JPH0211901A - 油圧駆動装置 - Google Patents

Abstract

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

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、油圧ショベル、油圧クレーン等、複数の油圧
アクチュエータを備えた油圧建設機械の油圧駆動装置に
係わり、特に、圧力補ｌ′Ｉ！ｔ１１！能を備えた流量
制御弁により油圧アクチュエータに供給される圧油の流
量を制御する油圧駆動装置に関する。

〔従来の技術〕

従来、油圧ショベル、油圧クレーン等、複数の油圧アク
チュエータを備えた油圧建設置Ｒ械の油圧駆動装置は、
一般的に、少なくとも１つの油圧ポンプと、この油圧ポ
ンプにそれぞれ主回路を介して接続され、該油圧ポンプ
から吐出される圧油によって駆動される複数の油圧アク
チュエータと、油圧ポンプと各油圧アクチュエータの間
においてそれぞれの主回路に接続された複数の流量制御
弁とを備えている。

Ｕ、Ｓ、Ｐ、４，６１７，８５４には、このような油圧
駆動装置において、各流量制御弁の主回路上流側に補助
弁を配置し、この補助弁の対向する第１の操作部に流量
制御弁の入口圧力と出口圧力を導き、対向する第２の操
作部に油圧ポンプの吐出圧力と複数の油圧アクチュエー
タの最大負荷圧力を導くと共に、油圧ポンプの吐出圧力
を当該最大負荷圧力よりも所定値だけ高く保持するロー
ドセンシング型のポンプレギュレータを配置した構成が
記載されている。この構成において、補助弁の対向する
第１の操作部に流１制御弁の入口圧力と出口圧力を導く
ことにより、周知のごとく流量制御弁の負荷圧力補償を
行う、また補助弁の対向する第２の操作部にポンプレギ
ュレータで制御された油圧ポンプの吐出圧力と複数の油
圧アクチュエータの最大負荷圧力を導くことにより、負
荷圧力に差のある複数の油圧アクチュエータの複合操作
に際して、それぞれの油圧アクチュエータの指令流ｊ１
（要求流量）の合計が油圧ポンプの最大吐出流量を越え
た場合であっても、相互の指令流量割合に応じて吐出流
量を分流し、高負荷圧力側の油圧アクチュエータにも確
実に圧油を流せるようにしている。

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

〔発明が解決しようとする課題〕

ところで一般的に、油圧駆動装置においては、各油圧ア
クチュエータには自己負荷圧力及び他の油圧アクチュエ
ータの負荷圧力の影響を受けることなく流量を供給でき
ることが好ましい、しかしながら、油圧ショベル等の建
設置！１Ｉｉｉｌｉの油圧駆動装置においては、油圧ア
クチュエータが駆動する作業部材の種類及び作業形態に
より他の油圧アクチュエータの負荷圧力又は自己負荷圧
力の影響を受けた方が好ましい場合がある。

例えば、油圧ショベルにおいて、旋回とブーム上げを同
時に行って土砂を１〜ラツクに積み込む時、旋回体は慣
性体であるので旋回初期においては旋回モータの負荷圧
力が高圧となり、回路保護のために設けられたリリーフ
弁の圧力以上に上昇する。

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

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

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

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

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

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

本発明の目的は、油圧建設ａ械の作業部材の種類及び作
業形態に応じて流量制御弁の特性を修正することのでき
る油圧駆動装置を提供することである。

本発明の目的は、作業部材の種類及び作業形態に応じて
流量制御弁の特性を修正することのできる油圧駆動装置
を備えた油圧ショベル提供することである。

〔課題を解決するための手段〕

本発明は、上記目的を達成するために、少なくとも１つ
の油圧ポンプと、この油圧ポンプにそれぞれ主回路を介
して接続され、該油圧ポンプから吐出される圧油によっ
て駆動される少なくとも第１及び第２の油圧アクチュエ
ータと、前記油圧ポンプと前記第１及び第２の油圧アク
チュエータの間においてそれぞれの主回路に接続された
第１及び第２の流量制御弁手段と、前記油圧ポンプの吐
出圧力を前記第１及び第２の油圧アクチュエータの最大
負荷圧力よりも所定値だけ高い圧力に保持するポンプ制
御手段とを有し、前記第１及び第２の流量制御弁手段は
、各々、操作手段の操作量に応じて開度を変化させる第
１の弁手段と、第１の弁手段に直列に接続され、該弁手
段の入口圧力と出口圧力の差圧を制御する第２の弁手段
とを有し、前記第２の弁手段は、前記第１の弁手段の入
口圧力が閉弁方向に負荷されるように導入される第１の
Ｔｉ制御圧力室と、該第２の弁手段の出口圧力が開弁方
向に負荷されるように導入される第２の制御圧力室とを
有する油圧駆動装置において、前記第１及び第２の油圧
アクチュエータの負荷圧力をそれぞれ検出する第１及び
第２の圧力検出手段と、前記油圧ポンプの吐出圧力と前
記第１及び第２の油圧アクチュエータの最大負荷圧力と
の差圧を検出する第１の差圧検出手段と、前記最大負荷
圧力と前記第１の油圧アクチュエータの負荷圧力との差
圧を検出する第２の差圧検出手段と、前記最大負荷圧力
と前記第２の油圧アクチュエータの負荷圧力との差圧を
検出する第３の差圧検出手段と、前記第１及び第２の流
量制御弁手段の各々の前記第２の弁手段に設けられた第
３の制御圧力室と、前記第１及び第２の圧力検出手段の
圧力信号、及び前記第１、第２及び第３の差圧検出手段
の差圧信号を入力し、前記第２の弁手段の各々の制御量
を演算し、その制御量に基づく制御圧力を前記第２の弁
手段のそれぞれの前記第３の制御圧力室に出力して前記
第２の弁手段を制御する制御手段とを有し、前記ｒｒｓ
ｍ手段は、前記第２の弁手段の各々につき、前記第３の
制御圧力室に前記制御量に基づく制御圧力が導入される
結果、該第２の弁手段により制御される前記第１の弁手
段の入口圧力と出口圧力の差圧が、前記油圧ポンプの吐
出圧力と前記最大負荷圧力との差圧、前記最大負荷圧力
とそれぞれの油圧アクチュエータの自己負荷圧力との差
圧、及び自己負荷圧力に対して、以下の式で表わされる
ように該第２の弁手段を制御し、ΔＰｚ　＝α　（Ｐｓ
　−ＰＩＩｌａｘ）＋β（Ｐ｜ｍａｘ−ＰＩ　）　　＋
ｒＰｌここでΔＰｌ：前記第１の弁手段の入口圧力と出
口圧力との差圧 Ｐｓ：前記油圧ポンプの吐出圧力 ＰＩＩＩａＸ：前記第１及び第２の油圧アクチュエータ
の最大負荷圧力 Ｐｌ　：前記第１及び第２の油圧アクチュエータのそれ
ぞれの自己負荷圧力 α、β、γ：第１、第２及び第３の定数前記第１、第２
及び第３の定数α、β、ｒを前記制御手段にそれぞれ所
定の値として設定したことを特徴とする油圧駆動装置を
提供する。

以上の構成において、前記第１の定数αは、前記操作手
段の操作量と前記第１の弁手段を通る流量の比例ゲイン
に対応して任意の正の値に設定され、前記第２の定数β
は、関連する油圧アクチュエータと他の油圧アクチュエ
ータとの複合操作の調和に基づき任意の値に設定され、
前記第３の定数γは、関連する油圧アクチュエータの動
作特性に基づき任意の値に設定される。前記第２及び第
３の定数β、γはそれぞれ零に設定することもできる。

前記第２の弁手段は、好ましくは、前記第３の制御圧力
室に対向して開弁方向に作用するばねを有する。

前記第１及び第２の流量制御弁手段は、各々、前記主回
路に接続された入口ポート及び出口ポートの連通を制御
する弁体、この弁体の変位に対応して開度を変化させる
可変絞り、及び前記入口ポートに前記可変絞りを介して
連通し、前記弁体を閉弁方向に付勢する制御圧力を発生
する背圧室を有するシート型の主弁と、前記主弁の背圧
室と出口ポートとの間に接続されたパイロット回路とを
有し、前記第１の弁手段は、前記パイロット回路に接続
されパイロット回路を流れるパイロット流を制御するパ
イロット弁として配置され、前記第２の弁手段は、前記
パイロット回路に接続され、前記パイロット弁の入口圧
力と出口圧力の差圧を制御する補助弁として配置されて
いてもよい。

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

前記第１の弁手段は前記主回路にスプール型の主弁とし
て配置されており、前記第２の弁手段は前記主回路の該
主弁の上流側に補助弁として配置されていてもよい。

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

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

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

また好ましくは、前記制御手段は、前記バケット用油圧
アクチュエータのボ１〜ム側に係わる流量制御弁手段に
つき、前記第２の定数βを比較的小さな負の値に設定す
る。

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

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

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

〔作用〕

本発明者らは、流量制御弁手段における操作手段の操作
量に応じて開度を変化させる第１の弁手段と、第１の弁
手段に直列に接続され、該弁手段の入口圧力と出口圧力
の差圧を制御する第２の弁手段との関係を種々検討した
結果、第２の弁手段によって制御される第１の弁手段の
前後差圧ΔＰ２は、一般的に、上述した式で表わされる
ことを見出だした。以下にその式を再掲する。

ΔＰＺ　＝ｃｔ　（Ｐｓ　−ｐＨａＸ）＋β（ＰＩＩｌ
ａｘ−ＰＩ　）　　＋ｒＰ上記式の意味は次の通りであ
る。この式において、右辺第１項のＰｓ　−ＰＩＩｌａ
Ｘはポンプ制御手段が有効に機能している限り一定であ
りかつ全ての流量制御弁手段について共通なので、流量
制御弁手段の入口圧力と出口圧力との差圧の変化に係わ
らず流量を一定に保持する圧力補ｒｒ＆機能及び複合操
作時に各油圧アクチュエータに確実に圧油を供給する分
流機能を司どり、第２項のｐＨａｘ−ＰＩは他アクチュ
エータの最大負荷圧力に依存して変化するので複合操作
における調和機能を司どり、第３項のγＰ１は自己負荷
圧力に応じて変化するので自己圧力補償機能を司どる。

これら３機能は、定数α、β、γの値に応じてそれぞれ
の要否及び程度が定められる。ここで第１項の圧力補償
及び分流ｉｌ！能は複合操作の基本的機能である。従っ
て定数αは関連する作業部材の如何に係わらず所定の正
の値に設定される。一方、第２項の調和機能と第３項の
自己圧力補償機能は関連する作業部材の種類及び作業形
態に応じて付加される機能である。従って、定数β、γ
はそれぞれ零を含む所定の値に設定される。このように
α、β、γを設定することにより、圧力補償及び分流機
能、又は圧力補償及び分流機能をベースとした調和機能
かつ／又は自己圧力補償機能のけ４が可１指となり、油
圧建設機械の作業部材の種類及び作業形態に応じて流量
制御弁の特性を修正することができる。

前記第１の定数αは、前記操作手段の操作量（第１の弁
手段の開度）と流量との比例ゲインの意味を持ち、従っ
て、第１の定数αはその比例ゲインに対応して任意の正
の値に設定される。

