JP2001099106A - 建設機械の油圧シリンダ制御装置 - Google Patents
建設機械の油圧シリンダ制御装置Info
- Publication number
- JP2001099106A JP2001099106A JP27425099A JP27425099A JP2001099106A JP 2001099106 A JP2001099106 A JP 2001099106A JP 27425099 A JP27425099 A JP 27425099A JP 27425099 A JP27425099 A JP 27425099A JP 2001099106 A JP2001099106 A JP 2001099106A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- cylinder
- valve
- hydraulic cylinder
- construction machine
- control
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
Classifications
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
- E02F9/20—Drives; Control devices
- E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
- E02F9/2203—Arrangements for controlling the attitude of actuators, e.g. speed, floating function
- E02F9/2207—Arrangements for controlling the attitude of actuators, e.g. speed, floating function for reducing or compensating oscillations
Abstract
(57)【要約】
【課題】 大負荷時にも十分な減速機能が働き、確実な
緩衝効果が得られる。 【解決手段】 負荷センサ１１によって負荷Ｗを検出
し、負荷Ｗが大きくてかつ加速側に作用するシリンダ伸
長作動時に、コントローラ２４により可変絞り弁２３の
開度を絞って排出側流量を減少させることによりシリン
ダ作動を減速させて緩衝用絞り８による緩衝作用を有効
に働かせるようにした。
緩衝効果が得られる。 【解決手段】 負荷センサ１１によって負荷Ｗを検出
し、負荷Ｗが大きくてかつ加速側に作用するシリンダ伸
長作動時に、コントローラ２４により可変絞り弁２３の
開度を絞って排出側流量を減少させることによりシリン
ダ作動を減速させて緩衝用絞り８による緩衝作用を有効
に働かせるようにした。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は油圧ショベル等の建
設機械に装備された油圧シリンダの緩衝作用を行う建設
機械の油圧シリンダ制御装置に関するものである。
設機械に装備された油圧シリンダの緩衝作用を行う建設
機械の油圧シリンダ制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】油圧ショベルのアームシリンダを例にと
って従来の技術とその問題点を説明する。
って従来の技術とその問題点を説明する。
【０００３】油圧ショベルは、図１２に示すようにベー
スマシン１の前部にブーム２、このブーム２の先端にア
ーム３、このアーム３の先端にバケット４がそれぞれ取
付けられて成り、これらブーム２、アーム３、バケット
４がそれぞれブームシリンダ５、アームシリンダ６、バ
ケットシリンダ７によりそれぞれ駆動されて掘削作業を
行う。
スマシン１の前部にブーム２、このブーム２の先端にア
ーム３、このアーム３の先端にバケット４がそれぞれ取
付けられて成り、これらブーム２、アーム３、バケット
４がそれぞれブームシリンダ５、アームシリンダ６、バ
ケットシリンダ７によりそれぞれ駆動されて掘削作業を
行う。
【０００４】ここで、アームシリンダ６には、アーム３
及びバケット４が負荷として作用し、この負荷の重力が
加速側に作用する作動時（伸長作動時）にストロークエ
ンドに達すると衝突音が発生したり、ショベル全体が振
動したりする。
及びバケット４が負荷として作用し、この負荷の重力が
加速側に作用する作動時（伸長作動時）にストロークエ
ンドに達すると衝突音が発生したり、ショベル全体が振
動したりする。
【０００５】そこで従来、図１４（ａ）（ｂ）に示すよ
うにアームシリンダ６における縮小側ポート部分に二重
の絞り通路８ａ，８ｂを設けて緩衝用絞り８を構成し、
伸長側のストロークエンド近くでこの二つの絞り通路８
ａ，８ｂで排出流量を絞ることによりロッド側（伸長
側）油室６ａに背圧を発生させ、この背圧による減速作
用によりストロークエンドの衝撃を和らげる緩衝機能を
得るようにしている。図１４中、６ｂはシリンダ６のロ
ッド側（縮小側）油室、６ｃは同ロッドである。
うにアームシリンダ６における縮小側ポート部分に二重
の絞り通路８ａ，８ｂを設けて緩衝用絞り８を構成し、
伸長側のストロークエンド近くでこの二つの絞り通路８
ａ，８ｂで排出流量を絞ることによりロッド側（伸長
側）油室６ａに背圧を発生させ、この背圧による減速作
用によりストロークエンドの衝撃を和らげる緩衝機能を
得るようにしている。図１４中、６ｂはシリンダ６のロ
ッド側（縮小側）油室、６ｃは同ロッドである。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】ところが、この油圧シ
ョベルを標準仕様から外れた特別仕様で使用する場合に
次のような問題があった。
ョベルを標準仕様から外れた特別仕様で使用する場合に
次のような問題があった。
【０００７】たとえば解体用機械としての使用時には、
図１３に示すようにアーム先端にバケット４に代えて油
圧開閉式の圧砕機９が装着される。
図１３に示すようにアーム先端にバケット４に代えて油
圧開閉式の圧砕機９が装着される。
【０００８】この圧砕機９は、標準装備であるバケット
４と比べると格段に重く（標準的バケット重量の３倍以
上）、アームシリンダ６に作用する負荷の重力と慣性力
も遙かに大きくて設計値を超えるため、伸長作動時に速
度が過大となって緩衝機能が十分働かないことがある。
４と比べると格段に重く（標準的バケット重量の３倍以
上）、アームシリンダ６に作用する負荷の重力と慣性力
も遙かに大きくて設計値を超えるため、伸長作動時に速
度が過大となって緩衝機能が十分働かないことがある。
【０００９】これにより、ストロークエンド近くでロッ
ド側油室６ａにシリンダ耐圧を超える圧力が作用し、あ
るいはストロークエンド時点で大きな衝撃が発生するこ
とによってシリンダ６やアーム３等が破損するおそれが
あった。
ド側油室６ａにシリンダ耐圧を超える圧力が作用し、あ
