Multiple flow rate / direction control valves that control the flow rate of the pressure oil supplied to the actuators, a detection circuit that detects the maximum load pressure of multiple actuators, and the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of multiple actuators. A control means that provides load sensing control so that the discharge pressure of the hydraulic pump is higher than the maximum load pressure of the plurality of actuators by the target differential pressure by providing a differential pressure pressure reducing valve that outputs the difference between the two as the absolute pressure, and a plurality of hydraulic pumps. It is installed in the pipeline connected to the flow rate / direction control valve, and when the discharge pressure of the hydraulic pump becomes higher than the pressure obtained by adding the set pressure to the maximum load pressure, it becomes open and the discharge oil of the hydraulic pump is returned to the tank to hydraulic pressure. It is equipped with an unload valve that limits the increase in the discharge pressure of the pump.

ロードセンシングする制御手段としては、ＬＳ制御弁とＬＳ制御傾転ピストンとを有し、前記差圧減圧弁の出力圧はＬＳ制御弁の受圧部に導かれる。ＬＳ制御弁は差圧減圧弁の出力圧に応じて出力圧を変化させ、ＬＳ制御傾転ピストンはその出力圧に応じて油圧ポンプの傾転角（容量）を変化させる。ＬＳ制御弁の出力圧をＬＳ制御傾転ピストンに導く油路には固定絞りが設けられことが多く、この固定絞りは、アクチュエータを操作する操作装置の操作レバーを中立位置から急操作したときなど、油圧ポンプの傾転角が増える際に、ＬＳ制御傾転ピストンより排出される油の流れを抑制し、油圧ポンプの傾転角の増大を緩やかにする役割を有する。 The control means for load sensing includes an LS control valve and an LS control tilting piston, and the output pressure of the differential pressure pressure reducing valve is guided to a pressure receiving portion of the LS control valve. The LS control valve changes the output pressure according to the output pressure of the differential pressure pressure reducing valve, and the LS control tilting piston changes the tilt angle (capacity) of the hydraulic pump according to the output pressure. A fixed throttle is often provided in the oil passage that guides the output pressure of the LS control valve to the LS control tilting piston, and this fixed throttle is used when the operating lever of the operating device that operates the actuator is suddenly operated from a neutral position. When the tilt angle of the hydraulic pump increases, the flow of oil discharged from the LS-controlled tilt piston is suppressed, and the increase of the tilt angle of the hydraulic pump is moderated.

油圧ショベルの場合、油圧アクチュエータは、フロント作業装置のブームを駆動するブームシリンダ、アームを駆動するアームシリンダ、バケットを駆動するバケットシリンダ、旋回体を旋回させるための旋回油圧モータ、走行体を走行させるための走行油圧モータ等であり、それぞれのアクチュエータに対して流量・方向制御弁が設けられている。 In the case of a hydraulic excavator, the hydraulic actuator runs a boom cylinder that drives the boom of the front work unit, an arm cylinder that drives the arm, a bucket cylinder that drives the bucket, a swivel hydraulic motor for swiveling the swivel body, and a traveling body. It is a traveling hydraulic motor or the like for the purpose, and a flow rate / direction control valve is provided for each actuator.

特開２００１−１９３７０５号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2001-193705

上記のように油圧アクチュエータを備える建設機械では、油圧アクチュエータの支持対象物（例えば、アームシリンダであればアームおよびバケット（アタッチメント）が主な支持対象となる）の自重が、当該油圧アクチュエータの動作方向と同一の方向の負荷（以下、「負の負荷」と称することがある）として作用することにより、当該油圧アクチュエータのメータイン側の圧油の流量が不足する場合がある。 In a construction machine equipped with a hydraulic actuator as described above, the weight of the object to be supported by the hydraulic actuator (for example, in the case of an arm cylinder, the arm and bucket (attachment) are the main objects to be supported) is the operating direction of the hydraulic actuator. By acting as a load in the same direction as the load (hereinafter, may be referred to as “negative load”), the flow rate of the pressure oil on the meter-in side of the hydraulic actuator may be insufficient.

また、建設機械の油圧アクチュエータの支持対象物の重量は変化することが多い。例えば、油圧ショベルのフロント作業装置の先端（アームの先端）に装着されるアタッチメント（作業具）の交換により重量が変化することがある。油圧ショベルで利用されるアタッチメントは、標準バケットの他に、大型バケット、破砕機および小割機等、重量の異なる種々のものが存在しており、標準バケットより重いものが多い。このため、開発時に標準バケットを装着した状態を想定してアームシリンダのメータアウト絞りの開口面積が調整された油圧ショベルにおいて、標準バケットの代わりに他の重いアタッチメントがユーザーによって装着された場合には、そのフロント作業装置のアームを地面より上（すなわち空中）でクラウドするとき、アームとアタッチメントの合計重量が標準バケットを装着した状態よりも増加することによってアームシリンダの速度が標準バケットを装着した状態よりも速くなり、アームシリンダのメータイン側の圧油の流量が不足する場合がある。 In addition, the weight of the supported object of the hydraulic actuator of the construction machine often changes. For example, the weight may change due to the replacement of the attachment (working tool) attached to the tip (tip of the arm) of the front working device of the hydraulic excavator. Attachments used in hydraulic excavators include various attachments having different weights, such as large buckets, crushers, and small crushers, in addition to standard buckets, and many of them are heavier than standard buckets. For this reason, in a hydraulic excavator whose opening area of the meter-out diaphragm of the arm cylinder is adjusted assuming that the standard bucket is installed at the time of development, if another heavy attachment is installed by the user instead of the standard bucket, When the arm of the front work equipment is clouded above the ground (that is, in the air), the total weight of the arm and the attachment is increased from the state where the standard bucket is attached, so that the speed of the arm cylinder is in the state where the standard bucket is attached. The flow rate of the hydraulic oil on the meter-in side of the arm cylinder may be insufficient.

このように油圧アクチュエータのメータイン側の圧油の流量が不足すると、息継ぎ現象（キャビテーション）が発生して操作性が悪化し、オペレータが操作に違和感を覚えるおそれがある。 If the flow rate of the pressure oil on the meter-in side of the hydraulic actuator is insufficient in this way, a breathing phenomenon (cavitation) may occur, the operability may deteriorate, and the operator may feel uncomfortable with the operation.

しかし、特許文献１に記載の油圧駆動システムでは、油圧ポンプ傾転が最小になっているところにアクチュエータが駆動され負の負荷を受けている場合において、上述のように油圧ポンプのＬＳ制御弁の出力圧をＬＳ制御傾転ピストンに導く油路に設けられた固定絞りがある場合、この固定絞りの影響により油圧ポンプの傾転角の増大が遅れ、メータイン側の圧油の供給が遅れてしまう。従って、油圧ポンプのＬＳ制御弁の出力圧をＬＳ制御傾転ピストンに導く油路に設けられた固定絞りを持つロードセンシング方式では息継ぎ現象（キャビテーション）の発生が顕著になりやすい。 However, in the hydraulic drive system described in Patent Document 1, when the actuator is driven to the place where the tilt of the hydraulic pump is minimized and a negative load is applied, the LS control valve of the hydraulic pump is used as described above. If there is a fixed throttle provided in the oil passage that guides the output pressure to the LS-controlled tilt piston, the increase in the tilt angle of the hydraulic pump will be delayed due to the effect of this fixed throttle, and the supply of pressure oil on the meter-in side will be delayed. .. Therefore, in the load sensing method having a fixed throttle provided in the oil passage that guides the output pressure of the LS control valve of the hydraulic pump to the LS control tilting piston, the breathing phenomenon (cavitation) tends to be remarkable.

そのため、例えば油圧ショベルのように、オペレータが実機に乗って操作している場合、不快に感じる上に操作自体やりづらくなり、オペレータの負担が大きくなるという問題があった。 Therefore, when the operator is operating on the actual machine, for example, as in a hydraulic excavator, there is a problem that the operator feels uncomfortable and the operation itself becomes difficult, and the burden on the operator increases.

本発明は、上記の課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、ロードセンシング制御を行う油圧駆動システムを搭載し、油圧ポンプの良好な操作性を確保しつつ、メータイン側の圧油の流量が不足することによる息継ぎ現象（キャビテーション）を抑えることができる建設機械を提供することにある。 The present invention has been made in view of the above problems, and an object thereof is to mount a hydraulic drive system for load sensing control, to ensure good operability of the hydraulic pump, and to control the pressure oil on the meter-in side. The purpose is to provide construction machinery capable of suppressing the breathing phenomenon (cavitation) caused by insufficient flow rate.

上記目的を達成するために、本発明は、可変容量型の油圧ポンプと、前記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、パイロット一次圧を供給するパイロット油圧源と、前記油圧ポンプから前記複数のアクチュエータへ供給される圧油の流量を制御する複数の流量・方向制御弁と、前記複数のアクチュエータの最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出回路と、前記油圧ポンプの吐出圧が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう制御するロードセンシング制御部を有するポンプ制御装置と、前記油圧ポンプを前記複数の流量・方向制御弁に接続する管路に設けられ、前記油圧ポンプの吐出圧が前記最高負荷圧に設定圧を加算した圧力よりも高くなると開状態になって前記油圧ポンプの吐出油をタンクに戻し、前記油圧ポンプの吐出圧の上昇を制限するアンロード弁とを備え、前記ロードセンシング制御部は前記油圧ポンプの容量を変化させるＬＳ制御傾転ピストンと、前記ＬＳ制御傾転ピストンを前記パイロット油圧源とタンクとに選択的に連通させ、前記ＬＳ制御傾転ピストンの駆動を制御するＬＳ制御弁を有する建設機械において、前記ＬＳ制御弁と前記ＬＳ制御傾転ピストンとを連絡する油路に設けられ、前記最高負荷圧に基づいて絞り位置と連通位置との間で切り換わる応答制御切換弁を備え、前記応答制御切換弁は、前記最高負荷圧がタンク圧以下の場合は連通位置となり、前記最高負荷圧がタンク圧より高い圧力の場合は絞り位置に切り換わるものとする。 In order to achieve the above object, the present invention comprises a variable displacement hydraulic pump, a plurality of actuators driven by the pressure oil discharged from the hydraulic pump, a pilot hydraulic source for supplying a pilot primary pressure, and the above. A plurality of flow rate / direction control valves for controlling the flow rate of pressure oil supplied from the hydraulic pump to the plurality of actuators, a maximum load pressure detection circuit for detecting the maximum load pressure of the plurality of actuators, and discharge of the hydraulic pump. A pump control device having a load sensing control unit that controls the pressure to be higher than the maximum load pressure of the plurality of actuators by a target differential pressure, and the hydraulic pump are provided in a pipeline connected to the plurality of flow rate / direction control valves. When the discharge pressure of the hydraulic pump becomes higher than the pressure obtained by adding the set pressure to the maximum load pressure, the pump is opened and the discharge oil of the hydraulic pump is returned to the tank to limit the increase in the discharge pressure of the hydraulic pump. The load sensing control unit selectively communicates the LS-controlled tilting piston that changes the capacity of the hydraulic pump and the LS-controlled tilting piston with the pilot hydraulic source and the tank. In a construction machine having an LS control valve that controls the drive of the LS-controlled tilting piston, it is provided in an oil passage connecting the LS control valve and the LS-controlled tilting piston, and a throttle position is provided based on the maximum load pressure. A response control switching valve that switches between the and the communication position is provided, and the response control switching valve is in the communication position when the maximum load pressure is equal to or lower than the tank pressure, and the maximum load pressure is higher than the tank pressure. Shall switch to the throttle position.

流量・方向制御弁を操作しアクチュエータが通常の負荷動作を行っておりメータイン側の圧油の流量が不足していない場合、最高負荷圧がタンク圧以上であるため、前記応答制御切換弁は絞り位置となる。これによりＬＳ制御傾転ピストンからタンクへ排出される圧油の流れは、応答制御切換弁の絞り作用によって抑制され、油圧ポンプの傾転角の増減が緩やかになるため、従来通り旋回モータ、左右の走行モータ、ブームシリンダの様な被駆動体の慣性の影響を大きく受けるアクチュエータの起動時に体感する衝撃を緩和することができる。 If the flow rate / direction control valve is operated and the actuator is performing normal load operation and the flow rate of the pressure oil on the meter-in side is not insufficient, the maximum load pressure is equal to or higher than the tank pressure, so the response control switching valve is throttled. It becomes a position. As a result, the flow of pressure oil discharged from the LS-controlled tilting piston to the tank is suppressed by the throttle action of the response control switching valve, and the tilting angle of the hydraulic pump gradually increases or decreases. It is possible to alleviate the impact experienced when starting an actuator that is greatly affected by the inertia of the driven body such as the traveling motor and boom cylinder.

一方、流量・方向制御弁を操作してアクチュエータに負の負荷が掛かり息継ぎ現象（キャビテーション）が発生しうる場合、当該アクチュエータのメータイン側の圧油の流量が不足することで最高負荷圧がタンク圧のままとなるため、前記応答制御切換弁は連通位置に切り換わる。これによりＬＳ制御傾転ピストンからタンクへ排出される圧油は、絞り作用が働かず速やかに排出され、油圧ポンプの傾転角が応答良く増加する。 On the other hand, when a negative load is applied to the actuator by operating the flow rate / direction control valve and a breathing phenomenon (cavitation) may occur, the maximum load pressure is the tank pressure due to insufficient flow rate of the pressure oil on the meter-in side of the actuator. The response control switching valve is switched to the communication position. As a result, the pressure oil discharged from the LS-controlled tilting piston to the tank is quickly discharged without the throttle action working, and the tilting angle of the hydraulic pump is responsively increased.