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

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

前記第２の弁手段に開弁方向に作用するばねを設置した
場合には、制御手段が破損し、第２の弁手段を制御でき
なくなった場合でも、第２の弁手段を確実に開弁させ、
通常の圧力補償制御を行なわせることができる。

前記第１及び第２の流量制御弁手段を、各々、シート型
の主弁と、パイロット回路とを有する構成とし、前記第
１の弁手段をパイロット弁として配置し、前記第２の弁
手段をパイロット弁の入口圧力と出口圧力の差圧を制御
する補助弁として配置した場合には、補助弁は主回路で
はなくパイロット回路に設置されており、主回路に配置
されている主弁はシート弁として構成されているので、
液漏れが少なく高圧化に的した油圧回路を提供できる。

また補助弁はパイロット回路に配置されているので、主
回路に大流量を流しても補助弁部での絞り損失を低減で
きる。

また、主弁背圧室の制御圧力を受ける受圧面積に対する
油圧ポンプの吐出圧力を受ける受圧面積の比をＫとし、
前記第１の定数αをα≦Ｋの関係に設定した場合には、
上述したα（Ｐｓ　−Ｐ　Ｉｎａｘ）によって得られる
差圧が高負荷圧力側のパイロット弁で取り得る最大前後
差圧の範囲内となり、第１及び第２の流量制御弁の双方
において上記式第１項の差圧が実質的に同じになり、上
記分流機能において操作手段の操作量（パイロット弁開
度）に比例した流量を正確に分流することができる。

ここで、α＝にと設定した場合には、流量を操作量に応
じて比例配分する分流機能を得ながら最大の比例ゲイン
を付与できる。

前記第１の弁手段を前記主回路にスプール型の主弁とし
て配置し、前記第２の弁手段を前記主回路の該主弁の上
流側に補助弁として配置した流量制御弁手段においても
、本発明は適用が可能であり、述した圧力補償及び分流
機能、又は圧力補償及び分流機能をベースとした調和機
能かつ／又は自己圧力補償機能を得ることができる。

また本発明の油圧ショベルにおいては、旋回体、ブーム
、アーム及びバケットの少なくとも２つの作業部材に係
わる流量制御弁の特性を作業部材の種類及び作業形態に
応じて設定、修正することができ、前述した圧力補償及
び分流機能をベースとした調和機能かつ／又は自己圧力
補償機能を付加することができる。

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

また前記制御手段は、前記アーム用油圧アクチュエータ
のボトム側に係わる流量制御弁手段につき、前記第２の
定数βを比較的小さな正の値に設定することが好ましい
、これにより、アームを使用した複合操作で掘削を行な
うとき、アームは確実に駆動されると共に、アーム用油
圧アクチュエータが低圧側にあるとき、最大負荷圧力（
他油圧アクチュエータ圧力）と自己負荷圧力（アーム圧
力）との差圧の増加に応じて当該流量制御弁の開度は開
き、流量の絞り程度を小さくする。その結果、燃費及び
ヒートバランスの悪化が防止される。

更に前記制御手段は、前記バケット用油圧アクチュエー
タのボトム側に係わる流量制御弁手段につき、前記第２
の定数βを比較的小さな兵の値に設定することが好まし
い、これにより、バケットを使用した複合操作による溝
堀作業時、バケットが掘削負荷から解放され、地表に出
た瞬間、最大負荷圧力（他油圧アクチュエータ圧力）と
自己負荷圧力（バケット圧力）との差圧の増加により当
該流量制御弁の通過流量を減少させ、ショックを軽減す
ることができる。

また前記制御手段は、前記旋回体に係わる流量制御弁手
段につき、前記第３の定数γを比較的小さな負の値に設
定することが好ましい、これにより、旋回加速時、旋回
圧力（自己負荷圧力）の増加に応じて旋回に係わる流量
制御弁の通過流量を減少させ、リリーフ弁より流出する
流量を少なくし、エネルギー消費の無駄を少なくできる
。

また前記制御手段は、前記バケット用油圧アクチュエー
タのボトム側に係わる流量制御弁手段につき、前記第３
の定数γを比較的小さな正の値に設定することが好まし
い、これにより、バケットを使用した掘削作業時、バケ
ット圧力（自己負荷圧力）の増加に応じて当該流量制御
弁の通過流量を増加させ、力強い掘削動作フィーリング
を得ることができる。

また前記制御手段は、前記ブーム用及びアーム用油圧ア
クチュエータのロッド側に係わる流量制御弁手段につき
、前記第２及び第３の定数β、γを零に設定するのが好
ましい、これにより、ブーム及びアームを使用した傾斜
面の法面形成作業時、他の油圧アクチュエータの負荷圧
力及び自己負荷圧力の影響を完全に排除し、ブーム用操
作レバー及びアーム用操作レバーの操作量に応じて正確
に流量を比例配分し、正確な法面形成を行うことができ
る。

〔実施例〕

策ユ！す（惺■ 第１図において、本発明の一実施例による油圧駆動装置
は、例えば斜板式の可変客足型油圧ポンプ１と、油圧ポ
ンプ１にそれぞれ主回路を構成する主管路２，３及び４
゜５を介して接続され、油圧ポンプ１から吐出される圧
油によって駆動される複数の油圧アクチュエータ６．７
と、油圧ポンプ１と油圧アクチュエータ６．７の間にお
いてそれぞれの主管路２，３及び４．５に接続された流
量制御弁８，９とを有している。

流量制御弁８は、油圧ポンプ１と油圧アクチュエータ６
との間で主管路２．３に接続されたシート弁型の主弁１
１と、主弁１１に対するパイロット回路を構成するパイ
ロット管路１２，１３．１４と、パイ四ツ１〜管路１３
．１４に接続されたパイロット弁１５と、パイロット管
路１２．１３にパイロット弁１５と直列に接続された補
助弁としての圧力補償弁１６とからなっている。

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

このように構成された主弁２１において、弁体２１の入
口ポート１７に面する図示上側の環状端面ば、油圧ポン
プ１の吐出圧力Ｐｓを受ける環状の受圧面積Ａｓを規定
し、出口ポート１８に面する底部壁面は油圧アクチュエ
ータ６の負荷圧力Ｐ１を受ける受圧面積Ａ１を規定し、
背圧室２４に面する頂部端面は制御圧力Ｐｃを受ける受
圧面積Ａｃを規定している。ここで各受圧面積は、Ａｃ
＝Ａｓ＋ＡＩの関係にある。

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

パイロット弁１５は、図示しない操作レバーにより駆動
され、操作レバーの操作量に応じた開度か設定される。

圧力補償弁１６は、スプール型の可変絞り弁として構成
され、かつスプールを閉弁方向に付勢する第１の制御圧
力室３０と、第１の制御圧力室３０に対向して配置され
、スプールを開弁方向に付勢する第２及び第３の制御圧
力室３１．３２とを有している。第１の制御圧力室３０
はパイロット管路３３を介してパイロット弁１５の入口
側に接続され、第２の制御圧力室はパイロット管路３４
を介してパイロット弁１５の出口側に接続され、第３の
制御圧力室はパイロット管路３５を介して後述する電磁
比例弁２５０に接続されている。その結果、第１の制御
圧力室３０にはパイロット弁１５の入口圧力Ｐｚが導入
され、第２の制御圧力室３１にはパイロット弁１５の出
口圧力ＰＩ　　（油圧アクチュエータ６．７の負荷圧力
）か導入され、第３の制御圧力室３２には電磁比例弁２
５０の制御圧力Ｐｌが導入される。第１〜第３の制御圧
力室はそれぞれ同じ大きさの受圧面積を有している。

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

流量制御弁９も流量制御弁８と同様に構成され、シート
弁型の主弁３５、パイロット回路を構成するパイロット
管路３６．３７，３８、パイロット弁３つ及び圧力補償
弁４０を有している。圧力補償弁４０は、圧力ｌ１ｌＩ
ｒｅ１弁１６と同様、第１〜第３の制御圧力室４１，４
２．４３を有し、第１の制御圧力室４１はパイロット管
路４４を介してパイロッＩ・弁３９の入口側に接続され
、第２の制御圧力室４２はパイロブ１〜管路４５を介し
てパイロット弁３つの出口側に接続され、第３の制御圧
力室４３はパイロット管路４６を介して後述する電磁比
例弁２５１に接続されている。

流量制御弁８．９のパイロット管路１４．３８はそれぞ
れチエツク弁５２．５３を有する負荷圧力導入管路５４
．５５を介して最大負荷圧力管路５０に接続され、油圧
アクチュエータ６．７の高圧側の負荷圧力が最大負荷圧
力として最大負荷圧力管路５０！：導かれる。最大負荷
圧力管路５０は絞り５６を介してタンク５７に接続され
ている。

また流量制御弁８．９の主弁１１．３５の下流側主管路
３．５には、それぞれ、油圧アクチュエータ６．７から
主弁１１．７０に向かう圧油の流れを阻止するチエツク
弁５８．５９が接続されている。

主管１ｉ２．３に連なる油圧ポンプ１の吐出管路には油
圧ポンプ１の吐出圧力ｐｓを検出する圧力検出器２０４
が接続され、パイロット回路の管路１４．３８にはパイ
ロット弁１５．３９の出口圧力Ｐ１を検出する圧力検出
器２０７，２０８が接続されている。なお以下の説明に
おいてパイロット弁１５．３９の出口圧力（又は油圧ア
クチュエータ６．７の負荷圧力）を区別して表現した方
が明瞭になる場合には、前者をｐＨと表わし、後者をＰ
Ｉ２と表わす、従って、圧力検出器２０７．２０８はそ
れぞれパイロット弁１５．３９の出口圧力ｐＨ，ＰＩ２
を検出する。また、油圧ポンプ１の吐出管路及び最大負
荷圧力管路５０には油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓと油圧
アクチュエータ６．７の最大負荷圧力Ｐ　ｌｌ′ｌａｘ
との差圧ΔＰｓを検出する差圧計２０９が接続され、流
量制御弁８．９のパイロット管路１４．３８及び最大負
荷圧力管路５０にはそれぞれ自己負荷圧力ｐＨ，ＰＩ２
と最大負荷圧力Ｐ　ｌ１１ａｘの差圧ΔＰ１１．ΔＰＩ
２を検出する差圧計２５２．２５３が接続されている。

また油圧ポンプ１には、斜板等の押し除は容積可変機構
の傾転角Ｑ「を検出する角度計２１０が設置され、油圧
ポンプ１の吐出流量は補助ポンプ２１１からの圧油によ
って駆動される吐出藍制御装置２１２によって制御され
る。

圧力検出器２０４，２０７，２０８からの圧力信号Ｐｓ
　、　ｐＨ，ＰＩ３．差圧計２０９．２５２゜２５３か
らの差圧信号ΔＰｓ、ΔＰ１１．ΔＰＩ２及び角度計２
１０からの傾転角信号Ｑ「は制御ユニット２１３に入力
され、制御ユニット２１３はこれらの入力信号に基づき
、油圧ポンプ１の押し除は容積可変機構の制６１Ｉ量及
び圧力補償弁２０２゜２０３の制重量を演算し、制御信
号ＱＯ及び制御信号１１ｍ１．１１１２をそれぞれ吐出
量制御装！２１２及び電磁比例弁２５０．２５１に出力
する。