るいはストロークエンド時点で大きな衝撃が発生するこ
とによってシリンダ６やアーム３等が破損するおそれが
あった。
【００１０】なお、上記緩衝用絞り８に加えて、特開平
２−２７９８３８号、同２−２７９８４１号両公報に示
されているようにストロークエンド近くでエンジン回転
数やポンプ傾転角を落としてポンプ吐出量（シリンダ供
給流量）を減少させる技術、及び特開昭６１−１５３０
０３号公報に示されているように緩衝用絞り８の前後の
差圧が一定値以上になるとコントロールバルブを中立復
帰させてシリンダ供給流量を０にする技術が提案されて
いる。
２−２７９８３８号、同２−２７９８４１号両公報に示
されているようにストロークエンド近くでエンジン回転
数やポンプ傾転角を落としてポンプ吐出量（シリンダ供
給流量）を減少させる技術、及び特開昭６１−１５３０
０３号公報に示されているように緩衝用絞り８の前後の
差圧が一定値以上になるとコントロールバルブを中立復
帰させてシリンダ供給流量を０にする技術が提案されて
いる。
【００１１】しかし、このようにシリンダ供給流量を減
少させても、負荷重力がシリンダ駆動力となって供給側
管路にキャビテーションが発生し、減速機能は働かない
ため、解決策とはなっていない。
少させても、負荷重力がシリンダ駆動力となって供給側
管路にキャビテーションが発生し、減速機能は働かない
ため、解決策とはなっていない。
【００１２】そこで本発明は、大負荷時にも十分な減速
機能が働き、確実な緩衝効果が得られる建設機械の油圧
シリンダ制御装置を提供するものである。
機能が働き、確実な緩衝効果が得られる建設機械の油圧
シリンダ制御装置を提供するものである。
【００１３】
【課題を解決するための手段】請求項１の発明は、油圧
シリンダの作動方向と作動速度がコントロールバルブに
よって制御され、かつ、負荷の重力が加速側に作用する
シリンダ作動時のストロークエンドで、排出側ポートに
設けられた緩衝用絞りにより背圧を発生させて緩衝作用
を得るように構成された建設機械の油圧シリンダ制御装
置において、上記負荷を検出する負荷検出手段と、上記
負荷の重力が加速側に作用するシリンダ作動時における
シリンダ流量を制御する流量制御手段とを具備し、この
流量制御手段は、上記負荷検出手段によって検出された
負荷の大小に応じて、シリンダ速度が大負荷側で低下す
る方向の流量制御を行うように構成されたものである。
シリンダの作動方向と作動速度がコントロールバルブに
よって制御され、かつ、負荷の重力が加速側に作用する
シリンダ作動時のストロークエンドで、排出側ポートに
設けられた緩衝用絞りにより背圧を発生させて緩衝作用
を得るように構成された建設機械の油圧シリンダ制御装
置において、上記負荷を検出する負荷検出手段と、上記
負荷の重力が加速側に作用するシリンダ作動時における
シリンダ流量を制御する流量制御手段とを具備し、この
流量制御手段は、上記負荷検出手段によって検出された
負荷の大小に応じて、シリンダ速度が大負荷側で低下す
る方向の流量制御を行うように構成されたものである。
【００１４】請求項２の発明は、請求項１の構成におい
て、流量制御手段が、パイロット式の可変絞り弁と、こ
の可変絞り弁の開度を制御するコントローラとによって
構成されたものである。
て、流量制御手段が、パイロット式の可変絞り弁と、こ
の可変絞り弁の開度を制御するコントローラとによって
構成されたものである。
【００１５】請求項３の発明は、請求項２の構成におい
て、負荷の重力が加速側に作用するシリンダ作動時にお
ける排出側流量の一部を供給側に還流させる再生弁を備
え、この再生弁がコントローラによって制御される可変
絞り弁として構成されたものである。
て、負荷の重力が加速側に作用するシリンダ作動時にお
ける排出側流量の一部を供給側に還流させる再生弁を備
え、この再生弁がコントローラによって制御される可変
絞り弁として構成されたものである。
【００１６】請求項４の発明は、請求項１の構成におい
て、コントロールバルブとしてパイロット式切換弁が用
いられ、流量制御手段が、上記コントロールバルブと、
負荷の重力が加速側に作用するシリンダ作動時における
上記コントロールバルブの開度を制御するコントローラ
とによって構成されたものである。
て、コントロールバルブとしてパイロット式切換弁が用
いられ、流量制御手段が、上記コントロールバルブと、
負荷の重力が加速側に作用するシリンダ作動時における
上記コントロールバルブの開度を制御するコントローラ
とによって構成されたものである。
【００１７】請求項５の発明は、請求項４の構成におい
て、コントロールバルブとして電磁パイロット式切換弁
が用いられたものである。
て、コントロールバルブとして電磁パイロット式切換弁
が用いられたものである。
【００１８】請求項６の発明は、請求項１乃至５のいず
れかの構成において、コントロールバルブの操作量を検
出する操作量検出手段が設けられ、流量制御手段が、こ
の操作量検出手段によって検出された操作量に応じて、
大操作量側でシリンダ速度が低下する方向の流量制御を
行うように構成されたものである。
れかの構成において、コントロールバルブの操作量を検
出する操作量検出手段が設けられ、流量制御手段が、こ
の操作量検出手段によって検出された操作量に応じて、
大操作量側でシリンダ速度が低下する方向の流量制御を
行うように構成されたものである。
【００１９】請求項７の発明は、請求項１乃至６のいず
れかの構成において、負荷の重力が加速側に作用するシ
リンダ作動時のシリンダストロークを検出するストロー
ク検出手段が設けられ、流量制御手段が、このストロー
ク検出手段によって検出されたストロークに応じて、大
ストローク側でシリンダ速度が低下する方向の流量制御
を行うように構成されたものである。
れかの構成において、負荷の重力が加速側に作用するシ
リンダ作動時のシリンダストロークを検出するストロー
ク検出手段が設けられ、流量制御手段が、このストロー
ク検出手段によって検出されたストロークに応じて、大
ストローク側でシリンダ速度が低下する方向の流量制御
を行うように構成されたものである。
【００２０】請求項８の発明は、請求項１乃至７のいず
れかの構成において、流量制御手段が、油圧シリンダの
排出側流量を減少させるとともに供給油量を減少させる
制御を行うように構成されたものである。
れかの構成において、流量制御手段が、油圧シリンダの
排出側流量を減少させるとともに供給油量を減少させる
制御を行うように構成されたものである。
【００２１】上記構成によると、負荷検出手段によって
大負荷が検出されると、負荷重力が加速側に作用するシ
リンダ作動時に、流量制御手段（請求項２，３では可変
絞り弁、請求項４，５ではコントロールバルブ）によっ
てシリンダ流量（排出側または供給側流量）がシリンダ
減速側に制御されてシリンダ速度が低下する。
大負荷が検出されると、負荷重力が加速側に作用するシ
リンダ作動時に、流量制御手段（請求項２，３では可変
絞り弁、請求項４，５ではコントロールバルブ）によっ
てシリンダ流量（排出側または供給側流量）がシリンダ
