專利名稱：工程機械的液壓驅動裝置的制作方法
技術領域：
本發(fā)明涉及液壓挖掘機等具有行駛馬達的工程機械的液壓驅動裝置，尤其涉及能夠提高液壓式小型挖掘機行駛時的能量轉換效率的工程機械的液壓驅動裝置。
背景技術：
以使液壓泵(主泵)的噴出壓只比多個執(zhí)行機構的最高負載壓高出目標壓差的方式控制液壓泵的噴出流量的液壓驅動裝置被稱為負載傳感系統(tǒng)。在該負載傳感系統(tǒng)中，分別借助壓力補償閥將多個流量控制閥的前后壓差保持在規(guī)定壓差，在同時驅動多個執(zhí)行機構的復合操作時不論負載壓的大小是多少都能夠以與流量控制閥的開口面積相應的比例供給液壓油。 在這種負載傳感系統(tǒng)中，以將液壓泵的噴出壓和多個執(zhí)行機構的最高負載壓的壓差(以下稱為壓差PLS)導入壓力補償閥，根據(jù)壓差PLS設定壓力補償閥的各目標補償壓差，將流量控制閥的前后壓差保持在該壓差PLS的方式進行控制，由此在同時驅動多個執(zhí)行機構的復合動作時，當變?yōu)橐簤罕玫膰姵隽髁坎蛔愕娘柡蜖顟B(tài)時，相應于飽和的程度而壓差PLS降低，壓力補償閥的目標補償壓差即流量控制閥的前后壓差變小，因此能夠將液壓泵的噴出流量再分配成各執(zhí)行機構所要求的流量的比。在這種負載傳感系統(tǒng)中，在專利文獻I中，設置有將液壓泵的噴出壓和多個執(zhí)行機構的最高負載壓的壓差PLS作為絕對壓而輸出的壓差減壓閥，將該壓差減壓閥的輸出壓導入多個壓力補償閥，設定各自的目標補償壓差。此外，設置有將依賴于驅動液壓泵的發(fā)動機的轉速的壓力作為絕對壓而輸出的壓差減壓閥，將該壓差減壓閥的輸出壓導入負載傳感控制調節(jié)器，將負載傳感控制的目標壓差設定為依賴于發(fā)動機的轉速的可變值。專利文獻I :日本特開第2001-193705號公報

發(fā)明內(nèi)容
在以往的負載傳感系統(tǒng)中以如下方式進行控制，即不論驅動的執(zhí)行機構的種類是哪種，都以液壓泵的噴出壓力相對于執(zhí)行機構的最高負載壓只高出相同的目標壓差的方式控制液壓泵噴出流量，將液壓泵的噴出壓和最高負載壓的壓差PLS導入壓力補償閥，使流量控制閥的前后壓差保持在相同的壓差PLS。該流量控制閥的前后壓差PLS的保持是為了在復雜的復合操作時將與流量控制閥的開口面積比相應的流量分配至負載壓不同的各執(zhí)行機構而需要的。但是，在執(zhí)行機構是行駛馬達的情況下，在行駛動作時該壓差PLS成為能量的損耗。S卩，在比較行駛馬達所需的最大流量和動臂液壓缸、斗桿液壓缸等其他執(zhí)行機構所需的最大流量時，行駛馬達的最大流量少于其他執(zhí)行機構的最大流量。以往，將全部流量控制閥的前后壓差控制成相同，因此為了使行駛馬達所需的最大流量少于其他的執(zhí)行機構所需的最大流量，將行駛用的流量控制閥的最大開口面積設定為小于其他執(zhí)行機構的流量控制閥的最大開口面積。在該情況下，在行駛以外的執(zhí)行機構工作時，由于最大開口面積較大，因此能夠以較少的壓損經(jīng)由流量控制閥向執(zhí)行機構供給所需的最大流量，能夠得到所需的執(zhí)行機構速度。此外，通過基于壓力補償閥的流量控制閥的前后壓差的控制，能夠在復合操作時將與流量控制閥的開口面積比相應的流量分配至負載壓不同的各執(zhí)行機構，能夠進行順利的作業(yè)。但是，在行駛動作時，由于流量控制閥的最大開口面積小于其他的執(zhí)行機構的流量控制閥的最大開口面積，因此在經(jīng)由流量控制閥向行駛馬達供給液壓油時，與最大開口面積變小的部分相對應地，流量控制閥的內(nèi)部壓損增加，能量損耗增加。本發(fā)明的目的在于提供一種工程機械的液壓驅動裝置，其中在行駛以外的執(zhí)行機構工作時，能夠與以往相同地供給所需的最大流量從而得到所需的執(zhí)行機構速度，并且能夠在復合操作時將與流量控制閥的開口面積比相應的流量分配至負載壓不同的各執(zhí)行機構，并且在行駛動作時降低能量的損耗，能夠實現(xiàn)能量轉換效率的提高。(I)本發(fā)明為一種工程機械的液壓驅動裝置，為解決上述課題，包括發(fā)動機；由該發(fā)動機驅動的可變?nèi)萘啃偷闹鞅?；多個執(zhí)行機構，其包括由從主泵噴出的液壓油驅動的行駛用液壓馬達；多個流量控制閥，其包括對從所述主泵向所述多個執(zhí)行機構供給的液壓 油的流量進行控制的行駛用的流量控制閥；多個壓力補償閥，其分別控制所述多個流量控制閥的前后壓差；以及泵控制裝置，其以使所述主泵的噴出壓只比所述多個執(zhí)行機構的最高負載壓高出目標壓差的方式對主泵的排油容積進行負載傳感控制，所述多個壓力補償閥以將所述流量控制閥的前后壓差保持在所述主泵的噴出壓和所述多個執(zhí)行機構的最高負載壓的壓差的方式控制各流量控制閥的前后壓差，該工程機械的液壓驅動裝置還包括行駛檢測裝置，其檢測是否處于所述行駛馬達被驅動的行駛動作時；以及設定變更裝置，其基于所述行駛檢測裝置的檢測結果，在不是所述行駛動作時將所述負載傳感控制的目標壓差設定為第一規(guī)定值，在所述行駛動作時將所述負載傳感控制的目標壓差設定為小于所述第一規(guī)定值的第二規(guī)定值。如上所述設置行駛檢測裝置和設定變更裝置，在不是行駛動作時將負載傳感控制的目標壓差設定為第一規(guī)定值，在行駛動作時將負載傳感控制的目標壓差設定為小于第一規(guī)定值的第二規(guī)定值，由此在行駛以外的執(zhí)行機構工作時，將第一規(guī)定值設定為負載傳感控制的目標壓差，能夠與以往相同地供給所需的最大流量而得到所需的執(zhí)行機構速度，并且通過基于壓力補償閥的流量控制閥的前后壓差的控制，能夠在復合操作時將與流量控制閥的開口面積比相應的流量分配至負載壓不同的各執(zhí)行機構。此外，在行駛動作時，將小于第一規(guī)定值的第二規(guī)定值設定為負載傳感控制的目標壓差，因此與此相應地由壓力補償閥控制的行駛用的流量控制閥的前后壓差也變小，流量控制閥的內(nèi)部壓損減少。其結果是，減少能量損耗，能夠實現(xiàn)能量轉換效率的提高。(2)在上述(I)中，優(yōu)選是，所述設定變更裝置具有在不是所述行駛動作時生成與所述第一規(guī)定值相對應的第一絕對壓并將其作為信號壓力輸出，在所述行駛動作時生成與所述第二規(guī)定值相對應的第二絕對壓并將其作為信號壓力輸出的信號壓力生成裝置，所述泵控制裝置將所述信號壓力生成裝置輸出的所述信號壓力設定為所述負載傳感控制的目標壓差，控制所述主泵的排油容積。由此能夠液壓式地構成泵控制裝置，能夠廉價地構成泵控制裝置。