差圧計２０９，２５２，２５３は、−例として第２図に
示すように構成されている。第２図は代表して差圧計２
５２を示している。即ち、差圧計２５２は、管路５０．
１４にそれぞれ接続される圧油の供給ボー）３４７，３
４８及びタンク５７に接続される圧油の排出ポート３４
９を有するボデー３５０と、ボデー３５０に取り付けら
れたシリンダ３５１と、シリンダ３５１内に収容され、
供給ポート３４７，３４８からの２つの圧力を受ける対
向した、等しい面積の受圧部３５２ａ、３５２ｂを持つ
ピストン３５２と、非磁性体からなり、ピストン３５２
の変位と力を伝えるシャフト３５３と、シリンダ３５１
内に収容され、ピストン３５２の力を受けその力に比例
した変位をピストン３５２に与えるスプリング３５４と
、非磁性体からなり、シリンダ３５１に取り付けられた
ケース３５５と、磁性体からなり、シャフト３５３の先
端に取り付けられかつケース３５５内に収容され、ケー
ス３５５内でピストン３５２と同じ変位をするコア３５
６と、ケース３５５の外周に固着され、コア３５６の変
位を電気信号に変換する変位センサ３５７と、シリンダ
３５１に取り付けられたカバー３５８内に収容され、変
位センサ３５７からの電気信号を増幅し、外部へ出力す
るアンプ５３９と、ピストン３５２とボデー３５０との
間に配装されたスプリング３６０とからなっている。

このように構成された差圧計において、供給ポート３４
７，３４８を通じて最大負荷圧力Ｐ　ｌ１ａＸ及び自己
負荷圧力ｐＨがピストン３５２の受圧部３５２ａ　、３
５２ｂに作用する。このとき受圧面積をＡとすると、Ｐ
　ｌｌ１ａＸ≧Ｐ１なので、ピストン３５２にはＡ　ｘ
　（Ｐ　Ｉｎａｘ−、Ｐ　Ｉ　）の力が図の上方に作用
する。この力によりピストン３５２は、予め圧縮された
状態でそのピストンを弾性支持するスプリング３５４，
３６０に抗して変位し、コア３５６も同様に変位する。

スプリング３５４．３５６のはね定数をに１　、に２と
すると、この変位をＳは、 ５＝Ａｘ　（Ｐ｜ｍａｘ−ＰＩ　）　／　（Ｋｔ　十に
２　）となる、変位センサ３５７はこの変位を電気信号
に変換し、アンプ３５っで増幅し出力する。変位センサ
３５７は、変位するコア３５６の部分に油が存在するた
め非接触式がよく、例えば差動トランス方式または磁気
抵抗素子方式にされている。

この理由によりシャフト３５３及びケース３５５は非磁
性体からなっている。またこれらの方式の変位センサは
、いずれも変位Ｓに対する電気信号レベルＥの関係は直
線性がよく、−次比例関係にある。従って比例定数をＫ
とすると、電気信号レベルＥは、 Ｅ＝に−３ ＝　（Ｋ　−Ａ／　（Ｋｌ　十に２）ｌ　　（Ｐｌａｎ
ｘ−ＰＩ　）となる、ここでＡ、に１　、に２は全て定
数なので、電気信号レベルＥは最大負荷圧力と自己負荷
圧力との差圧（Ｐ　ＩＩａｘ　−Ｐ　ｌ　）に比例した
値となり、差圧信号ΔｐＨを得ることができる。

このように２つの圧力の差圧をピストン３５２の対向し
た受圧部で作用さぜるため、それぞれの圧力を別々の圧
力センサに導きそれぞれの電気信号を得、その後それら
の差を求めて差圧に相当する電気信号を得る場合のよう
な、圧力センサにおける圧力に対する出力の非直線性及
び圧力の増減に対するヒステリシスに基づく誤差が発生
することがなく、差圧を高圧化でも高精度に測定するこ
とかできる。

なお図示実施例においては、差圧計はＰ｜ｍａｘ≧Ｐ１
の時の差圧を測定できればよいので、スプリング３６０
はなくてもよく、この場合は′ｊｖｉ造が簡単になり、
このときの出力電気信号レベルＥと差圧との関係は、 Ｅ＝　（Ｋ−Ａ／に２　）　　（Ｐ｜ｍａｘ−ＰＩ　）
となる。

電磁比例弁２５０，２５１は一例として第３図に示すよ
うに構成されている。第３図は代表して電磁比例弁２５
０を示している。この電磁比例弁は電磁比例減圧弁で構
成した例であり、比例ソレノイド部３６２と減圧弁部３
６３とを備えている。

比例ソレノイド部３６２は比例ソレノイドと鉄心（いず
れも図示せず）からなる既知の構造を有し、比例ソレノ
イドは端子３６４ａ　、３６４ｂを有している。この端
子３６４ａ　、３６２ｂに制御ユニット２１３からの制
御信号ＩＩ、Ｉｎ２が入力される。

減圧弁部３６３は、補助ポンプ２１１に供給管路３６６
を介して接続される圧油の供給ポート３６７及びタンク
５７に戻り管路３６８を介して接続される圧油の排出ボ
ーｊ〜３６９並びに圧力補償弁１６の制御圧力室３２に
接続される圧油の出力ポート３７０を有するボデー３７
１と、ボデー３７１内に配置された、相対する端面３７
２ａ、３７２ｂを有しかつ内部通路３７２ｃの形成され
たスプール３７２と、一端において比例ソレノイド部３
６２の鉄心と係合しｆｌ！！端においてスプール３７２
の端面３７２ａに当接する押し棒３７３とからなってい
る。

端子３６４ａ　、３６４ｂから比例ソレノイドへ電流が
供給されると、比例ソレノイド部３６２の鉄心にはこれ
に比例した力が与えられ、この力は鉄心と係合下押し棒
３７３を介してスプール３７２の端面３７２ａに伝えら
れる。これによりスプ−ル３７２は図示の位置から右方
に移動し、内部通路３７２Ｃと供給ポート３６７とを連
通させ、供給ポート３６７と出力ポート３７０とが内部
通路３７２Ｃを介して連通ずる。この結果、出力ポート
３７０内の油圧は上昇し、スプール３７２の端面３７２
ｂに作用する力も上昇する。この力が押し棒３７３の押
圧力（比例ソレノイド部３６２の鉄心に与えられな力）
より大きくなると、スプール３７２は左方に移動し、内
部通路３７２Ｃと排出ポート３６９とは連通し、出力ポ
ート３７０と排出ポート３６９とはこの内部通路３７２
ｃを介して連通ずる。これにより出力ポート３７０の油
圧は減少し、端面３７２ｂの受ける力も減少する。この
力が押し棒３７３の押圧力よりも小さくなると、スプー
ル３７２は再び図の右方へ移動する。

このように、減圧弁部３６３のスプール３７２は比例ソ
レノイド部３６２の鉄心に与えられた力を受けて作動す
るので、結局、出力ポート３７０には比例ソレノイドへ
供給された電流のレベルに比例した圧力が発生し、この
圧力が前述した圧力補償弁１６の制御圧力室３２に出力
される。

なお供給管路３６６の圧力はリリーフ弁３１１により常
に設定された一定圧力となるように構成されている。

制御ユニット２１３はマイクロコンピュータで構成され
、第４図に示すように、圧力検出器２０４．２０７，２
０８からの圧力信号Ｐｓ　、　ｐＨ。

ＰＩ３．差圧計２０９．２５２．２５３からの差圧信号
ΔＰｓ、ΔＰ！１．ΔＰ１２及び角度計２１０からの傾
転角信号Ｑ「をデジタル信号に変換するＡ／Ｄ変換器２
１４と、中央演算装置２１５と、制御手順のプログラム
を格納しであるメモリ２１６と、出力用のＤ／Ａ変換器
２１７と、出力用のインターフェイス２１８と、電磁比
例弁２５０，２５１に接続される増幅器２１９．２２０
と、吐出量制御装置２１２の２つの入力端子２１２Ａ、
２１２Ｂに接続される増幅器２２１，２２２とを備えて
いる。

この制御ユニット２１３は、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐ
ｓと油圧アクチュエータ６．７の最大負荷圧力との差圧
を検出する差圧計２０９の差圧信号ΔＰｓから、メモリ
２１６に格納しである制御手順プログラムに基づいてポ
ンプ吐出圧力ｐｓを最大負荷圧力よりも所定値だけ高く
保持する油圧ポンプ１の吐出量目標値Ｑｏを演算し、こ
の目標値信号ＱＯをＩ１０インターフェイス２１８を経
て増幅器２２１，２２２より吐出量制御装置２１２の入
力端子２１２Ａ、２１２Ｂに出力する。これにより吐出
量制御装置２１２では、角度計２１０で検出された傾転
角Ｑ「が目標値ＱＯに等しくなるように、油圧ポンプ１
の斜板の傾転角を制御し、ポンプ吐出圧力Ｐｓを最大負
荷圧力Ｐ　ｌｌ１ａＸよりも所定値だけ高く保持するロ
ードセンシング型ポンプレギュレータとしての機能を果
たすことができる。

また制御ユニット２５４は、圧力検出器２０７゜２０８
の圧力信号Ｐ１１．Ｐ１２及び差圧計２０９゜２５２．
２５３の差圧信号ΔＰｓ、ΔＰ１１．ΔＰ１２から圧力
補償弁１６　（４０）の制御量を演算し、制御信号を増
幅器２１９，２２０より電磁比例弁２５０．２５１に出
力する。以下この処理内容を第５図を参照して説明する
。第５図はこの点に関する制御内容をフローチャートで
示したものである。

手順２６０において、圧力検出器２０７，２０８で検出
された圧力信号ｐＨ，ＰＩ３及び差圧計２０９．２５２
，２５３で検出された差圧信号ΔＰｓ　　（＝Ｐｓ　−
Ｐ｜ｍａｘ）　、ΔＰ１１　（＝Ｐ｜ｍａｘ−ｐＨ）、
ΔＰ　１２　（＝　Ｐ　１ｎａｘ　−Ｐ　１２）を読み
込む０次いで、手順２６１で次の式により、パイロット
弁１５．３９の前後差圧を制御するための制御圧力Ｐｎ
ｌ、　Ｐｒ＃２を演算する。

Ｐ１１１＝　ａ　（Ｐｓ　−Ｐ　ｌ＋ｉａｘ＞＋β（Ｐ
｜ｍａｘ−ｐＨ）　＋ｙＰｌＩＰｒａ２＝　ａ　（ｐｓ
　−Ｐ　ＩｎａＸ）＋β（ＰＩＩｌａｘ−ＰＩ２）　−
＋−ｙＰ１２ここでα、β、γは定数であり、それぞれ
所定の値に設定されている。この式の意味は、動作原理
の項で後述する。

次いで手順２６２で電磁比例弁２５０，２５１の特性に
よって定まる所定の関数関係の基づき、Ｉ　ｎ１＝　ｆ
　（Ｐｎｌ） Ｉ　１２＝　ｆ　（ＰＩｌｌ） の演算を行い、電磁比例弁２５０．２５１の制御信号１
１．［２を得る。ｆ＆後に手順２６３で、この演算され
た制御信号■１、ｌ１１２をＤ／Ａ変換器２１７を経て
増幅器２１９，２２０から電磁比例弁２５０．２５１に
出力する。