この結果、アームシリンダのような自重落下の影響により負の負荷を受け、圧油の供給流量が不足しているアクチュエータへの圧油の供給を素早く補うことができ、息継ぎ現象（キャビテーション）を速やかに解消もしくは未然に防ぐことができる。 As a result, it is possible to quickly supplement the supply of pressure oil to the actuator that receives a negative load due to the influence of its own weight drop such as the arm cylinder and the supply flow rate of pressure oil is insufficient, and promptly suppresses the breathing phenomenon (cavitation). It can be solved or prevented.

本発明の実施の形態に係る油圧ショベルの外観を示す図である。It is a figure which shows the appearance of the hydraulic excavator which concerns on embodiment of this invention. 本発明の第１の実施例における油圧駆動システムの構成を示す図である。It is a figure which shows the structure of the hydraulic drive system in 1st Embodiment of this invention. 本発明の第１の実施例におけるコントローラの処理を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the processing of the controller in 1st Embodiment of this invention. 本発明の第２の実施例における油圧駆動システムの構成を示す図である。It is a figure which shows the structure of the hydraulic drive system in the 2nd Embodiment of this invention. 本発明の第３の実施例における油圧駆動システムの構成を示す図である。It is a figure which shows the structure of the hydraulic drive system in the 3rd Embodiment of this invention. 本発明の第３の実施例におけるコントローラの処理を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the process of the controller in 3rd Embodiment of this invention. 本発明の第４の実施例における油圧駆動システムの構成を示す図である。It is a figure which shows the structure of the hydraulic drive system in 4th Embodiment of this invention. 本発明の第４の実施例におけるコントローラの処理を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the processing of the controller in 4th Embodiment of this invention.

以下、本発明の実施の形態に係る建設機械として油圧ショベルを例に挙げ、図面を参照して説明する。なお、各図中、同等の部材には同一の符号を付し、重複した説明は適宜省略する。 Hereinafter, a hydraulic excavator will be taken as an example of a construction machine according to an embodiment of the present invention, and will be described with reference to the drawings. In each figure, the same members are designated by the same reference numerals, and duplicated description will be omitted as appropriate.

図１は、本実施の形態における油圧ショベルの外観を示す図である。本実施の形態は、本発明をフロントスイング式の油圧ショベルに適用したものである。 FIG. 1 is a diagram showing the appearance of a hydraulic excavator according to the present embodiment. In this embodiment, the present invention is applied to a front swing type hydraulic excavator.

図１において、油圧ショベルは、下部走行体１０１と、この下部走行体１０１上に旋回可能に搭載された上部旋回体１０２と、この上部旋回体１０２の先端部分にスイングポスト１０３を介して上下及び左右方向に回動可能に連結されたフロント作業機１０４とを備えている。下部走行体１０１はクローラ式であり、トラックフレーム１０５の前方側に上下動可能な排土用のブレード１０６が設けられている。上部旋回体１０２は基礎下部構造をなす旋回台１０７と、旋回台１０７上に設けられたキャノピタイプの運転室１０８とを備えている。フロント作業機１０４はブーム１１１と、アーム１１２と、バケット１１３とを備え、ブーム１１１の基端はスイングポスト１０３にピン結合され、ブーム１１１の先端はアーム１１２の基端にピン結合され、アーム１１２の先端はバケット１１３にピン結合されている。 In FIG. 1, the hydraulic excavator is a lower traveling body 101, an upper swivel body 102 rotatably mounted on the lower traveling body 101, and a tip portion of the upper swivel body 102 up and down and up and down via a swing post 103. It is equipped with a front working machine 104 that is rotatably connected in the left-right direction. The lower traveling body 101 is a crawler type, and a blade 106 for excretion of soil that can move up and down is provided on the front side of the track frame 105. The upper swivel body 102 includes a swivel table 107 forming a base lower structure and a canopy type cab 108 provided on the swivel table 107. The front working machine 104 includes a boom 111, an arm 112, and a bucket 113, the proximal end of the boom 111 is pin-coupled to the swing post 103, the tip of the boom 111 is pin-coupled to the proximal end of the arm 112, and the arm 112. The tip of the is pin-coupled to the bucket 113.

上部旋回体１０２は下部走行体１０１に対して旋回モータ３ａにより旋回駆動され、ブーム１１１、アーム１１２、バケット１１３は、それぞれ、ブームシリンダ３ｂ、アームシリンダ３ｃ、バケットシリンダ３ｄを伸縮することにより回動する。下部走行体１０１は左右の走行モータ３ｆ，３ｇにより駆動される。ブレード１０６はブレードシリンダ３ｈにより上下に駆動される。 The upper swivel body 102 is swiveled and driven by a swivel motor 3a with respect to the lower traveling body 101, and the boom 111, the arm 112, and the bucket 113 rotate by expanding and contracting the boom cylinder 3b, the arm cylinder 3c, and the bucket cylinder 3d, respectively. do. The lower traveling body 101 is driven by the left and right traveling motors 3f and 3g. The blade 106 is driven up and down by the blade cylinder 3h.

運転室１０８には、運転席１２１、操作レバー装置１２２，１２３（図１では右側のみ図示）及びゲートロックレバー２４が設けられている。 The driver's cab 108 is provided with a driver's seat 121, operating lever devices 122, 123 (only the right side is shown in FIG. 1), and a gate lock lever 24.

図２は、本発明の第１の実施例１に係る油圧ショベルに搭載された油圧駆動システムの構成を示す図である。 FIG. 2 is a diagram showing a configuration of a hydraulic drive system mounted on a hydraulic excavator according to the first embodiment of the present invention.

図２において、本実施例における油圧駆動システムは、エンジン１と、エンジン１により駆動されるメインポンプとしての可変容量型の油圧ポンプ（以下メインポンプという）２及び固定容量型のパイロットポンプ３０と、メインポンプ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、メインポンプ２と複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…との間に位置するコントロールバルブ４と、メインポンプ２の吐出圧が高くなるにしたがってメインポンプ２の容量を減らし、メインポンプ２の吸収トルクが予め設定した最大トルクを超えないように制御する吸収トルク一定制御を行うトルク制御部１７−１及びメインポンプ２の吐出圧が複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧より目標差圧（目標ＬＳ差圧）だけ高くなるようロードセンシング制御を行うロードセンシング制御部１７−２を有するポンプ制御装置１７と、パイロットポンプ３０にパイロット油路３１を介して接続され、パイロットポンプ３０の吐出圧を一定（パイロット一次圧）に保持するパイロットリリーフ弁３２と、パイロットリリーフ弁３２とパイロットポンプ３０との間に位置し、エンジン１の回転数に比例するパイロットポンプ３０の吐出流量に基づいて、エンジン回転数に依存する油圧信号を絶対圧Ｐｇｒとして出力するエンジン回転数検出弁１３と、エンジン回転数検出弁１３の下流側に位置し、ゲートロックレバー２４によって操作される安全弁としてのゲートロック弁１００とを備えている。 In FIG. 2, the hydraulic drive system in the present embodiment includes an engine 1, a variable capacity hydraulic pump (hereinafter referred to as a main pump) 2 as a main pump driven by the engine 1, and a fixed capacity pilot pump 30. A plurality of actuators 3a, 3b, 3c ... Driven by the pressure oil discharged from the main pump 2, a control valve 4 located between the main pump 2 and the plurality of actuators 3a, 3b, 3c ..., and the main pump. As the discharge pressure of 2 increases, the capacity of the main pump 2 is reduced, and the absorption torque of the main pump 2 is controlled so as not to exceed the preset maximum torque. A pump control device having a load sensing control unit 17-2 that performs load sensing control so that the discharge pressure of the pump 2 is higher by the target differential pressure (target LS differential pressure) than the maximum load pressure of the plurality of actuators 3a, 3b, 3c ... 17 and the pilot relief valve 32 which is connected to the pilot pump 30 via the pilot oil passage 31 and keeps the discharge pressure of the pilot pump 30 constant (primary pilot pressure), and between the pilot relief valve 32 and the pilot pump 30. The engine rotation speed detection valve 13 and the engine rotation speed detection valve that output a hydraulic signal depending on the engine rotation speed as an absolute pressure Pgr based on the discharge flow rate of the pilot pump 30 that is located at It is located on the downstream side of the 13 and includes a gate lock valve 100 as a safety valve operated by the gate lock lever 24.

アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃは例えば油圧ショベルの旋回モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダであり、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃはそれぞれ例えば旋回用、ブーム用、アーム用の流量・方向制御弁である。なお、図２では、バケットシリンダ、ブームスイングシリンダ、走行モータ等のその他のアクチュエータ及びこれらアクチュエータに係わる流量・方向制御弁の図示は省略している。 Actuators 3a, 3b, 3c are, for example, swivel motors, boom cylinders and arm cylinders for hydraulic excavators, and flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c are, for example, flow rate / direction control valves for swivel, boom, and arm, respectively. be. In FIG. 2, other actuators such as a bucket cylinder, a boom swing cylinder, and a traveling motor, and a flow rate / direction control valve related to these actuators are not shown.

コントロールバルブ４は、メインポンプ２の吐出油が供給される第１圧油供給油路５（配管）に接続された第２圧油供給油路４ａ（内部通路）と、第２圧油供給油路４ａから分岐する油路８ａ，８ｂ，８ｃ…に接続され、メインポンプ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クローズドセンタ型の複数の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…と、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…の上流側において油路８ａ，８ｂ，８ｃ…に接続され、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…のメータイン絞り部の前後差圧を制御する圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ…と、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の負荷圧のうちの最高圧力（最高負荷圧）を選択して出力するシャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…と、メインポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧を絶対圧として信号油路１２ａ，１２ｂに出力する差圧減圧弁１１と、第２圧油供給油路４ａに接続され、第２圧油供給油路４ａの圧力（メインポンプ２の吐出圧）が設定圧力以上にならないように制限するメインリリーフ弁１４と、メインポンプ２の吐出油が導かれる油路である第２圧油供給油路４ａに接続され、メインポンプ２の吐出圧が最高負荷圧にアンロード設定圧を加算した圧力よりも高くなると開状態になってメインポンプ２の吐出油をタンクＴに戻し、メインポンプ２の吐出圧の上昇を制限するアンロード弁１５とを有している。 The control valve 4 has a second pressure oil supply oil passage 4a (internal passage) connected to a first pressure oil supply oil passage 5 (pipe) to which the discharge oil of the main pump 2 is supplied, and a second pressure oil supply oil. A plurality of closed center type flow rates that are connected to the oil passages 8a, 8b, 8c ... Branching from the passage 4a and control the flow rate and direction of the pressure oil supplied from the main pump 2 to the actuators 3a, 3b, 3c ... Connected to the oil passages 8a, 8b, 8c ... On the upstream side of the directional control valves 6a, 6b, 6c ... And the flow rate / directional control valves 6a, 6b, 6c ... Shuttle valve 9a that selects and outputs the maximum pressure (maximum load pressure) of the pressure compensation valves 7a, 7b, 7c ... That control the front-rear differential pressure of the meter-in throttle and the load pressures of the actuators 3a, 3b, 3c ... , 9b, 9c ..., and the differential pressure pressure reducing valve 11 that outputs the differential pressure between the discharge pressure of the main pump 2 and the maximum load pressure as the absolute pressure to the signal oil passages 12a and 12b, and the second pressure oil supply oil passage 4a. A main relief valve 14 that is connected and limits the pressure of the second pressure oil supply oil passage 4a (discharge pressure of the main pump 2) so as not to exceed the set pressure, and an oil passage through which the discharge oil of the main pump 2 is guided. It is connected to the second pressure oil supply oil passage 4a, and when the discharge pressure of the main pump 2 becomes higher than the pressure obtained by adding the unload set pressure to the maximum load pressure, it becomes open and the discharge oil of the main pump 2 is sent to the tank T. It has an unload valve 15 that returns and limits the increase in the discharge pressure of the main pump 2.

流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…はそれぞれ負荷ポート２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…を有し、これらの負荷ポート２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…は、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置にあるときはタンクＴに連通し、負荷圧としてタンク圧を出力し、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置から図示左右の操作位置に切り換えられたときは、それぞれのアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に連通し、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の負荷圧を出力する。 The flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Have load ports 26a, 26b, 26c ..., respectively, and the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Are neutral in these load ports 26a, 26b, 26c ... When it is in the position, it communicates with the tank T and outputs the tank pressure as the load pressure. When the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Are switched from the neutral position to the left and right operating positions shown in the figure, the respective actuators. It communicates with 3a, 3b, 3c ... And outputs the load pressure of the actuators 3a, 3b, 3c ...

シャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…はトーナメント形式に接続され、負荷ポート２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…とともに最高負荷圧検出回路を構成する。すなわち、シャトル弁９ａは、流量・方向制御弁６ａの負荷ポート２６ａの圧力と流量・方向制御弁６ｂの負荷ポート２６ｂの圧力との高圧側を選択して出力し、シャトル弁９ｂは、シャトル弁９ａの出力圧と流量・方向制御弁６ｃの負荷ポート２６ｃの圧力との高圧側を選択して出力し、シャトル弁９ｃは、シャトル弁９ｂの出力圧と図示しない他の同様なシャトル弁の出力圧との高圧側を選択して出力する。シャトル弁９ｃは最後段のシャトル弁であり、その出力圧は最高負荷圧として信号油路２７，２７ａを介して差圧減圧弁１１及びアンロード弁１５に導かれる。 The shuttle valves 9a, 9b, 9c ... Are connected in a tournament format, and together with the load ports 26a, 26b, 26c ..., form a maximum load pressure detection circuit. That is, the shuttle valve 9a selects and outputs the high pressure side of the pressure of the load port 26a of the flow rate / direction control valve 6a and the pressure of the load port 26b of the flow rate / direction control valve 6b, and the shuttle valve 9b outputs the shuttle valve. The high pressure side of the output pressure of 9a and the pressure of the load port 26c of the flow rate / direction control valve 6c is selected and output, and the shuttle valve 9c is the output pressure of the shuttle valve 9b and the output of another similar shuttle valve (not shown). Select the high pressure side with the pressure and output. The shuttle valve 9c is the last-stage shuttle valve, and its output pressure is guided to the differential pressure pressure reducing valve 11 and the unload valve 15 as the maximum load pressure via the signal oil passages 27 and 27a.