減速側に制御されてシリンダ速度が低下する。
【００２２】すなわち、ストローク作動中にシリンダが
減速されるため、ストロークエンドでの緩衝用絞りによ
る緩衝作用が確実に働く。
減速されるため、ストロークエンドでの緩衝用絞りによ
る緩衝作用が確実に働く。
【００２３】この場合、請求項３の構成によると、シリ
ンダ速度をポンプ流量によって決まる速度以上に増速す
るための再生弁が設けられた建設機械において、再生弁
を可変絞り弁として利用できるため、回路構成が簡素化
され、実施のためのコストが安くてすむ。
ンダ速度をポンプ流量によって決まる速度以上に増速す
るための再生弁が設けられた建設機械において、再生弁
を可変絞り弁として利用できるため、回路構成が簡素化
され、実施のためのコストが安くてすむ。
【００２４】また、請求項４，５の構成によると、シリ
ンダ制御用のコントロールバルブを可変絞り弁として兼
用するため、すべての建設機械に対して容易に低コスト
で適用することができる。
ンダ制御用のコントロールバルブを可変絞り弁として兼
用するため、すべての建設機械に対して容易に低コスト
で適用することができる。
【００２５】とくに請求項５の構成によると、コントロ
ーラによってコントロールバルブを直接制御でき、これ
らの間に減圧弁等の中間機器が不要となるため、回路構
成をより簡素化することができる。
ーラによってコントロールバルブを直接制御でき、これ
らの間に減圧弁等の中間機器が不要となるため、回路構
成をより簡素化することができる。
【００２６】一方、請求項６，７の構成によると、流量
制御手段による減速作用が、コントロールバルブの操作
量またはシリンダストロークが大きくなるほど強く働く
（小操作量域、小ストロークでは弱い）ため、実際の操
作で多用される操作量またはストロークの比較的小さい
領域では無駄な減速作用が働かず、操作性が良いものと
なる。
制御手段による減速作用が、コントロールバルブの操作
量またはシリンダストロークが大きくなるほど強く働く
（小操作量域、小ストロークでは弱い）ため、実際の操
作で多用される操作量またはストロークの比較的小さい
領域では無駄な減速作用が働かず、操作性が良いものと
なる。
【００２７】また、請求項８の構成によると、シリンダ
排出側及び供給側双方の流量を絞ることによって減速作
用を発揮させるため、減速効果がさらに高くなる。
排出側及び供給側双方の流量を絞ることによって減速作
用を発揮させるため、減速効果がさらに高くなる。
【００２８】
【発明の実施の形態】本発明の実施形態を図１〜図１１
によって説明する。
によって説明する。
【００２９】以下の実施形態では、従来技術の説明に合
わせて油圧ショベルのアームシリンダ６を適用対象とし
て例にとっている。
わせて油圧ショベルのアームシリンダ６を適用対象とし
て例にとっている。
【００３０】第１実施形態（図１参照） 図１において、Ｗはアームシリンダ６の負荷（図１２，
１３のバケット４または圧砕機９とアーム３）、１１は
この負荷Ｗを検出する負荷検出手段としての負荷センサ
で、この負荷センサ１１としては負荷重量を検出するロ
ードセルや、図１３の圧砕機９の使用時にのみ操作され
るオプションペダル（図示しない）の信号を検出するセ
ンサを用いることができる。あるいは、オペレータによ
る手元スイッチの操作、またはシリンダ保持圧によって
負荷の種別（バケットか圧砕機か）を判別するようにし
てもよい。
１３のバケット４または圧砕機９とアーム３）、１１は
この負荷Ｗを検出する負荷検出手段としての負荷センサ
で、この負荷センサ１１としては負荷重量を検出するロ
ードセルや、図１３の圧砕機９の使用時にのみ操作され
るオプションペダル（図示しない）の信号を検出するセ
ンサを用いることができる。あるいは、オペレータによ
る手元スイッチの操作、またはシリンダ保持圧によって
負荷の種別（バケットか圧砕機か）を判別するようにし
てもよい。
【００３１】アームシリンダ６には、前記した緩衝用絞
り８が設けられ、伸長作動時のストロークエンドでこの
絞り８により排出側流量が絞られて緩衝作用が働く。１
２，１３はシリンダ６の両側管路、１４，１５はこの両
側管路１２，１３に設けられたリリーフ弁、Ｔはタン
ク、１６はエンジン１７によって駆動される油圧ポンプ
である。
り８が設けられ、伸長作動時のストロークエンドでこの
絞り８により排出側流量が絞られて緩衝作用が働く。１
２，１３はシリンダ６の両側管路、１４，１５はこの両
側管路１２，１３に設けられたリリーフ弁、Ｔはタン
ク、１６はエンジン１７によって駆動される油圧ポンプ
である。
【００３２】この油圧ポンプ１６及びタンクＴと両側管
路１２，１３の間には油圧パイロット式切換弁であるコ
ントロールバルブ１８が設けられ、レバー１９ａによっ
て操作されるリモコン弁１９の二次圧（リモコン圧）が
パイロットライン２０または２１を介してコントロール
バルブ１８の伸長側パイロットポート１８ａまたは縮小
側パイロットポート１８ｂに入力されることにより、コ
ントロールバルブ１８が中立位置イからシリンダ伸長位
置ロまたは縮小位置ハに切換わってシリンダ６が伸長ま
たは縮小作動する。２２はリモコン弁１９の油圧源（パ
イロット油圧源）である。
路１２，１３の間には油圧パイロット式切換弁であるコ
ントロールバルブ１８が設けられ、レバー１９ａによっ
て操作されるリモコン弁１９の二次圧（リモコン圧）が
パイロットライン２０または２１を介してコントロール
バルブ１８の伸長側パイロットポート１８ａまたは縮小
側パイロットポート１８ｂに入力されることにより、コ
ントロールバルブ１８が中立位置イからシリンダ伸長位
置ロまたは縮小位置ハに切換わってシリンダ６が伸長ま
たは縮小作動する。２２はリモコン弁１９の油圧源（パ
イロット油圧源）である。
【００３３】コントロールバルブ１８とタンクＴとの間
には、流量制御手段を構成する油圧パイロット式の可変
絞り弁（以下、単に絞り弁という）２３が設けられ、負
荷Ｗの重力が加速側に作用するシリンダ伸長作動時に、
コントローラ２４からの指令信号によってこの絞り弁２
３が制御される。
には、流量制御手段を構成する油圧パイロット式の可変
絞り弁（以下、単に絞り弁という）２３が設けられ、負
荷Ｗの重力が加速側に作用するシリンダ伸長作動時に、
コントローラ２４からの指令信号によってこの絞り弁２
３が制御される。
【００３４】すなわち、コントローラ２４は、負荷セン
サ１１によって大負荷（具体的には先端アタッチメント
がバケットでなく圧砕機であること）が検出された場合
に、電磁比例減圧弁２５を通じて絞り弁２３を開度が小
さくなる方向に制御する。
サ１１によって大負荷（具体的には先端アタッチメント
がバケットでなく圧砕機であること）が検出された場合
に、電磁比例減圧弁２５を通じて絞り弁２３を開度が小
さくなる方向に制御する。
【００３５】この点の作用を次に説明する。
【００３６】図１２に示すようにアーム先端にバケット
４が取付けられたショベル標準仕様での使用時には、絞