(3)在上述(2)中，優(yōu)選是，所述信號壓力生成裝置包括壓差減壓閥，其將依賴于驅動所述主泵的所述發(fā)動機的轉速的壓力作為所述第一絕對壓生成并輸出；減壓裝置，其將先導液壓源的壓力進行減壓而生成并輸出所述第二絕對壓；以及切換裝置，其以在不是所述行駛動作時將所述第一絕對壓作為所述信號壓力而輸出，在所述行駛動作時將所述第二絕對壓作為所述信號壓力而輸出的方式進行切換。由此能夠液壓式地構成整個信號壓力生成裝置，能夠廉價地構成信號壓力生成裝置。(4)在上述(3)中，優(yōu)選是，所述減壓裝置是將所述先導液壓源的壓力進行減壓而生成并輸出所述第二絕對壓的減壓閥。由此能夠使用廉價的液壓部件即減壓閥構成減壓裝置。(5)在上述(3)中，還優(yōu)選是，所述減壓裝置是將所述先導液壓源的壓力進行減壓而生成并輸出所述第二絕對壓的先導動作形減壓閥。 由此能夠使行駛操作開始時的行駛操作開始時的負載傳感控制的目標壓差的減少變緩慢，提高行駛操作性。(6)在上述(3)中，更優(yōu)選是，所述減壓裝置是包括可變節(jié)流部件，并將所述先導液壓源的壓力進行分壓而生成并輸出所述第二絕對壓的分壓回路。由此能夠通過變更可變節(jié)流部件的節(jié)流直徑來自由地調整第二絕對壓，能夠增加設計的自由度。(7)在上述(2)中，還優(yōu)選是，所述信號壓力生成裝置包括先導泵，其由所述發(fā)動機驅動；流量檢測閥，其設置在所述先導泵的噴出油所通過的油路上，并且根據(jù)通過流量使前后壓差變化；以及壓差減壓閥，其將所述流量檢測閥的前后壓差作為所述第一絕對壓生成并輸出，所述流量檢測閥具有在所述行駛動作時被導入控制壓力從而向打開所述流量檢測機構的可變節(jié)流部的方向作用的受壓部，所述壓差減壓閥在不是所述行駛動作時，將未向所述受壓部導入所述控制壓的所述流量檢測閥的前后壓差作為所述第一絕對壓生成并輸出，在所述行駛動作時，將向所述受壓部導入了所述控制壓的所述流量檢測閥的前后壓差作為所述第二絕對壓生成并輸出。由此只是通過向流量檢測閥導入控制壓力就能夠從第一絕對壓切換至第二絕對壓，因此能夠以較少的部件件數(shù)構成信號壓力生成裝置。(8)在上述(2)中，還優(yōu)選是，所述信號壓力生成裝置包括控制裝置，其輸入所述行駛檢測裝置的檢測信號，根據(jù)該檢測信號判斷是否處于所述行駛動作時，并在所述行駛動作時輸出控制用的電信號；以及電磁比例減壓閥，其在未從所述控制裝置輸出所述控制用的電信號時生成并輸出所述第一絕對壓，在從所述控制裝置輸出了所述控制用的電信號時生成并輸出所述第二絕對壓。由此能夠通過控制裝置的運算處理任意地變更控制用的電信號，能夠自由地調整第二絕對壓。根據(jù)本發(fā)明，在行駛以外的執(zhí)行機構工作時，能夠與以往相同地供給所需的最大流量從而得到所需的執(zhí)行機構速度，并且能夠在復合操作時將與流量控制閥的開口面積比相應的流量分配至負載壓不同的各執(zhí)行機構，并且能夠在行駛動作時減少能量的損耗，提高能量轉換效率。


圖I是表示本發(fā)明第一實施方式的工程機械的液壓驅動裝置的結構的圖，是表示液壓驅動裝置的控制閥以外的部分的圖。圖2是表示本發(fā)明第一實施方式的工程機械的液壓驅動裝置的結構的圖，是表示液壓驅動裝置的控制閥部分的圖。圖3是表示液壓挖掘機的外觀的圖。圖4是表示對向行駛馬達供給的液壓油的流量進行控制的行駛用的閥部件中的流量控制閥的開口面積特性的圖。圖5是表示行駛用的操作桿裝置操作時的控制先導壓(行駛先導壓)和目標LS壓差的變化之間的關系的圖。 圖6是表示本發(fā)明第二實施方式的工程機械的液壓驅動裝置的結構的、與圖I相同的圖。圖7是表示本發(fā)明第三實施方式的工程機械的液壓驅動裝置的結構的、與圖I相同的圖。圖8是表示本發(fā)明第四實施方式的工程機械的液壓驅動裝置的結構的、與圖I相同的圖。圖9是表示行駛用的操作桿裝置中立時(行駛用遙控閥中立時)和行駛用的操作桿裝置操作時(行駛遙控閥操作時)的目標LS壓差的變化的圖。圖10是表示本發(fā)明第五實施方式的工程機械的液壓驅動裝置的結構的、與圖I相同的圖。
具體實施例方式以下，按照附圖來說明本發(fā)明實施方式。<第一實施方式>圖I及圖2表示本發(fā)明第一實施方式的工程機械的液壓驅動裝置的結構。圖I是表示液壓驅動裝置的控制閥以外的部分的圖，圖2是表示液壓驅動裝置的控制閥部分的圖，由帶圈數(shù)字1、2及3表示兩者的連接關系。本實施例的液壓驅動裝置包括發(fā)動機I ;由發(fā)動機I驅動的主要的液壓泵(以下稱為主泵)2 ;與主泵2連動且由發(fā)動機I驅動的先導泵3 ;由從主泵2噴出的液壓油驅動的多個執(zhí)行機構5、6、7、8、9、10、11、12 ;以及控制閥4。本實施方式的工程機械例如是液壓挖掘機，執(zhí)行機構5是液壓挖掘機的旋轉馬達，執(zhí)行機構6、8是左右的行駛馬達，執(zhí)行機構7是鏟板液壓缸，執(zhí)行機構9是擺動液壓缸，執(zhí)行機構10、11、12分別是動臂液壓缸、斗桿液壓缸、鏟斗液壓缸?？刂崎y4包括與主泵2的供給油路2a連接，且分別對從主泵2向各執(zhí)行機構供給的液壓油的方向和流量進行控制的多個閥部件13、14、15、16、17、18、19、20 ;選擇多個執(zhí)行機構5、6、7、8、9、10、11、12的負載壓中最高的負載壓(以下，稱為最高負載壓)PLmax并向信號油路21輸出的多個梭閥22a、22b、22c、22d、22e、22f、22g ;設置在主泵2的供給油路2a上，且限制主泵2的最高噴出壓(最高泵壓)的主溢流閥23 ;將主泵2的噴出壓(泵壓)Pd和最高負載壓PLmax的壓差PLS作為絕對壓而輸出的壓差減壓閥24 ;以及在泵壓Pd和最高負載壓PLmax的壓差PLS超過通過彈簧25a而設定的某恒定值時使主泵2的噴出流量的一部分回到油箱T，從而將壓差PLS保持在通過彈簧25a而設定的恒定值以下的卸荷閥25。卸荷閥25及主溢流閥23的出口側在控制閥2內(nèi)與油箱油路29連接，從而與油箱T連接。閥部件13由流量控制閥(主滑閥)26a和壓力補償閥27a構成，閥部件14由流量控制閥(主滑閥)26b和壓力補償閥27b構成，閥部件15由流量控制閥(主滑閥)26c和壓力補償閥27c構成，閥部件16由流量控制閥(主滑閥)26d和壓力補償閥27d構成，閥部件17由流量控制閥(主滑閥)26e和壓力補償閥27e構成，閥部件18由流量控制閥(主滑閥)26f和壓力補償閥27f構成，閥部件19由流量控制閥(主滑閥)26g和壓力補償閥27g構成，閥部件20由流量控制閥(主滑閥)26h和壓力補償閥27h構成。