差圧減圧弁１１は、パイロットリリーフ弁３２の圧力（パイロット一次圧）が油路３３，３４を介して導かれ、その圧力を元圧（一次圧）としてメインポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧をロードセンシング用制御圧として生成するバルブであり、メインポンプ２の吐出圧が導かれる受圧部１１ａと、最高負荷圧が導かれる受圧部１１ｂと、自身の出力圧が導かれる受圧部１１ｃとを有している。 In the differential pressure pressure reducing valve 11, the pressure of the pilot relief valve 32 (pilot primary pressure) is guided through the oil passages 33 and 34, and the pressure is used as the main pressure (primary pressure) to discharge the main pump 2 and the maximum load pressure. It is a valve that generates the differential pressure from the above as the control pressure for load sensing. The pressure receiving part 11a to which the discharge pressure of the main pump 2 is guided, the pressure receiving part 11b to which the maximum load pressure is guided, and the pressure receiving part to which its own output pressure is guided. It has a portion 11c.

圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ…は、その目標補償差圧として差圧減圧弁１１の出力圧が信号油路１２ａを介して導かれる開方向作動の受圧部２１ａ，２１ｂ，２１ｃ…と、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…のメータイン絞り部の前後差圧を検出する受圧部２２ａ，２３ａ、２２ｂ，２３ｂ，２２ｃ，２３ｃ…を有し、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…のメータイン絞り部の前後差圧が差圧減圧弁１１の出力圧（メインポンプ２の吐出圧とアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧との差圧）に等しくなるように制御する。 The pressure compensating valves 7a, 7b, 7c ... As the target compensating differential pressure, the output pressure of the differential pressure reducing valve 11 is guided through the signal oil passage 12a to the pressure receiving portions 21a, 21b, 21c ... -The pressure receiving portions 22a, 23a, 22b, 23b, 22c, 23c ... for detecting the front-rear differential pressure of the meter-in throttle portion of the direction control valves 6a, 6b, 6c ... The front-rear differential pressure of the meter-in throttle portion is controlled to be equal to the output pressure of the differential pressure pressure reducing valve 11 (the differential pressure between the discharge pressure of the main pump 2 and the maximum load pressure of the actuators 3a, 3b, 3c ...).

アンロード弁１５は、アンロード弁のクラッキング圧Ｐｕｎを設定する閉方向作動の上述したバネ１５ａと、第１圧油供給油路５の圧力（メインポンプ２の吐出圧）が導かれる開方向作動の受圧部１５ｂと、最高負荷圧が信号油路２７ａを介して導かれる閉方向作動の受圧部１５ｃとを有し、第１圧油供給油路５の圧力が最高負荷圧にバネ１５ａの設定圧Ｐｕｎを加算した圧力よりも高くなると、開状態になって第１圧油供給油路５の圧油をタンクＴに戻し、第１圧油供給油路５の圧力の上昇を制限する。アンロード弁１５のバネ１５ａの設定圧は、一般的に、エンジン１が定格最高回転数にあるときのロードセンシング制御の目標差圧と概ね同じ値か、それよりも少し高い圧力に設定されており、本実施の形態では、エンジン１が定格最高回転数にあるときの通常のロードセンシング制御の目標差圧と同じ値（たとえば２ＭＰａ）に設定されている。 The unload valve 15 is an open direction operation in which the above-mentioned spring 15a of the closed direction operation for setting the cracking pressure Pun of the unload valve and the pressure of the first pressure oil supply oil passage 5 (discharge pressure of the main pump 2) are guided. It has a pressure receiving portion 15b of the above and a pressure receiving portion 15c of closed direction operation in which the maximum load pressure is guided via the signal oil passage 27a, and the pressure of the first pressure oil supply oil passage 5 sets the spring 15a to the maximum load pressure. When the pressure becomes higher than the pressure to which the pressure Pun is added, the pressure oil in the first pressure oil supply oil passage 5 is returned to the tank T in an open state, and the increase in the pressure in the first pressure oil supply oil passage 5 is restricted. The set pressure of the spring 15a of the unload valve 15 is generally set to a value approximately the same as or slightly higher than the target differential pressure of the load sensing control when the engine 1 is at the rated maximum rotation speed. Therefore, in the present embodiment, the value is set to the same value (for example, 2 MPa) as the target differential pressure of the normal load sensing control when the engine 1 is at the rated maximum rotation speed.

パイロット油路３１は、パイロットポンプ３０とエンジン回転数検出弁１３とを接続する油路部分３１ａと、エンジン回転数検出弁１３とゲートロック弁１００とを接続する油路部分３１ｂと、ゲートロック弁１００の下流側に位置する油路部分３１ｃとから構成されている。以下、油路部分３１ａ，３１ｂ，３１ｃを適宜パイロット油路３１ａ，３１ｂ，３１ｃという。 The pilot oil passage 31 includes an oil passage portion 31a connecting the pilot pump 30 and the engine rotation speed detection valve 13, an oil passage portion 31b connecting the engine rotation speed detection valve 13 and the gate lock valve 100, and a gate lock valve. It is composed of an oil passage portion 31c located on the downstream side of 100. Hereinafter, the oil passage portions 31a, 31b, 31c are appropriately referred to as pilot oil passages 31a, 31b, 31c.

パイロット油路３１ｂは、パイロット油路３１ｂの圧力を一定に保つパイロットリリーフ弁３２を有している。ゲートロック弁１００は、ゲートロックレバー２４を操作することによりパイロット油路３１ｃをパイロット油路３１ｂに接続する位置と、パイロット油路３１ｃをタンクＴに接続する位置とに切り換え可能である。 The pilot oil passage 31b has a pilot relief valve 32 that keeps the pressure of the pilot oil passage 31b constant. The gate lock valve 100 can be switched between a position where the pilot oil passage 31c is connected to the pilot oil passage 31b and a position where the pilot oil passage 31c is connected to the tank T by operating the gate lock lever 24.

パイロット油路３１ｃには、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…を操作して対応するアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…を動作させるための指令パイロット圧（指令信号）を生成する操作レバー装置１２２，１２３（図１参照）が接続されている。この操作レバー装置１２２，１２３は、ゲートロックレバー２４がパイロット油路３１ｃをパイロット油路３１ｂに接続する位置に切り換えられているとき、それぞれの操作レバーの操作量に応じてパイロット油路３１ｃの油圧を一次圧として指令パイロット圧（指令信号）を生成する。一方、ゲートロック弁１００がパイロット油路３１ｃをタンクＴに接続する位置に切り換えられると、操作レバー装置１２２，１２３は、操作レバーを操作しても指令パイロット圧を生成不能な状態となる。 In the pilot oil passage 31c, an operation lever device 122 that generates a command pilot pressure (command signal) for operating the corresponding actuators 3a, 3b, 3c ... By operating the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... , 123 (see FIG. 1) are connected. When the gate lock lever 24 is switched to a position where the pilot oil passage 31c is connected to the pilot oil passage 31b, the operating lever devices 122 and 123 have the hydraulic pressure of the pilot oil passage 31c according to the operation amount of each operating lever. Is used as the primary pressure to generate the command pilot pressure (command signal). On the other hand, when the gate lock valve 100 is switched to the position where the pilot oil passage 31c is connected to the tank T, the operating lever devices 122 and 123 cannot generate the command pilot pressure even if the operating lever is operated.

エンジン回転数検出弁１３は、入側がパイロット油路３１ａに接続され、出側がパイロット油路３１ｂに接続され、パイロットポンプ３０からの吐出流量に応じてその絞り量が可変である可変絞り弁１３ａと、その可変絞り弁１３ａの前後差圧を絶対圧Ｐｇｒとして出力する差圧減圧弁１３ｂとから構成されている。パイロットポンプ３０の吐出流量はエンジン回転数に依存して変化するため、可変絞り弁１３ａの前後差圧もエンジン回転数に依存して変化し、その結果、差圧減圧弁１３ｂが出力する絶対圧Ｐｇｒもエンジン回転数に依存して変化する。差圧減圧弁１３ｂの出力圧（可変絞り弁１３ａの前後差圧の絶対圧）は、信号油路４０を介してロードセンシング制御の目標差圧（目標ＬＳ差圧）としてメインポンプ２の傾転角（容量或いは押しのけ容積）を制御するポンプ制御装置１７に導かれる。これによりエンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善が図れ、エンジン回転数を低く設定した場合に良好な微操作性が得られる。この点は特開平１０−１９６６０４号公報に詳しい。 The engine rotation speed detection valve 13 has a variable throttle valve 13a whose inlet side is connected to the pilot oil passage 31a and whose outlet side is connected to the pilot oil passage 31b and whose throttle amount is variable according to the discharge flow rate from the pilot pump 30. It is composed of a differential pressure pressure reducing valve 13b that outputs the front-rear differential pressure of the variable throttle valve 13a as an absolute pressure Pgr. Since the discharge flow rate of the pilot pump 30 changes depending on the engine speed, the front-rear differential pressure of the variable throttle valve 13a also changes depending on the engine speed, and as a result, the absolute pressure output by the differential pressure reducing valve 13b. Pgr also changes depending on the engine speed. The output pressure of the differential pressure pressure reducing valve 13b (absolute pressure of the front-rear differential pressure of the variable throttle valve 13a) is the tilt of the main pump 2 as the target differential pressure (target LS differential pressure) of the load sensing control via the signal oil passage 40. It is guided to the pump control device 17 that controls the angle (capacity or push-out volume). As a result, the saturation phenomenon can be improved according to the engine speed, and good fine operability can be obtained when the engine speed is set low. This point is detailed in JP-A No. 10-196604.

ポンプ制御装置１７において、トルク制御部１７−１はメインポンプ２の吐出圧が導かれるトルク制御傾転ピストン１７ａを有している。トルク制御傾転ピストン１７ａはメインポンプ２の吐出圧が高くなるにしたがってメインポンプ２の傾転角を減らして、メインポンプ２の吸収トルク（入力トルク）が図示しないバネによって予め設定した最大トルクを超えないように制御する。これによりメインポンプ２の吸収トルクがエンジン１の制限トルクを越えないように制御され、メインポンプ２の消費馬力を制限し、過負荷によるエンジン１の停止（エンジンストール）が防止される。 In the pump control device 17, the torque control unit 17-1 has a torque control tilting piston 17a to which the discharge pressure of the main pump 2 is guided. The torque control tilting piston 17a reduces the tilting angle of the main pump 2 as the discharge pressure of the main pump 2 increases, and the absorption torque (input torque) of the main pump 2 is set to the maximum torque preset by a spring (not shown). Control so that it does not exceed. As a result, the absorption torque of the main pump 2 is controlled so as not to exceed the limit torque of the engine 1, the horsepower consumed by the main pump 2 is limited, and the engine 1 is prevented from stopping (engine stall) due to overload.

ロードセンシング制御部１７−２はＬＳ制御弁１７ｂとＬＳ制御傾転ピストン１７ｃとを有している。ＬＳ制御弁１７ｂは対向するポンプ容量増加方向作動の受圧部１７ｄ及びポンプ容量減少方向作動の受圧部１７ｅを有し、受圧部１７ｄには信号油路４０を介してエンジン回転数検出弁１３の差圧減圧弁１３ｂの出力圧がロードセンシング制御の目標差圧（目標ＬＳ差圧）として導かれ、受圧部１７ｅに信号油路１２ｂを介して差圧減圧弁１１の出力圧（メインポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧の絶対圧）が導かれる。ＬＳ制御弁１７ｂは、差圧減圧弁１１の出力圧が差圧減圧弁１３ｂの出力圧よりも高くなると、パイロットリリーフ弁３２の圧力（パイロット一次圧）を油路３３を介してＬＳ制御傾転ピストン１７ｃに導いてメインポンプ２の傾転角を減らし、差圧減圧弁１１の出力圧が差圧減圧弁１３ｂの出力圧よりも低くなると、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃをタンクＴに連通してメインポンプ２の傾転角を増やし、これによりメインポンプ２の吐出圧が最高負荷圧よりも差圧減圧弁１３ｂの出力圧（目標差圧）だけ高くなるようにメインポンプ２の傾転角を制御する。このようにＬＳ制御弁１７ｂ及びＬＳ制御傾転ピストン１７ｃは、メインポンプ２の吐出圧Ｐdが複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧ＰLmaxよりも目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御を行う。 The load sensing control unit 17-2 has an LS control valve 17b and an LS control tilting piston 17c. The LS control valve 17b has a pressure receiving portion 17d that operates in the direction of increasing the pump capacity and a pressure receiving portion 17e that operates in the direction of decreasing the pump capacity, and the pressure receiving portion 17d has a difference between the engine rotation speed detection valves 13 via the signal oil passage 40. The output pressure of the pressure reducing valve 13b is guided as the target differential pressure (target LS differential pressure) of the load sensing control, and the output pressure of the differential pressure reducing valve 11 (discharge of the main pump 2) is sent to the pressure receiving portion 17e via the signal oil passage 12b. The absolute pressure of the differential pressure between the pressure and the maximum load pressure) is derived. In the LS control valve 17b, when the output pressure of the differential pressure pressure reducing valve 11 becomes higher than the output pressure of the differential pressure pressure reducing valve 13b, the pressure of the pilot relief valve 32 (pilot primary pressure) is LS controlled tilted through the oil passage 33. When the tilt angle of the main pump 2 is reduced by guiding to the piston 17c and the output pressure of the differential pressure pressure reducing valve 11 becomes lower than the output pressure of the differential pressure pressure reducing valve 13b, the LS controlled tilting piston 17c is communicated with the tank T. The tilt angle of the main pump 2 is increased so that the discharge pressure of the main pump 2 is higher than the maximum load pressure by the output pressure (target differential pressure) of the differential pressure pressure reducing valve 13b. Control. In this way, the LS control valve 17b and the LS control tilting piston 17c are load-sensed so that the discharge pressure Pd of the main pump 2 is higher than the maximum load pressure PLmax of the plurality of actuators 3a, 3b, 3c ... By the target differential pressure. I do.