電磁比例弁２５０，２５１は、この制御信号を受けて、
前述したように制御信号Ｉｎｌ、Ｉｎ２に比例した制御
圧力Ｐｎｌ、　ＰＩ２を生成し、その制御圧力を油圧管
路３５．４６を介して圧力補償弁１６゜４０の第３の制
御圧力室３２．４３に導入する。

圧力補償弁１．６．４０では、第１及び第２の制御圧力
室３０，３］及び４１．４２に導入されるパイロット弁
１５．３９の前後圧力ＰＺＩ、　ｐＨ。

Ｐｚ２．ＰＩ２と、制御圧力ｐＨ，Ｐｎ＋２とからパイ
ロット弁１５．３９の差圧制御を行う。

動作原理 次に、上述したようにパイロット弁１５．３９の前後圧
力Ｐｚ１．　Ｐ　１１．　Ｐｚ２．　Ｐ　１２及び電磁
比例弁２５０，２５１で生成される制御圧力ｐＨ，ＰＩ
２で制御される圧力補償弁１６．４０の動作原理を説明
する。

圧力補償弁１６の第１の制御圧力室３０にはパイロット
弁１５の入口圧力Ｐｚ１が閉弁方向に作用し、第２の制
御圧力室３１にはパイロット弁１５の出口圧力Ｐ１１か
開弁方向に作用し、第３の制御圧力室３２には電磁比例
弁２５０からの制御圧力Ｐｎｌが開弁方向に作用してい
る。従って、圧力補償弁１６の圧力の釣り合いは以下の
式で表わされる。

Ｐ　ｚｌ−Ｐ　１１＝　Ｐ　ｎｌ　　　　　　　　　　
　　　　（１）ずなわちパイロット弁１５の前後差圧Ｐ
ｚｌ−ｐＨは電磁比例弁２５０の出力Ｐ１で制御される
。ここで制御圧力Ｐｎｌは第５図の手順２６１に示すよ
うに、制御ユニット２１３において以下の値として演算
されている。

Ｐ１１１＝（Ｚ　　（ｐｓ　　−ＰＩＩｌａＸ）＋β　
（ＰＩＩＩａＸ−ｐＨ）＋ｙｐＨｆ２）従って、（１）
式と（２）式とより ｐｚｉ　−Ｐ　１１＝　ａ　（Ｐｓ　−Ｐ　１ｎａｘ）
＋β（ｐＨ１ａｘ−ｐＨ）　＋ｒｐＨ（３）同様に圧力
補償弁４０についても以下の圧力釣り合い式が成り立つ
。

Ｐｚ２−　Ｐ　１２＝　ａ　（Ｐｓ　−Ｐ　１ｎａｘ）
＋β（ＰＩＩ＋ａｘ−ＰＩ２）　＋ｒＰＩ２　　（４）
従ってパイロット弁１５．３９の前後差圧をΔＰＺとし
、上記（３）式及び（４）式を一般式の形で表わすと、 Δｐｚ　＝α　（Ｐｓ　−ＰＩｎ＋ａｘ）＋β（ｐＨａ
ｘ−ＰＩ　）　＋γＰｌ　　（５）と表現できる。

そこで上記（５）式について考察する。（５）式におい
て、左辺はパイロット弁１５又は３９の入口圧力ｐｚと
出口圧力Ｐ１の差圧Δｐｚである。右辺第１項は油圧ポ
ンプ１の吐出圧力Ｐｓと最大負荷圧力Ｐ　１ｎａｘとの
差圧に関する項であり、αは比例定数である。第２項は
最大負荷圧力Ｐ　Ｉｎａｘと油圧アクチュエータ６又は
７の負荷圧力即ち自己負荷圧力Ｐ１との差圧に関する項
であり、βは比例定数である。第３項は自己負荷圧力Ｐ
１によって決まり、γは比例定数である。即ち（５）式
は、圧力補償弁１６．４０は４つの圧力Ｐｓ　、　ＰＩ
Ｉｌａｘ。

ＰＩ　　Ｐｚに基づいてパイロット弁１５又３９の入口
圧力ｐｚと出口圧力Ｐ１の差圧ΔＰｚを制御できること
：そのとき差圧ΔＰｚを、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓ
と最大負荷圧力Ｐ｜ｍａｘとの差圧Ｐｓ−Ｐ１ｍａｘ、
最大負荷圧力Ｐ　１ｌａＸと自己負荷圧力Ｐ１との差圧
Ｐ　ｌｉａ：ｘ　−Ｐ　Ｉ　、自己負荷圧力Ｐ１の３つ
の要素にそれぞれに比例して制御できること；そしてそ
の３つの要素Ｐｓ−ｐ＋ｌ１ａｘ、Ｐ　１ｎａｘ−ＰＩ
　、ＰＩに比例する度合を、比例定数α、β、γの値を
選択することにより任意に設定できることを意味する。

ここで圧力補償弁１６．４０がパイロット弁１５．３９
の前後差圧ΔＰｚを制御することは、パイロット弁１５
．４０を通るパイロット流量を制御することであり、結
果として上述したようにシート型の主弁１１．３５とパ
イロット弁１５，３９との組み合わせの公知の機能から
主弁１１．３５を通る主流量を制御することである。

また右辺第１項において差圧Ｐｓ　−ＰＩｌｌａＸは、
前述したように制御ユニット２１３により制御される吐
出量制御装置２１２がロードセンシング型のポンプレギ
ュレータとして機能する本実施例においては、当該ポン
プレギュレータ２１２が有効に機能している限り、一定
であり、しかも２つの圧力補償弁１６．４０に対して共
通である。

従って、右辺第１項において、パイロット弁１５．３９
の前後差圧Δｐｚを差圧Ｐｓ　−ｐＨａｘに対して比例
関係となるよう制御することは、ポンプレギュレータ２
１２が有効に機能している運転状態においては差圧ΔＰ
ｚを一定に制御することであり、パイロット弁１５．３
９の開度を一定とすれば主弁入口圧力Ｐｓ又は出口圧力
Ｐ１に変動があっても主弁１１．３５を通る主流量を一
定に制御することである。即ち圧力補（１！機能を果た
すことである。

また油圧アクチュエータ６．７の消費流量の合計が油圧
ポンプ１の最大吐出流量よりも大きくなり、油圧ポンプ
１の吐出圧力が低下する場合のように、ポンプレギュレ
ータ２１２が有効に機能しない運転状態においては、差
圧ΔＰｚは差圧ｐｓ−Ｐ　１ｌａＸの減少に応じて小さ
くなり、主弁１１゜３５を通る主流量も減少するが、差
圧Ｐｓ　−ＰＩｌｌａＸは２つの圧力補償弁１６．４０
に対して共通であるので、主弁１１．３５を通る主流量
は同じ割合で減少する。従って、主弁１１．３５を通る
主流量は、パイロット弁１５．３９のそれぞれの操作レ
バーの操作量（パイロット弁１５．３９の開度）に応じ
て比例配分され、油圧ポンプ１の吐出流蓋を高圧側の油
圧アクチュエータにも確実に供給される。即ち、分流機
能が得られる。

また右辺第２項において、パイロット弁１５．３９の前
後差圧ΔＰｚを差圧ｐＨａｘ−ＰＩに対して比例関係と
なるよう制御することは、他の油圧アクチュエータの負
荷圧力Ｐ　ｌｌ１ａＸが自己負荷圧力Ｐ１より大きい場
合に、その他の油圧アクチュエータの最大負荷圧力Ｐ　
ｌ１ａＸに依存してパイロット弁１５又は３９の前後差
圧Δｐｚを変化させることであり、パイロット弁１５又
は３９の開度を一定とすれば、最大負荷圧力Ｐ　ｌ１ａ
Ｘに依存して主弁１１．３５を通る主流量を変化させる
ことである。

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

さらに上記右辺第３項において、パイロット弁１５．３
９の前後差圧ΔＰｚを自己負荷圧力Ｐ１に対して比例関
係となるよう制御することは自己負荷圧力Ｐ１の変化に
応じてパイロット弁１５又は３９の前後差圧Δｐｚを変
化させることであり、パイロット弁１５又は３９の開度
を一定とすれば、自己負荷圧力Ｐ１に依存して主弁１１
．３５を通る主流量を変化させることである。これによ
り自己負荷圧力の変化に応じて流量を変化させる自己圧
力補償機能が得られる。

以上のように、上記（５）式において右辺第１項は圧力
補償及び分流機能を司どり、第２項は他アクチュエータ
との調和機能を司どり、第３項は自己圧力補償機能を司
どる。そしてこれら３機能はその要否及び程度につき比
例定数α、β、γを選択することにより任意に設定でき
る。

ところでこれら３機能のうち、第１項に係わる圧力補償
及び分流機能は、油圧ショベル等の油圧建設ｍｖにおい
ては基本的機能であり、油圧アクチュエータの種類及び
作業形態に係わらず常にあることが好ましい、従って比
例定数αは任意の正の値に設定される。ここでパイロッ
ト弁１５．３９の前後差圧Δｐｚは操作レバーの操作量
によって定まるパイロット弁１５．３９の開度に対する
パイロット流量を定めるものであるので、第１項の差圧
Ｐ｜ｍａｘ−ＰＩにかかる比例定数αは、パイロット弁
１５．３９の操作レバーの操作量（バイロット弁開度）
に対するパイロット流量の比例ゲイン、従って当該操作
量に対する主弁１１．３５を通る主流量の比例ゲインの
意味を持つ、従って、比例定数αはその比例ゲインに対
応して定める。

また、主弁弁体２１の背圧室２４の圧力Ｐｃを受ける受
圧面積Ａｃに対する弁体２１の油圧ポンプ１の吐出圧力
Ｐｓを受ける受圧面積ＡＳとの比をＫとすると、弁体２
１の圧力釣り合い式は、Ｐｃ　＝ＫＰｓ　＋　（１−Ｋ
）ＰＩ となる。一方、制御圧力Ｐｃとパイロット弁１５３９の
入口圧力ｐｚとは、Ｐｃ≧ｐｚの関係にあり、圧力補償
弁１６．４０が完全に開いている状態ではＰｃ＝Ｐｚと
なる。従って、パイロット弁１５．３９の前後差圧Ｐｚ
−ＰＩ（ΔＰｚ　）は、Ｐｚ−ＰＩ≦Ｐｃ　−Ｐ Ｋ　（Ｐｓ−ＰＩ　）　　　　（６） となる、即ち、パイロット弁１．５．３９が取り得る最
大差圧はＫ　（Ｐｓ　−ＰＩ　）である、また上記（５
）式においてβ＝０、γ＝０とし、油圧アクチュエータ
６．７の複合操作時の最大負荷圧力側（Ｐ　Ｉｎａｘ＝
　Ｐ　ｌ　）を考えた場合、Ｐｚ　−ＰＩ　＝α　（Ｐ
ｓ　−ＰＩＩｌａｘ）≦Ｋ　（Ｐｓ　−Ｐ　１ｎａｘ）
　　　　（７）となる、従って、α〉Ｋのαの値を設定
した場合には、最大負荷圧力側のパイロット弁ではＫ（
Ｐｓ　−Ｐ　１ｉａｘ）以上の差圧を得ることができず
、方、低圧側のパイロット弁ではα（Ｐｓ　−Ｐ　１ｎ
ａｘ）＞Ｋ　（Ｐｓ−Ｐ｜ｍａｘ）の差圧が得られるノ
テ、両者のパイロット弁開度を同じにしてもパイロット
弁の前後差圧は同じにならす、パイロット流量は異なる
。従って操作量に応じて流量を比例配分できなくなる。