り弁２３は最大開度状態となり、シリンダ伸長作動時の
排出側流量の絞り作用は働かない。すなわち、緩衝用絞
り８によるストロークエンドでの緩衝作用のみが働く。
４が取付けられたショベル標準仕様での使用時には、絞
り弁２３は最大開度状態となり、シリンダ伸長作動時の
排出側流量の絞り作用は働かない。すなわち、緩衝用絞
り８によるストロークエンドでの緩衝作用のみが働く。
【００３７】一方、図１３に示すようにアーム先端にバ
ケット４に代えて圧砕機９が取付けられる特別仕様で使
用される場合は、負荷センサ１１からの信号に基づいて
コントローラ２４から信号が出され、絞り弁２３の開度
が絞られる。
ケット４に代えて圧砕機９が取付けられる特別仕様で使
用される場合は、負荷センサ１１からの信号に基づいて
コントローラ２４から信号が出され、絞り弁２３の開度
が絞られる。
【００３８】これにより、排出側流量が絞られ、伸長作
動の全ストロークを通じてシリンダ６の作動速度が通常
負荷時よりも低下する（減速作用が働く）ため、特別仕
様による大負荷時においてもストロークエンドでの緩衝
作用が確実に働き、シリンダ６やアーム３の破損、ショ
ベル全体の振動の発生が防止される。
動の全ストロークを通じてシリンダ６の作動速度が通常
負荷時よりも低下する（減速作用が働く）ため、特別仕
様による大負荷時においてもストロークエンドでの緩衝
作用が確実に働き、シリンダ６やアーム３の破損、ショ
ベル全体の振動の発生が防止される。
【００３９】第２実施形態（図２〜図７参照） アームシリンダ回路には、通常、ポンプ流量によって決
まる速度以上の速度でアームシリンダ６を作動させるた
めに、図２に示すように伸長側管路１２とタンクＴとの
間に、タンク戻り油の一部を伸長側に戻す再生弁２６が
設けられる。第２実施形態ではこの再生弁２６を絞り弁
として兼用する構成をとっている。
まる速度以上の速度でアームシリンダ６を作動させるた
めに、図２に示すように伸長側管路１２とタンクＴとの
間に、タンク戻り油の一部を伸長側に戻す再生弁２６が
設けられる。第２実施形態ではこの再生弁２６を絞り弁
として兼用する構成をとっている。
【００４０】再生弁２６は、油圧パイロット式の絞り弁
として構成され、排出油をタンクＴに戻すタンク側絞り
流路２６ａと、排出油の一部を伸長側管路１２に還流さ
せる還流側絞り流路２６ｂが設けられ、コントローラ２
４により電磁比例減圧弁２５を通じて還流側絞り流路２
６ｂの開度が制御される。
として構成され、排出油をタンクＴに戻すタンク側絞り
流路２６ａと、排出油の一部を伸長側管路１２に還流さ
せる還流側絞り流路２６ｂが設けられ、コントローラ２
４により電磁比例減圧弁２５を通じて還流側絞り流路２
６ｂの開度が制御される。
【００４１】この還流側絞り流路２６ｂの開口面積と電
磁比例減圧弁２５の二次圧の関係を図３に示している。
磁比例減圧弁２５の二次圧の関係を図３に示している。
【００４２】図示のように二次圧の増加に比例して還流
側絞り流路２６ｂの開口面積が減少する。従って、二次
圧を高くすると開口面積が減少し、シリンダ供給側流量
が減少するため、シリンダ６の伸長側作動が減速され
る。図３中、Ａ１は絞り流路２６ｂの最大開口面積、Ａ
２は最小開口面積、Ｐ１は最大開口面積Ａ１のときの減
圧弁二次圧、Ｐ２は最小開口面積Ａ２のときの減圧弁二
次圧を示す。
側絞り流路２６ｂの開口面積が減少する。従って、二次
圧を高くすると開口面積が減少し、シリンダ供給側流量
が減少するため、シリンダ６の伸長側作動が減速され
る。図３中、Ａ１は絞り流路２６ｂの最大開口面積、Ａ
２は最小開口面積、Ｐ１は最大開口面積Ａ１のときの減
圧弁二次圧、Ｐ２は最小開口面積Ａ２のときの減圧弁二
次圧を示す。
【００４３】この第２実施形態によっても、第１実施形
態と同様に確実な緩衝効果が得られる。
態と同様に確実な緩衝効果が得られる。
【００４４】また、元々シリンダ回路に設けられた再生
弁２６を可変絞り弁として兼用するため、回路構成が簡
素化され、既存の機械にも容易にかつ低コストで実施す
ることができる。
弁２６を可変絞り弁として兼用するため、回路構成が簡
素化され、既存の機械にも容易にかつ低コストで実施す
ることができる。
【００４５】さらにこの第２実施形態においては、上記
流路２６ｂの開度制御を、リモコン弁１９の操作量（コ
ントロールバルブ１８の操作量）、及びシリンダ６のス
トロークに応じて行い、かつ、この開度制御と同時にポ
ンプ吐出流量を制御する構成をとっている。
流路２６ｂの開度制御を、リモコン弁１９の操作量（コ
ントロールバルブ１８の操作量）、及びシリンダ６のス
トロークに応じて行い、かつ、この開度制御と同時にポ
ンプ吐出流量を制御する構成をとっている。
【００４６】Ａ．リモコン弁操作量に対応する制御 リモコン弁１９の両側パイロットライン２０，２１ の
パイロット圧を検出する圧力センサ２７，２８が設けら
れ、この圧力センサ２７，２８の検出値がリモコン弁操
作量としてコントローラ２４に入力される。
パイロット圧を検出する圧力センサ２７，２８が設けら
れ、この圧力センサ２７，２８の検出値がリモコン弁操
作量としてコントローラ２４に入力される。
【００４７】このリモコン弁操作量とコントローラ２４
による制御の関係を図４に示す。
による制御の関係を図４に示す。
【００４８】コントローラ２４は、図示のようにリモコ
ン弁操作量の小さい領域では還流側絞り流路２６ｂの開
口面積が最大値（図３のＡ１）となるように減圧弁２５
の二次圧を最小値Ｐ１に設定し、操作量の大きい領域で
開口面積が操作量に対応して漸減し、最大操作量（ＦＵ
ＬＬ）で最小値（図３のＡ２）となるように減圧弁二次
圧を最大値Ｐ２に制御する。
ン弁操作量の小さい領域では還流側絞り流路２６ｂの開
口面積が最大値（図３のＡ１）となるように減圧弁２５
の二次圧を最小値Ｐ１に設定し、操作量の大きい領域で
開口面積が操作量に対応して漸減し、最大操作量（ＦＵ
ＬＬ）で最小値（図３のＡ２）となるように減圧弁二次
圧を最大値Ｐ２に制御する。
【００４９】この制御により、図５に示すように小操作
量域ではシリンダ速度が無制御の場合と変わらず（図の
実線Ｉ）、大操作量域でシリンダ速度が低下する（図の
点線ＩＩ）。図の一点鎖線ＩＩＩはこのようなリモコン
弁操作量に対応する制御を行わない第１実施形態の場合
の制御特性を示す。
量域ではシリンダ速度が無制御の場合と変わらず（図の
実線Ｉ）、大操作量域でシリンダ速度が低下する（図の
点線ＩＩ）。図の一点鎖線ＩＩＩはこのようなリモコン
弁操作量に対応する制御を行わない第１実施形態の場合
の制御特性を示す。
【００５０】従って、実際の操作で多用される、小操作
量域では通常と同じシリンダ速度が得られる一方、大操
作量域では最高シリンダ速度が、制御無しのＶ１に対し
てＶ２に制限されるため、良好な操作性を確保しながら
所期のシリンダ緩衝効果を得ることができる。
量域では通常と同じシリンダ速度が得られる一方、大操
作量域では最高シリンダ速度が、制御無しのＶ１に対し
てＶ２に制限されるため、良好な操作性を確保しながら