本実施の形態の油圧駆動システムは、上述した構成に加えて下記の構成を更に備えている。 The hydraulic drive system of the present embodiment further includes the following configurations in addition to the configurations described above.

電磁切換弁７０はパイロットリリーフ弁３２の圧力（パイロット一次圧）を応答制御切換弁１７ｆ（後述）に導く油路３８上に設置される。コントローラ４９（後述）の出力する電気信号を受けて、パイロットリリーフ弁３２の圧力（パイロット一次圧）とタンク圧とを切り換えて応答制御切換弁１７ｆに出力する。 The electromagnetic switching valve 70 is installed on an oil passage 38 that guides the pressure (pilot primary pressure) of the pilot relief valve 32 to the response control switching valve 17f (described later). Upon receiving the electric signal output from the controller 49 (described later), the pressure (pilot primary pressure) of the pilot relief valve 32 and the tank pressure are switched and output to the response control switching valve 17f.

応答制御切換弁１７ｆはＬＳ制御弁１７ｂとＬＳ制御傾転ピストン１７ｃとの間の油路に設けられ、連通位置と絞り位置と有し、電磁切換弁７０がタンクＴと連通している場合は連通位置にあり、電磁切換弁７０が切り換わりパイロット油圧源３３と連通すると絞り位置に切り換えられる。 The response control switching valve 17f is provided in the oil passage between the LS control valve 17b and the LS control tilting piston 17c, has a communication position and a throttle position, and when the electromagnetic switching valve 70 communicates with the tank T. It is in the communication position, and when the electromagnetic switching valve 70 switches and communicates with the pilot hydraulic source 33, the position is switched to the throttle position.

圧力センサ４７は信号油路３５に設置される。流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置にあるときは信号油路３５がタンクＴに連通するので、圧力センサ４７はタンクＴの圧力を検知し、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置にあり、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…が停止していることを検出する。流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が切り換えられたときは信号油路３５が遮断され、圧力センサ４７は信号油路３５内の圧力がタンクＴの圧力よりも高いことを検知し、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置になく、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…が動作していることを検出する。圧力センサ４７から出力される信号により、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…が停止した無作業時であるか否かをコントローラ４９（後述）により判別できるようにする。 The pressure sensor 47 is installed in the signal oil passage 35. When the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Are in the neutral position, the signal oil passage 35 communicates with the tank T, so that the pressure sensor 47 detects the pressure in the tank T and the flow rate / direction control valves 6a, 6b. , 6c ... Are in the neutral position, and it is detected that the actuators 3a, 3b, 3c ... Are stopped. When the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Are switched, the signal oil passage 35 is shut off, and the pressure sensor 47 detects that the pressure in the signal oil passage 35 is higher than the pressure in the tank T, and the flow rate. -It is detected that the directional control valves 6a, 6b, 6c ... Are not in the neutral position and the actuators 3a, 3b, 3c ... Are operating. From the signal output from the pressure sensor 47, the controller 49 (described later) can determine whether or not the actuators 3a, 3b, 3c ... Are stopped and there is no work.

圧力センサ４８は信号油路２７に設置される。流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置にあり、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…が停止しているときは信号油路２７がタンクＴに連通するので、圧力センサ４８はタンクＴの圧力を検知し、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置にあり、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…が停止していることを検出する。流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が切り換えられアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…が作動し作動負荷が掛かるときは、信号油路２７はタンクＴと遮断されアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の負荷圧が掛かり、圧力センサ４８はアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の負荷圧を検出し、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…が通常の負荷動作を行っていることを検出する。流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が切り換えられアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…が作動しているがアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に負の負荷が掛かりメータイン側の圧油の流量が不足するときは、圧力センサ４８はタンク圧もしくはタンク圧以下の圧力を検知し、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…が負の負荷が掛かって作動していることを検出する。圧力センサ４８から出力される信号により、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…が通常の作動負荷が掛かった状態で動作しているか否かを、コントローラ４９（後述）により判別できるようにする。 The pressure sensor 48 is installed in the signal oil passage 27. When the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Are in the neutral position and the actuators 3a, 3b, 3c ... Are stopped, the signal oil passage 27 communicates with the tank T, so that the pressure sensor 48 is the tank T. The pressure is detected, and it is detected that the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Are in the neutral position and the actuators 3a, 3b, 3c ... Are stopped. When the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... are switched and the actuators 3a, 3b, 3c ... Are activated and an operating load is applied, the signal oil passage 27 is cut off from the tank T and the load of the actuators 3a, 3b, 3c ... When pressure is applied, the pressure sensor 48 detects the load pressure of the actuators 3a, 3b, 3c ..., And detects that the actuators 3a, 3b, 3c ... Are performing a normal load operation. The flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Are switched and the actuators 3a, 3b, 3c ... Are operating, but a negative load is applied to the actuators 3a, 3b, 3c ... and the flow rate of the pressure oil on the meter-in side is insufficient. At this time, the pressure sensor 48 detects the tank pressure or the pressure equal to or lower than the tank pressure, and detects that the actuators 3a, 3b, 3c ... Are operating under a negative load. Based on the signal output from the pressure sensor 48, the controller 49 (described later) can determine whether or not the actuators 3a, 3b, 3c ... Are operating under a normal working load.

コントローラ４９は入力側には圧力センサ４７，４８が接続され、出力側には電磁切換弁７０が接続されている。 Pressure sensors 47 and 48 are connected to the input side of the controller 49, and an electromagnetic switching valve 70 is connected to the output side.

図３は、コントローラ４９の処理機能を示すフローチャートである。コントローラ４９によるメインポンプ２の容量上昇制御手順を図３に従って説明する。 FIG. 3 is a flowchart showing the processing function of the controller 49. The procedure for controlling the capacity increase of the main pump 2 by the controller 49 will be described with reference to FIG.

コントローラ４９は、圧力センサ４７の測定値に基づいて、コントロールバルブ４の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が作動位置にあるか否かを判定する（ステップＳ１０１）。 The controller 49 determines whether or not the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Of the control valve 4 are in the operating position based on the measured value of the pressure sensor 47 (step S101).

ステップＳ１０１で圧力センサ４７の測定値がタンク圧以下である（コントロールバルブ４の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置にある）と判定した場合は、電磁切換弁７０をＯＦＦにして応答制御切換弁１７ｆにタンク圧を導き、応答制御切換弁１７ｆを絞り位置に切り換える（ステップＳ１０２）。 When it is determined in step S101 that the measured value of the pressure sensor 47 is equal to or less than the tank pressure (the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Of the control valve 4 are in the neutral position), the electromagnetic switching valve 70 is turned off. The tank pressure is guided to the response control switching valve 17f, and the response control switching valve 17f is switched to the throttle position (step S102).

ステップＳ１０１で圧力センサ４７の測定値がタンク圧より大きい（コントロールバルブ４の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が作動位置にある）と判定した場合は、圧力センサ４８の測定値に基づいて、アクチュエータに負の負荷圧が掛かっている（メータイン側の圧油の流量が不足する可能性がある）か否かを判定する（ステップＳ１０３）。 When it is determined in step S101 that the measured value of the pressure sensor 47 is larger than the tank pressure (the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Of the control valve 4 are in the operating position), it is based on the measured value of the pressure sensor 48. Therefore, it is determined whether or not a negative load pressure is applied to the actuator (the flow rate of the pressure oil on the meter-in side may be insufficient) (step S103).

ステップＳ１０３で圧力センサ４８の測定値がタンク圧より大きい（アクチュエータに正の負荷圧が掛かっている）と判定した場合は、電磁切換弁７０をＯＦＦにして応答制御切換弁１７ｆにタンク圧を導き、応答制御切換弁１７ｆを絞り位置に切り換える（ステップＳ１０２）。 When it is determined in step S103 that the measured value of the pressure sensor 48 is larger than the tank pressure (a positive load pressure is applied to the actuator), the electromagnetic switching valve 70 is turned off and the tank pressure is guided to the response control switching valve 17f. , The response control switching valve 17f is switched to the throttle position (step S102).

ステップＳ１０３で圧力センサ４８の測定値がタンク圧以下である（アクチュエータに負の負荷圧が掛かっている）と判定した場合は、電磁切換弁７０をＯＮにして応答制御切換弁１７ｆにパイロット一次圧を導き、応答制御切換弁１７ｆを連通位置に切り換える（ステップＳ１０４）。
（２）動作
１．全操作レバー中立の場合
まず、全ての操作レバー（操作レバー装置１２２，１２３等の操作レバー）が中立にある場合、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…は図示の中立位置に保持され、それらの負荷ポート２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…の圧力もタンク圧となる。このため、シャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…によって検出される最高負荷圧はタンク圧（０ＭＰａと仮定）となり、メインポンプ２の吐出圧は、アンロード弁１５により、アンロード弁１５のアンロード設定圧とアンロード弁１５のオーバーライド特性により生じる圧力を加算した圧力に制御され、差圧減圧弁１１の出力圧は、メインポンプ２の吐出圧と同じ圧力（アンロード弁１５のアンロード設定圧とアンロード弁１５のオーバーライド特性により生じる圧力を加算した圧力）となり、この出力圧がＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅに導かれる。 When it is determined in step S103 that the measured value of the pressure sensor 48 is equal to or less than the tank pressure (a negative load pressure is applied to the actuator), the electromagnetic switching valve 70 is turned ON and the pilot primary pressure is applied to the response control switching valve 17f. And switches the response control switching valve 17f to the communication position (step S104).
(2) Operation 1. When all operating levers are neutral First, when all operating levers (operating levers such as operating lever devices 122 and 123) are neutral, the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Are held in the neutral positions shown in the figure. The pressures of those load ports 26a, 26b, 26c ... Are also tank pressures. Therefore, the maximum load pressure detected by the shuttle valves 9a, 9b, 9c ... Is the tank pressure (assumed to be 0 MPa), and the discharge pressure of the main pump 2 is set to unload the unload valve 15 by the unload valve 15. The pressure is controlled by adding the pressure generated by the override characteristic of the unload valve 15, and the output pressure of the differential pressure pressure reducing valve 11 is the same as the discharge pressure of the main pump 2 (the unload set pressure of the unload valve 15). The pressure is the sum of the pressure generated by the override characteristic of the unload valve 15), and this output pressure is guided to the pressure receiving portion 17e of the LS control valve 17b.

上述したようにアンロード弁１５の目標アンロード圧（アンロード設定圧）が２ＭＰａである場合、メインポンプ２の吐出圧は２ＭＰａより少し高い圧力となり、ＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅに導かれる差圧減圧弁１１の出力圧も２ＭＰａより少し高い圧力となる。 As described above, when the target unload pressure (unload set pressure) of the unload valve 15 is 2 MPa, the discharge pressure of the main pump 2 becomes a pressure slightly higher than 2 MPa and is guided to the pressure receiving portion 17e of the LS control valve 17b. The output pressure of the differential pressure pressure reducing valve 11 is also slightly higher than 2 MPa.

この状態では、ＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅに導かれる圧力（２ＭＰａより少し高い圧力）はＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｄに導かれる差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒであるロードセンシング制御の目標差圧（２ＰＭａ）よりも高く、ＬＳ制御弁１７ｂは図示右側の位置に切り換わる。 In this state, the pressure (pressure slightly higher than 2 MPa) guided to the pressure receiving portion 17e of the LS control valve 17b is the output pressure Pgr of the differential pressure pressure reducing valve 13b guided to the pressure receiving portion 17d of the LS control valve 17b. Higher than the target differential pressure (2PMa), the LS control valve 17b switches to the position on the right side of the drawing.

流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…は図示の中立位置にあるため信号油路３５はタンクＴに連通するので、圧力センサ４７はタンクＴの圧力を検知し、図３のフローチャートにてステップＳ１０１が否定され、コントローラ４９から電磁切換弁７０への切換信号は出力されず、電磁切換弁７０は図１の図示の位置にあり、応答制御切換弁１７ｆは図１の図示の絞り位置にある。ＬＳ制御弁１７ｂと応答制御切換弁１７ｆの絞りを通過したパイロットリリーフ弁３２の圧力（パイロット一次圧）はＬＳ制御傾転ピストン１７ｃに導かれ、メインポンプ２の傾転角（容量）は最小となり、吐出流量も最少となる。また、メインポンプ２の吐出圧はアンロード弁１５により制御された最小圧力となる。その結果、メインポンプ２の吸収トルクも最小となる。 Since the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Are in the neutral positions shown in the figure, the signal oil passage 35 communicates with the tank T. Therefore, the pressure sensor 47 detects the pressure of the tank T and steps in the flowchart of FIG. S101 is denied, the switching signal from the controller 49 to the electromagnetic switching valve 70 is not output, the electromagnetic switching valve 70 is in the position shown in FIG. 1, and the response control switching valve 17f is in the throttle position shown in FIG. .. The pressure (pilot primary pressure) of the pilot relief valve 32 that has passed through the throttles of the LS control valve 17b and the response control switching valve 17f is guided to the LS control tilting piston 17c, and the tilt angle (capacity) of the main pump 2 becomes the minimum. , The discharge flow rate is also minimized. Further, the discharge pressure of the main pump 2 becomes the minimum pressure controlled by the unload valve 15. As a result, the absorption torque of the main pump 2 is also minimized.