ただし、比例配分はできなくても、高圧側の油圧アクチ
ュエータに圧油を確実に供給することはできる。

従って、圧力補償弁１．６．４０の分流機能に関し、パ
イロット弁の操作ｆｆ１（開度）に比例して流量を配分
する分流ＩＲ能を得る場合には、比例定数αはα≦Ｋに
設定する。そして特に、α−にと設定した場合には、同
じパイロット弁開度に対して最大流量を竪えることがで
き、最も効率的な弁構造を提供できる。

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

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

また、第２項に係わる調和機能は、油圧アクチュエータ
６．７が駆動する作業部材の種類及び作業形態に応じて
必要度が異なり、場合によっては他のアクチュエータの
負荷圧力影響をまったく受ない方が好ましい作業部材及
び作業形態もある。

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

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

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

そして、前述したように比例定数α、β、γは制御ユニ
ット２１３において任意に設定することができる。

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

油圧ショベルは、一般的に、第６図及び第７図に示すよ
うに、１対の走行体８０、走行体８０上に旋回可能に搭
載された旋回体８１、及び旋回体８１に垂直平面内を回
動自在に装架されたフロントアッタチメント８２を有し
、フロントアッタチメント８２は、ブーム８３、アーム
８４、バケット８５からなっている。走行体８０、旋回
体８１ブーム８３、アーム８４、バケット８５はそれぞ
れ走行モータ８６（複数）、旋回モータ８７、ブーム用
シリンダ８８、アーム用シリンダ８９、バケット用シリ
ンダ９０によって駆動される。ここで、旋回モータ８７
、ブーム用シリンダ８８、アーム用シリンダ８９、バケ
ット用シリンダ９０が第１図に示す油圧アクチュエータ
６．７に相当する。

このような油圧ショベルの油圧駆動装置において、旋回
モータ８７、ブーム用シリンダ８８、アーム用シリンダ
８９及びバケット用シリンダ９０の全ての流量制御弁に
係わる比例定数αは、第８図に示すように、前述した比
例ゲインを考慮した同じ任意の正の値に設定される。旋
回モータ８７に係わる流量制御弁においては、比例定数
βは第９図（Ａ）に示すようにβ−〇に設定され、比例
定数γは第１０図（Ａ）に示すように零に近い負の値に
設定される。ブーム用シリンダ８８のボトム側に係わる
流量制御弁においては、比例定数βは第９図（Ｂ）に示
すように任意の正の値に設定され、比例定数γは第１０
図（Ｂ）に示すようにγ＝０に設定される。アーム用シ
リンダ８９のボトム側に関する流量制御弁おいては比例
定数βは第９図（Ｃ）に示すように零に近い正の値に設
定され、比例定数γは第１０図（Ｂ）に示すようにγ＝
０に設定される。バケット用シリンダ９０のボトム側に
関する流量制御弁においては、比例定数βは第９図（Ｄ
＞に示すように零に近い負の値に設定され、比例定数γ
は第１０図（Ｃ）に示すように零に近い正の値に設定さ
れる。またブーム用シリンダ８８のロッド側に係わる流
量制御弁、アーム用シリンダ８９のロッド側に係わる流
量制御弁及びバケット用シリンダ９０のロッド側に係わ
る流量制御弁においては、比例定数β、γは全ては第９
図（Ａ）及び第１０図（Ｂ）に示すように零に設定され
る。

火１Ｊ１矢凱作 次にこのように構成された油圧駆動装置の動作を説明す
る。

まず流量制御弁８．９のいずれの操作レバーも操作され
ていないときは、パイロット弁１５．３９は閉じられ、
パイロット回路１２〜１４．３６〜３８にはパイロット
流量が流れない。従って主弁１１．３５の各可変絞り２
３にも圧油は流れず、背圧室２４の制御圧力Ｐｃは入口
ポート１７の圧力（油圧ポンプ１の吐出圧力）Ｐｓと同
じになっている。また吐出量制御装置２１２の上述した
ロードセンシング型ポンプレギュレータとしての機能に
より、油圧ポンプ１の吐出圧力ｐｓは油圧アクチュエー
タ６．７の最大負荷圧力Ｐ　ｌｌ１ａＸよりも所定値だ
け高い圧力に保持されている。従って、弁体２１の各受
圧面積がＡｃ　＝Ａｓ　＋ＡＩの関係にあり、Ｐｓ＞Ｐ
ｌなので、弁体２１は制御圧力ｐｃにより閉弁方向に付
勢され、主弁１１．７０は閉位置に保持される。また圧
力補償弁１６．４０は前述した定数αの設定により開位
置に保持されている。

次に流量制御弁８の操作レバーを単独で操作した場合に
は、その操作量に応じてパイロット弁１５が開き、パイ
ロット回路１２〜１４にパイロット流が形成され、パイ
ロット弁１５の開度に応じたパイロット流量が流れる。

これにより前述したように、可変絞り２３と背圧室２４
の作用により、主弁弁体２１はパイロット流量に比例し
た開度に開き、操作レバーの操作量（パイロット弁１５
の開度）に応じた流量が主弁１１を通して入口ポート１
７から出口ポート１８へと流出する。

そして、このようにパイロット弁１５が一定量開き、入
口ポート１７から出口ポート１８へ一定量の主流量が流
出している状態において、例えば出口ポート１８の圧力
が上昇し、入口ポート１７と出口ポート１８の差圧が減
少しようとした場合には、吐出量制御装置２１２のロー
ドセンシング型のポンプレギュレータとしての機能によ
り油圧ポンプ１の吐出圧力か増圧され、入口ポート１７
の圧力（油圧ポンプ１の吐出圧力）と出口ポート１８の
圧力（油圧アクチュエータ６の負荷圧カニ最大負荷圧力
）との差圧が一定に保持される６従って主弁１１を通っ
て操作レバーの操作量に応じた一定の流量が流れ続ける
。

またこのような油圧アクチュエータ６の単独操作におい
て、制御ユニット２１３に前記（５）式におけ自己圧力
補償特性に関する比例定数γが零以外の任意の値になる
ように設定しである場合は、油圧アクチュエータ６の負
荷圧力（自己負荷圧力）の変化に応じてパイロット弁１
５の前後差圧ΔＰ２が制御され、自己負荷圧力補償かな
される。

例えば、第６図〜第１０図を参照して説明した油圧ショ
ベルの例では、旋回モータ８７に係わる流量制御弁にお
いては比例定数γは第１０図（Ａ）に示すように零に近
い負の値に設定されている。

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

またバゲット用シリンダ９０のボトム側に関する流量制
御弁においては、比例定数γは第１０図（Ｃ）に示すよ
うに零に近い正の値に設定されている。従って、掘削作
業において自己負荷圧力が上昇するにしたがって差圧Δ
ＰＺが増加し、流量制御弁を通る流量が増加する。即ち
バゲットの掘削速度か上昇する。これにより力強い掘削
動作フィーリングを得ることができ、作業性が向上する
。

次に流量υノ御弁１１．３５の操作レバーの双方を操作
した場合には、次の動作が行われる。まず流量制御弁１
１．３５の双方において：ａ量副制御弁１１単独操作し
た場合と同様に、操作量に応じたパイロット流量が流れ
、可変絞り２３と背圧室２４の作用により操作レバー３
０の操作量（パイロット弁１５．３９の開度）に応じた
流量が主弁１１．３５を通して入口ポート１７から出口
ポート１８へと流出する。

そしてこのような油圧アクチュエータ６．７の複合操作
においては、制御ユニット２１３において前記（５）式
の右辺第１項における比例定数αが第５図に示すように
任意の正の繭となるように設定しであることにより、圧
力補償及び分流機能が果たされる。

従って、例えば、第６図〜第１０図を参照して説明した
油圧ショベルにおいては、吐出量制御袋？ｆｆｆｉ２１
２がロードセンシング型のポンプレギュレータとして有
効に機能している運転状態では、各作業部材を操作レバ
ーの操作量に応じた一定の流量で駆動し、安定した複合
操作を行なうことができる。また油圧アクチュエータ６
．７の消費流量の合計が油圧ポンプ１の最大吐出流量よ
りも大きくなり、吐出量制御装置２１２がロードセンシ
ング型のポンプレギュレータとして有効にＲ能しなくな
るような運転状態になったときには、低圧側の油圧アク
チュエータのみに圧油が供給されるのではなく、高圧側
の油圧アクチュエータにも確実に圧油を供給でき、全て
の作業部材を確実に駆動することができる。そして特に
α≦Ｋと設定した場合には、複合操作から単独操作に切
換えられたときにも、油圧アクチュエータに供給される
流量に変動が生じず、安定して作業をａ続できる。

またα≦Ｋと設定した場合には、それぞれの油圧アクチ
ュエータに操作レバーの操作量に応じて正確に比例配分
された流量を供給できる。これにより、特に、制御ユニ
ット２１３において前記（５）式におけ比例定数β、γ
を零に設定しである場合は、作業部材の移動軌跡を操作
レバーの操作量に応じて正確に制御することができる０
例えば、ブーム用シリンダ８８のロッド側に係わる流量
制御弁及びアーム用シリンダ８つのロッド側に係わる流
量制御弁においては、第９図（Ａ）及び第１０図（Ｂ）
に示すように、β−〇、γ＝０に設定されている。これ
により、ブーム及びアームを使用した下り斜面の法面形
成作業時、他の油圧アクチュエータの負荷圧力及び自己
負荷圧力の影響を完全に排除し、ブーム用操作レバー及
びアーム用操作レバーの操作量に応じて正確にブーム用
シリンダ８８及びアーム用シリンダ８９に供給される流
量を比例配分し、正確な法面形成を行うことができる。

また制御ユニット２１３において前記（５）式におけ比
例定数βかつ／又は比例定数γが零以外の任意の値にな
るように設定しである場合は、上記圧力補償及び分流機
能をベースとした、他の油圧アクチュエータの最大負荷
圧力Ｐ　ｌｌ１ａＸに依存して主弁１１，３５を通る主
流麓を変化させる調和機能かつ／又は自己負荷圧力補償
が果たされる。