流量控制閥26a 26h分別控制從主泵2向各執(zhí)行機構5 12供給的液壓油的方向和流量，壓力補償閥27a 27h分別控制流量控制閥26a 26h的前后壓差。壓力補償閥27a 27h具有目標壓差設定用的開閥側受壓部28a、28b、28c、28d、 28e、28f、28g、28h，向該受壓部28a 28h導入壓差減壓閥24的輸出壓，根據(jù)液壓泵壓Pd和最高負載壓PLmax的壓差PLS的絕對壓(以下稱為絕對壓PLS)設定目標補償壓差。這樣將流量控制閥26a 26h的前后壓差控制成相同的壓差PLS的值，由此壓力補償閥27a 27h進行控制以使流量控制閥26a 26h的前后壓差等于液壓泵壓Pd和最高負載壓PLmax的壓差PLS。由此在同時驅動多個執(zhí)行機構的復合操作時，不論執(zhí)行機構5 12的負載壓的大小是多少，都能夠根據(jù)流量控制閥26a 26h的開口面積比而分配主泵2的噴出流量，確保復合操作性。此外，在變?yōu)橹鞅?的噴出流量未滿足要求流量的飽和狀態(tài)時，壓差PLS根據(jù)供給不足的程度而降低，相應地壓力補償閥27a 27h所控制的流量控制閥26a 26h的前后壓差以相同的比例降低從而流量控制閥26a 26h的通過流量以相同的比例減少，因此在該情況下也能夠根據(jù)流量控制閥26a 26h的開口面積比而分配主泵2噴出流量，確保復合操作性。此外，液壓驅動裝置包括與先導泵3的供給油路3a連接，并根據(jù)先導泵3的噴出流量而輸出絕對壓的發(fā)動機轉速檢測閥裝置30 ;與發(fā)動機轉速檢測閥裝置30的下游側連接，并具有使先導油路31的壓力保持一定的先導溢流閥32的先導液壓源33 ；以及與先導油路31連接，并具有遙控閥的操作桿裝置34a、34b、34c、34d、34e、34f、34g、34h，其中該先遙控閥用于生成用于將先導液壓源32的液壓作為元壓而操作流量控制閥26a 26h的控制先導壓 a、b、C、d、e、f、g、h、i、j、k、I、m、η、O、P。發(fā)動機轉速檢測閥裝置30包括將先導泵3的供給油路3a連接至先導油路31的油路30e、設置在該油路30e上的節(jié)流部件(固定節(jié)流孔)30f、與油路30e及節(jié)流部件30f并聯(lián)地連接的流量檢測閥30a、以及壓差減壓閥30b。流量檢測閥30a的輸入側與先導泵3的供給油路3a連接，流量檢測閥30a的輸出側與先導油路31連接。流量檢測閥30a具有隨著通過流量增大而增大開口面積的可變節(jié)流部30c，先導泵3的噴出油通過節(jié)流部件30f及流量檢測閥30a的可變節(jié)流部30c雙方而向先導油路31側流動。此時，在節(jié)流部件30f和流量檢測閥30a的可變節(jié)流部30c產(chǎn)生隨著通過流量增加而變大的前后壓差，壓差減壓閥30b將該前后壓差作為絕對壓Pa而輸出。先導泵3的噴出流量根據(jù)發(fā)動機I的轉速而變化，因此通過檢測節(jié)流部件30f及可變節(jié)流部30c的前后壓差，能夠檢測先導泵3的噴出流量，從而能夠檢測發(fā)動機I的轉速。此外，可變節(jié)流部30c隨著通過流量增大(隨著前后壓差變高)而增大開口面積，由此隨著通過流量增大而前后壓差的上升程度變緩慢。主泵2是可變?nèi)萘啃偷囊簤罕?，具有用于控制其傾轉角(容量)的泵控制裝置35。泵控制裝置35具有馬力控制傾轉執(zhí)行機構35a、LS控制閥35b及LS控制傾轉執(zhí)行機構35c。馬力控制傾轉執(zhí)行機構35a以在主泵2的噴出壓變高時減小主泵2的傾轉角，使主泵2的輸入轉矩不超過預先設定的最大轉矩的方式進行限制，由此限制主泵2的消耗馬力，防止由于過載引起的發(fā)動機I的停止(發(fā)動機失速)。LS控制閥35b具有相對的受壓部35d、35e，將由發(fā)動機轉速檢測閥裝置30的壓差減壓閥30b生成的絕對壓Pa (第一規(guī)定值)作為負載傳感控制的目標壓差(目標LS壓差)經(jīng)由油路40向受壓部35d導入，向受壓部35e導入由壓差減壓閥24生成的絕對壓PLS，若絕對壓PLS高于絕對壓Pa (PLS > Pa)，則將先導液壓源33的壓力導入LS控制傾轉執(zhí)行機構35c來減小主泵2的傾轉角，若絕對壓PLS低于絕對壓Pa (PLS < Pa)，則將LS控制傾轉執(zhí)行機構35c連通至油箱T來增加主泵2的傾轉角，由此將主泵2的傾轉量(排油容積)控 制成主泵2的噴出壓Pd只比最高負載壓PLmax高出絕對壓Pa(目標壓差)。控制閥35b及LS控制傾轉執(zhí)行機構35c構成以使主泵2的噴出壓Pd只比多個執(zhí)行機構5、6、7、8、9、10、11、12的最高負載壓PLmax高出負載傳感控制的目標壓差部分的方式控制主泵2的傾轉的負載傳感方式的泵控制機構。這里，絕對壓Pa是根據(jù)發(fā)動機轉速而變化的值，因此通過將絕對壓Pa用作負載傳感控制的目標壓差，根據(jù)主泵2的噴出壓Pd和最高負載壓PLmax的壓差的絕對壓PLS設定壓力補償閥27a 27h的目標補償壓差，能夠實現(xiàn)與發(fā)動機轉速相應的執(zhí)行機構速度的控制。此外，如上所述發(fā)動機轉速檢測閥裝置30的流量檢測閥30a的可變節(jié)流部30c構成為隨著通過流量增大而前后壓差的上升程度變緩慢，由此能夠謀求與發(fā)動機轉速相應的飽和現(xiàn)象的改善，能夠在較低地設定發(fā)動機轉速的情況下得到良好的微操作性。卸荷閥25的彈簧25a的設定壓設定為高于發(fā)動機I處于額定最高轉速時的由發(fā)動機轉速檢測閥裝置30的壓差減壓閥30b生成的絕對壓Pa(負載傳感控制的目標壓差)。此外，本實施例的液壓驅動裝置的特征性的結構為，包括切換閥39，其設置在將從壓差減壓閥30b輸出的絕對壓Pa作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入的油路40上；及減壓閥42，其設置在將先導液壓源33連接至切換閥39的油路41上，并將先導液壓源33的液壓油進行減壓而輸出絕對壓Pa’ (低于第一規(guī)定值的第二規(guī)定值)，通過切換閥39的切換，選擇性地形成將由壓差減壓閥30b生成的絕對壓Pa作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入的第一液壓回路、和將先導液壓源33的液壓油經(jīng)由減壓閥42而生成的絕對壓Pa’作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入的第二液壓回路這兩條回路。