２．操作レバーを操作しアクチュエータに通常負荷が掛かっている場合
通常負荷が掛かるアクチュエータ、例えばブーム上げ用の操作レバーを操作した場合は、信号油路３５は流量・方向制御弁６ｂで遮断され、信号油路３５の圧力はパイロットリリーフ弁３２で決められた圧力（パイロット一次圧）まで上昇し、圧力センサ４７はパイロットリリーフ圧を検知する。流量・方向制御弁６ｂが切り換わり、ブームシリンダ３ｂに圧油が供給され、ブームシリンダ３ｂが駆動される。このとき、流量・方向制御弁６ｂの負荷ポート２６ｂはブームシリンダ３ｂの負荷圧となる。このためシャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…によって検出される最高負荷圧はブームシリンダ３ｂの負荷圧となり、この負荷圧が圧力センサ４８に検知される。これにより図３のフローチャートにてステップＳ１０３が否定され、コントローラ４９から電磁切換弁７０への切換信号は出力されず、電磁切換弁７０は図１の図示の位置にあり、応答制御切換弁１７ｆは図１の図示の絞り位置にある。メインポンプ２の傾転角（容量）はメインポンプ２の吐出圧がアクチュエータ（ブームシリンダ）３ｂの負荷圧よりも差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒであるロードセンシング制御の目標差圧（２ＭＰａ）だけ高くなるように制御される。 2. 2. When the operating lever is operated and the actuator is normally loaded When the actuator to which the normal load is applied, for example, the operating lever for raising the boom is operated, the signal oil passage 35 is cut off by the flow rate / direction control valve 6b, and the signal oil is applied. The pressure of the road 35 rises to the pressure determined by the pilot relief valve 32 (pilot primary pressure), and the pressure sensor 47 detects the pilot relief pressure. The flow rate / direction control valve 6b is switched, pressure oil is supplied to the boom cylinder 3b, and the boom cylinder 3b is driven. At this time, the load port 26b of the flow rate / direction control valve 6b becomes the load pressure of the boom cylinder 3b. Therefore, the maximum load pressure detected by the shuttle valves 9a, 9b, 9c ... Is the load pressure of the boom cylinder 3b, and this load pressure is detected by the pressure sensor 48. As a result, step S103 is denied in the flowchart of FIG. 3, the switching signal from the controller 49 to the electromagnetic switching valve 70 is not output, the electromagnetic switching valve 70 is at the position shown in FIG. 1, and the response control switching valve 17f is It is at the aperture position shown in FIG. The tilt angle (capacity) of the main pump 2 is the target differential pressure (2 MPa) of load sensing control in which the discharge pressure of the main pump 2 is the output pressure Pgr of the differential pressure pressure reducing valve 13b rather than the load pressure of the actuator (boom cylinder) 3b. It is controlled to be as high as possible.

応答制御切換弁１７ｆが絞り位置にあるときは上述した基本動作においてＬＳ制御弁１７ｂが図示左側の位置に切り換わりメインポンプ２の傾転角が増加されるとき、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃからタンクＴへ排出される圧油の流れは、応答制御切換弁１７ｆが絞り位置にある絞り作用によって抑制され、メインポンプ２の傾転角の増加を緩やかにする。同様に、ＬＳ制御弁１７ｂが図示右側の位置に切り換わりメインポンプ２の傾転角が減少するよう制御されるとき、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃへパイロットリリーフ弁３２で決められた圧力（パイロット一次圧）の供給は抑制され、メインポンプ２の傾転角の減少を緩やかにする。これにより被駆動体の慣性を大きく受けるアクチュエータを急操作した場合でも、アクチュエータへの圧油の流入が緩やかになり、アクチュエータ起動時の衝撃を緩和し良好な操作性が得られる。 When the response control switching valve 17f is in the throttle position, the LS control valve 17b switches to the position on the left side of the figure in the above-mentioned basic operation, and when the tilt angle of the main pump 2 is increased, the tank is transferred from the LS control tilt piston 17c. The flow of the pressure oil discharged to T is suppressed by the throttle action of the response control switching valve 17f at the throttle position, and the increase in the tilt angle of the main pump 2 is moderated. Similarly, when the LS control valve 17b is switched to the position on the right side in the drawing and controlled so that the tilt angle of the main pump 2 is reduced, the pressure determined by the pilot relief valve 32 to the LS control tilt piston 17c (pilot primary). The supply of pressure) is suppressed, and the decrease in the tilt angle of the main pump 2 is moderated. As a result, even when the actuator that receives a large amount of inertia of the driven body is suddenly operated, the inflow of pressure oil into the actuator becomes gentle, the impact at the time of starting the actuator is alleviated, and good operability can be obtained.

３．操作レバーを操作しアクチュエータに負の負荷が掛かってメータイン側の圧油の流量が不足している場合
自重落下するアクチュエータ、例えば重アタッチメントが付いたアームクラウド用の操作レバーを操作した場合、信号油路３５は流量・方向制御弁６ｃで遮断され、信号油路３５の圧力はパイロットリリーフ弁３２で決められた圧力（パイロット一次圧）まで上昇し、圧力センサ４７はパイロットリリーフ圧を検知する。流量・方向制御弁６ｃが切り換わり、アームシリンダ３ｃを支えていたメータアウト側の圧油がタンクに戻り、アームシリンダ３ｃが自重落下する。このとき、流量・方向制御弁６ｃの負荷ポート２６ｃはアームシリンダ３ｃにかかる負の負荷圧となる。このためシャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…によって検出される最高負荷圧はタンク圧以下となり、圧力センサ４８はタンク圧以下の圧力を検知する。これにより図３のフローチャートにてステップＳ１０３が肯定され、コントローラ４９から電磁切換弁７０へ切換信号が出力され、電磁切換弁７０は図1の図示の位置から切り換わり、応答制御切換弁１７ｆにはパイロットリリーフ弁３２で決められた圧力（パイロット一次圧）が導かれ、応答制御切換弁１７ｆは連通位置となる。 3. 3. When the operation lever is operated and a negative load is applied to the actuator and the flow rate of the pressure oil on the meter-in side is insufficient. The passage 35 is shut off by the flow rate / direction control valve 6c, the pressure in the signal oil passage 35 rises to the pressure determined by the pilot relief valve 32 (pilot primary pressure), and the pressure sensor 47 detects the pilot relief pressure. The flow rate / direction control valve 6c is switched, the pressure oil on the meter-out side supporting the arm cylinder 3c returns to the tank, and the arm cylinder 3c drops by its own weight. At this time, the load port 26c of the flow rate / direction control valve 6c becomes a negative load pressure applied to the arm cylinder 3c. Therefore, the maximum load pressure detected by the shuttle valves 9a, 9b, 9c ... Is the tank pressure or less, and the pressure sensor 48 detects the pressure below the tank pressure. As a result, step S103 is affirmed in the flowchart of FIG. 3, a switching signal is output from the controller 49 to the electromagnetic switching valve 70, the electromagnetic switching valve 70 switches from the position shown in FIG. The pressure (pilot primary pressure) determined by the pilot relief valve 32 is guided, and the response control switching valve 17f is in the communication position.

最高負荷圧がタンク圧以下の圧力が信号油路２７を介して差圧減圧弁１１に導かれ、ポンプ圧も負の負荷が掛かるアクチュエータ３ｃによってタンク圧以下となった油路８ｃへ圧油が流れ込むためタンク圧以下まで落ち込み、差圧減圧弁１１の出力するロードセンシング用制御圧は０ＭＰａに近くなる。これにより、ＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｄに導かれる差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒであるロードセンシング制御の目標差圧（２ＭＰａ）よりも低く、ＬＳ制御弁１７ｂは図示左側の位置に切り換わる。この結果、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃにはタンク圧が導かれ、メインポンプ２の傾転角（容量）はメインポンプ２の吐出圧がアクチュエータ（アームシリンダ）３ｃの負荷圧よりも差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒであるロードセンシング制御の目標差圧（２ＭＰａ）だけ高くなるように制御されメインポンプ２の傾転角が増加する。 A pressure whose maximum load pressure is less than or equal to the tank pressure is guided to the differential pressure pressure reducing valve 11 via the signal oil passage 27, and a negative load is applied to the pump pressure. Since it flows in, the pressure drops below the tank pressure, and the load sensing control pressure output by the differential pressure pressure reducing valve 11 becomes close to 0 MPa. As a result, the pressure is lower than the target differential pressure (2 MPa) for load sensing control, which is the output pressure Pgr of the differential pressure pressure reducing valve 13b guided to the pressure receiving portion 17d of the LS control valve 17b, and the LS control valve 17b is cut to the position on the left side of the drawing. It will change. As a result, the tank pressure is guided to the LS-controlled tilting piston 17c, and the tilting angle (capacity) of the main pump 2 is a differential pressure pressure reducing valve in which the discharge pressure of the main pump 2 is higher than the load pressure of the actuator (arm cylinder) 3c. The tilt angle of the main pump 2 is increased by being controlled so as to be increased by the target differential pressure (2 MPa) of the load sensing control, which is the output pressure Pgr of 13b.

応答制御切換弁１７ｆが連通位置にあるときは、上述した基本動作において、ＬＳ制御弁１７ｂが図示左側の位置に切り換わりメインポンプ２の傾転角が増加されるとき、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃからタンクＴへ排出される圧油は、絞り作用が働かず速やかに排出され、メインポンプ２の傾転角が応答良く増加し、負の負荷が掛かるアクチュエータ３ｃへの圧油の供給を速やかに行う。アクチュエータ３ｃのメータイン側の圧油の供給が満たされ、最高負荷圧がタンク圧より高くなった後は、応答制御切換弁１７ｆが連通位置に切り換わり、アクチュエータへの圧油の流入が緩やかになり、アクチュエータ起動時の衝撃を緩和し良好な操作性が得られる。
（３）効果
本実施例では、可変容量型の油圧ポンプ２と、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、パイロット一次圧を供給するパイロット油圧源３３と、油圧ポンプ２から複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…へ供給される圧油の流量を制御する複数の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…と、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出回路９ａ，９ｂ，９ｃ…，２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…と、油圧ポンプ２の吐出圧が複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう制御するロードセンシング制御部１７−２を有するポンプ制御装置１７と、油圧ポンプ２を複数の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…に接続する管路に設けられ、油圧ポンプ２の吐出圧が前記最高負荷圧に設定圧を加算した圧力よりも高くなると開状態になって油圧ポンプ２の吐出油をタンクＴに戻し、油圧ポンプ２の吐出圧の上昇を制限するアンロード弁１５とを備え、ロードセンシング制御部１７−２は油圧ポンプ２の容量を変化させるＬＳ制御傾転ピストン１７ｃと、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃをパイロット油圧源３３とタンクＴとに選択的に連通させ、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃの駆動を制御するＬＳ制御弁１７ｂを有する油圧ショベルにおいて、ＬＳ制御弁１７ｂとＬＳ制御傾転ピストン１７ｃとを連絡する油路に設けられ、前記最高負荷圧に基づいて絞り位置と連通位置との間で切り換わる応答制御切換弁１７ｆを備え、応答制御切換弁１７ｆは前記最高負荷圧がタンク圧以下の場合は連通位置となり、前記最高負荷圧がタンク圧より高い圧力の場合は絞り位置に切り換わる。 When the response control switching valve 17f is in the communication position, in the above-mentioned basic operation, when the LS control valve 17b is switched to the position on the left side in the drawing and the tilt angle of the main pump 2 is increased, the LS control tilt piston 17c The pressure oil discharged from the tank T to the tank T is quickly discharged without the throttle action working, the tilt angle of the main pump 2 increases responsively, and the pressure oil is quickly supplied to the actuator 3c to which a negative load is applied. conduct. After the supply of pressure oil on the meter-in side of the actuator 3c is satisfied and the maximum load pressure becomes higher than the tank pressure, the response control switching valve 17f switches to the communication position, and the inflow of pressure oil into the actuator becomes gentle. , The impact at the time of actuator activation is alleviated and good operability can be obtained.
(3) Effect In this embodiment, the variable displacement hydraulic pump 2, a plurality of actuators 3a, 3b, 3c ... Driven by the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2, and the pilot hydraulic pressure for supplying the pilot primary pressure. A plurality of flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Which control the flow rate of the pressure oil supplied from the source 33 and the plurality of actuators 3a, 3b, 3c ... The maximum load pressure detection circuits 9a, 9b, 9c ..., 26a, 26b, 26c ... That detect the maximum load pressure of 3c ... A pump control device 17 having a load sensing control unit 17-2 that controls the pressure to be higher by the target differential pressure, and a pipeline connecting the hydraulic pump 2 to a plurality of flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... When the discharge pressure of the hydraulic pump 2 becomes higher than the pressure obtained by adding the set pressure to the maximum load pressure, the pump becomes open and the discharge oil of the hydraulic pump 2 is returned to the tank T to limit the increase in the discharge pressure of the hydraulic pump 2. The load sensing control unit 17-2 is provided with an unload valve 15, and the LS-controlled tilting piston 17c that changes the capacity of the hydraulic pump 2 and the LS-controlled tilting piston 17c are selectively used as the pilot hydraulic source 33 and the tank T. In a hydraulic excavator having an LS control valve 17b that controls the drive of the LS control tilting piston 17c, the maximum load pressure is provided in an oil passage connecting the LS control valve 17b and the LS control tilting piston 17c. A response control switching valve 17f that switches between the throttle position and the communication position is provided based on the above, and the response control switching valve 17f is in the communication position when the maximum load pressure is equal to or lower than the tank pressure, and the maximum load pressure is the tank pressure. If the pressure is higher, it switches to the throttle position.