例えば、第６図〜第１０図を参照して説明した油圧ショ
ベルの例では、旋回モータ８７に係わる流量制御弁にお
いては、比例定数βは第９図（Ａ＞に示すようにβ＝０
に設定され、ブーム用シリンダ８８のボトム側に係わる
流量制御弁においては比例定数βは第９図（Ｂ）に示す
ように任意の正の値に設定される。一般的に、旋回とブ
ーム上げを同時に操作したときには、旋回体８１は慣性
体であるので旋回初期においては旋回モータの負荷圧力
が高圧となる。しかしながら、旋回が最大速度に達する
と負荷圧力は減少してしまう。一方、ブームの負荷圧力
はブーム保持圧力となるので、旋回初期時においては旋
回の負荷圧力よりは低い圧力となる。また、例えばバッ
クホウショベルでの溝掘り作業において旋回とブーム上
げを行うとき、オペレータは操作の簡便さから旋回とブ
ーム上げの操作レバーを同時にフルストロークまで操作
しても、最初はブームの上昇速度が旋回速度に対して速
く上昇し、ブームがある程度上昇したら徐々に旋回速度
が速くなるようにブームと旋回の速度を自動的に調節で
きるのが好ましい、比例定数βを上述のように設定する
ことにより、ブーム側の流量制御弁においては、旋回初
期時旋回の負荷圧力が高く、差圧ＰＩｌａＸ−ＰＩが大
きいときにはパイロット弁の前後差圧Δｐｚが大きくな
りブーム用シリンダに供給される流量が増加し、差圧Ｐ
｜ｍａｘ−ＰＩの減少と共に差圧Δｐｚも徐々に減少す
る。従って、ブームと旋回の速度調整を自動的に行うこ
とができ、オペレータの負担を軽減することができる。

またアーム用シリンダ８９のボトム側に関する流量制御
弁おいては、比例定数βは第９図（Ｃ）に示すように比
較的小さな正の値に設定される。

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

さらに、バケット用シリンダ９０のボトム側に関する流
量制御弁においては、比例定数βは第９図（Ｄ）に示す
ように小さな負の値に設定される。

例えば、ブームとバケットの複合操作によりブームの最
大圧力でバケットの動きを制限しながら溝を掘削してい
るとき、バケットが地表に出た瞬間、バケットの負荷が
急激に減少し、ショックが発生する。上記のように比例
定数βを設定することにより、差圧Ｐ｜ｍａｘ−ＰＩの
増加に応じて差圧ΔＰＺが負の要素として作用し、パイ
ロット流量を減少させ、バケットの速度を減速する。こ
れにより負荷が急激に減少したときのショックの発生を
軽減し、作業の安全性及び作業フィーリングが向上する
。

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

このように本実施例の油圧駆動装置においては、制御ユ
ニット２１３において定数α、β、γを所定の値に設定
することにより、分流機能、または分流機能をベースと
した調和機能かっ／又は自己圧力補償機能を得ることが
でき、油圧建設機械の作業部材の種類及び作業形態に応
じて流量制御弁の特性を修正することができる。

また本実施例の油圧駆動装置においては、上記制御の基
本である油圧ポンプ１の吐出圧力と最大負荷圧力との差
圧Ｐｓ−Ｐ｜ｍａｘの検出、及び最大負荷圧力と自己負
荷圧力との差圧Ｐ１ｍａｘ−ＰＩの検出を、圧力検出器
で個々の圧力を検出してから検出値の差をとって行うの
ではなく、差圧計２０９．２５２，２５３を用い直接行
うようにしたので、圧力が変化しても微少な差圧の変化
を正確に検出することができ、上記制御を精度よく行う
ことができる。

また本実施例の油圧駆動装置においては、補助弁として
の圧力補償弁１６．４０は主回路でなくパイロット回路
に配置されており、主回路に配置されている主弁１１．
３５はシート弁として構成されている。従って、液漏れ
が少なく、高圧化に適した油圧回路を提供できる。また
圧力補償弁即ち補助弁はパイロット回路に配置されてい
るので、主回路に大流量を流しても補助弁部での絞り損
失が少なく、経済的にも優れている。

なお以上の実施例では、第８図〜第１０図を参照して、
油圧ショベルの旋回体、ブーム、アーム、バケットのそ
れぞれに係わる流量制御弁の少なくとも幾つかにつき、
上記（５）式の定数β、γを零以外の所定の値に設定し
た例を示しな、しかしながら、本発明はこれに限られる
ものではなく、全ての流量制御弁につき定数β、γを零
に設定することもでき、この場合でも、上記（５）式の
定数αを正の値、特にα≦Ｋの正の値に設定することに
より、液漏れが少なく圧力損失が少ない回路構成におい
て上述した圧力補償及び分流機能を得ることができる。

また以上の実施例は、定数α、β、γを制御ユニット２
１３のプログラムの一部として固定的に設定した例であ
るか、第１図に想＠線で示すように、外部から操作でき
る調整器２４０を制御ユニット２１３に接続し、定数α
、β、γを可変的に設定できるようにしてもよい。

また以上の実施例では圧力補償弁１６．４０をパイロッ
ト回路のパイロット弁入口側に配置したが、パイロット
弁出口側に配置しても前述した（５）式によりパイロッ
ト弁１５．３９の前後差圧を制御することができ、同様
の効果を得ることができるものである。

さらに以上の実施例では、油圧ポンプ１の吐出圧力を第
１及び第２の油圧アクチュエータ６．７の最大負荷圧力
よりも所定値だけ高い圧力に保持するポンプ制御手段と
して吐出量制御装置２１を制御ユニット２１３で制御す
る電気的楕成例を示したが、これは通常の油圧制御によ
るロードセンシング型レギュレータを用いてもよいこと
は勿論である。

鼠λ！υ（Ｉ盟 本発明の第２の実施例を第１１図及び第１２図を参照し
て説明する０図中、第１図に示す部材と同等の部材には
同じ符号を付している。

上記実施例においては、制御ユニット２１３が破損し電
磁比例弁２５０．２５１の出力圧力がＯｋｚ／ｃｊにな
った場合、圧力補償弁１６．４０は第１及び第２の制御
圧力室３０．３１及び４１．４２に対向して作用するパ
イロット弁１５．３９の前後差圧Δｐｚにより閉弁方向
に駆動され、油圧駆動装置の作動が全く不可能になって
しまう０本実施例はこのような点を考慮し、制御ユニッ
ト２１３が破損し電磁比例弁２５０，２５１の出力圧力
かＯｋｇ／　Ｃｌｌ７になっても油圧駆動装置が作動し
得るようにしたものである。

即ち本実施例の流量制御弁８において、圧力補償弁２４
４は第１及び第２の制御圧力室３０．３１を有する点は
第１の実施例と同じであるが、第３の制御圧力室２４４
を第１の制御圧力室３０と同じ側にスプールを閉弁方向
に付勢するように設置し、第２の制御圧力室３１の側に
はスプールを開弁方向に付勢するばね２４６が配置され
ている。

第３の制御圧力室２４４はパイロット管路３５を介して
電磁比例弁２５０に接続されている。

流星制御弁９の圧力補償弁２４３も同様に構成され、第
３の制御圧力室２４８は第１の制御圧力室４１と同じ側
にスプールを閉弁方向に付勢するように設置され、第２
の制御圧力室４２の側にはスプールを開弁方向に付勢す
るばね２４９が配置されている。第３の制御圧力室２４
８はパイロット管路４６を介して電磁比例弁２５１に接
続されている。

一方、制御ユニット２１３において、圧力検出器２０７
．２０８の圧力信号ｐＨ，ＰＩ２及び差圧計２０９，２
５２．２５３の差圧信号ΔＰｓ、ΔＰ１１．ΔＰＩ２か
ら圧力補償弁２４２．２４３の制御量を演算し、圧力補
償弁を駆動する制御内容は第１２図にフローチャートで
示すようになっている。

即ち、手順２７０において、圧力検出器２０７゜２０８
で検出された圧力信号Ｐｉｔ、　ＰＩ３及び差圧計２０
９，２５２，２５３で検出された差圧信号ΔＰｓ　　（
＝Ｐｓ　−ＰＩｌａＸ）　、ΔＰ　１１（＝　Ｐ　ｌ＋
ｎａｘ　−ｐＨ）、ΔＰ　１２　（＝　Ｐ　１ｉａｘ　
−Ｐ　１２）を読み込む。

次いで、手順２７１で次の式により、パイロット弁１５
．３９の前後差圧を制御するための制御圧力Ｐ’１．Ｐ
’ｎ＋２を演算する。

Ｐ’１＝ＫＳ　−（ａ　（Ｐｓ　−Ｐｌ＋ａａｘ）＋β
（Ｐ　Ｉｍａｘ　−Ｐ　Ｉｔ）　＋７　Ｐ　１１１Ｐ’
ｌ１２　＝Ｋｓ　−（ａ　（ｐｓ　−Ｐ｜ｍａｘ）＋β
（Ｐ　Ｉｎａｘ　−Ｐ　１２）　＋　ｒ　Ｐ　１２１こ
こでＫｓはばね２４７．２４９の強さを圧力値に換算し
た値であり、α、β、γは第１の実施例と同様に定数で
あり、それぞれ所定の値に設定されている。

次いで手順２７２で電磁比例弁２５０，２５１の特性に
よって定まる所定の関数関係の基づき、Ｉ　’ｌｌ　＝
ｆ　（Ｐ’ｉｌ　） １　’ｍ２　＝ｆ　（Ｐ’ｌ　） の演算を行い、電磁比例弁２５０，２５１の制御信号１
　’ｎｌ　、　　Ｉ　’ｎ２を得る。最後に手順２７３
で、この演算された制御信号Ｉ　’ｌ　、Ｉ　’１２を
電磁比例弁２５０，２５１に出力する。

電磁比例弁２５０，２５１は、この制御信号を受けて、
制御信号Ｉ　’１．　　Ｉ　’１１２に比例した制御圧
力Ｐ’ｍ１　、　Ｐ’１２を生成し、その制御圧力を油
圧管路３５．４６を介して圧力補償弁２４２．２４３の
第３の制御圧力室２４４．２４８に導入する。

圧力補償弁２４２．２４３では、第１及び第２の制御圧
力室３０．３１及び４１．４２に導入されるパイロット
弁１５．３９の前後圧力ＰＺＩ、　Ｐｌｌ、　Ｐｚ２．
　ＰＩ３と、制御圧力Ｐ’ｌ　、Ｐ’ｍ２と、ばね２４
７，２４９とからパイロット弁１５．３９の差圧制御を
行う。

このように構成された本実施例においては、圧力補償弁
１６の第１の制御圧力室３０にはパイロット弁１５の入
口圧力ＰＺ１が閉弁方向に作用し、第２の制御圧力室３
１にはパイロット弁１５の出口圧力ｐＨが開弁方向に作
用し、第３の制御圧力室２４４には電磁比例弁２５０か
らの制御圧力Ｐ’ｉ１が閉弁方向に作用している。また
、ばね２４７の設定力Ｋｓが開弁方向に作用している。

従って、圧力補償弁２４２の圧力の釣り合いは以下の式
で表わされる。

Ｐｚｌ−ｐＨ＝Ｋｓ　−Ｐ’ｉ１　　　　　（８）ここ
で制御圧力Ｐ’ｎｌは上述したように制御ユニット２１
３において演算されている値なので、手順２７１に示す
上記ｐ’＋ｉｉの値を（８）式に代入すると、 Ｐｚｌ−ｐＨ＝α（Ｐｓ　−Ｐ｜ｍａｘ）＋β（Ｐ｜ｍ
ａｘ−ｐＨ）　＋ｙＰ１１　　（９）が得られる。圧力
補償弁２４３においても同様に以下の圧力釣り合い式か
得られる。