所期のシリンダ緩衝効果を得ることができる。
【００５１】Ｂ．シリンダストロークに対応する制御 図２に示すようにシリンダ６のストロークを検出するス
トロークセンサ２９が設けられ、このストロークセンサ
２９によって検出されるシリンダストロークがコントロ
ーラ２４に入力される。
トロークセンサ２９が設けられ、このストロークセンサ
２９によって検出されるシリンダストロークがコントロ
ーラ２４に入力される。
【００５２】コントローラ２４は、このシリンダストロ
ークをもとに、図６に示すように緩衝用絞り８の作動領
域Ｓ２に到達した際のシリンダ速度がＶ１からＶ２まで
減速されるようにストローク値（制御開始ストローク）
Ｓ１を定め、図７に示すようにシリンダストロークが制
御開始ストロークＳ１に達すると減圧弁二次圧をＰ１か
らＰ２に上昇させる。
ークをもとに、図６に示すように緩衝用絞り８の作動領
域Ｓ２に到達した際のシリンダ速度がＶ１からＶ２まで
減速されるようにストローク値（制御開始ストローク）
Ｓ１を定め、図７に示すようにシリンダストロークが制
御開始ストロークＳ１に達すると減圧弁二次圧をＰ１か
らＰ２に上昇させる。
【００５３】これにより、図３に示すように還流側絞り
流路２６ｂの開口面積が最大値Ａ１から最小値Ａ２に減
少するためシリンダ６が減速する。
流路２６ｂの開口面積が最大値Ａ１から最小値Ａ２に減
少するためシリンダ６が減速する。
【００５４】こうすれば、上記操作量に応じた制御を行
う場合と同様に、シリンダストロークの小さい範囲では
通常と同じシリンダ速度が得られるため、操作性が良い
ものとなる。
う場合と同様に、シリンダストロークの小さい範囲では
通常と同じシリンダ速度が得られるため、操作性が良い
ものとなる。
【００５５】Ｃ．ポンプ吐出流量の制御 図２に示すようにポンプ１６の傾転角を変えて吐出流量
を制御するポンプレギュータ３０が設けられ、還流側絞
り流路２６ｂの開度制御と同時に、コントローラ２４か
らの信号によってポンプ吐出流量を減少させる制御が行
われるように構成されている。
を制御するポンプレギュータ３０が設けられ、還流側絞
り流路２６ｂの開度制御と同時に、コントローラ２４か
らの信号によってポンプ吐出流量を減少させる制御が行
われるように構成されている。
【００５６】これにより、シリンダ６の供給流量がさら
に減少するため、シリンダ駆動力が低下し、減速作用が
より効果的に行われる。
に減少するため、シリンダ駆動力が低下し、減速作用が
より効果的に行われる。
【００５７】なお、上記リモコン弁操作量に応じた制
御、シリンダストロークに応じた制御、及びポンプ吐出
流量の同時制御は、再生弁２６を絞り弁として兼用する
第２実施形態の構成に限らず、図１に示す絞り弁２３の
開度を制御する第１実施形態に対しても適用することが
できる。
御、シリンダストロークに応じた制御、及びポンプ吐出
流量の同時制御は、再生弁２６を絞り弁として兼用する
第２実施形態の構成に限らず、図１に示す絞り弁２３の
開度を制御する第１実施形態に対しても適用することが
できる。
【００５８】また、この第２実施形態の場合、負荷検出
手段として、ストロークセンサ２９によって検出される
シリンダストロークを微分することによって得られるシ
リンダ速度が設定値を超えたときに大負荷を判別する手
段を用いてもよい。
手段として、ストロークセンサ２９によって検出される
シリンダストロークを微分することによって得られるシ
リンダ速度が設定値を超えたときに大負荷を判別する手
段を用いてもよい。
【００５９】第３実施形態（図８〜図１０参照） 第３実施形態においては、シリンダ６の伸長作動時にコ
ントロールバルブ１８の排出側流路の開度（排出側流
量）を絞ることによって減速作用を得るようにしてい
る。
ントロールバルブ１８の排出側流路の開度（排出側流
量）を絞ることによって減速作用を得るようにしてい
る。
【００６０】すなわち、リモコン弁１９とコントロール
バルブ１８の伸長側パイロットポート１８ａを結ぶ伸長
側パイロットライン２０に電磁比例減圧弁３１が設けら
れ、この減圧弁３１がコントローラ２４により制御され
てその二次圧（コントロールバルブ１８に入力されるパ
イロット圧）が変化し、コントロールバルブ１８の排出
側流路の開口面積が変化するように構成されている。
バルブ１８の伸長側パイロットポート１８ａを結ぶ伸長
側パイロットライン２０に電磁比例減圧弁３１が設けら
れ、この減圧弁３１がコントローラ２４により制御され
てその二次圧（コントロールバルブ１８に入力されるパ
イロット圧）が変化し、コントロールバルブ１８の排出
側流路の開口面積が変化するように構成されている。
【００６１】このパイロット圧と流路開口面積の関係を
図９に示している。
図９に示している。
【００６２】同図中、実線Ｉは流量制御を行わない通常
制御時におけるパイロット圧／開口面積の関係を示し、
大負荷時にはコントローラ２４による減圧弁３１の制御
によりパイロット圧が通常制御時よりもΔＰだけ低下す
る。
制御時におけるパイロット圧／開口面積の関係を示し、
大負荷時にはコントローラ２４による減圧弁３１の制御
によりパイロット圧が通常制御時よりもΔＰだけ低下す
る。
【００６３】この結果、流路開口面積の最大値が、通常
制御時のＡ１に対してＡ２に減少するため、図１０に示
すようにリモコン弁操作量とシリンダ速度の関係におい
て、実線Ｉで示す通常制御時の最高速度Ｖ１に対して流
量制御時の最高速度がＶ２に制限される。
制御時のＡ１に対してＡ２に減少するため、図１０に示
すようにリモコン弁操作量とシリンダ速度の関係におい
て、実線Ｉで示す通常制御時の最高速度Ｖ１に対して流
量制御時の最高速度がＶ２に制限される。
【００６４】第４実施形態（図１１参照） 第４実施形態においては、第３実施形態の変形態様とし
て、コントロールバルブ１８として電磁パイロット式切
換弁が用いられるとともに、同バルブ１８の操作手段と
して、レバー３２ａの操作量を電気量に変換するポテン
ショメータ等の操作量変換器３２が用いられている。
て、コントロールバルブ１８として電磁パイロット式切
換弁が用いられるとともに、同バルブ１８の操作手段と
して、レバー３２ａの操作量を電気量に変換するポテン
ショメータ等の操作量変換器３２が用いられている。
【００６５】コントローラ２４は、シリンダ伸長作動時
に、この操作量変換器３２の操作量（レバー操作量）
と、コントロールバルブ１８の排出側流路の開口面積が
図９の点線ＩＩで示すパイロット圧／開口面積と同様の
関係となるようにコントロールバルブ１８を直接制御す
る。
に、この操作量変換器３２の操作量（レバー操作量）
と、コントロールバルブ１８の排出側流路の開口面積が
図９の点線ＩＩで示すパイロット圧／開口面積と同様の
関係となるようにコントロールバルブ１８を直接制御す
る。
【００６６】この実施形態によっても第３実施形態と同
様の作用効果を得ることができる。しかも、第３実施形
態と比較して、コントロールバルブ１８を直接制御する
ため、第３実施形態の電磁比例減圧弁３１が不要とな