此外，液壓驅動裝置具有設置在行駛用的操作桿裝置34b、34d的遙控閥34bl、34b2及34dl、34d2的噴出端口，并將由行駛操作用遙控閥34bl、34b2及34dl、34d2生成的控制先導壓c、d、g、h中最高的壓力作為行駛信號壓向信號油路38輸出的組合為競爭形的梭閥37a、37b、37c，從梭閥37a、37b、37c輸出的行駛信號壓經(jīng)由油路38被導入切換閥39的受壓部39a。切換閥39具有位置I和位置II兩個切換位置，在行駛操作用的操作桿裝置34b、34d都未被操作，未向受壓部39a導入行駛信號壓時位于位置I。在該位置I形成第一液壓回路，由壓差減壓閥30b生成的絕對壓Pa作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入。若操作行駛操作用的操作桿裝置34b、34d，向受壓部39a導入行駛信號壓，則切換閥39從位置I切換至位置II。在位置II形成第二液壓回路，先導液壓源33的液壓油經(jīng)由減壓閥42而生成的絕對壓Pa’作為目標LS壓差向控制閥35b的受壓部35d導入。圖3表示液壓挖掘機的外觀。在圖3中，液壓挖掘機具有上部旋轉體300、下部行駛體301、及擺動式的前作業(yè)機302，前作業(yè)機302由動臂306、斗桿307、鏟斗308構成。上部旋轉體300能夠通過旋轉馬達5的旋轉而相對于下部行駛體301旋轉。在上部旋轉體300的前部安裝有搖柱303，在該搖柱303上能夠上下動作地安裝有前作業(yè)機302。搖柱303能夠借助動液壓缸9的伸縮而相對于上部旋轉體300在水平方向轉動，前作業(yè)機302的動臂306、斗桿307、鏟斗308能夠借助動臂液壓缸10、斗桿液壓缸11、鏟斗液壓缸12的伸縮而在上下方向轉動。下部行駛體301具有中央架304，在該中央架304上安裝有借助鏟板液壓缸7的伸縮而進行上下動作的鏟板305。下部行駛體301通過借助行駛馬達6、8的旋轉而驅動左右的履帶310、311從而 進行行駛。上部旋轉體300具有駕駛室312，在駕駛室312內(nèi)設有行駛用的操作桿裝置34b、34d(在圖3中只圖示單側)；旋轉用、動臂用、斗桿用、鏟斗用的操作桿裝置34a、34f 34h (在圖3中只圖示一部分)；鏟板用的操作桿裝置34c (在圖3中未圖示)；以及擺動用的操作桿裝置34e (在圖3中未圖示)。圖4表示對向行駛馬達6、8供給的液壓油的流量進行控制的行駛用的閥部件14、16中的流量控制閥26b、26d的開口面積特性。圖中，Ma是本實施方式中的流量控制閥26b、26d的開口面積特性，Mb是以往的開口面積特性。在本實施方式中，在操作了行駛用的操作桿裝置34b、34d的行駛時，如后所述，行駛用的壓力補償閥27b、27d的目標補償壓差從壓力Pa降低至Pa’，流量控制閥26b、26d的前后壓差同樣地減少，在該情況下向行駛馬達6、8供給的液壓油的流量比以往減少。因此，為了與以往相同地確保向行駛馬達6、8供給的液壓油的流量，與目標補償壓差(前后壓差)減少的部分相對應地，較大地設定流量控制閥26b、26d的開口面積。即，若將本實施方式中的流量控制閥26b、26d的開口面積記作Aa，將作為比較例的以往的流量控制閥的開口面積記作Ab，將行駛所需的流量記作Qt，則具有如下關系Qt = cAa V (2Pa，/ P ) = cAb V (2Pa/ P )c :流量系數(shù)P :工作油的密度能夠得到如下關系Aa = Ab V (Pa/Pa，)因此，需要使本實施方式中的流量控制閥26b、26d的開口面積Aa為以往的流量控制閥的開口面積Ab的V (Pa/Pa’)倍，流量控制閥26b、26d被設定為這樣的開口面積特性。此外，也可以代替增加行駛用的流量控制閥26b、26d的開口面積，而在以往的流量控制閥上平行配置輔助的流量控制閥，使合計的通過流量與以往的流量控制閥的通過流量相同。此外，在可以使向行駛馬達6、8供給的液壓油的流量與以往不同的情況下，為了得到需要的流量只要設定行駛用的流量控制閥26b、26d的開口面積即可。
以上，梭閥37a、37b、37c構成檢測是否處于驅動行駛馬達6、8的行駛動作時的行駛檢測裝置，包含流量檢測閥30a及壓差減壓閥30b的發(fā)動機轉速檢測閥裝置30、切換閥39、減壓閥42、及LS控制閥35b的受壓部35d構成如下設定變更裝置根據(jù)該行駛檢測裝置的檢測結果，在不是行駛動作時將負載傳感控制的目標壓差設定為第一規(guī)定值(絕對壓Pa)，在行駛動作時將負載傳感控制的目標壓差設定為小于第一規(guī)定值的第二規(guī)定值(絕對壓Pa’ )。此外，包含流量檢測閥30a及壓差減壓閥30b的發(fā)動機轉速檢測閥裝置30、切換閥39、及減壓閥42構成在不是行駛動作時生成與第一規(guī)定值相對應的第一絕對壓(絕對壓Pa)并將其作為信號壓力而輸出，在行駛動作時生成與第二規(guī)定值相對應的第二絕對壓(絕對壓Pa’ )并將其作為信號壓力而輸出的信號壓力生成裝置，泵控制裝置35將信號壓力生成裝置所輸出的信號壓力設定為負載傳感控制的目標壓差，控制主泵2的排油容積。另外，減壓閥42構成將先導液壓源33的壓力進行減壓而生成并輸出第二絕對壓(絕對壓Pa’)的減壓裝置，切換閥39構成以在不是行駛動作時將第一絕對壓(絕對壓Pa)作為信號壓力輸出，在行駛動作時將第二絕對壓(絕對壓Pa’)作為所述信號壓力輸出的方 式進行切換的切換裝置。 說明如上所述地構成的本實施方式的動作。在液壓挖掘機的行駛以外的動作，例如意圖抬升動臂而將動臂用的操作桿裝置34f的操作桿向圖示左方操作從而使遙控閥動作的情況下，基于先導液壓源33的液壓油而生成控制先導壓k，該控制先導壓k被導入流量控制閥26f的圖示左端側的受壓部，流量控制閥26f切換至圖示左側的位置。此時，由于行駛操作用的操作桿裝置34b、34d未被操作，因此切換閥39位于位置I，形成第一液壓回路，將由壓差減壓閥30b生成的絕對壓Pa作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入。由此主泵2的傾轉量(排油容積)被控制成主泵2的噴出壓Pd只比最高負載壓PLmax高出絕對壓Pa(目標LS壓差)，從主泵2噴出的液壓油經(jīng)由如上所述地被切換的流量控制閥26f向執(zhí)行機構10(動臂液壓缸)的底部側供給，動臂306(圖3)向抬升方向動作。此外，此時動臂用的壓力補償閥27f的目標補償壓差根據(jù)壓差減壓閥24的輸出壓即絕對壓PLS而設定。該絕對壓PLS在主泵的噴出流量未處于不足狀態(tài)(未飽和)的情況下，等于目標LS壓差即絕對壓Pa(絕對壓PLS = Pa)。