また、本実施例に係る油圧ショベルは、パイロット一次圧を応答制御切換弁１７ｆに供給可能な電磁切換弁７０と、前記最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出装置４８と、最高負荷圧検出装置４８の検出結果に基づき電磁切換弁７０を切り換えるコントローラ４９とを備え、応答制御切換弁１７ｆは、電磁切換弁７０から出力される圧力により切り換わる油圧切換弁１７ｆであり、コントローラ４９は、複数の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が作動位置で、かつ前記最高負荷圧がタンク圧以下の場合に油圧切換弁１７ｆが連通位置となり、前記最高負荷圧がタンク圧より高い圧力の場合に油圧切換弁１７ｆが絞り位置となるよう電磁切換弁７０を制御する。 Further, the hydraulic excavator according to the present embodiment includes an electromagnetic switching valve 70 capable of supplying the pilot primary pressure to the response control switching valve 17f, a maximum load pressure detecting device 48 for detecting the maximum load pressure, and a maximum load pressure detecting device. A controller 49 for switching the electromagnetic switching valve 70 based on the detection result of 48 is provided, and the response control switching valve 17f is a hydraulic switching valve 17f that switches according to the pressure output from the electromagnetic switching valve 70, and the controller 49 is a plurality of hydraulic switching valves 17f. When the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Are in the operating position and the maximum load pressure is equal to or less than the tank pressure, the hydraulic switching valve 17f is in the communication position, and the maximum load pressure is higher than the tank pressure. The electromagnetic switching valve 70 is controlled so that the hydraulic switching valve 17f is in the throttle position.

以上のように構成した本実施例によれば、ロードセンシング制御方式油圧駆動システムを搭載した油圧ショベルにおいて、アクチュエータの負荷に応じてメインポンプ２の応答性を可変とし、被駆動体の慣性を大きく受けるアクチュエータを急操作した場合、アクチュエータへの圧油の流入が緩やかになり、アクチュエータ起動時の衝撃を緩和し良好な操作性を確保しつつ、負の負荷が掛かることで圧油の供給流量が不足しているアクチュエータを操作した場合、圧油の供給を素早く補うことで息継ぎ現象（キャビテーション）を速やかに解消もしくは未然に防ぐことができる。 According to the present embodiment configured as described above, in the hydraulic excavator equipped with the load sensing control type hydraulic drive system, the responsiveness of the main pump 2 is made variable according to the load of the actuator, and the inertia of the driven body is increased. When the receiving actuator is suddenly operated, the inflow of hydraulic pressure to the actuator becomes slower, the impact at the time of starting the actuator is mitigated and good operability is ensured, and a negative load is applied to increase the supply flow rate of hydraulic oil. When the insufficient actuator is operated, the breathing phenomenon (cavitation) can be promptly eliminated or prevented by quickly supplementing the supply of hydraulic pressure.

図４は本発明の第２の実施例に係る油圧ショベルに搭載された油圧駆動システムの構成を示す図である。以下、第１の実施例との相違点を中心に説明する。
（１）構成
図４において、本実施例における油圧駆動システムは、圧力センサ４７，４８、コントローラ４９、および電磁切換弁７０（図２参照）を備えていない。応答制御切換弁１７ｆは、信号油路２７ｂにより最高負荷圧が導かれ、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧がタンク圧以下の場合は連通位置にあり、最高負荷圧がタンク圧より大きくなると絞り位置に切り換えられる。
（２）動作
１．全操作レバー中立の場合
応答制御切換弁１７ｆは図４の図示の連通位置にある。ＬＳ制御弁１７ｂと応答制御切換弁１７ｆの絞られていない油路を通過したパイロットリリーフ弁３２の圧力（パイロット一次圧）はＬＳ制御傾転ピストン１７ｃに導かれ、メインポンプ２の傾転角（容量）は最小となり、吐出流量も最少となる。 FIG. 4 is a diagram showing a configuration of a hydraulic drive system mounted on a hydraulic excavator according to a second embodiment of the present invention. Hereinafter, the differences from the first embodiment will be mainly described.
(1) Configuration In FIG. 4, the hydraulic drive system in this embodiment does not include the pressure sensors 47 and 48, the controller 49, and the electromagnetic switching valve 70 (see FIG. 2). The maximum load pressure of the response control switching valve 17f is guided by the signal oil passage 27b, and when the maximum load pressure of the plurality of actuators 3a, 3b, 3c ... Is equal to or less than the tank pressure, the response control switching valve 17f is in the communication position, and the maximum load pressure is the tank pressure. When it becomes larger, it is switched to the aperture position.
(2) Operation 1. When all operating levers are neutral The response control switching valve 17f is in the communication position shown in FIG. The pressure (pilot primary pressure) of the pilot relief valve 32 that has passed through the unsqueezed oil passages of the LS control valve 17b and the response control switching valve 17f is guided to the LS control tilt piston 17c, and the tilt angle of the main pump 2 ( The capacity) is the minimum, and the discharge flow rate is also the minimum.

２．操作レバーを操作しアクチュエータに通常負荷が掛かっている場合
通常負荷が掛かるアクチュエータ、例えばブーム上げ用の操作レバーを操作した場合は、流量・方向制御弁６ｂが切り換わり、ブームシリンダ３ｂに圧油が供給され、ブームシリンダ３ｂが駆動される。このとき、流量・方向制御弁６ｂの負荷ポート２６ｂはブームシリンダ３ｂの負荷圧となる。このためシャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…によって検出される最高負荷圧はブームシリンダ３ｂの負荷圧となり、この負荷圧が圧力センサ４８に検知される。これにより信号油路２７ｂにより導かれた最高負荷圧により、応答制御切換弁１７ｆは図４の図示の絞り位置にある。メインポンプ２の傾転角（容量）はメインポンプ２の吐出圧がアクチュエータ（ブームシリンダ）３ｂの負荷圧よりも差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒであるロードセンシング制御の目標差圧（２ＭＰａ）だけ高くなるように制御される。 2. 2. When the operating lever is operated and the actuator is normally loaded When the actuator where the normal load is applied, for example, the operating lever for raising the boom is operated, the flow rate / direction control valve 6b is switched and the boom cylinder 3b is filled with oil pressure. It is supplied and the boom cylinder 3b is driven. At this time, the load port 26b of the flow rate / direction control valve 6b becomes the load pressure of the boom cylinder 3b. Therefore, the maximum load pressure detected by the shuttle valves 9a, 9b, 9c ... Is the load pressure of the boom cylinder 3b, and this load pressure is detected by the pressure sensor 48. Due to the maximum load pressure guided by the signal oil passage 27b, the response control switching valve 17f is located at the throttle position shown in FIG. 4. The tilt angle (capacity) of the main pump 2 is the target differential pressure (2 MPa) of load sensing control in which the discharge pressure of the main pump 2 is the output pressure Pgr of the differential pressure pressure reducing valve 13b rather than the load pressure of the actuator (boom cylinder) 3b. It is controlled to be as high as possible.

応答制御切換弁１７ｆが絞り位置にあるときは上述した基本動作においてＬＳ制御弁１７ｂが図示左側の位置に切り換わりメインポンプ２の傾転角が増加されるとき、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃからタンクＴへ排出される圧油の流れは、応答制御切換弁１７ｆが絞り位置にある絞り作用によって抑制され、メインポンプ２の傾転角の増加を緩やかにする。同様に、ＬＳ制御弁１７ｂが図示右側の位置に切り換わりメインポンプ２の傾転角が減少するよう制御されるとき、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃへパイロットリリーフ弁３２で決められた圧力（パイロット一次圧）の供給は抑制され、メインポンプ２の傾転角の減少を緩やかにする。これにより被駆動体の慣性を大きく受けるアクチュエータを急操作した場合でも、アクチュエータへの圧油の流入が緩やかになり、アクチュエータ起動時の衝撃を緩和し良好な操作性が得られる。 When the response control switching valve 17f is in the throttle position, the LS control valve 17b switches to the position on the left side of the figure in the above-mentioned basic operation, and when the tilt angle of the main pump 2 is increased, the tank is transferred from the LS control tilt piston 17c. The flow of the pressure oil discharged to T is suppressed by the throttle action of the response control switching valve 17f at the throttle position, and the increase in the tilt angle of the main pump 2 is moderated. Similarly, when the LS control valve 17b is switched to the position on the right side in the drawing and controlled so that the tilt angle of the main pump 2 is reduced, the pressure determined by the pilot relief valve 32 to the LS control tilt piston 17c (pilot primary). The supply of pressure) is suppressed, and the decrease in the tilt angle of the main pump 2 is moderated. As a result, even when the actuator that receives a large amount of inertia of the driven body is suddenly operated, the inflow of pressure oil into the actuator becomes gentle, the impact at the time of starting the actuator is alleviated, and good operability can be obtained.

３．操作レバーを操作しアクチュエータに負の負荷が掛かってメータイン側の圧油の流量が不足している場合
自重落下するアクチュエータ、例えば重アタッチメントが付いたアームクラウド用の操作レバーを操作した場合、流量・方向制御弁６ｃが切り換わり、アームシリンダ３ｃを支えていたメータアウト側の圧油がタンクに戻り、アームシリンダ３ｃが自重落下する。このとき、流量・方向制御弁６ｃの負荷ポート２６ｃはアームシリンダ３ｃにかかる負の負荷圧となる。このためシャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…によって検出される最高負荷圧はタンク圧以下となり、圧力センサ４８はタンク圧以下の圧力を検知する。これにより、応答制御切換弁１７ｆには信号油路２７よりタンク圧が導かれ、応答制御切換弁１７ｆは連通位置のままとなる。 3. 3. When the operation lever is operated and a negative load is applied to the actuator and the flow rate of the pressure oil on the meter-in side is insufficient. The directional control valve 6c is switched, the pressure oil on the meter-out side supporting the arm cylinder 3c returns to the tank, and the arm cylinder 3c drops by its own weight. At this time, the load port 26c of the flow rate / direction control valve 6c becomes a negative load pressure applied to the arm cylinder 3c. Therefore, the maximum load pressure detected by the shuttle valves 9a, 9b, 9c ... Is the tank pressure or less, and the pressure sensor 48 detects the pressure below the tank pressure. As a result, the tank pressure is guided from the signal oil passage 27 to the response control switching valve 17f, and the response control switching valve 17f remains in the communication position.

最高負荷圧がタンク圧以下の圧力が信号油路２７を介して差圧減圧弁１１に導かれ、ポンプ圧も負の負荷が掛かるアクチュエータ３ｃによってタンク圧以下となった油路８ｃへ圧油が流れ込むためタンク圧以下まで落ち込み、差圧減圧弁１１の出力するロードセンシング用制御圧は０ＭＰａに近くなる。これにより、ＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｄに導かれる差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒであるロードセンシング制御の目標差圧（２ＭＰａ）よりも低く、ＬＳ制御弁１７ｂは図示左側の位置に切り換わる。この結果、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃにはタンク圧が導かれ、メインポンプ２の傾転角（容量）はメインポンプ２の吐出圧がアクチュエータ（アームシリンダ）３ｃの負荷圧よりも差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒであるロードセンシング制御の目標差圧（２ＭＰａ）だけ高くなるように制御されメインポンプ２の傾転角が増加する。 A pressure whose maximum load pressure is less than or equal to the tank pressure is guided to the differential pressure pressure reducing valve 11 via the signal oil passage 27, and a negative load is applied to the pump pressure. Since it flows in, the pressure drops below the tank pressure, and the load sensing control pressure output by the differential pressure pressure reducing valve 11 becomes close to 0 MPa. As a result, the pressure is lower than the target differential pressure (2 MPa) for load sensing control, which is the output pressure Pgr of the differential pressure pressure reducing valve 13b guided to the pressure receiving portion 17d of the LS control valve 17b, and the LS control valve 17b is cut to the position on the left side of the drawing. It will change. As a result, the tank pressure is guided to the LS-controlled tilting piston 17c, and the tilting angle (capacity) of the main pump 2 is a differential pressure pressure reducing valve in which the discharge pressure of the main pump 2 is higher than the load pressure of the actuator (arm cylinder) 3c. The tilt angle of the main pump 2 is increased by being controlled so as to be increased by the target differential pressure (2 MPa) of the load sensing control, which is the output pressure Pgr of 13b.

応答制御切換弁１７ｆが連通位置にあるときは、上述した基本動作において、ＬＳ制御弁１７ｂが図示左側の位置に切り換わりメインポンプ２の傾転角が増加されるとき、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃからタンクＴへ排出される圧油は、絞り作用が働かず速やかに排出され、メインポンプ２の傾転角が応答良く増加し、負の負荷が掛かるアクチュエータ３ｃへの圧油の供給を速やかに行う。 When the response control switching valve 17f is in the communication position, in the above-mentioned basic operation, when the LS control valve 17b is switched to the position on the left side in the drawing and the tilt angle of the main pump 2 is increased, the LS control tilt piston 17c The pressure oil discharged from the tank T to the tank T is quickly discharged without the throttle action working, the tilt angle of the main pump 2 increases responsively, and the pressure oil is quickly supplied to the actuator 3c to which a negative load is applied. conduct.

アクチュエータ３ｃのメータイン側の圧油の供給が満たされ、最高負荷圧がタンク圧より高くなった後は、応答制御切換弁１７ｆが連通位置に切り換わり、アクチュエータへの圧油の流入が緩やかになり、アクチュエータ起動時の衝撃を緩和し良好な操作性が得られる。
（３）効果
本実施例では、応答制御切換弁１７ｆは、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧が導かれ前記最高負荷圧を受圧し応答制御切換弁１７ｆを絞り位置に切り換える最高負荷圧受圧部１７ｇと、最高負荷圧受圧部１７ｇの逆側に応答制御切換弁１７ｆを連通位置に切り換えるバネ１７ｈとを有し、最高負荷圧受圧部１７ｇにタンク圧が受圧している場合は連通位置となり、最高負荷圧受圧部１７ｇにタンク圧より高い圧力が加わると絞り位置に切り換わる油圧切換弁１７ｆである。 After the supply of pressure oil on the meter-in side of the actuator 3c is satisfied and the maximum load pressure becomes higher than the tank pressure, the response control switching valve 17f switches to the communication position, and the inflow of pressure oil into the actuator becomes gentle. , The impact at the time of actuator activation is alleviated and good operability can be obtained.
(3) Effect In this embodiment, the response control switching valve 17f is guided to the maximum load pressure of a plurality of actuators 3a, 3b, 3c ..., receives the maximum load pressure, and switches the response control switching valve 17f to the throttle position. When the load pressure receiving portion 17g and the spring 17h for switching the response control switching valve 17f to the communication position are provided on the opposite side of the maximum load pressure receiving portion 17g and the tank pressure is received by the maximum load pressure receiving portion 17g. This is a hydraulic pressure switching valve 17f that is in the communication position and switches to the throttle position when a pressure higher than the tank pressure is applied to the maximum load pressure receiving portion 17g.

以上のように構成した本実施例においても、第１の実施例と同様の効果が得られる。 In the present embodiment configured as described above, the same effect as that of the first embodiment can be obtained.

図５は本発明の第３の実施例に係る油圧ショベルに搭載された油圧駆動システムの構成を示す図である。以下、第１の実施例との相違点を中心に説明する。 FIG. 5 is a diagram showing a configuration of a hydraulic drive system mounted on a hydraulic excavator according to a third embodiment of the present invention. Hereinafter, the differences from the first embodiment will be mainly described.

図５において、応答制御切換弁１７ｋは、コントローラ４９からの制御信号により切り換わる電磁切換弁である。コントローラ４９は、圧力センサ４７，４８の検出結果に応じて応答制御切換弁１７ｋへ切換信号を出力する。応答制御切換弁１７ｋは、コントローラ４９から切換信号が出力されていない場合は絞り位置にあり、コントローラ４９から切換信号が出力されると連通位置に切り換えられる。 In FIG. 5, the response control switching valve 17k is an electromagnetic switching valve that is switched by a control signal from the controller 49. The controller 49 outputs a switching signal to the response control switching valve 17k according to the detection results of the pressure sensors 47 and 48. The response control switching valve 17k is in the throttle position when the switching signal is not output from the controller 49, and is switched to the communication position when the switching signal is output from the controller 49.

図６はコントローラ４９の処理機能を示すフローチャートである。コントローラ４９によるメインポンプ２の容量上昇制御手順を図６に従って説明する。 FIG. 6 is a flowchart showing the processing function of the controller 49. The procedure for controlling the capacity increase of the main pump 2 by the controller 49 will be described with reference to FIG.

コントローラ４９は、圧力センサ４７の測定値に基づいて、コントロールバルブ４の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が作動位置にあるか否かを判定する（ステップＳ３０１）。 The controller 49 determines whether or not the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Of the control valve 4 are in the operating position based on the measured value of the pressure sensor 47 (step S301).

ステップＳ３０１で圧力センサ４７の測定値がタンク圧以下である（コントロールバルブ４の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置にある）と判定した場合は、応答制御切換弁１７ｋをＯＦＦにして絞り位置に切り換える（ステップＳ３０２）。 When it is determined in step S301 that the measured value of the pressure sensor 47 is equal to or less than the tank pressure (the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Of the control valve 4 are in the neutral position), the response control switching valve 17k is turned off. To switch to the aperture position (step S302).

ステップＳ３０１で圧力センサ４７の測定値がタンク圧より大きい（コントロールバルブ４の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が作動位置にある）と判定した場合は、圧力センサ４８の測定値に基づいて、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に負の負荷圧が掛かっている（メータイン側の圧油の流量が不足する可能性がある）か否かを判定する（ステップＳ３０３）。 When it is determined in step S301 that the measured value of the pressure sensor 47 is larger than the tank pressure (the flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Of the control valve 4 are in the operating position), it is based on the measured value of the pressure sensor 48. Then, it is determined whether or not a negative load pressure is applied to the actuators 3a, 3b, 3c ... (There is a possibility that the flow rate of the pressure oil on the meter-in side is insufficient) (step S303).

ステップＳ３０３で圧力センサ４８の測定値がタンク圧より大きい（アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に正の負荷圧が掛かっている）と判定した場合は、応答制御切換弁１７ｋをＯＦＦにして絞り位置に切り換える（ステップＳ３０２）。 If it is determined in step S303 that the measured value of the pressure sensor 48 is larger than the tank pressure (a positive load pressure is applied to the actuators 3a, 3b, 3c ...), the response control switching valve 17k is turned off and the throttle position is set. Switching (step S302).

ステップＳ３０３で圧力センサ４８の測定値がタンク圧以下である（アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に負の負荷圧が掛かっている）と判定した場合は、応答制御切換弁１７ｋをＯＮにして連通位置に切り換える（ステップＳ３０４）。
（２）動作
本実施例に係る油圧ショベルの動作は、応答制御切換弁１７ｋがコントローラ４９からの制御信号で切り換えられる点を除き、第１の実施例と同様である。
（３）効果
本実施例に係る油圧ショベルは、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出装置４８と、複数の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置にあるか否かを検出する操作検出装置４７と、操作検出装置４７と最高負荷圧検出装置４８の検出結果に基づき応答制御切換弁１７ｋを切り換えるコントローラ４９とを備え、応答制御切換弁１７ｋは、コントローラ４９からの制御信号により切り換わる電磁切換弁であり、コントローラ４９は、複数の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が作動位置で、かつ前記最高負荷圧がタンク圧以下の場合に電磁切換弁１７ｋが連通位置となり、前記最高負荷圧がタンク圧より高い圧力の場合に電磁切換弁１７ｋが絞り位置となるよう電磁切換弁１７ｋを制御する。 When it is determined in step S303 that the measured value of the pressure sensor 48 is equal to or less than the tank pressure (negative load pressure is applied to the actuators 3a, 3b, 3c ...), the response control switching valve 17k is turned ON and the communication position is reached. (Step S304).
(2) Operation The operation of the hydraulic excavator according to the present embodiment is the same as that of the first embodiment except that the response control switching valve 17k is switched by the control signal from the controller 49.
(3) Effect The hydraulic excavator according to this embodiment has a maximum load pressure detecting device 48 that detects the maximum load pressure of a plurality of actuators 3a, 3b, 3c ..., And a plurality of flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... The response control switching valve is provided with an operation detection device 47 for detecting whether or not is in the neutral position, and a controller 49 for switching the response control switching valve 17k based on the detection results of the operation detection device 47 and the maximum load pressure detection device 48. Reference numeral 17k is an electromagnetic switching valve that is switched by a control signal from the controller 49. In the controller 49, a plurality of flow rate / direction control valves 6a, 6b, 6c ... Are in the operating position, and the maximum load pressure is equal to or lower than the tank pressure. In this case, the electromagnetic switching valve 17k is controlled so that the electromagnetic switching valve 17k is in the communication position and the electromagnetic switching valve 17k is in the throttle position when the maximum load pressure is higher than the tank pressure.

以上のように構成した本実施例においても、第１の実施例と同様の効果が得られる。 In the present embodiment configured as described above, the same effect as that of the first embodiment can be obtained.

図７は、本発明の第４の実施例に係る油圧ショベルに搭載された油圧駆動システムの構成を示す図である。以下、第２の実施例との相違点を中心に説明する。 FIG. 7 is a diagram showing a configuration of a hydraulic drive system mounted on a hydraulic excavator according to a fourth embodiment of the present invention. Hereinafter, the differences from the second embodiment will be mainly described.

図７において、応答制御切換弁１７ｋは、コントローラ４９からの制御信号により切り換わる電磁切換弁である。コントローラ４９は、圧力センサ４８の検出結果に応じて応答制御切換弁１７ｋへ切換信号を出力する。応答制御切換弁１７ｆは、コントローラ４９から切換信号が出力されていない場合は絞り位置にあり、コントローラ４９から切換信号が出力されると連通位置に切り換えられる。 In FIG. 7, the response control switching valve 17k is an electromagnetic switching valve that is switched by a control signal from the controller 49. The controller 49 outputs a switching signal to the response control switching valve 17k according to the detection result of the pressure sensor 48. The response control switching valve 17f is in the throttle position when the switching signal is not output from the controller 49, and is switched to the communication position when the switching signal is output from the controller 49.

図８はコントローラ４９の処理機能を示すフローチャートである。コントローラ４９によるメインポンプ２の容量上昇制御手順を図８に従って説明する。 FIG. 8 is a flowchart showing the processing function of the controller 49. The procedure for controlling the capacity increase of the main pump 2 by the controller 49 will be described with reference to FIG.

コントローラ４９は、圧力センサ４８の測定値に基づいて、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に負の負荷圧が掛かっている（メータイン側の圧油の流量が不足する可能性がある）か否かを判定する（ステップＳ４０１）。 Based on the measured value of the pressure sensor 48, the controller 49 determines whether or not a negative load pressure is applied to the actuators 3a, 3b, 3c ... (The flow rate of the pressure oil on the meter-in side may be insufficient). Determination (step S401).

ステップＳ４０１で圧力センサ４８の測定値がタンク圧より大きい（アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に正の負荷圧が掛かっている）と判定した場合は、電磁切換弁７０をＯＦＦにして応答制御切換弁１７ｆにタンク圧を導き、応答制御切換弁１７ｆを絞り位置に切り換える（ステップＳ４０２）。 If it is determined in step S401 that the measured value of the pressure sensor 48 is larger than the tank pressure (a positive load pressure is applied to the actuators 3a, 3b, 3c ...), the electromagnetic switching valve 70 is turned off and the response control switching valve is turned off. The tank pressure is guided to 17f, and the response control switching valve 17f is switched to the throttle position (step S402).

ステップＳ４０１で圧力センサ４８の測定値がタンク圧以下である（アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に負の負荷圧が掛かっている）と判定した場合は、電磁切換弁７０をＯＮにして応答制御切換弁１７ｆにパイロット一次圧を導き、応答制御切換弁１７ｆを連通位置に切り換える（ステップＳ４０３）。
（２）動作
本実施例に係る油圧ショベルの動作は、応答制御切換弁１７ｋがコントローラ４９からの制御信号で切り換えられる点を除き、第２の実施例と同様である。
（３）効果
本実施例に係る油圧ショベルは、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出装置４８と、最高負荷圧検出装置４８の検出結果に基づき応答制御切換弁１７ｋを切り換えるコントローラ４９とを備え、応答制御切換弁１７ｋは、コントローラ４９からの制御信号により切り換わる電磁切換弁である。 When it is determined in step S401 that the measured value of the pressure sensor 48 is equal to or less than the tank pressure (negative load pressure is applied to the actuators 3a, 3b, 3c ...), the electromagnetic switching valve 70 is turned on to switch the response control. The pilot primary pressure is guided to the valve 17f, and the response control switching valve 17f is switched to the communication position (step S403).
(2) Operation The operation of the hydraulic excavator according to the present embodiment is the same as that of the second embodiment except that the response control switching valve 17k is switched by the control signal from the controller 49.
(3) Effect The hydraulic excavator according to this embodiment has a response control based on the detection results of the maximum load pressure detecting device 48 for detecting the maximum load pressure of a plurality of actuators 3a, 3b, 3c ... And the maximum load pressure detecting device 48. The response control switching valve 17k includes a controller 49 for switching the switching valve 17k, and the response control switching valve 17k is an electromagnetic switching valve that switches according to a control signal from the controller 49.

以上のように構成した本実施例においても、第２の実施例と同様の効果が得られる。 In the present embodiment configured as described above, the same effect as that of the second embodiment can be obtained.

以上、本発明の実施例について詳述したが、本発明は、上記した実施例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施例は、本発明を分かり易く説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施例の構成に他の実施例の構成の一部を加えることも可能であり、ある実施例の構成の一部を削除し、あるいは、他の実施例の一部と置き換えることも可能である。 Although the examples of the present invention have been described in detail above, the present invention is not limited to the above-mentioned examples, and includes various modifications. For example, the above-described embodiment has been described in detail in order to explain the present invention in an easy-to-understand manner, and is not necessarily limited to the one including all the described configurations. It is also possible to add a part of the configuration of another embodiment to the configuration of one embodiment, delete a part of the configuration of one embodiment, or replace it with a part of another embodiment. It is possible.

１…エンジン、２…メインポンプ（油圧ポンプ）、３ａ…旋回モータ（アクチュエータ）、３ｂ…ブームシリンダ（アクチュエータ）、３ｃ…アームシリンダ（アクチュエータ）、３ｄ…バケットシリンダ（アクチュエータ）、３ｆ，３ｇ…走行モータ（アクチュエータ）、３ｈ…ブレードシリンダ（アクチュエータ）、４…コントロールバルブ、４ａ…第２圧油供給油路、５…第１圧油供給油路、６ａ，６ｂ，６ｃ…流量・方向制御弁、７ａ，７ｂ，７ｃ…圧力補償弁、８ａ，８ｂ，８ｃ…油路、９ａ，９ｂ，９ｃ…シャトル弁（最高負荷圧検出回路）、１１…差圧減圧弁、１１ａ，１１ｂ，１１ｃ…受圧部、１２ａ，１２ｂ…信号油路、１３…エンジン回転数検出弁、１３ａ…可変絞り弁、１３ｂ…差圧減圧弁、１４…メインリリーフ弁、１５…アンロード弁、１５ａ…バネ、１５ｂ，１５ｃ…受圧部、１７…ポンプ制御装置、１７−１…トルク制御部、１７−２…ロードセンシング制御部、１７ａ…トルク制御傾転ピストン、１７ｂ…ＬＳ制御弁、１７ｃ…ＬＳ制御傾転ピストン、１７ｄ，１７ｅ…受圧部、１７ｆ…応答制御切換弁（油圧切換弁）、１７ｇ…最高負荷圧受圧部、１７ｈ…バネ、１７ｋ…応答制御切換弁（電磁切換弁）、２１ａ，２１ｂ，２１ｃ，２２ａ，２２ｂ，２２ｃ，２３ａ，２３ｂ，２３ｃ…受圧部、２４…ゲートロックレバー、２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…負荷ポート（最高負荷圧検出回路）、２７，２７ａ，２７ｂ…信号油路、３０…パイロットポンプ、３１…パイロット油路、３１ａ，３１ｂ，３１ｃ…パイロット油路、３２…パイロットリリーフ弁、３３…油路（パイロット油圧源）、３４…油路、３５…信号油路、３８…油路、４０…信号油路、４７…圧力センサ（操作検出装置）、４８…圧力センサ（最高負荷圧検出装置）、４９…コントローラ、７０…電磁切換弁、１００…ゲートロック弁、１０１…下部走行体、１０２…上部旋回体、１０３…スイングポスト、１０４…フロント作業機、１０５…トラックフレーム、１０６…ブレード、１０７…旋回台、１０８…運転室、１１１…ブーム、１１２…アーム、１１３…バケット、１２１…運転席、１２２，１２３…操作レバー装置。 1 ... Engine, 2 ... Main pump (hydraulic pump), 3a ... Swing motor (actor), 3b ... Boom cylinder (actor), 3c ... Arm cylinder (actor), 3d ... Bucket cylinder (actor), 3f, 3g ... Travel Motor (actuator), 3h ... Blade cylinder (actor), 4 ... Control valve, 4a ... Second pressure oil supply oil passage, 5 ... First pressure oil supply oil passage, 6a, 6b, 6c ... Flow rate / direction control valve, 7a, 7b, 7c ... Pressure compensating valve, 8a, 8b, 8c ... Oil passage, 9a, 9b, 9c ... Shuttle valve (maximum load pressure detection circuit), 11 ... Differential pressure pressure reducing valve, 11a, 11b, 11c ... Pressure receiving unit , 12a, 12b ... Signal oil passage, 13 ... Engine speed detection valve, 13a ... Variable throttle valve, 13b ... Differential pressure pressure reducing valve, 14 ... Main relief valve, 15 ... Unload valve, 15a ... Spring, 15b, 15c ... Pressure receiving unit, 17 ... Pump control device, 17-1 ... Torque control unit, 17-2 ... Load sensing control unit, 17a ... Torque control tilting piston, 17b ... LS control valve, 17c ... LS control tilting piston, 17d, 17e ... Pressure receiving unit, 17f ... Response control switching valve (hydraulic switching valve), 17g ... Maximum load pressure receiving unit, 17h ... Spring, 17k ... Response control switching valve (electromagnetic switching valve), 21a, 21b, 21c, 22a, 22b , 22c, 23a, 23b, 23c ... Pressure receiving unit, 24 ... Gate lock lever, 26a, 26b, 26c ... Load port (maximum load pressure detection circuit), 27, 27a, 27b ... Signal oil passage, 30 ... Pilot pump, 31 ... pilot oil passage, 31a, 31b, 31c ... pilot oil passage, 32 ... pilot relief valve, 33 ... oil passage (pilot hydraulic source), 34 ... oil passage, 35 ... signal oil passage, 38 ... oil passage, 40 ... signal Oil passage, 47 ... Pressure sensor (operation detection device), 48 ... Pressure sensor (maximum load pressure detection device), 49 ... Controller, 70 ... Electromagnetic switching valve, 100 ... Gate lock valve, 101 ... Lower traveling body, 102 ... Upper part Swing body, 103 ... Swing post, 104 ... Front work machine, 105 ... Track frame, 106 ... Blade, 107 ... Swing table, 108 ... Driver's cab, 111 ... Boom, 112 ... Arm, 113 ... Bucket, 121 ... Driver's seat, 122, 123 ... Operation lever device.

Claims (6)

可変容量型の油圧ポンプと、
前記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、
パイロット一次圧を供給するパイロット油圧源と、
前記油圧ポンプから前記複数のアクチュエータへ供給される圧油の流量を制御する複数の流量・方向制御弁と、
前記複数のアクチュエータの最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出回路と、
前記油圧ポンプの吐出圧が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう制御するロードセンシング制御部を有するポンプ制御装置と、
前記油圧ポンプを前記複数の流量・方向制御弁に接続する管路に設けられ、前記油圧ポンプの吐出圧が前記最高負荷圧に設定圧を加算した圧力よりも高くなると開状態になって前記油圧ポンプの吐出油をタンクに戻し、前記油圧ポンプの吐出圧の上昇を制限するアンロード弁とを備え、
前記ロードセンシング制御部は前記油圧ポンプの容量を変化させるＬＳ制御傾転ピストンと、
前記ＬＳ制御傾転ピストンを前記パイロット油圧源とタンクとに選択的に連通させ、前記ＬＳ制御傾転ピストンの駆動を制御するＬＳ制御弁を有する建設機械において、
前記ＬＳ制御弁と前記ＬＳ制御傾転ピストンとを連絡する油路に設けられ、前記最高負荷圧に基づいて絞り位置と連通位置との間で切り換わる応答制御切換弁を備え、
前記応答制御切換弁は、前記最高負荷圧がタンク圧以下の場合は連通位置となり、前記最高負荷圧がタンク圧より高い圧力の場合は絞り位置に切り換わる
ことを特徴とする建設機械。 Variable capacity hydraulic pump and
A plurality of actuators driven by the pressure oil discharged from the hydraulic pump, and
With the pilot hydraulic source that supplies the pilot primary pressure,
A plurality of flow rate / direction control valves for controlling the flow rate of the pressure oil supplied from the hydraulic pump to the plurality of actuators.
The maximum load pressure detection circuit that detects the maximum load pressure of the plurality of actuators, and
A pump control device having a load sensing control unit that controls the discharge pressure of the hydraulic pump to be higher than the maximum load pressure of the plurality of actuators by a target differential pressure.
The hydraulic pump is provided in a pipeline connecting the plurality of flow rate / direction control valves, and when the discharge pressure of the hydraulic pump becomes higher than the pressure obtained by adding the set pressure to the maximum load pressure, the hydraulic pump is opened and the hydraulic pressure is opened. It is equipped with an unload valve that returns the discharge oil of the pump to the tank and limits the increase in the discharge pressure of the hydraulic pump.
The load sensing control unit includes an LS-controlled tilting piston that changes the capacity of the hydraulic pump.
In a construction machine having an LS control valve that selectively communicates the LS-controlled tilting piston with the pilot hydraulic source and the tank to control the drive of the LS-controlled tilting piston.
A response control switching valve provided in the oil passage connecting the LS control valve and the LS control tilting piston and switching between the throttle position and the communication position based on the maximum load pressure is provided.
The response control switching valve is a construction machine characterized in that when the maximum load pressure is equal to or less than the tank pressure, the communication position is set, and when the maximum load pressure is higher than the tank pressure, the position is switched to the throttle position. 請求項１に記載の建設機械において、
前記応答制御切換弁は、前記最高負荷圧が導かれ前記最高負荷圧を受圧し前記応答制御切換弁を絞り位置に切り換える最高負荷圧受圧部と、前記最高負荷圧受圧部の逆側に前記応答制御切換弁を連通位置に切り換えるバネとを有し、前記最高負荷圧受圧部にタンク圧が受圧している場合は連通位置となり、前記最高負荷圧受圧部にタンク圧より高い圧力が加わると絞り位置に切り換わる油圧切換弁である
ことを特徴とする建設機械。 In the construction machine according to claim 1,
The response control switching valve has a maximum load pressure receiving section for guiding the maximum load pressure to receive the maximum load pressure and switching the response control switching valve to the throttle position, and the response on the opposite side of the maximum load pressure receiving section. It has a spring that switches the control switching valve to the communication position, and when the tank pressure is received by the maximum load pressure receiving part, it is in the communication position, and when a pressure higher than the tank pressure is applied to the maximum load pressure receiving part, the throttle is throttled. A construction machine characterized by being a hydraulic switching valve that switches to a position. 請求項１に記載の建設機械において、
前記最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出装置と、
前記最高負荷圧検出装置の検出結果に基づき前記応答制御切換弁を切り換えるコントローラとを更に備え、
前記応答制御切換弁は、前記コントローラからの制御信号により切り換わる電磁切換弁である
ことを特徴とする建設機械。 In the construction machine according to claim 1,
The maximum load pressure detection device that detects the maximum load pressure, and
Further provided with a controller for switching the response control switching valve based on the detection result of the maximum load pressure detecting device.
The response control switching valve is a construction machine characterized by being an electromagnetic switching valve that switches by a control signal from the controller. 請求項１に記載の建設機械において、
前記パイロット一次圧を前記応答制御切換弁に供給可能な電磁切換弁と、
前記最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出装置と、
前記最高負荷圧検出装置の検出結果に基づき前記電磁切換弁を切り換えるコントローラとを更に備え、
前記応答制御切換弁は、前記電磁切換弁から出力される圧力により切り換わる油圧切換弁である
ことを特徴とする建設機械。 In the construction machine according to claim 1,
An electromagnetic switching valve capable of supplying the pilot primary pressure to the response control switching valve,
The maximum load pressure detection device that detects the maximum load pressure, and
Further provided with a controller for switching the electromagnetic switching valve based on the detection result of the maximum load pressure detecting device.
The response control switching valve is a construction machine characterized by being a hydraulic switching valve that switches according to the pressure output from the electromagnetic switching valve. 請求項１に記載の建設機械において、
前記パイロット一次圧を前記応答制御切換弁に供給可能な電磁切換弁と、
前記最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出装置と、
前記複数の流量・方向制御弁が中立位置にあるか否かを検出する操作検出装置と、
前記操作検出装置と前記最高負荷圧検出装置の検出結果に基づき前記電磁切換弁を切り換えるコントローラとを更に備え、
前記応答制御切換弁は、前記電磁切換弁から出力される圧力により切り換わる油圧切換弁であり、
前記コントローラは、前記複数の流量・方向制御弁が作動位置で、かつ前記最高負荷圧がタンク圧以下の場合に前記油圧切換弁が連通位置となり、前記最高負荷圧がタンク圧より高い圧力の場合に前記油圧切換弁が絞り位置となるよう前記電磁切換弁を制御する
ことを特徴とする建設機械。 In the construction machine according to claim 1,
An electromagnetic switching valve capable of supplying the pilot primary pressure to the response control switching valve,
The maximum load pressure detection device that detects the maximum load pressure, and
An operation detection device that detects whether or not the plurality of flow rate / direction control valves are in the neutral position, and
Further, a controller for switching the electromagnetic switching valve based on the detection result of the operation detection device and the maximum load pressure detection device is provided.
The response control switching valve is a hydraulic switching valve that switches according to the pressure output from the electromagnetic switching valve.
In the controller, when the plurality of flow rate / direction control valves are in the operating position and the maximum load pressure is equal to or less than the tank pressure, the hydraulic pressure switching valve is in the communication position, and the maximum load pressure is higher than the tank pressure. A construction machine characterized in that the electromagnetic switching valve is controlled so that the hydraulic switching valve is in the throttle position. 請求項１に記載の建設機械において、
前記最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出装置と、
前記複数の流量・方向制御弁が中立位置にあるか否かを検出する操作検出装置と、
前記操作検出装置と前記最高負荷圧検出装置の検出結果に基づき前記応答制御切換弁を切り換えるコントローラとを更に備え、
前記応答制御切換弁は、前記コントローラからの制御信号により切り換わる電磁切換弁であり、
前記コントローラは、前記複数の流量・方向制御弁が作動位置で、かつ前記最高負荷圧がタンク圧以下の場合に前記電磁切換弁が連通位置となり、前記最高負荷圧がタンク圧より高い圧力の場合に前記電磁切換弁が絞り位置となるよう前記電磁切換弁を制御する
ことを特徴とする建設機械。 In the construction machine according to claim 1,
The maximum load pressure detection device that detects the maximum load pressure, and
An operation detection device that detects whether or not the plurality of flow rate / direction control valves are in the neutral position, and
Further, a controller for switching the response control switching valve based on the detection result of the operation detection device and the maximum load pressure detection device is provided.
The response control switching valve is an electromagnetic switching valve that switches according to a control signal from the controller.
In the controller, when the plurality of flow rate / direction control valves are in the operating position and the maximum load pressure is equal to or less than the tank pressure, the electromagnetic switching valve is in the communication position and the maximum load pressure is higher than the tank pressure. A construction machine characterized in that the electromagnetic switching valve is controlled so that the electromagnetic switching valve is in the throttle position.
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