る。このため、回路構成が簡素化され、コストが安くて
すむ。
様の作用効果を得ることができる。しかも、第３実施形
態と比較して、コントロールバルブ１８を直接制御する
ため、第３実施形態の電磁比例減圧弁３１が不要とな
る。このため、回路構成が簡素化され、コストが安くて
すむ。
【００６７】なお、上記第３及び第４両実施形態におい
ても、第２実施形態において説明したリモコン弁操作量
に応じた制御、シリンダストロークに応じた制御、及び
ポンプ吐出流量の同時制御を行い、かつ、同様の効果を
得ることができる。
ても、第２実施形態において説明したリモコン弁操作量
に応じた制御、シリンダストロークに応じた制御、及び
ポンプ吐出流量の同時制御を行い、かつ、同様の効果を
得ることができる。
【００６８】また、本発明は各実施形態で挙げた油圧シ
ョベルのアームシリンダ６に限らず、図１２，１３に示
すブームシリンダ５やバケットシリンダ７にも適用する
ことができる。さらに油圧ショベル以外の各種建設機械
（クレーン等）においてストロークエンドでの緩衝機能
を必要とする油圧シリンダに広く適用することができ
る。
ョベルのアームシリンダ６に限らず、図１２，１３に示
すブームシリンダ５やバケットシリンダ７にも適用する
ことができる。さらに油圧ショベル以外の各種建設機械
（クレーン等）においてストロークエンドでの緩衝機能
を必要とする油圧シリンダに広く適用することができ
る。
【００６９】
【発明の効果】上記のように本発明によるときは、負荷
検出手段によって大負荷が検出されると、流量制御手段
（請求項２，３では可変絞り弁、請求項４，５ではコン
トロールバルブ）によってシリンダ流量（排出側または
供給側流量）を減速側に制御する構成としたから、油圧
シリンダのストロークエンドでの緩衝用絞りによる緩衝
作用を確実に働かせ、シリンダやそれによって駆動され
る部材の破損、機械全体の振動の発生を防止することが
できる。
検出手段によって大負荷が検出されると、流量制御手段
（請求項２，３では可変絞り弁、請求項４，５ではコン
トロールバルブ）によってシリンダ流量（排出側または
供給側流量）を減速側に制御する構成としたから、油圧
シリンダのストロークエンドでの緩衝用絞りによる緩衝
作用を確実に働かせ、シリンダやそれによって駆動され
る部材の破損、機械全体の振動の発生を防止することが
できる。
【００７０】この場合、請求項３の発明によると、シリ
ンダ速度をポンプ流量によって決まる速度以上に増速す
るための再生弁が設けられた建設機械において、再生弁
を可変絞り弁として利用できるため、回路構成を簡素化
できるとともに、実施のためのコストが安くてすむ。
ンダ速度をポンプ流量によって決まる速度以上に増速す
るための再生弁が設けられた建設機械において、再生弁
を可変絞り弁として利用できるため、回路構成を簡素化
できるとともに、実施のためのコストが安くてすむ。
【００７１】また、請求項４，５の発明によると、シリ
ンダ制御用のコントロールバルブを可変絞り弁として兼
用するため、すべての建設機械に対して容易に低コスト
で適用することができる。
ンダ制御用のコントロールバルブを可変絞り弁として兼
用するため、すべての建設機械に対して容易に低コスト
で適用することができる。
【００７２】とくに請求項５の構成によると、コントロ
ーラによってコントロールバルブを直接制御でき、これ
らの間に減圧弁等の中間機器が不要となるため、回路構
成をより簡素化することができる。
ーラによってコントロールバルブを直接制御でき、これ
らの間に減圧弁等の中間機器が不要となるため、回路構
成をより簡素化することができる。
【００７３】一方、請求項６，７の発明によると、流量
制御手段による減速作用が、コントロールバルブの操作
量またはシリンダストロークが大きくなるほど強く働く
（小操作量域、小ストロークでは弱い）ため、実際の操
作で多用される操作量またはストロークの比較的小さい
領域では無駄な減速作用が働かず、操作性が良いものと
なる。
制御手段による減速作用が、コントロールバルブの操作
量またはシリンダストロークが大きくなるほど強く働く
（小操作量域、小ストロークでは弱い）ため、実際の操
作で多用される操作量またはストロークの比較的小さい
領域では無駄な減速作用が働かず、操作性が良いものと
なる。
【００７４】また、請求項８の発明によると、シリンダ
排出側及び供給側双方の流量を絞ることによって減速作
用を発揮させるため、減速効果がさらに高くなる。
排出側及び供給側双方の流量を絞ることによって減速作
用を発揮させるため、減速効果がさらに高くなる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態を示す回路構成図であ
る。
る。
【図２】本発明の第２実施形態を示す回路構成図であ
る。
る。
【図３】第２実施形態における電磁比例減圧弁と再生弁
の還流側絞り流路の開口面積の関係を示す図である。
の還流側絞り流路の開口面積の関係を示す図である。
【図４】同実施形態におけるリモコン弁の操作量と減圧
弁二次圧の関係を示す図である。
弁二次圧の関係を示す図である。
【図５】同実施形態におけるリモコン弁操作量とシリン
ダ速度の関係を示す図である。
ダ速度の関係を示す図である。
【図６】同実施形態におけるシリンダストロークとシリ
ンダ速度の関係を示す図である。
ンダ速度の関係を示す図である。
【図７】同実施形態におけるシリンダストロークと減圧
弁二次圧の関係を示す図である。
弁二次圧の関係を示す図である。
【図８】本発明の第３実施形態を示す回路構成図であ
る。
る。
【図９】同実施形態におけるリモコン弁のパイロット圧
とコントロールバルブの排出側流路の開口面積の関係を
示す図である。
とコントロールバルブの排出側流路の開口面積の関係を
示す図である。
【図１０】同実施形態におけるリモコン弁パイロット圧
とシリンダ速度の関係を示す図である。
とシリンダ速度の関係を示す図である。
【図１１】本発明の第４実施形態を示す回路構成図であ
る。
る。
【図１２】油圧ショベルの標準仕様での全体側面図であ
る。
る。
【図１３】油圧ショベルの特別仕様での全体側面図であ
る。
る。
【図１４】（ａ）は油圧ショベルにおけるアームシリン
ダのストローク中の状態を示す部分断面図、（ｂ）は同
ストロークエンド直前の状態を示す部分断面図である。
ダのストローク中の状態を示す部分断面図、（ｂ）は同
ストロークエンド直前の状態を示す部分断面図である。
６ 対象となる油圧シリンダとしてのアームシリンダ Ｗ 負荷 １６ 油圧ポンプ ８ 緩衝用絞り １１ 負荷センサ（負荷検出手段） １８ コントロールバルブ ２３ 流量制御手段を構成する可変絞り弁 ２５ 同電磁比例減圧弁 ２４ 同コントローラ ２６ 可変絞り弁としての再生弁 ２６ｂ 再生弁の還流側絞り流路 ３１ 流量制御手段を構成する電磁比例減圧弁