ＰＺ２−Ｐ１２＝α（Ｐｓ　−ＰＩＩｌａＸ）＋β（Ｐ
　ｌｌ１ａＸ−Ｐ　１２）　＋　ｒ　Ｐ　１２　　（１
０）従ってパイロット弁１５．３９の前後差圧をΔＰ２
とし、上記（９）式及び（１０）式を一般式の形で表わ
すと、 Δｐｚ　＝α　（Ｐｓ　−ＰＩｌｌａｘ）＋β（ＰＩｌ
ｎａＸ−ＰＩ　）　＋７Ｐｌ　　（１１）と表現できる
。従って前述した（５）式と同じ式が得られる。

従って、本実施例においても、比例定数α、βγを制御
ユニット２１３において所定の値に設定することにより
、パイロット弁１５．３９の前後差圧ΔＰｚを、油圧ポ
ンプ１の吐出圧力Ｐｓと鱈大負荷圧力Ｐ　ｌｌ１ｌａＸ
との差圧Ｐ　ｓ　−Ｐ　ｌｎ＋ａｘ、最大負荷圧力Ｐ　
１ｎａｘと自己負荷圧力Ｐ１との差圧Ｐ　１ｎａｘＰＩ
、自己負荷圧力Ｐ１の３つの要素にそれぞれに比例して
制御でき、前述した圧力補償及び分流機能（右辺第１項
）、又はこの圧力補償及び分流機能をベースとした複合
操作における調和機能（右辺第２項）かつ／又は自己圧
力補Ｍ機能（右辺第３項）を得ることができる。

また本実施例においては、圧力補償弁２４２゜２４３に
開弁方向に作用するばね２４７，２４９を設置したので
、制御ユニット２１３が破損しても圧力補償弁には開弁
方向に作用する力が得られ、油圧駆動システムの作動が
不可能となるようなことはなく、またばねの作用により
通常の圧力補償制御を行なわせることができる。

１１立犬韮１ 本発明の第３の実施例を第１３図を参照して説明する０
図中第１図に示す部材と同等の部材には同じ符号を付し
ている。

上述した実施例は、流量制御弁としてＵ、Ｓ。

Ｐ、４，５３５，８０９に記載のようなシート型の主弁
と、パイロット回路に配置されたパイロット弁との組み
合わせで構成した実施例である。しかしながら本発明は
このような特別な構造の流量制御弁に適用が制限される
ものではなく、一般的なスプール型の流量制御弁にも適
用できるものであり、第１３図はこのような実施例を示
すものである。

即ち第１３図において、第１の流量制御弁１００は、主
回路２．３Ａ、２Ｂに配置されたスプール型の主弁１０
１と、主回路２の主弁１０１の上流側に配置された補助
弁としての圧力制御弁１０２とからなり、第２の流量制
御弁１０３も同様に主回路４．５Ａ、５Ｂに配置された
スプール型の主弁１０４と、主回路４の主弁１０４の上
流側に配置された補助弁としての圧力制御弁１０５とか
らなっている。主弁１０１．１０４と圧力補償弁１０２
．１０５の間にはそれぞれ圧油の逆流を防止するチエツ
ク弁１０６．１０７か配置されている。主弁１０１，１
０４は方向切換弁として構成され、出口側は戻り管路１
０８，１０９を介してタンク５７に接続されている。ま
た主弁１０１゜１０４は油圧パイロット操作方式の弁で
あり、パイロット管路１１０Ａ、ｌｌ０Ｂ及びＩＩＩＡ
。

１１１Ｂを介して伝えられるパイロット圧油により図示
しない操作レバーの操作方向及び操作量に応じて駆動さ
れる。

また主弁１０１，１０４には負荷圧力ポート１１２．１
１３が設けられ、負荷圧力ポート１１２゜１１３は左右
の切換動作位置においては主管３Ａ。

３Ｂの圧油供給側に連通し、中立位置においては戻り管
路１０８，１０９に連通ずる。このようにして負荷圧力
ポート１１２，１１３には油圧アクチュエータ６．７の
動作時にその負荷圧力が伝達される。負荷圧力ポート１
１２，１１３はパイロット管路１１４，１１５を介して
高圧選択弁１１６に接続され、高圧選択弁１１６は最大
負荷圧力管路１１７に接続されている。

パイロット管路１１４，１１５、最大負荷圧力管路１１
７及び油圧ポンプ１の吐出管路には第１の実緒例と同様
圧力検出器２０４，２０７，２０８及び差圧計２０９．
２５２．２５３が接続されている。

圧力補償弁１０２．１０５は、第１の実施例の圧力補償
弁１６．４０と同様に構成されている。

即ち、閉弁方向に作用する第１の制御圧力室１１８．１
２１と開弁方向に作用する第２及び第３の制御圧力室１
１９．１２０及び１２２，１２３とを有し、第１の制御
圧力室１１８，１２１にはパイロット管路１２４，１２
５を介して主弁１０１゜１０４の入口圧力が導入され、
第２の制御圧力室１１９．１２２にはパイロット管路１
２６，１２７を介して主弁１０１，１０４の出口圧力（
負荷圧力）が導入され、第３の制御圧力室１２０，１２
３にはパイロット管路１２８，１２９を介して電磁比例
弁２５０，２５１の出力圧力が導入される。第１〜第３
の制御圧力室はそれぞれ同じ大きさの受圧面積を有して
いる。

上記以外の構成は第１の実施ｇＡＩと同じである。

このように構成された本実施例においても、制御ユニッ
ト２１３には第５図にフローチャートで示す制御手順が
記憶されていることにより、圧力補償弁１０２．１０５
には前述した（５）式の圧力釣り合い式が成り立つ、従
って、比例定数α、β。

γを制御ユニット２１３において所定の値に設定するこ
とにより、主弁１０１，１０４の前後差圧Δｐｚを、油
圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｓと最大負荷圧力Ｐ　ＩＩＩａ
ｘとの差圧Ｐｓ−ＰＩＩｌａＸ、最大負荷圧力Ｐ　ｌｌ
１ａＸと自己負荷圧力Ｐ１との差圧Ｐ　１ｌａｘ　−Ｐ
ｌ、自己負荷圧力Ｐ１の３つの要素にそれぞれに比例し
て制御でき、前述した圧力補償及び分流機能（右辺第１
項）、又はこの圧力補償及び分流機能をベースとした複
合操作における調和機能（右辺第２項）かつ／又は自己
圧力補償機能（右辺第３項）を得ることができ、油圧建
設機械の作業部材の種類及び作業形態に応じて流量制御
弁の特性を修正することができる。

なお第１３図に示した上記第３の実施例も、第１１図に
示す実施例と同様、制御ユニット２１３が破損し、電磁
比例弁２５０，２５１の出力圧力がＯｋｇ　／　ａｉｌ
になっても油圧駆動装置が作動するように、圧力補償弁
の構成及び制御ユニット２１３の制御内容を変更するこ
とができる。その変形例を第１４図に示す、即ち第１４
図において、圧力補償弁１４０．１４１は、それぞれ、
第３の制御圧力室１４２．１４３を第１の制御圧力室１
１８゜１２１と同じ側に閉弁方向に作用するように設置
し、第２の制御圧力室１１９，１２２の側には開弁方向
に作用するばね１４５．１４６が配置され、制御ユニッ
ト２１３には第１２図に示す制御手順が記憶され、第１
２図の手順２７１で示す演算により制御圧力Ｐ’ｌ　、
Ｐ’ｎ２を求めるようになっている。これによって、第
１３図に示すスプール型の主弁を有する流量制御弁１０
０，１０３において、第１１図に示した実施例と同様の
効果を得ることができる。

〔発明の効果〕

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

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

まな本発明においては、上記制御の基本である油圧ポン
プの吐出圧力と最大負荷圧力との差圧の検出、及び最大
負荷圧力と自己負荷圧力との差圧の検出を、圧力検出手
段で個々の圧力を検出してから検出値の差をとって行う
のではなく、差圧検出手段を用い直接行うようにしたの
で、圧力が変化しても微少な差圧の変化を正確に検出す
ることができ、上記制御を精度よく行うことができる。

第２の弁手段に開弁方向に作用するばねを設置した場合
には、制御手段が破損し、第２の弁手段を制御できなく
なった場合でも、第２の弁手段を確実に開弁させ、油圧
駆動装置の作動を可能とすると共に、通常の圧力補償制
御を行なわせることができる。

第１及び第２の流層制御弁手段を、各々、シート型の主
弁とこれに接続されるパイロット弁との組み合わせで構
成した場合は、液漏れが少なく高圧化に適すると共に、
絞り損失が少なく省エネ構造の油圧回路を提供すること
かできる。

また、シート型主弁背圧室の制御圧力を受ける受圧面積
に対する油圧ポンプの吐出圧力を受ける受圧面積の比を
Ｋに対して、前記第１の定数αをα≦Ｋの関係に設定し
た場合には、上記分流機能において操作手段の操作量（
パイロット弁開度）に比例した流量を正確に分流するこ
とができる。

ここで、α＝にと設定した場合には、流量を操作量に応
じて比例配分する分流機能を得ながら最大の比例ゲイン
を付与できる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の一実施例による油圧駆動装置の概略図
であり、第２図はその油圧駆動装置に使用する差圧計の
断面図であり、第３図は同油圧駆動装置に使用する電磁
比例弁の断面図であり、第４図は同油圧駆動装置に使用
する制御ユニットの概略図であり、第５図はその制御ユ
ニットにおける制御内容を示すフローチャートであり、
第６図は本発明の油圧駆動装置の適用の対象となる油圧
ショベルの側面図であり、第７図は同油圧ショベルの上
面図であり、第８図は上記油圧駆動装置の１つの流量制
御弁に含まれる圧力補償弁の定数αの設定例を示す特性
図であり、第９図（Ａ）〜（Ｄ）は同油圧駆動装置の１
つの流量制御弁に含まれる圧力補償弁の定数βの設定例
を示す特性図であり、第１０図（Ａ）〜（Ｃ）は同油圧
駆動装置の１つの流１制御弁に含まれる圧力補償弁の定
数γの設定例を示す特性図であり、第１１図は本発明の
他の実施例による油圧駆動装置の概略図であり、第１２
図はその油圧駆動装置に使用される制御ユニットにおけ
る制御内容を示すフローチャートであり、第１３図は本
発明のさらに他の実施例による油圧駆動装置の概略図で
あり、第１４図は本発明のなおさらに他の実施例による
油圧駆動装置の概略図である。 符号の説明 １・・・油圧ポンプ　　　　２〜５・・・主回路６．７
・・・油圧アクチュエータ ８．９；Ｚｏｏ、１０３・・・流量制御弁１１．３５・
・・シート型主弁 １２・・・背圧室 １２〜１４．３６〜３８・・・パイロット回路１５．３
９・・・パイロット弁（第１の弁手段）１６．４ｉ、２
４２，２４３，１０２，１０５；１４０．１４１・・・
圧力補償弁（第２の弁手段）３０．４１；１１８．１２
１・・・第１の制御圧力室３１．４２，１１９．１２２
・・・第２の制御圧力室３２．４３；２４４，２４８；
１２０，１２３；１４２．１４３・・・第３の制御圧力
室２１３・・・制御ユニット ２４７．２４９；１４５．１４６・・・ばね２０４．２
０７，２０８・・・圧力検出器２０９．２５０，２５１
・・・差圧計

Claims (16)

【特許請求の範囲】
1. （１）　少なくとも１つの油圧ポンプと、この油圧ポン
   プにそれぞれ主回路を介して接続され、該油圧ポンプか
   ら吐出される圧油によって駆動される少なくとも第１及
   び第２の油圧アクチュエータと、前記油圧ポンプと前記
   第１及び第２の油圧アクチュエータの間においてそれぞ
   れの主回路に接続された第１及び第２の流量制御弁手段
   と、前記油圧ポンプの吐出圧力を前記第１及び第２の油
   圧アクチュエータの最大負荷圧力よりも所定値だけ高い
   圧力に保持するポンプ制御手段とを有し、前記第１及び
   第２の流量制御弁手段は、各々、操作手段の操作量に応
   じて開度を変化させる第１の弁手段と、第１の弁手段に
   直列に接続され、該弁手段の入口圧力と出口圧力の差圧
   を制御する第２の弁手段とを有し、前記第２の弁手段は
   、前記第１の弁手段の入口圧力が閉弁方向に負荷される
   ように導入される第１の制御圧力室と、該第２の弁手段
   の出口圧力が開弁方向に負荷されるように導入される第
   ２の制御圧力室とを有する油圧駆動装置において、 　前記第１及び第２の油圧アクチュエータの負荷圧力を
   それぞれ検出する第１及び第２の圧力検出手段と、前記
   油圧ポンプの吐出圧力と前記第１及び第２の油圧アクチ
   ュエータの最大負荷圧力との差圧を検出する第１の差圧
   検出手段と、前記最大負荷圧力と前記第１の油圧アクチ
   ュエータの負荷圧力との差圧を検出する第２の差圧検出
   手段と、前記最大負荷圧力と前記第２の油圧アクチュエ
   ータの負荷圧力との差圧を検出する第３の差圧検出手段
   と、前記第１及び第２の流量制御弁手段の各々の前記第
   ２の弁手段に設けられた第３の制御圧力室と、前記第１
   及び第２の圧力検出手段の圧力信号、及び前記第１、第
   ２及び第３の差圧検出手段の差圧信号を入力し、前記第
   ２の弁手段の各々の制御量を演算し、その制御量に基づ
   く制御圧力を前記第２の弁手段のそれぞれの前記第３の
   制御圧力室に出力して前記第２の弁手段を制御する制御
   手段とを有し、前記制御手段は、前記第２の弁手段の各
   々につき、前記第３の制御圧力室に前記制御量に基づく
   制御圧力が導入される結果、該第２の弁手段により制御
   される前記第１の弁手段の入口圧力と出口圧力の差圧が
   、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記最大負荷圧力との差
   圧、前記最大負荷圧力とそれぞれの油圧アクチュエータ
   の自己負荷圧力との差圧、及び自己負荷圧力に対して、
   以下の式で表わされるように該第２の弁手段を制御し、 　ΔＰｚ＝α（Ｐｓ−Ｐ｜ｍａｘ） ＋β（Ｐ｜ｍａｘ−Ｐ｜）＋γＰ｜ 　ここでΔＰｚ：前記第１の弁手段の入口圧力と出口圧
   力との差圧 　Ｐｓ：前記油圧ポンプの吐出圧力 　Ｐ｜ｍａｘ：前記第１及び第２の油圧アクチュエータ
   の最大負荷圧力 　Ｐ｜：前記第１及び第２の油圧アクチュ エータのそれぞれの自己負荷圧力 　α，β，γ：第１、第２及び第３の定数 前記第１、第２及び第３の定数α，β，γを前記制御手
   段にそれぞれ所定の値として設定したことを特徴とする
   油圧駆動装置。
2. （２）　前記第１の定数αを、前記操作手段の操作量と
   前記第１の弁手段を通る流量の比例ゲインに対応して任
   意の正の値に設定したことを特徴とする請求項１記載の
   油圧駆動装置。
3. （３）　前記第２の定数βを、関連する油圧アクチュエ
   ータと他の油圧アクチュエータとの複合操作の調和に基
   づき任意の値に設定したことを特徴とする請求項１記載
   の油圧駆動装置。
4. （４）　前記第３の定数γを、関連する油圧アクチュエ
   ータの動作特性に基づき任意の値に設定したことを特徴
   とする請求項１記載の油圧駆動装置。
5. （５）　前記第２及び第３の定数β，γをそれぞれ零に
   設定したことを特徴とする請求項１記載の油圧駆動装置
   。
6. （６）　前記第２の弁手段は前記第３の制御圧力室に対
   向して開弁方向に作用するばねを有することを特徴とす
   る請求項１記載の油圧駆動装置。
7. （７）　前記第１及び第２の流量制御弁手段は、各々、
   前記主回路に接続された入口ポート及び出口ポートの連
   通を制御する弁体、この弁体の変位に対応して開度を変
   化させる可変絞り、及び前記入口ポートに前記可変絞り
   を介して連通し、前記弁体を閉弁方向に付勢する制御圧
   力を発生する背圧室を有するシート型の主弁と、前記主
   弁の背圧室と出口ポートとの間に接続されたパイロット
   回路とを有し、前記第１の弁手段は、前記パイロット回
   路に接続されパイロット回路を流れるパイロット流を制
   御するパイロット弁として配置され、前記第２の弁手段
   は、前記パイロット回路に接続され、前記パイロット弁
   の入口圧力と出口圧力の差圧を制御する補助弁として配
   置されていることを特徴とする請求項１記載の油圧駆動
   装置。
8. （８）　前記背圧室の制御圧力を受ける前記主弁弁体の
   受圧面積に対する前記入口ポートを介して前記油圧ポン
   プの吐出圧力を受ける主弁弁体の受圧面積の比をＫとす
   ると、前記第１の定数αはα≦Ｋの関係にあることを特
   徴とする請求項７記載の油圧駆動装置。
9. （９）　前記第１の弁手段は前記主回路にスプール型の
   主弁として配置されており、前記第２の弁手段は前記主
   回路の該主弁の上流側に補助弁として配置されているこ
   とを特徴とする請求項１記載の油圧駆動装置。
10. （１０）　少なくとも１つの油圧ポンプと、この油圧ポ
    ンプにそれぞれ主回路を介して接続され、該油圧ポンプ
    から吐出される圧油によって駆動される複数の油圧アク
    チュエータと、前記複数の油圧アクチュエータによって
    それぞれ駆動される、旋回体、ブーム、アーム及びバケ
    ットを含む複数の作業部材と、前記油圧ポンプと前記複
    数の油圧アクチュエータの間においてそれぞれの主回路
    に接続された複数の流量制御弁手段と、前記油圧ポンプ
    の吐出圧力を前記複数の油圧アクチュエータの最大負荷
    圧力よりも所定値だけ高い圧力に保持するポンプ制御手
    段とを有し、前記複数の流量制御弁手段は、各々、操作
    手段の操作量に応じて開度を変化させる第１の弁手段と
    、第１の弁手段に直列に接続され、該弁手段の入口圧力
    と出口圧力の差圧を制御する第２の弁手段とを有し、前
    記第２の弁手段は、前記第１の弁手段の入口圧力が閉方
    向に負荷されるように導入される第１の制御圧力室と、
    該第２の弁手段の出口圧力が開弁方向に負荷されるよう
    に導入される第２の制御圧力室と弁を有する油圧ショベ
    ルにおいて、 　前記複数の油圧アクチュエータの負荷圧力をそれぞれ
    検出する複数の圧力検出手段と、前記油圧ポンプの吐出
    圧力と前記複数の油圧アクチュエータの最大負荷圧力と
    の差圧を検出する第１の差圧検出手段と、前記最大負荷
    圧力と前記複数の油圧アクチュエータのそれぞれの負荷
    圧力との差圧を検出する複数の第２の差圧検出手段と、
    前記第１及び第２の流量制御弁手段の各々の前記第２の
    弁手段に設けられた第３の制御圧力室と、前記複数の圧
    力検出手段の圧力信号、前記第１及び第２の差圧検出手
    段の差圧信号を入力し、前記第２の弁手段の各々の制御
    量を演算し、その制御量に基づく制御圧力を前記第２の
    弁手段のそれぞれの前記第３の制御圧力室に出力して前
    記第２の弁手段を制御する制御手段とを有し、前記制御
    手段は、前記旋回体、ブーム、アーム及びバケットの少
    なくとも２つの作業部材に係わる流量制御弁手段の前記
    第２の弁手段の各々につき、前記第３の制御圧力室に前
    記制御量に基づく制御圧力が導入される結果、該第２の
    弁手段により制御される前記第１の弁手段の入口圧力と
    出口圧力の差圧が、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記最
    大負荷圧力との差圧、前記最大負荷圧力とそれぞれの油
    圧アクチュエータの自己負荷圧力との差圧、及び自己負
    荷圧力に対して、以下の式で表わされるように該第２の
    弁手段を制御し、 　ΔＰｚ＝α（Ｐｓ−Ｐ｜ｍａｘ） ＋β（Ｐ｜ｍａｘ−Ｐ｜）＋γＰ｜ ここでΔＰｚ：前記第１の弁手段の入口圧力と出口圧力
    との差圧 　Ｐｓ：前記油圧ポンプの吐出圧力 　Ｐ｜ｍａｘ：前記複数の油圧アクチュエータの最大負
    荷圧力 　Ｐ｜：前記複数の油圧アクチュエータの それぞれの自己負荷圧力 　α，β，γ：第１、第２及び第３の定数 前記第１、第２及び第３の定数α，β，γを前記制御手
    段にそれぞれ所定の値として設定したことを特徴とする
    油圧ショベル。
11. （１１）　前記制御手段は、前記ブーム用油圧アクチュ
    エータのボトム側に係わる流量制御弁手段につき、前記
    第２の定数βを比較的大きな正の値に設定したことを特
    徴とする請求項１０記載の油圧ショベル。
12. （１２）　前記制御手段は、前記アーム用油圧アクチュ
    エータのボトム側に係わる流量制御弁手段につき、前記
    第２の定数βを比較的小さな正の値に設定したことを特
    徴とする請求項１０記載の油圧ショベル。
13. （１３）　前記制御手段は、前記バケット用油圧アクチ
    ュエータのボトム側に係わる流量制御弁手段につき、前
    記第２の定数βを比較的小さな負の値に設定したことを
    特徴とする請求項１０記載の油圧ショベル。
14. （１４）　前記制御手段は、前記旋回体用油圧アクチュ
    エータに係わる流量制御弁手段につき、前記第３の定数
    γを比較的小さな負の値に設定したことを特徴とする請
    求項１０記載の油圧ショベル。
15. （１５）　前記制御手段は、前記バケット用油圧アクチ
    ュエータのボトム側に係わる流量制御弁手段につき、前
    記第３の定数γを比較的小さな正の値に設定したことを
    特徴とする請求項１０記載の油圧ショベル。
16. （１６）　前記制御手段は、前記ブーム及びアーム用油
    圧アクチュエータのロッド側に係わる流量制御弁につき
    、それぞれ前記第２及び第３の定数β，γを零に設定し
    たことを特徴とする請求項１０記載の油圧ショベル。