由此動臂用的流量控制閥26f的前后壓差被保持在絕對壓PLS ( = Pa)，向動臂液壓缸10的底部側供給與流量控制閥26f的開口面積相應的規(guī)定的流量。此外，在意圖進行如動臂抬升和斗桿回收的復合操作那樣的、液壓挖掘機的行駛以外的動作且同時驅動多個執(zhí)行機構的復合操作而操作了多個操作桿裝置的情況下，可能產(chǎn)生主泵的噴出流量不足的狀態(tài)(飽和)。在產(chǎn)生了主泵的噴出流量不足的狀態(tài)的情況下，主泵2的噴出壓力稍微降低，因此壓差減壓閥24的輸出壓即絕對壓PLS變得低于作為目標LS壓差的絕對壓Pa(絕對壓PLS < Pa)，在與復合操作有關的全部壓力補償閥(例如動臂用的壓力補償閥27f和斗桿用的壓力補償閥27g)中產(chǎn)生由于該絕對壓PLS的降低導致的目標補償壓差的降低，因此能夠保持與多個流量控制閥(例如動臂用的流量控制閥26f和斗桿用的流量控制閥26g)的開口面積比相應的流量比，進行與操作桿裝置的桿操作量比例相應的順利的復合操作。另一方面，在例如意圖進行液壓挖掘機的行駛前進而將行駛用的操作桿裝置34b、34d的操作桿向圖示右方操作從而使遙控閥34b2、34d2動作的情況下，基于先導液壓源33的液壓油而生成控制先導壓d、h，該控制先導壓d、h被導入流量控制閥26b、26d的圖示右端側的受壓部，流量控制閥26b、26d切換至圖示右側的位置。與此同時，遙控閥34b2、34d2的控制先導壓d、h被導入組合成競爭形的梭閥37a、37b、37c,控制先導壓d、h中最高的壓力經(jīng)由油路38而作為行駛信號壓向切換閥39的受壓部39a導入，切換閥39從位置I切換至位置II。由此油路40關閉而油路41連通，形成第二液壓回路，將由減壓閥42使先導液壓源33的液壓油進行減壓而生成的絕對壓Pa’作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入。由減壓閥42生成的絕對壓Pa’被設定為比由壓差減壓閥30b生成的絕對壓Pa低的壓力，其結果是，負載傳感控制的目標壓差(目標LS壓差)從絕對壓Pa降低至絕對壓 Pa，。圖5表示上述情況下的控制先導壓d、h (行駛先導壓)和目標LS壓差的變化之間的關系。圖中，帶圈數(shù)字I為行駛用的操作桿裝置中立時(行駛用遙控閥中立時)，帶圈數(shù)字2為行駛用的操作桿裝置操作時(行駛用遙控閥操作時)。在遙控閥中立時，行駛先導壓處于與油箱壓力相當?shù)腜O，目標LS壓差處于由壓差減壓閥30b生成的絕對壓Pa。絕對壓 Pa例如為2MPa左右。在遙控閥操作時，行駛先導壓從PO上升至Pl，與此同時目標LS壓差從絕對壓Pa降低至減壓閥42的輸出壓即絕對壓Pa’。在將遙控閥最大限度操作的情況下，行駛先導壓Pl為例如4MPa左右，絕對壓Pa’為例如O. 7MPa左右。在負載傳感控制的目標壓差降低至絕對壓Pa’的情況下，與負載傳感控制的目標壓差為絕對壓Pa的情況相比，LS控制閥35b稍微打開，先導液壓源33的壓力被略多地導入LS控制傾轉執(zhí)行機構35c，主泵2的傾轉角減小，主泵2的噴出流量減少。通過使主泵2的噴出流量減少，主泵2的噴出壓力變得稍低，主泵2的噴出壓Pd和最高負載壓PLmax的壓差降低至與目標LS壓差相對應的絕對壓Pa’。從主泵2噴出的液壓油經(jīng)由如上所述地被切換的流量控制閥26b、26d而向行駛馬達6、8供給，驅動下部行駛體301的履帶310、311(圖3)從而進行行駛。此外，此時行駛用的壓力補償閥27b、27d的目標補償壓差根據(jù)壓差減壓閥24的輸出壓即絕對壓PLS而設定，在執(zhí)行機構是行駛馬達6、8的情況下，通常主泵的噴出流量不會成為不足狀態(tài)(未飽和)，因此絕對壓PLS變?yōu)榈扔谀繕薒S壓差即絕對壓Pa’ (絕對壓PLS = Pa’)，行駛用的流量控制閥26b、26d的前后壓差被保持在絕對壓PLS( = Pa’)，向行駛馬達6、8供給與流量控制閥26b、26d的開口面積相應的規(guī)定的流量。由此保持與行駛用的流量控制閥26b、26d的開口面積比(在意圖行駛前進時為I : I的開口面積比)相應的流量比，無論行駛負載壓的變動如何，都能夠進行穩(wěn)定的前進行駛。此外，由于行駛用的流量控制閥26b、26d的前后壓差降低至絕對壓Pa’，因此控制閥4的內(nèi)部壓損減少，行駛動作時的能量損耗改善。在意圖進行液壓挖掘機的行駛旋轉從而改變行駛用的操作桿裝置34b、34d的操作桿的操作量而進行操作的情況下，以及在意圖進行液壓挖掘機的行駛后退而將行駛用的操作桿裝置34b、34d的操作桿向圖示右方操作的情況下，與意圖行駛前進而操作了行駛用的操作桿裝置34b、34d的操作桿的情況相同，絕對壓PLS從Pa向Pa’降低，行駛用的流量控制閥26b、26d的前后壓差降低至絕對壓Pa’，以該降低后的流量控制閥26b、26d的前后壓差向行駛馬達6、8供給液壓油，能夠進行意圖的行駛。此外，由于行駛用的流量控制閥26b、26d的前后壓差降低至絕對壓Pa’，因此控制閥4的內(nèi)部壓損減少，行駛動作時的能量損耗改善。如上所述根據(jù)本實施方式，在行駛以外的執(zhí)行機構工作時，絕對壓Pa被設定為負載傳感控制的目標壓差，因此能夠與以往相同地供給所需的最大流量從而得到所需的執(zhí)行機構速度，并且通過基于壓力補償閥27a、27c、27e 27h的流量控制閥26a、26c、26e 26h的前后壓差的控制，能夠在復合操作時將與流量控制閥的開口面積比相應的流量分配至負載壓不同的各執(zhí)行機構。此外，在行駛動作時，負載傳感控制的目標壓差從絕對壓Pa降低至絕對壓Pa’從而主泵2的噴出流量減少，因此絕對壓PLS變低，與此相應地由壓力補償閥27b、27d控制的行駛用的流量控制閥26b、26d的前后壓差降低至絕對壓Pa’，控制閥4的內(nèi)部壓損減少。其結果是，行駛動作時的能量損耗減少，能夠實現(xiàn)能量轉換效率的提高。<第二實施方式>圖6是表示本發(fā)明第二實施方式的工程機械的液壓驅動裝置的結構的與圖I相同的圖。本實施方式中的控制閥部分與圖2所示的控制閥部分相同。 本實施方式將第二液壓回路中的減壓閥42變更為先導動作形減壓閥43。在圖6中，本實施例的液壓驅動裝置采用如下結構具有上述的切換閥39 ;及設置在將先導液壓源33連接至切換閥39的油路41上，并將先導液壓源33的液壓油進行減壓而輸出絕對壓Pa’的先導動作形減壓閥43，通過切換閥39的切換，選擇性地形成將由壓差減壓閥30b生成的絕對壓Pa作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入的第一液壓回路、及將先導液壓源33的液壓油經(jīng)由先導動作形減壓閥43而生成的絕對壓Pa’作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入的第二液壓回路這兩個回路。先導動作形減壓閥43具有以減弱彈簧的設定(彈簧力)的方式發(fā)揮作用的受壓部43a，受壓部43a經(jīng)由油路38a而與油路38連接，向受壓部43a導入來自行駛操作用遙控閥34bl、34b2及34dl及34d2的行駛信號壓，該油路38將從組合成競爭形的梭閥37a、37b、37c輸出的行駛信號壓向切換閥39的受壓部39a導入。此外，受壓部43a經(jīng)由節(jié)流部件43b與油箱T連接。上述以外的結構與第一實施方式相同。說明如上所述地構成的本實施方式的動作。在例如意圖進行液壓挖掘機的行駛前進而將行駛用的操作桿裝置34b、34d的操作桿向圖示右方操作從而使遙控閥34b2、34d2動作的情況下，基于先導液壓源33的液壓油而生成控制先導壓d、h，該控制先導壓d、h被導入流量控制閥26b、26d的圖示右端側的受壓部，流量控制閥26b、26d切換至圖示右側的位置。與此同時，遙控閥34b2、34d2的控制先導壓d、h被導入組合成競爭形的梭閥37a、37b、37c,控制先導壓d、h中最高的壓力經(jīng)由油路38而作為行駛信號壓向切換閥39的受壓部39a導入，切換閥39從位置I切換至位置II。由此油路40關閉而油路41連通，形成第二液壓回路，將由先導動作形減壓閥43使先導液壓源33的液壓油進行減壓而生成的絕對壓Pa’作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入。由先導動作形減壓閥43生成的絕對壓Pa’被設定為比由壓差減壓閥30b生成的絕對壓Pa低的壓力，目標LS壓差從絕對壓Pa降低至絕對壓Pa’。其結果是，由LS控制閥35b及LS控制傾轉執(zhí)行機構35c控制的主泵2的噴出流量減少，主泵2的噴出壓力變得稍低，主泵2的噴出壓Pd和最高負載壓PLmax的壓差降低至絕對壓Pa’。由此壓差減壓閥24的輸出壓即絕對壓PLS降低至Pa’，行駛用的壓力補償閥27b、27d的目標補償壓差也降低至Pa’，行駛用的流量控制閥26b、26d的前后壓差保持在該降低后的絕對壓Pa’。這樣在本實施方式中，也能夠保持與行駛用的流量控制閥26b、26d的開口面積比相應的流量比，從而進行穩(wěn)定的前進行駛，并且由于行駛用的流量控制閥26b、26d的前后壓差降低至絕對壓Pa’，因此控制閥4的內(nèi)部壓損減少，行駛動作時的能量損耗減少。此外，在本實施方式中，向先導動作形減壓閥43的受壓部43a導入行駛操作用遙控閥34b2、34d2的行駛信號壓，該壓力向使彈 簧的設定(彈簧力)減弱的方向動作而進行減壓，并且通過設置在受壓部43a的出口側的節(jié)流孔43b的作用，作用于受壓部43a的行駛信號壓緩慢地減弱彈簧的設定(彈簧力)，因此能夠使行駛操作開始時的負載傳感控制的目標壓差的減少緩慢地進行，提高行駛操作性。如上所述根據(jù)本實施方式，能夠得到與第一實施方式相同的效果(行駛動作時的能量損耗的改善)，并且能夠抑制行駛操作開始時的負載傳感控制的目標壓差的急劇變化，提高行駛操作性?！吹谌龑嵤┓绞健祱D7是表示本發(fā)明第二實施方式的工程機械的液壓驅動裝置的結構的與圖I相同的圖。本實施方式中的控制閥部分與圖2所示的控制閥部分相同。本實施方式將第二液壓回路中的減壓閥42變更為分壓回路44。在圖7中，本實施例的液壓驅動裝置采用如下結構具有上述的切換閥39 ;及設置在將先導液壓源33連接至切換閥39的油路41上，并將先導液壓源33的液壓油進行減壓而輸出絕對壓Pa’的分壓回路44，通過切換閥39的切換，選擇性地形成將由壓差減壓閥30b生成的絕對壓Pa作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入的第一液壓回路、及將先導液壓源33的液壓油經(jīng)由分壓回路44而生成的絕對壓Pa’作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入的第二液壓回路這兩個回路。分壓回路44采用如下結構具有位于油路41上的固定節(jié)流部件44a、及位于從固定節(jié)流部件44a的下游側分支的油路44c上的可變節(jié)流部件44b，可變節(jié)流部件44b的下游側與油箱T連接，將由固定節(jié)流部件44a和可變節(jié)流部件44b分壓的中間壓作為絕對壓Pa’而輸出。此外，根據(jù)可變節(jié)流部件44b的節(jié)流直徑(開口面積)，決定向油箱T放出的流量，決定基于固定節(jié)流部件44a和可變節(jié)流部件44b的分壓的比例，決定中間壓(輸出壓即絕對壓Pa’)。可變節(jié)流部件44b具有例如調整螺釘?shù)炔僮鞑?，通過操作員從外部借助旋具等操作該操作部，由此能夠變更可變節(jié)流部件44b的節(jié)流直徑(開口面積)，調整分壓的比例，變更輸出壓(絕對壓Pa’)。上述以外的結構與第一實施方式相同。說明如上所述地構成的本實施方式的動作。在例如意圖進行液壓挖掘機的行駛前進而將行駛用的操作桿裝置34b、34d的操作桿向圖示右方操作從而使遙控閥34b2、34d2動作的情況下，基于先導液壓源33的液壓油而生成控制先導壓d、h，該控制先導壓d、h被導入流量控制閥26b、26d的圖示右端側的受壓部，流量控制閥26b、26d切換至圖示右側的位置。與此同時，遙控閥34b2、34d2的控制先導壓d、h被導入組合成競爭形的梭閥37a、37b、37c,控制先導壓d、h中最高的壓力經(jīng)由油路38而作為行駛信號壓向切換閥39的受壓部39a導入，切換閥39從位置I切換至位置
II。由此油路40關閉而油路41連通，形成第二液壓回路，將由分壓回路44對先導液壓源33的液壓油進行分壓而生成的絕對壓Pa’作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入。由分壓回路44生成的絕對壓Pa’被設定為比由壓差減壓閥30b生成的絕對壓Pa低的壓力，目標LS壓差從絕對壓Pa降低至絕對壓Pa’。其結果是，由LS控制閥35b及LS控制傾轉執(zhí)行機構35c控制的主泵2的噴出流量減少，主泵2的噴出壓力變得稍低，主泵2的噴出壓Pd和最高負載壓PLmax的壓差降低至絕對壓Pa’。由此壓差減壓閥24的輸出壓即絕對壓PLS降低至Pa’，行駛用的壓力補償閥27b、27d的目標補償壓差也降低至Pa’，行駛用的流量控制閥26b、26d的前后壓差保持在該降低后的絕對壓Pa’。這樣在本實施方式中，也能夠保持與行駛用的流量控制閥26b、26d的開口面積比相應的流量比，從而進行穩(wěn)定的前進行駛，并且由于行駛用的流量控制閥26b、26d的前后壓差降低至絕對壓Pa’，因此控制閥4的內(nèi)部壓損減少，行駛動作時的能量損耗改善。此外,在本實施方式中，分壓回路44能夠通過變更可變節(jié)流部件44b的節(jié)流直徑(開口面積)而增大減壓量，能夠自由地調整輸出壓即絕對壓Pa’。如上所述根據(jù)本實施方式，能夠得到與第一實施方式相同的效果(行駛動作時的 能量損耗的減少)，并且絕對壓Pa’的值的調整及設定變?nèi)菀?，能夠增加設計的自由度?！吹谒膶嵤┓绞健祱D8是表示本發(fā)明第四實施方式的工程機械的液壓驅動裝置的結構的與圖I相同的圖。本實施方式中的控制閥部分與圖2所示的控制閥部分相同。本實施方式使流量檢測閥30a具有第二液壓回路中的減壓閥42的功能，從而使第一液壓回路也具有第二液壓回路的功能。在圖8中，流量檢測閥30a具有向可變節(jié)流部30c打開的方向作用的受壓部30h，從梭閥37a、37b、37c輸出的行駛信號壓經(jīng)由信號油路45被導入流量檢測閥30a的受壓部30h。被導入受壓部30h的行駛信號壓向流量檢測閥30a的可變節(jié)流部30c打開的方向作用，因此與此相應地流量檢測閥30a的可變節(jié)流部30c的前后壓差降低，壓差減壓閥30b將該減壓后的前后壓差作為絕對壓Pa’而輸出。絕對壓Pa’作為目標LS壓差經(jīng)由油路40向LS控制閥35b的受壓部35d導入。上述以外的結構與第一實施方式相同。說明如上所述地構成的本實施方式的動作。在例如意圖進行液壓挖掘機的行駛前進而將行駛用的操作桿裝置34b、34d的操作桿向圖示右方操作從而使遙控閥34b2、34d2動作的情況下，基于先導液壓源33的液壓油而生成控制先導壓d、h，該控制先導壓d、h被導入流量控制閥26b、26d的圖示右端側的受壓部，流量控制閥26b、26d切換至圖示右側的位置。與此同時，遙控閥34b2、34d2的控制先導壓d、h被導入組合成競爭形的梭閥37a、37b、37c,控制先導壓d、h中最高的壓力經(jīng)由油路45而作為行駛信號壓被導入流量控制閥30a的受壓部30h，可變節(jié)流部30c的開口面積增加，與此相對應地可變節(jié)流部30c的前后壓差降低。通過使可變節(jié)流部30c的前后壓差減少，由壓差減壓閥30b生成的絕對壓Pa減壓至絕對壓Pa’，絕對壓Pa’作為目標LS壓差向LS控制閥35b的受壓部35d導入，目標LS壓差從絕對壓Pa降低至絕對壓Pa’。圖9表示行駛用的操作桿裝置中立時(行駛用遙控閥中立時)和行駛用的操作桿裝置操作時(行駛遙控閥操作時)的目標LS壓差的變化。圖中，橫軸為發(fā)動機轉速。在行駛用遙控閥中立時，目標LS壓差隨著發(fā)動機轉速上升而上升，在額定轉速Nrate下變?yōu)閴翰顪p壓閥30b的輸出壓即絕對壓Pa(發(fā)動機轉速檢測閥裝置30的功能)。在行駛用遙控閥操作時，與行駛用遙控閥中立時相比從發(fā)動機轉速上升時的中途開始目標LS壓差的上升比例變小，在額定轉速Nrate下目標LS壓差變?yōu)榈陀赑a的Pa’ (基于向流量檢測閥30a導入了行駛信號壓的效果)。若在行駛用遙控閥操作時目標LS壓差從絕對壓Pa降低至絕對壓Pa’，則壓差減壓閥24的輸出壓即絕對壓PLS降低至Pa’，行駛用的壓力補償閥27b、27d的目標補償壓差也降低至Pa’，行駛用的流量控制閥26b、26d的前后壓差保持在該降低后的絕對壓Pa’。這樣在本實施方式中，也能夠保持與行駛用的流量控制閥26b、26d的開口面積比相應的流量比，從而進行穩(wěn)定的前進行駛，并且由于行駛用的流量控制閥26b、26d的前后壓差降低至絕對壓Pa’，因此控制閥4的內(nèi)部壓損減少，行駛動作時的能量損耗改善。此外，在本實施方式中，不需如所述實施方式那樣設置特別的減壓機構或切換閥， 只是通過向流量檢測閥30a導入行駛信號壓(控制壓力)就能夠從絕對壓Pa變更至絕對壓Pa’，因此能夠以較少的部件件數(shù)構成信號壓力生成裝置(設定變更裝置)。如上所述根據(jù)本實施方式，能夠得到與第一實施方式相同的效果(行駛動作時的能量損耗的減少)，并且能夠以較少的部件件數(shù)構成信號壓力生成裝置(設定變更裝置)，能夠降低液壓驅動裝置的制造成本?！吹谖鍖嵤┓绞健祱D10是表示本發(fā)明第五實施方式的工程機械的液壓驅動裝置的結構的與圖I相同的圖。本實施方式中的控制閥部分與圖2所示的控制閥部分相同。本實施方式使用電氣控制實現(xiàn)第二液壓回路中的減壓閥42及切換閥39的功能，并且在第一液壓回路中也具有第二液壓回路的功能。在圖10中，本實施例的液壓驅動裝置具有檢測從梭閥37a、37b、37c輸出的行駛信號壓的壓力傳感器46、控制裝置47、及電磁比例減壓閥48。控制裝置47輸入壓力傳感器46的檢測信號，監(jiān)視行駛信號壓是否從油箱壓PO上升至遙控閥操作時的壓力P1，若行駛信號壓從PO上升至Pl則判斷為行駛動作時，將控制用的電信號輸出至電磁比例減壓閥48。電磁比例減壓閥48配置在將從壓差減壓閥30b輸出的絕對壓Pa向LS控制閥35b的受壓部35d導入的油路40上，并且在從控制裝置47輸入控制用的電信號時工作，將從壓差減壓閥30b輸出的絕對壓Pa減壓至絕對壓Pa’而輸出。上述以外的結構與第一實施方式相同。在如上所述地構成的本實施方式中，在行駛用的操作桿裝置操作時(行駛遙控閥操作時)，目標LS壓差從絕對壓Pa降低至絕對壓Pa’，行駛用的壓力補償閥27b、27d的目標補償壓差也降低至Pa’，因此能夠保持與行駛用的流量控制閥26b、26d的開口面積比相應的流量比，從而進行穩(wěn)定的前進行駛，并且由于行駛用的流量控制閥26b、26d的前后壓差降低至絕對壓Pa’，因此控制閥4的內(nèi)部壓損減少，行駛動作時的能量損耗減少。此外，在本實施方式中，使用控制裝置47和電磁比例減壓閥48生成第二規(guī)定值即絕對壓Pa’，因此能夠通過控制裝置47的運算處理任意地變更控制用的電信號，能夠自由地調整絕對壓Pa’。〈其他實施方式〉以上的實施方式能夠在本發(fā)明的精神范圍內(nèi)進行各種變更。例如，在上述實施方式中，將壓差減壓閥24的輸出壓(泵壓Pd和最高負載壓PLmax的壓差的絕對壓PLS)導入壓力補償閥27a 27h的受壓部28a 28h來設定目標補償壓差，但也可以在壓力補償閥27a 27h上設置相對的受壓部，分別向這些受壓部導入泵壓Pd和最高負載壓PLmax來設定目標補償壓差。此外，在上述實施方式中，作為第一規(guī)定值，將壓差減壓閥30b所輸出的依賴于發(fā)動機轉速的壓力用于絕對壓Pa，但在行駛動作時時通常使發(fā)動機轉速恒定地行駛，因此可以將先導液壓源33的壓力進行減壓而生成絕對壓Pa，將該絕對壓Pa用作第一規(guī)定值。另外，在上述實施方式中，說明了工程機械為液壓挖掘機的情況，但若是具有行駛馬達的工程機械，也能夠在液壓挖掘機以外的工程機械(例如液壓起重機、輪式挖掘機等)中適用本發(fā)明，得到相同的效果。附圖標記說明I發(fā)動機 2 主泵2a供給油路3先導泵3a供給油路5 12執(zhí)行機構5旋轉馬達6、8行駛馬達7纟產(chǎn)板液壓缸9擺動液壓缸10動臂液壓缸11斗桿液壓缸12鏟斗液壓缸13 20 閥部件21信號油路22a 22g 梭閥23主溢流閥24壓差減壓閥25 卸荷閥25a 彈簧26a 26h流量控制閥(主滑閥)27a 27h壓力補償閥30發(fā)動機轉速檢測閥裝置30a流量檢測閥30b壓差減壓閥30c可變節(jié)流部30e 油路30f節(jié)流部件
30h受壓部31先導油路32先導溢流閥33先導液壓源34a 34h行駛用操作桿裝置34bl、34b2、34dl、34d2 行駛用遙控閥35泵控制裝置
35a馬力控制傾轉執(zhí)行機構35b LS 控制閥35c LS控制傾轉執(zhí)行機構35d、35e 受壓部37a 37c 梭閥38 油路38a 油路39切換閥39a受壓部40 油路41 油路42減壓閥43先導動作形減壓閥43a受壓部43b節(jié)流部件44分壓回路44a固定節(jié)流部件44b可變節(jié)流部件44c 油路45信號油路46壓力傳感器47控制裝置48電磁比例減壓閥300上部旋轉體301下部行駛體302前作業(yè)機303 搖柱304 中央架305 鏟板306 動臂307 斗桿308 鏟斗
權利要求
1.一種工程機械的液壓驅動裝置，包括 發(fā)動機； 由該發(fā)動機驅動的可變?nèi)萘啃偷闹鞅茫? 多個執(zhí)行機構，其包括由從所述主泵噴出的液壓油驅動的行駛用的液壓馬達； 多個流量控制閥，其包括對從所述主泵向所述多個執(zhí)行機構供給的液壓油的流量進行控制的行駛用的流量控制閥； 多個壓力補償閥，其分別控制所述多個流量控制閥的前后壓差；以及泵控制裝置，其以使所述主泵的噴出壓只比所述多個執(zhí)行機構的最高負載壓高出目標壓差的方式對主泵的排油容積進行負載傳感控制， 所述多個壓力補償閥以將所述流量控制閥的前后壓差保持在所述主泵的噴出壓和所述多個執(zhí)行機構的最高負載壓的壓差的方式控制各流量控制閥的前后壓差， 該工程機械的液壓驅動裝置的特征在于，還包括 行駛檢測裝置，其檢測是否處于所述行駛馬達被驅動的行駛動作時；以及設定變更裝置，其基于所述行駛檢測裝置的檢測結果，在不是所述行駛動作時將所述負載傳感控制的目標壓差設定為第一規(guī)定值，在所述行駛動作時將所述負載傳感控制的目標壓差設定為小于所述第一規(guī)定值的第二規(guī)定值。
2.根據(jù)權利要求I所述的工程機械的液壓驅動裝置，其特征在于， 所述設定變更裝置具有 信號壓力生成裝置，其在不是所述行駛動作時生成與所述第一規(guī)定值相對應的第一絕對壓并將其作為信號壓力輸出，在所述行駛動作時生成與所述第二規(guī)定值相對應的第二絕對壓并將其作為信號壓力輸出， 所述泵控制裝置將所述信號壓力生成裝置輸出的所述信號壓力設定為所述負載傳感控制的目標壓差，控制所述主泵的排油容積。
3.根據(jù)權利要求2所述的工程機械的液壓驅動裝置，其特征在于， 所述信號壓力生成裝置包括 壓差減壓閥，其將依賴于驅動所述主泵的所述發(fā)動機的轉速的壓力作為所述第一絕對壓生成并輸出； 減壓裝置，其將先導液壓源的壓力進行減壓而生成并輸出所述第二絕對壓；以及切換裝置，其以在不是所述行駛動作時將所述第一絕對壓作為所述信號壓力而輸出，在所述行駛動作時將所述第二絕對壓作為所述信號壓力而輸出的方式進行切換。
4.根據(jù)權利要求3所述的工程機械的液壓驅動裝置，其特征在于， 所述減壓裝置是將所述先導液壓源的壓力進行減壓而生成并輸出所述第二絕對壓的減壓閥。
5.根據(jù)權利要求2所述的工程機械的液壓驅動裝置，其特征在于， 所述信號壓力生成裝置包括 先導泵，其由所述發(fā)動機驅動； 流量檢測閥，其設置在所述先導泵的噴出油所通過的油路上，并且根據(jù)通過流量使前后壓差變化；以及 壓差減壓閥，其將所述流量檢測閥的前后壓差作為所述第一絕對壓生成并輸出，所述流量檢測閥具有在所述行駛動作時被導入控制壓力從而向打開所述流量檢測機構的可變節(jié)流部的方向作用的受壓部， 所述壓差減壓閥在不是所述行駛動作時，將未向所述受壓部導入所述控制壓的所述流量檢測閥的前后壓差作為所述第一絕對壓生成并輸出，在所述行駛動作時，將向所述受壓部導入了所述控制壓的所述流量檢測閥的前后壓差作為所述第二絕對壓生成并輸出。
6.根據(jù)權利要求2所述的工程機械的液壓驅動裝置，其特征在于， 所述信號壓力生成裝置包括 控制裝置，其輸入所述行駛檢測裝置的檢測信號，根據(jù)該檢測信號判斷是否處于所述行駛動作時，并在所述行駛動作時輸出控制用的電信號；以及 電磁比例減壓閥，其在未從所述控制裝置輸出所述控制用的電信號時生成并輸出所述第一絕對壓，在從所述控制裝置輸出了所述控制用的電信號時生成并輸出所述第二絕對壓。
全文摘要
本發(fā)明提供一種工程機械的液壓驅動裝置。由梭閥(37a、37b、37c)構成檢測是否處于行駛動作時的行駛檢測裝置，由包括壓差減壓閥(30b)的發(fā)動機轉速檢測閥裝置(30)、切換閥(39)、減壓閥(42)及LS控制閥(35b)的受壓部(35d)構成在不是行駛動作時將負載傳感控制的目標壓差設定為絕對壓Pa，在行駛動作時將負載傳感控制的目標壓差設定為絕對壓Pa’而不是絕對壓Pa的設定變更裝置。由此，在行駛以外的執(zhí)行機構工作時，能夠與以往相同地供給所需的最大流量從而得到所需的執(zhí)行機構速度，并且能夠在復合操作時將與流量控制閥的開口面積比相應的流量分配至負載壓不同的各執(zhí)行機構，并且在行駛動作時減少能量的損耗，能夠實現(xiàn)能量轉換效率的提高。
文檔編號F15B11/08GK102933857SQ20118002553
公開日2013年2月13日 申請日期2011年3月9日 優(yōu)先權日2010年5月24日
發(fā)明者森和繁, 釣賀靖貴, 高橋究, 竹林圭文 申請人:日立建機株式會社