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 今西 悦二郎 神戸市西区高塚台１丁目５番５号 株式会 社神戸製鋼所神戸総合技術研究所内 (72)発明者 鈴岡 和憲 広島市安佐南区祇園３丁目12番４号 油谷 重工株式会社内 (72)発明者 岡 秀和 広島市安佐南区祇園３丁目12番４号 油谷 重工株式会社内 (72)発明者 田路 浩 広島市安佐南区祇園３丁目12番４号 油谷 重工株式会社内 (72)発明者 藤井 和彦 広島市安佐南区祇園３丁目12番４号 油谷 重工株式会社内 Ｆターム(参考） 2D003 AA01 AB03 AB04 AC06 BA01 BB02 CA02 DA03 DA04 DB01 DC02 3H089 AA23 AA60 BB06 CC03 DA02 DB49 FF03 FF12 GG02 JJ02
Claims (8)
- 【請求項１】 油圧シリンダの作動方向と作動速度がコ
ントロールバルブによって制御され、かつ、負荷の重力
が加速側に作用するシリンダ作動時のストロークエンド
で、排出側ポートに設けられた緩衝用絞りにより背圧を
発生させて緩衝作用を得るように構成された建設機械の
油圧シリンダ制御装置において、上記負荷を検出する負
荷検出手段と、上記負荷の重力が加速側に作用するシリ
ンダ作動時におけるシリンダ流量を制御する流量制御手
段とを具備し、この流量制御手段は、上記負荷検出手段
によって検出された負荷の大小に応じて、シリンダ速度
が大負荷側で低下する方向の流量制御を行うように構成
されたことを特徴とする建設機械の油圧シリンダ制御装
置。 - 【請求項２】 流量制御手段が、パイロット式の可変絞
り弁と、この可変絞り弁の開度を制御するコントローラ
とによって構成されたことを特徴とする請求項１記載の
建設機械の油圧リンダ制御装置。 - 【請求項３】 負荷の重力が加速側に作用するシリンダ
作動時における排出側流量の一部を供給側に還流させる
再生弁を備え、この再生弁がコントローラによって制御
される可変絞り弁として構成されたことを特徴とする請
求項２記載の建設機械の油圧シリンダ制御装置。 - 【請求項４】 コントロールバルブとしてパイロット式
切換弁が用いられ、流量制御手段が、上記コントロール
バルブと、負荷の重力が加速側に作用するシリンダ作動
時における上記コントロールバルブの開度を制御するコ
ントローラとによって構成されたことを特徴とする請求
項１記載の建設機械の油圧シリンダ制御装置。 - 【請求項５】 コントロールバルブとして電磁パイロッ
ト式切換弁が用いられたことを特徴とする請求項４記載
の建設機械の油圧シリンダ制御装置。 - 【請求項６】 請求項１乃至５のいずれかに記載の建設
機械の油圧シリンダ制御装置において、コントロールバ
ルブの操作量を検出する操作量検出手段が設けられ、流
量制御手段が、この操作量検出手段によって検出された
操作量に応じて、大操作量側でシリンダ速度が低下する
方向の流量制御を行うように構成されたことを特徴とす
る建設機械の油圧シリンダ制御装置。 - 【請求項７】 請求項１乃至６のいずれかに記載の建設
機械の油圧シリンダ制御装置において、負荷の重力が加
速側に作用するシリンダ作動時のシリンダストロークを
検出するストローク検出手段が設けられ、流量制御手段
が、このストローク検出手段によって検出されたストロ
ークに応じて、大ストローク側でシリンダ速度が低下す
る方向の流量制御を行うように構成されたことを特徴と
する建設機械の油圧シリンダ制御装置。 - 【請求項８】 請求項１乃至７のいずれかに記載の建設
機械の油圧シリンダ制御装置において、流量制御手段
が、油圧シリンダの排出側流量を減少させるとともに供
給油量を減少させる制御を行うように構成されたことを
特徴とする建設機械の油圧シリンダ制御装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP27425099A JP3708380B2 (ja) | 1999-09-28 | 1999-09-28 | 建設機械の油圧シリンダ制御装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP27425099A JP3708380B2 (ja) | 1999-09-28 | 1999-09-28 | 建設機械の油圧シリンダ制御装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2001099106A true JP2001099106A (ja) | 2001-04-10 |
| JP3708380B2 JP3708380B2 (ja) | 2005-10-19 |
Family
ID=17539095
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP27425099A Expired - Fee Related JP3708380B2 (ja) | 1999-09-28 | 1999-09-28 | 建設機械の油圧シリンダ制御装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3708380B2 (ja) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US6837140B2 (en) | 2002-02-04 | 2005-01-04 | Kobelco Construction Machinery Co., Ltd. | Control system and method for hydraulic working machine |
| JP2007510864A (ja) * | 2003-10-23 | 2007-04-26 | キャタピラー インコーポレイテッド | 作業機械用液圧システム |
| WO2012082176A1 (en) * | 2010-12-17 | 2012-06-21 | Parker-Hannifin Corporation | Hydraulic system with return pressure control |
| WO2013111948A1 (ko) * | 2012-01-27 | 2013-08-01 | 두산인프라코어 주식회사 | 건설기계의 옵션 장치와 프런트 작업장치의 복합작동을 위한 유압제어장치 |
| WO2014034974A1 (ko) * | 2012-08-28 | 2014-03-06 | 볼보 컨스트럭션 이큅먼트 에이비 | 건설기계용 유압시스템 |
| WO2020067303A1 (ja) * | 2018-09-27 | 2020-04-02 | 住友重機械工業株式会社 | ショベル、情報処理装置 |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE102011008709B4 (de) * | 2011-01-17 | 2021-11-04 | Linde Hydraulics Gmbh & Co. Kg | Steuerventileinrichtung zur Betätigung eines doppeltwirkenden Stielzylinders einer mobilen Arbeitsmaschine |
| CN108443242B (zh) * | 2018-06-19 | 2018-12-28 | 山东大学 | 搭载于隧道掘进机上的自动液压震源回路、装置及系统 |
-
1999
- 1999-09-28 JP JP27425099A patent/JP3708380B2/ja not_active Expired - Fee Related
Cited By (11)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US6837140B2 (en) | 2002-02-04 | 2005-01-04 | Kobelco Construction Machinery Co., Ltd. | Control system and method for hydraulic working machine |
| JP2007510864A (ja) * | 2003-10-23 | 2007-04-26 | キャタピラー インコーポレイテッド | 作業機械用液圧システム |
| JP4724664B2 (ja) * | 2003-10-23 | 2011-07-13 | キャタピラー インコーポレイテッド | 作業機械用液圧システム |
| WO2012082176A1 (en) * | 2010-12-17 | 2012-06-21 | Parker-Hannifin Corporation | Hydraulic system with return pressure control |
| CN103502655A (zh) * | 2010-12-17 | 2014-01-08 | 派克汉尼芬公司 | 具有回压控制的液压系统 |
| CN103502655B (zh) * | 2010-12-17 | 2016-01-20 | 派克汉尼芬公司 | 具有回压控制的液压系统 |
| WO2013111948A1 (ko) * | 2012-01-27 | 2013-08-01 | 두산인프라코어 주식회사 | 건설기계의 옵션 장치와 프런트 작업장치의 복합작동을 위한 유압제어장치 |
| WO2014034974A1 (ko) * | 2012-08-28 | 2014-03-06 | 볼보 컨스트럭션 이큅먼트 에이비 | 건설기계용 유압시스템 |
| WO2020067303A1 (ja) * | 2018-09-27 | 2020-04-02 | 住友重機械工業株式会社 | ショベル、情報処理装置 |
| JPWO2020067303A1 (ja) * | 2018-09-27 | 2021-08-30 | 住友重機械工業株式会社 | ショベル、情報処理装置 |
| US11959247B2 (en) | 2018-09-27 | 2024-04-16 | Sumitomo Heavy Industries, Ltd. | Shovel and information processing apparatus |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP3708380B2 (ja) | 2005-10-19 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP3900949B2 (ja) | 液圧式作業機械の制御装置およびその制御方法 | |
| JP5805217B2 (ja) | 油圧閉回路の駆動装置 | |
| KR101414329B1 (ko) | 작업 차량의 주행 제어 장치 | |
| KR101973872B1 (ko) | 작업 기계의 유압 구동 시스템 | |
| EP0844338A2 (en) | Hydraulic motor control system | |
| JP4410512B2 (ja) | 油圧駆動装置 | |
| JP5092061B1 (ja) | 作業車両及び作業車両の制御方法 | |
| CN111868338A (zh) | 挖土机 | |
| KR102088399B1 (ko) | 작업 기계 | |
| JP4685417B2 (ja) | 作業車両用液圧制御装置 | |
| JPWO2018164263A1 (ja) | ショベル | |
| JPWO2017164175A1 (ja) | ショベル及びショベル用コントロールバルブ | |
| JP3643193B2 (ja) | 油圧モータの制御装置 | |
| JP2001099106A (ja) | 建設機械の油圧シリンダ制御装置 | |
| WO2018164238A1 (ja) | ショベル | |
| EP0471842A1 (en) | Variable capacity pump controller of hydraulically driven wheel | |
| JP3594680B2 (ja) | 油圧機械の油圧再生装置 | |
| JP2018145984A (ja) | 建設機械の油圧駆動装置 | |
| JP7297401B2 (ja) | ショベル | |
| JP6591370B2 (ja) | 建設機械の油圧制御装置 | |
| JP2004076904A (ja) | 建設機械の油圧シリンダ制御装置 | |
| JP5357073B2 (ja) | 建設機械のポンプ制御装置 | |
| JPH11269937A (ja) | 作業機械の振動抑制装置 | |
| JPH09203087A (ja) | 建設機械 | |
| JP4209503B2 (ja) | 油圧駆動機械の制御装置 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20041109 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20041116 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20050113 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20050405 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20050606 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20050726 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20050803 |
|
| R150 | Certificate of patent (=grant) or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |