JP3655910B2 - Control device for hydraulic drive machine - Google Patents

Control device for hydraulic drive machine Download PDF

Info

Publication number
JP3655910B2
JP3655910B2 JP2003094472A JP2003094472A JP3655910B2 JP 3655910 B2 JP3655910 B2 JP 3655910B2 JP 2003094472 A JP2003094472 A JP 2003094472A JP 2003094472 A JP2003094472 A JP 2003094472A JP 3655910 B2 JP3655910 B2 JP 3655910B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
pressure
differential pressure
hydraulic
neutral position
hydraulic pump
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.)
Expired - Lifetime
Application number
JP2003094472A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2003314501A (en
Inventor
藤寿 高村
徹矢 中山
秀樹 悪七
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Komatsu Ltd
Original Assignee
Komatsu Ltd
Priority date (The priority date 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 date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Komatsu Ltd filed Critical Komatsu Ltd
Priority to JP2003094472A priority Critical patent/JP3655910B2/en
Publication of JP2003314501A publication Critical patent/JP2003314501A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP3655910B2 publication Critical patent/JP3655910B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Description

【0001】
【産業上の利用分野】
本発明はパワーショベル等の建設機械を含む油圧駆動機械の制御装置に関し、特に流量操作弁の操作量の一定操作量当たりの作業機アクチュエータの駆動速度の変化量を、油圧駆動機械の運転状態に応じて変化させることができる制御装置に関する。
【0002】
【従来の技術】
従来にあって、建設機械の作業内容に応じた操作レバーの操作性を得るべく、油圧ポンプの吐出圧と作業機アクチュエータの負荷圧との差圧を、外部より指示された作業種類を示す作業モードに応じて変化させるよう制御する技術が、たとえば特開平2−76904号公報に開示されている。
【0003】
この公報記載の技術は、「通常作業」モードから「微操作」モードに作業モードの変更がなされると、上記差圧が「通常作業」時よりも小さくなり、操作レバーの一定操作量当たりの作業機アクチュエータの駆動速度の変化量が「通常作業」時よりも小さくなり、「微操作」モードに適合した、より細やかな作業をなし得ることができるというものである。
【0004】
この種の制御方式として、また特開平2−164941号公報に開示されたものがあり、エンジンの回転数の低下に応じて上記差圧を小さくするよう制御することにより、エンジン回転の低下に応じて小さくなるいわゆるメータリング領域を大きくしてやり(逆にいうと回転数低下に応じて大きくなるデッドバンドを小さくしてやり)、操作レバーの操作性の向上を図らんとしている。
【0005】
【発明が解決しようとする課題】
このように、これら従来技術は、作業モードあるいはエンジン回転に応じて差圧を変化させ、これにより操作レバー操作量対作業機アクチュエータ速度の関係(以下「操作特性」という)を変化させ、操作レバーの操作性を改善しようとする制御方式ではあるが、これら従来技術は、作業モードあるいはエンジン回転に応じて一義的に差圧を変化させているだけである。作業モードあるいはエンジンの回転数に応じて差圧を低下させているだけで、実際の操作レバーの操作状態に応じて制御するものではない。たとえば、複数の操作弁(流量制御弁)がすべてニュートラル位置にされているときに、そのまま従来技術を適用すると、エンジン高回転時には、操作レバーの操作開始時にいわゆる作業機アクチュエータが急に動き出すという「飛び出し」現象が発生することになり、またエンジン低回転時には、操作レバーの操作開始時に無駄時間や不感帯の増加を招くこととなり、いずれも操作性を悪化させる。
【0006】
本発明は、こうした実状に鑑みてなされたものであり、ニュートラル位置から操作レバーが操作されたときに操作性の悪化が招来することがない装置を提供することをその目的としている。
【0007】
【課題を解決するための手段】
そこで、この発明では、原動機により駆動される油圧ポンプと、該油圧ポンプの吐出圧油が圧油供給路を介して供給されることにより駆動される複数の油圧アクチュエータと、前記圧油供給路に設けられ、前記複数の作業機アクチュエータに対して供給される圧油の流量を操作量に応じて制御する複数の流量制御弁とを有し、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数の作業機アクチュエータの負荷圧力との差圧が設定された値になるように前記油圧ポンプの吐出流量を制御するようにした油圧駆動機械の制御装置において、
前記複数の流量制御弁の各操作位置がニュートラル位置になっていることを検出するニュートラル位置検出手段と、
前記原動機の回転数を検出する回転数検出手段と、
前記ニュートラル位置検出手段によって前記複数の流量制御弁のすべての操作位置がニュートラル位置になっていることが検出されている場合に、前記複数の流量制御弁のうちいずれかの流量制御弁が操作されている際の差圧設定値よりも小さく、かつ前記回転数検出手段によって検出された回転数が大きくなるほど差圧設定値が小さくなるように差圧設定値を変化させる手段と
を具えるようにしている。
【0008】
【作用】
かかる本発明の構成によれば、ニュートラル位置検出手段によって複数の流量制御弁のすべての操作位置がニュートラル位置になっていることが検出されている場合に、複数の流量制御弁のうちいずれかの流量制御弁が操作されている際の差圧設定値よりも小さく、かつ回転数検出手段によって検出された回転数が大きくなるほど差圧設定値が小さくなるように差圧設定値が変化する。すなわち、流量制御弁をニュートラル位置から操作開始したとしても、ニュートラル位置のときの差圧がニュートラル位置以外のときの差圧よりも小さくしかも原動機の回転数に応じて設定されているので、高回転時には操作開始時の「飛び出し」現象が発生することがなく、また低回転時にも無駄時間や不感帯の増加が生じることもなく操作開始時の操作性が向上する。
【0009】
【実施例】
以下、図面を参照して本発明に係る油圧駆動機械の制御装置の実施例について説明する。なお、実施例では油圧駆動機械としてパワーショベルを想定している。
【0010】
図1はパワーショベルの作業機のうち2種類の作業機(ブームおよびアーム)を駆動する作業機油圧回路の構成を示している。なお、実施例では図面の煩雑を避けるために2種類の作業機にそれぞれ対応する2つの操作弁のみを示している。
【0011】
同図に示すように可変容量型油圧ポンプ2はエンジン1によって駆動され、斜板駆動用のレギュレータ12のピストン12aの移動に応じてその斜板2aの傾転角が変化される。そして、この斜板2aの傾転角の変化に応じて油圧ポンプ2の1回転当たりの吐出流量D(cc/rev)が変化される。エンジン1には該エンジン1の回転数(r・p・m)ωEを検出する回転センサ32が付設されており、この回転センサ32の検出信号ωEはコントローラ33に加えられる。
【0012】
油圧ポンプ2の吐出圧油は、管路9および該管路9を分岐する管路9a、9bを介して操作弁7、8にそれぞれ供給される。操作弁7、8は図示せぬ操作レバーの操作量S1、S2に応じてスプールが駆動され、このスプールの移動量に応じて各操作弁の開口面積A1、A2が変化し、その変化に応じた流量の圧油が作業機アクチュエータたる油圧シリンダ3、4にそれぞれ供給される。このとき操作弁7から流出される圧油は管路3a、3bを介して油圧シリンダ3の伸張側のシリンダ室、縮退側のシリンダ室にそれぞれ供給され、油圧シリンダ3をそれぞれ伸張、縮退させる。
【0013】
同様に操作弁8から流出される圧油は管路4a、4bを介して油圧シリンダ4の伸張側のシリンダ室、縮退側のシリンダ室に供給され、油圧シリンダ4をそれぞれ伸張、縮退させる。
【0014】
操作弁7、8は位置N、M、Lからなり、中立位置Nではポンプ2から吐出される圧油が流入するポンプポートはクローズ状態であり、切換位置Nから切換位置L、Mまでの途中の状態では操作弁を流れる圧油はスプールに設けられたロットリングの可変の絞り20で絞られる。また、切換位置L、Mでは絞り20は一定の面積になっているとともに、各位置で油圧シリンダ3、4の負荷圧、つまり管路3a、3b、4aおよび4bにそれぞれ配設された減圧弁25a、25b、26aおよび26bの出口側の圧力がポートRを介してチェック弁21、22にそれぞれ導かれる。
【0015】
チェック弁21はパイロット管路23aに接続され、このパイロット管路23aはパイロット管路23bに接続されている。パイロット管路23bにはチェック弁22が接続されている。そして、パイロット管路23bはパイロット管路24に接続されている。よってパイロット管路24には、油圧シリンダ3、4のうち高圧PLS側の圧油がチェック弁21、22のいずれかを通過して導かれることになる。パイロット管路24は減圧弁25a、25b、26aおよび26bのバネ位置側に接続されており、結局、減圧弁25a、25b、26aおよび26bのバネ位置側には油圧シリンダ3、4の高圧側の負荷圧PLSが加えられることになる。バネに対向する側には減圧弁の入口側の圧油、つまり操作弁7、8の出口側の圧力がパイロット圧として加えられている。なお、管路10は操作弁7、8の圧油をタンク11にリリーフすべく設けられている。
【0016】
定容量型油圧ポンプ34は所定圧力の圧油を吐出するものであり、この吐出圧油は管路35、制御弁36(いわゆる「LS−EPC弁」と称されるもの)を介して制御弁37のパイロットポート37aに制御圧Pcの圧油として供給される。ここで、制御弁36は、電磁ソレノイド36aに対してコントローラ33から加えられる制御信号に応じて弁位置が変化され、これによって上記パイロットポート36aに供給される圧油の流量が変化される。
【0017】
なお、管路35には、リリーフ弁38が配設されていて、油圧ポンプ34の吐出圧油の圧力がリリーフ弁38で設定された圧力以上の圧力になると、リリーフ弁38によりリリーフされる。
【0018】
油圧ポンプ2の吐出側の管路9はパイロット管路14に分岐され、このパイロット管路14はレギュレータ12の小径側のシリンダ室に接続されるとともに、制御弁37のパイロットポート37bに接続されている。パイロット管路23bは延長されて制御弁37のバネ37dが位置されている側のパイロットポート37cに接続されている。このため、制御弁37のバネ37dが無い側の端部には油圧ポンプ2の吐出圧Ppおよび制御弁36からの制御圧Pcが、また制御弁37の他方のバネ37dがある側の端部には油圧シリンダ3、4の負荷圧のうち高圧側の圧力PLSがパイロット圧として、またバネ37dの付勢力がオフセット圧として加えられる。そして制御弁37では、該制御弁37の各端部に加えられる圧力の差圧に応じて弁位置が切り換えられ、切換位置に応じた吐出量の圧油がレギュレータ12の大径側のシリンダ室に供給または排出され、斜板2aの傾転角が制御される。
【0019】
この場合、油圧ポンプ圧Ppとシリンダ負荷圧PLSとの差圧ΔPLSが、後述するような設定値に保持されるように斜板2aの傾転角が制御されることになる。この場合、差圧ΔPLSの設定値は、上記制御圧Pc、つまりコントローラ33から電磁ソレノイド36aに加えられる制御信号に応じて変化される。
【0020】
このとき圧力Pp、PLSと油圧ポンプ2の吐出量(容積)Dの関係は下記(1)式で表される。
【0021】
D=C・A・√(Pp−PLS) …(1)
ここでCは定数であり、Aは絞り20の開口面積である。
【0022】
さて、エンジン1には燃料噴射ポンプ38とガバナ39が併設されている。ガバナ39の燃料コントロールレバー39aはモータ40で駆動され、該レバー39aの駆動位置は位置センサ41で検出される。位置センサ41の検出信号はモータ40を駆動制御する際のフィードバック位置信号としてコントローラ33に加えられる。
【0023】
スロットルダイヤル42はエンジン1の目標回転数を設定するものであり、目標回転数ωTHに応じたスロットル信号はコントローラ33に加えられる。また、モニタパネル43はパワーショベルで行われる作業モードM、つまり「重堀削」モードM1、「堀削」モードM2、「整正」モードM3、「微操作」モードM4を選択、指示するものであり、選択された作業モードM1、M2、M3、M4を示す信号がコントローラ33に加えられる。
【0024】
また、管路14にはポンプ圧力センサ44が配設されており、このセンサ44によって管路14内の圧油の圧力、つまり油圧ポンプ2の吐出圧油Ppが検出される。この検出値Ppはコントローラ33に加えられる。
【0025】
また、操作弁7、8には、それぞれ操作ストローク量(以下「操作量」という)S1、S2を検出する操作量センサ45、46が配設されており、検出値S1、S2はコントローラ33に加えられる。
【0026】
コントローラ33は、入力された各種信号に基づいてモータ40に対して駆動制御信号を出力し、エンジン1の出力トルクを制御する。すなわち、図5に示すように、入力された目標回転数ωTHとエンジン回転センサ32で検出された現在のエンジン回転数ωEとに応じたレギュレーションラインl1、l2、l3…が設定されるようモータ40に駆動制御信号が加えられ、燃料コントロールレバー39aが作動されることになる。
【0027】
一方、コントローラ33は、入力された各種信号に基づいて後述するような演算処理を実行して、その結果得られた制御信号を制御弁36のソレノイド36aに出力し、制御弁37、レギュレータ12を介して油圧ポンプ2の斜板2aの傾転角、つまり油圧ポンプ2の吐出量D(cc/rev)を制御する。
【0028】
この場合、コントローラ33は油圧ポンプ2の吸収馬力を一定値にする制御信号を出力している。すなわち、油圧ポンプ2が、入力された作業モードM1…に応じた一定馬力が得られるような制御信号を制御弁36に出力し、制御弁37を介して油圧ポンプ2の斜板2aを制御する。このようにして、現在の負荷状態に応じて、最も効率のよい点にマッチング点が移動することになる(図5のF参照)。
【0029】
一方、コントローラ33は後述するようにして設定された差圧ΔPLSが得られるような制御信号を出力している。すなわち、コントローラ33は上記ポンプ吸収馬力の制御とともに差圧の制御も同一の制御信号により行っており、この場合制御弁36のソレノイド36aに加える制御信号に応じて制御弁37のパイロットポート37aに加えられる制御圧Pcが変化し、これによって差圧ΔPLSが変化される。この実施例では、この差圧ΔPLSを後述するように変化させることで、操作弁7、8の図示せぬ操作レバーの操作性向上を図っている。
【0030】
以下、かかる差圧ΔPLSの可変制御の内容について詳述する。
【0031】
・第1の制御
この第1の制御では、差圧ΔPLSを作業機アクチュエータに現在かかっている負荷およびエンジンの回転数に応じて変化させることで、上述したいわゆる「圧油リーク」があったとしてもレバー操作性が損なわれない制御を行おうとするものである。
【0032】
ところで、一般的に、上記圧油リークが操作特性に与える影響は油圧ポンプ2の油圧管路における漏れ量qLの吐出量Q(cc/min)に対する比率qL/Qに比例するといわれている。この比率qL/Qが大きくなることで油圧ポンプ2の実質的な容積効率が低下し、作業機アクチュエータの実速度が低下してしまい、操作レバーの操作特性が所望の操作特性から差圧が低下する方向に変化してしまう。よって、上記比率qL/Qを小さくすることにより操作特性を所望の特性に維持できレバー操作性を損なわずに済むことができる。
【0033】
いま、ポンプ吐出量Qは、
Q=D・ωE …(2)
であり、エンジン回転数ωEに比例している。一方、漏れ量qL自体は作業機アクチュエータ7、8にかかっている負荷、つまり油圧ポンプ2の吐出圧Ppに比例していることがわかっている。したがって、上記比率qL/Qは、
qL/Q=Pp/ωE …(3)
と表され、結局、油圧ポンプ吐出圧Ppが大きくなるほど比率qL/Qが大きくなるので、これによる差圧の低下を防止するために、圧Ppが大なるほど差圧を大きくする方向に補正することで、所望の操作特性を維持することができ、またエンジン回転数ωEが小さくなるほど比率qL/Qが大きくなるので、これによる差圧の低下を防止するために、回転数ωEが小なるほど差圧を大きくする方向に補正することで、所望の操作特性を維持することができる。
【0034】
図2はこの第1の制御を行うための、操作レバー操作量S1、S2(あるいは操作弁の開口面積S1、S2)と差圧ΔPLSとの関係を、ポンプ吐出圧Pp小さい場合(図2(a))、ポンプ吐出圧Ppが中間値をとる場合(図2(b))、ポンプ吐出圧Ppが大きい場合(図2(c))とに分けて示すとともに、エンジン回転数ωEが小さい場合(一点鎖線A)、エンジン回転数ωEが大きい場合(実線B)ごとに示したものである。
【0035】
この図2より明かなように図2の(a)から(b)へ、そして(c)へと、ポンプ吐出圧Ppが大きいほど差圧ΔPLSは大きくなるとともに、BからAへと、エンジン回転数ωEが小さくなるほど差圧ΔPLSは大きく設定されるのがわかる。
【0036】
この図2の内容はコントローラ33内の図示せぬメモリに予め記憶されており、上記ポンプ圧力センサ44で検出されたポンプ吐出圧Ppと回転センサ32で検出されたエンジン回転数ωEとに基づいて上記図2のそれら検出値に対応する差圧ΔPLSが読み出され、この差圧ΔPLSが得られるよう制御信号が制御弁36に出力されることになる。この結果、レバーの操作特性は圧油リークが生じたとしたとしても変化せず、所望の操作特性に維持されることになる。
【0037】
なお、この第1の制御では油圧ポンプ2の吐出圧Ppに基づき差圧を変化させるようにしているが、要は作業機にかかる負荷に基づき差圧を変化させることができればよく、作業機の負荷PLSに基づき差圧を変化させる実施も当然可能である。
【0038】
・第2の制御
この第2の制御では、差圧ΔPLSを、操作弁がニュートラル位置になっているときに、ニュートラル位置以外のときの設定差圧よりも小さくししかもエンジン回転数に応じて変化させることにより、上述したエンジン高回転時の「飛び出し」および低回転時の「無駄時間増大等」の発生を有効に防止して、レバー操作開始時の操作性を向上させようとするものである。
【0039】
さて、前述したように特開平2−164941号においては、エンジン回転数の低下に応じて差圧ΔPLSを低下させるように制御することで操作性向上を図るものであるが、操作弁がすべてニュートラル位置Nに操作されているときに、上記制御をそのまま行ったとすると、図3(a)のGに示すように操作レバーの操作開始時において、同図3(b)のHに示すようにエンジン高回転時には差圧ΔPLSが大きくなっているので、作業機アクチュエータの駆動速度が急激に立ち上がる「飛び出し」現象が発生することになる。これはニュートラル位置Nにおいて設定される差圧とニュートラル位置N以外の位置に操作されたときに設定される差圧との間に差がないことによるもので、図3(c)のIに示すようにレバー操作開始時において差圧ΔPLSが急激に立ち上がることによることに生ずるものである。
【0040】
したがって、操作レバー、つまり操作弁7、8がニュートラル位置Nのときの差圧をΔPLSnとし、ニュートラル位置N以外の操作状態のときの差圧をΔPLSaとしたとき、
ΔPLSn<ΔPLSa …(4)
のごとくニュートラル時の差圧ΔPLSnが操作時の差圧ΔPLSaよりも小さくなるように差をつけることで、図3(c)の破線Jで示すごとに過渡的にも緩やかな勾配をもって差圧が立ち上がり、図3(b)の破線Kに示すごとく上記「飛び出し」現象が除去されることとなる。
【0041】
一方、エンジン低回転時には上記従来のものでは、ニュートラル位置Nのときもエンジン回転数低下に応じて差圧ΔPLSが小さくなっており、図3(b)の一点鎖線Lに示すごとくレバー操作開始時において作業機アクチュエータの駆動速度がなかなか立ち上がらず、無駄時間や不感帯増加が発生している。よってニュートラル位置Nにあるときはそれ以外の位置にあるときとは逆に、図4に示すようにエンジン回転数ωEの低下に応じて差圧ΔPLSnを上昇させることで、上記無駄時間の増加等の不都合を除去することができる。また、この図4のようにエンジン回転数ωEの増大に応じて差圧ΔPLSnが小さくなるように変化させることで、エンジン回転数増大に伴ない顕著となる「飛び出し」現象を有効に防止することができる。
【0042】
結局、上記(4)式および図4に示すごとく、操作弁7、8のいずれもがニュートラル位置Nになっているときに、操作弁7、8のうちいずれかの操作弁が操作されているときの差圧ΔPLSaよりも小さく、かつエンジン回転数ωEが大きくなるほど小さくなるように差圧ΔPLSnが設定され、上記不都合のいずれもが除去され、レバー操作開始時の操作性改善を図ることができる。
【0043】
上記(4)式および図4の内容は、コントローラ33内の図示せぬメモリに予め記憶されており、上記操作量検出センサ45、46の出力に基づき操作弁7、8のいずれもがニュートラル位置Nにあることを検出し、このニュートラル位置Nが検出された際に、回転センサ32の出力ωEに応じた差圧ΔPLSnを上記メモリから読み出し、この差圧ΔPLSnが得られるよう制御信号が制御弁36に出力されることになる。この結果、レバーの操作開始時において上記「飛び出し」現象等はなくなり、操作性が従来よりも改善されることとなる。
【0044】
なお、この第2の制御は、エンジン回転数低下に応じて差圧を小さくするという従来技術を適用する場合のみならず、レバー操作中はエンジン回転数によらないで差圧が設定される場合に適用しても好適であることは明かである。
【0045】
【発明の効果】
以上説明したようにこの発明によれば、操作弁がニュートラル位置にあるときに、操作弁が操作されているときの差圧よりも小さく、かつエンジン回転数が大きくなるほど差圧が小さくなるように差圧を変化させるようにしたので、操作レバー操作開始時の操作性が向上するとともに、作業効率が向上する。
【図面の簡単な説明】
【図1】図1は本発明に係る油圧駆動機械の制御装置の実施例における作業機油圧回路の構成を示す回路図である。
【図2】図2はエンジン回転数とポンプ吐出圧に応じて差圧が変化する様子を示すグラフである。
【図3】図3は操作レバーの操作量と作業機アクチュエータの駆動速度と差圧の時間変化の様子をそれぞれ示すグラフであり、この実施例による効果を従来技術との比較において説明するために用いたグラフである。
【図4】図4は操作レバーがニュートラル位置にあるときのエンジン回転数と差圧設定値との関係を示すグラフである。
【図5】図5は実施例における等馬力制御を説明するために用いた、エンジン回転数と出力トルクとの関係を示すグラフである。
【符号の説明】
2 油圧ポンプ
3 油圧シリンダ
4 油圧シリンダ
7 操作弁
8 操作弁
12 レギュレータ
33 コントローラ
36 制御弁
37 制御弁
44 ポンプ圧力センサ
45 操作量センサ
46 操作量センサ
[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a control device for a hydraulically driven machine including a construction machine such as a power shovel. The present invention relates to a control device that can be changed accordingly.
[0002]
[Prior art]
In the past, in order to obtain the operability of the operation lever according to the work contents of the construction machine, the work indicating the work type instructed from the outside by the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the load pressure of the work implement actuator For example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2-76904 discloses a technique for controlling to change according to the mode.
[0003]
According to the technology described in this publication, when the work mode is changed from the “normal operation” mode to the “fine operation” mode, the differential pressure becomes smaller than that in the “normal operation” mode, and the operation lever per certain operation amount is reduced. The amount of change in the driving speed of the work implement actuator is smaller than that in “normal operation”, and finer work adapted to the “fine operation” mode can be performed.
[0004]
As this type of control system, there is one disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 2-164941. By controlling so as to reduce the differential pressure in accordance with a decrease in the engine speed, a response to a decrease in the engine speed can be obtained. Therefore, the so-called metering region, which becomes smaller, is increased (in other words, the dead band that increases as the rotational speed decreases is reduced) to improve the operability of the operation lever.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, these conventional techniques change the differential pressure in accordance with the work mode or the engine rotation, thereby changing the relationship between the operation lever operation amount and the work machine actuator speed (hereinafter referred to as “operation characteristics”). Although these control techniques are intended to improve the operability, these conventional techniques simply change the differential pressure uniquely in accordance with the work mode or engine rotation. The pressure difference is merely reduced according to the work mode or the engine speed, and is not controlled according to the actual operating state of the operating lever. For example, when a plurality of operation valves (flow control valves) are all in the neutral position and the conventional technique is applied as it is, a so-called work implement actuator starts suddenly at the start of operation of the operation lever during high engine rotation. The phenomenon of “jumping out” will occur, and at the time of low engine rotation, a dead time and a dead zone will be increased at the start of operation of the operation lever, both of which deteriorate operability.
[0006]
The present invention has been made in view of such a situation, and an object of the present invention is to provide an apparatus that does not cause deterioration in operability when an operation lever is operated from a neutral position.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, in the present invention, a hydraulic pump driven by a prime mover, a plurality of hydraulic actuators driven by supply of discharge hydraulic oil of the hydraulic pump through a pressure oil supply path, and the pressure oil supply path A plurality of flow rate control valves that are provided and control flow rates of pressure oil supplied to the plurality of work implement actuators according to an operation amount; In the control device for the hydraulic drive machine, which controls the discharge flow rate of the hydraulic pump so that the differential pressure with the load pressure becomes a set value,
Neutral position detecting means for detecting that each operation position of the plurality of flow control valves is a neutral position;
A rotational speed detection means for detecting the rotational speed of the prime mover;
When it is detected by the neutral position detection means that all the operation positions of the plurality of flow control valves are in the neutral position, one of the plurality of flow control valves is operated. Means for changing the differential pressure set value so that the differential pressure set value becomes smaller as the rotational speed detected by the rotational speed detection means becomes larger. ing.
[0008]
[Action]
According to such a configuration of the present invention, when it is detected by the neutral position detection means that all the operation positions of the plurality of flow control valves are in the neutral position, any one of the plurality of flow control valves is selected. The differential pressure setting value changes so that the differential pressure setting value becomes smaller as the rotational speed detected by the rotational speed detection means becomes larger than the differential pressure setting value when the flow rate control valve is operated. That is, even if the flow control valve is started to operate from the neutral position, the differential pressure at the neutral position is smaller than the differential pressure at the non-neutral position and is set according to the rotational speed of the prime mover. Occasionally, the “jumping out” phenomenon at the start of the operation does not occur, and the operability at the start of the operation is improved without an increase in dead time or dead zone even at a low speed.
[0009]
【Example】
Hereinafter, embodiments of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention will be described with reference to the drawings. In the embodiment, a power shovel is assumed as the hydraulic drive machine.
[0010]
FIG. 1 shows a configuration of a working machine hydraulic circuit that drives two kinds of working machines (boom and arm) among working machines of a power shovel. In the embodiment, only two operation valves respectively corresponding to the two types of work machines are shown in order to avoid complicated drawings.
[0011]
As shown in the figure, the variable displacement hydraulic pump 2 is driven by the engine 1, and the tilt angle of the swash plate 2a is changed according to the movement of the piston 12a of the regulator 12 for driving the swash plate. The discharge flow rate D (cc / rev) per rotation of the hydraulic pump 2 is changed according to the change in the tilt angle of the swash plate 2a. The engine 1 is provided with a rotation sensor 32 for detecting the rotation speed (r · p · m) ωE of the engine 1, and a detection signal ωE of the rotation sensor 32 is applied to the controller 33.
[0012]
The discharge pressure oil of the hydraulic pump 2 is supplied to the operation valves 7 and 8 through the pipe line 9 and the pipe lines 9a and 9b branching the pipe line 9, respectively. The spools of the operation valves 7 and 8 are driven according to the operation amounts S1 and S2 of an operation lever (not shown), and the opening areas A1 and A2 of the operation valves change according to the movement amounts of the spools. The hydraulic oil at a flow rate of a predetermined amount is supplied to the hydraulic cylinders 3 and 4 which are work machine actuators. At this time, the pressure oil flowing out from the operation valve 7 is supplied to the cylinder chamber on the expansion side and the cylinder chamber on the contraction side of the hydraulic cylinder 3 via the pipelines 3a and 3b, respectively, and the hydraulic cylinder 3 is expanded and contracted, respectively.
[0013]
Similarly, the pressure oil flowing out from the operation valve 8 is supplied to the cylinder chamber on the expansion side and the cylinder chamber on the contraction side of the hydraulic cylinder 4 via the pipelines 4a and 4b, and the hydraulic cylinder 4 is expanded and contracted, respectively.
[0014]
The operation valves 7 and 8 are composed of positions N, M, and L. At the neutral position N, the pump port into which the pressure oil discharged from the pump 2 flows is in a closed state, and is on the way from the switching position N to the switching positions L and M. In this state, the pressure oil flowing through the operation valve is throttled by the variable throttle 20 of the lot ring provided on the spool. In addition, the throttle 20 has a constant area at the switching positions L and M, and the pressure reducing valves provided in the load pressures of the hydraulic cylinders 3 and 4 at the respective positions, that is, the pipelines 3a, 3b, 4a and 4b, respectively. The pressures on the outlet sides of 25a, 25b, 26a and 26b are guided to the check valves 21 and 22 via the port R, respectively.
[0015]
The check valve 21 is connected to a pilot line 23a, and the pilot line 23a is connected to the pilot line 23b. A check valve 22 is connected to the pilot line 23b. The pilot line 23 b is connected to the pilot line 24. Therefore, the pressure oil on the high pressure PLS side of the hydraulic cylinders 3 and 4 is guided to the pilot line 24 through either of the check valves 21 and 22. The pilot line 24 is connected to the spring position side of the pressure reducing valves 25a, 25b, 26a and 26b, and eventually the spring position side of the pressure reducing valves 25a, 25b, 26a and 26b is connected to the high pressure side of the hydraulic cylinders 3 and 4. The load pressure PLS is applied. Pressure oil on the inlet side of the pressure reducing valve, that is, pressure on the outlet side of the operation valves 7 and 8 is applied as a pilot pressure to the side facing the spring. The pipe 10 is provided to relieve the pressure oil of the operation valves 7 and 8 to the tank 11.
[0016]
The constant displacement hydraulic pump 34 discharges pressure oil of a predetermined pressure, and this discharge pressure oil is a control valve via a pipe line 35 and a control valve 36 (so-called “LS-EPC valve”). 37 is supplied to the pilot port 37a of the control pressure Pc as pressure oil. Here, the valve position of the control valve 36 is changed in accordance with a control signal applied from the controller 33 to the electromagnetic solenoid 36a, whereby the flow rate of the pressure oil supplied to the pilot port 36a is changed.
[0017]
In addition, a relief valve 38 is provided in the pipe 35, and when the pressure of the discharge pressure oil of the hydraulic pump 34 becomes a pressure higher than the pressure set by the relief valve 38, the relief valve 38 performs relief.
[0018]
The discharge line 9 of the hydraulic pump 2 is branched into a pilot line 14, which is connected to the cylinder chamber on the small diameter side of the regulator 12 and to the pilot port 37 b of the control valve 37. Yes. The pilot line 23b is extended and connected to the pilot port 37c on the side where the spring 37d of the control valve 37 is located. Therefore, at the end of the control valve 37 on the side where the spring 37d is not present, the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 2 and the control pressure Pc from the control valve 36, and the end of the control valve 37 on the side where the other spring 37d is present The pressure PLS on the high pressure side of the load pressure of the hydraulic cylinders 3 and 4 is applied as a pilot pressure, and the biasing force of the spring 37d is applied as an offset pressure. In the control valve 37, the valve position is switched according to the differential pressure between the pressures applied to each end of the control valve 37, and the amount of pressure oil corresponding to the switching position is changed to the cylinder chamber on the large diameter side of the regulator 12. Are supplied or discharged, and the tilt angle of the swash plate 2a is controlled.
[0019]
In this case, the tilt angle of the swash plate 2a is controlled so that the differential pressure ΔPLS between the hydraulic pump pressure Pp and the cylinder load pressure PLS is maintained at a set value as described later. In this case, the set value of the differential pressure ΔPLS is changed according to the control pressure Pc, that is, a control signal applied from the controller 33 to the electromagnetic solenoid 36a.
[0020]
At this time, the relationship between the pressures Pp and PLS and the discharge amount (volume) D of the hydraulic pump 2 is expressed by the following equation (1).
[0021]
D = C · A · √ (Pp−PLS) (1)
Here, C is a constant, and A is the aperture area of the diaphragm 20.
[0022]
The engine 1 is provided with a fuel injection pump 38 and a governor 39. The fuel control lever 39a of the governor 39 is driven by a motor 40, and the drive position of the lever 39a is detected by a position sensor 41. The detection signal of the position sensor 41 is applied to the controller 33 as a feedback position signal when driving the motor 40.
[0023]
The throttle dial 42 sets a target rotational speed of the engine 1, and a throttle signal corresponding to the target rotational speed ωTH is applied to the controller 33. The monitor panel 43 selects and instructs a work mode M performed by a power shovel, that is, a “heavy excavation” mode M1, a “excavation” mode M2, a “correction” mode M3, and a “fine operation” mode M4. A signal indicating the selected work mode M1, M2, M3, M4 is applied to the controller 33.
[0024]
Further, a pump pressure sensor 44 is disposed in the pipe line 14, and the pressure of the pressure oil in the pipe line 14, that is, the discharge pressure oil Pp of the hydraulic pump 2 is detected by the sensor 44. This detection value Pp is added to the controller 33.
[0025]
The operation valves 7 and 8 are provided with operation amount sensors 45 and 46 for detecting operation stroke amounts (hereinafter referred to as “operation amounts”) S 1 and S 2, respectively, and the detected values S 1 and S 2 are sent to the controller 33. Added.
[0026]
The controller 33 outputs a drive control signal to the motor 40 based on various input signals, and controls the output torque of the engine 1. That is, as shown in FIG. 5, the motor 40 is set so that the regulation lines l1, l2, l3... Are set according to the input target rotational speed ωTH and the current engine rotational speed ωE detected by the engine rotational sensor 32. A drive control signal is applied to the fuel control lever 39a.
[0027]
On the other hand, the controller 33 executes arithmetic processing as will be described later based on various input signals, and outputs a control signal obtained as a result to the solenoid 36a of the control valve 36. The tilt angle of the swash plate 2a of the hydraulic pump 2, that is, the discharge amount D (cc / rev) of the hydraulic pump 2 is controlled.
[0028]
In this case, the controller 33 outputs a control signal for making the absorption horsepower of the hydraulic pump 2 a constant value. That is, the hydraulic pump 2 outputs a control signal for obtaining a constant horsepower according to the input work mode M1,... To the control valve 36, and controls the swash plate 2a of the hydraulic pump 2 via the control valve 37. . In this way, the matching point moves to the most efficient point according to the current load state (see F in FIG. 5).
[0029]
On the other hand, the controller 33 outputs a control signal for obtaining a differential pressure ΔPLS set as described later. That is, the controller 33 controls the pump absorption horsepower as well as the differential pressure by the same control signal. In this case, the controller 33 applies to the pilot port 37a of the control valve 37 according to the control signal applied to the solenoid 36a of the control valve 36. The control pressure Pc to be changed changes, thereby changing the differential pressure ΔPLS. In this embodiment, the operability of the operation levers (not shown) of the operation valves 7 and 8 is improved by changing the differential pressure ΔPLS as described later.
[0030]
Hereinafter, the contents of the variable control of the differential pressure ΔPLS will be described in detail.
[0031]
First control In this first control, it is assumed that the above-described “pressure oil leak” has occurred by changing the differential pressure ΔPLS according to the load currently applied to the work implement actuator and the engine speed. However, it is intended to perform control without impairing the lever operability.
[0032]
Incidentally, it is generally said that the influence of the pressure oil leak on the operation characteristics is proportional to the ratio qL / Q of the leak amount qL to the discharge amount Q (cc / min) in the hydraulic line of the hydraulic pump 2. As the ratio qL / Q increases, the substantial volumetric efficiency of the hydraulic pump 2 decreases, the actual speed of the work implement actuator decreases, and the operating characteristic of the operating lever decreases from the desired operating characteristic. It will change in the direction to do. Therefore, by reducing the ratio qL / Q, the operation characteristics can be maintained at desired characteristics, and the lever operability can be maintained.
[0033]
Now, the pump discharge rate Q is
Q = D · ωE (2)
And is proportional to the engine speed ωE. On the other hand, it is known that the leak amount qL itself is proportional to the load applied to the work machine actuators 7 and 8, that is, the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 2. Therefore, the ratio qL / Q is
qL / Q = Pp / ωE (3)
In the end, the ratio qL / Q increases as the hydraulic pump discharge pressure Pp increases. In order to prevent a decrease in the differential pressure due to this, correction is performed in such a way as to increase the differential pressure as the pressure Pp increases. Thus, the desired operating characteristics can be maintained, and the ratio qL / Q increases as the engine speed ωE decreases. Therefore, in order to prevent a decrease in the differential pressure due to this, the differential pressure decreases as the speed ωE decreases. It is possible to maintain desired operation characteristics by correcting in the direction of increasing.
[0034]
FIG. 2 shows the relationship between the operating lever operating amounts S1 and S2 (or operating valve opening areas S1 and S2) and the differential pressure ΔPLS for performing the first control when the pump discharge pressure Pp is small (FIG. 2 ( a)) When the pump discharge pressure Pp takes an intermediate value (FIG. 2 (b)) and when the pump discharge pressure Pp is large (FIG. 2 (c)), the engine speed ωE is small. This is shown for each case where the engine speed ωE is large (solid line B).
[0035]
As is clear from FIG. 2, from (a) to (b) in FIG. 2 and (c), as the pump discharge pressure Pp increases, the differential pressure ΔPLS increases, and from B to A, the engine speed increases. It can be seen that the differential pressure ΔPLS is set larger as the number ωE becomes smaller.
[0036]
2 is stored in advance in a memory (not shown) in the controller 33, and is based on the pump discharge pressure Pp detected by the pump pressure sensor 44 and the engine speed ωE detected by the rotation sensor 32. The differential pressure ΔPLS corresponding to the detected values in FIG. 2 is read, and a control signal is output to the control valve 36 so as to obtain this differential pressure ΔPLS. As a result, the operating characteristics of the lever do not change even if a pressure oil leak occurs, and the desired operating characteristics are maintained.
[0037]
In this first control, the differential pressure is changed based on the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 2, but the point is that the differential pressure may be changed based on the load applied to the work implement. Of course, it is possible to change the differential pressure based on the load PLS.
[0038]
Second control In this second control, when the operating valve is in the neutral position, the differential pressure ΔPLS is smaller than the set differential pressure when the operation valve is not in the neutral position, and changes according to the engine speed. By doing so, it is possible to effectively prevent the occurrence of the above-mentioned “jumping out” at the time of high engine rotation and “increase of dead time” at the time of low engine rotation, and to improve the operability at the start of lever operation. .
[0039]
As described above, in Japanese Patent Laid-Open No. 2-164941, the operability is improved by controlling so as to reduce the differential pressure ΔPLS in accordance with the decrease in the engine speed, but all the operation valves are neutral. Assuming that the above control is performed as it is when operated to the position N, as shown in G of FIG. 3A, at the start of operation of the operating lever, the engine as shown in H of FIG. 3B. Since the differential pressure ΔPLS is large at the time of high rotation, a “jumping out” phenomenon occurs in which the drive speed of the work implement actuator suddenly rises. This is because there is no difference between the differential pressure set at the neutral position N and the differential pressure set when operated at a position other than the neutral position N. This is shown by I in FIG. As described above, this is caused by the sudden rise of the differential pressure ΔPLS at the start of lever operation.
[0040]
Therefore, when the differential pressure when the control lever, that is, the control valves 7 and 8 are in the neutral position N is ΔPLSn, and the differential pressure in the operation state other than the neutral position N is ΔPLSa,
ΔPLSn <ΔPLSa (4)
By making a difference so that the differential pressure ΔPLSn at the neutral time becomes smaller than the differential pressure ΔPLSa at the time of operation, the differential pressure has a gentle gradient as shown by the broken line J in FIG. As shown in the broken line K in FIG. 3B, the above-mentioned “jumping out” phenomenon is removed.
[0041]
On the other hand, when the engine is running at a low speed, the differential pressure ΔPLS is reduced in accordance with the decrease in the engine speed even at the neutral position N at the time of the low engine speed. However, the drive speed of the work implement actuator does not rise easily, and dead time and dead zone increase occur. Therefore, when the neutral position N is at the other position, the increase in the dead time is increased by increasing the differential pressure ΔPL Sn according to the decrease in the engine speed ωE as shown in FIG. The inconvenience can be eliminated. Further, as shown in FIG. 4, by changing the pressure difference ΔPL Sn so as to decrease as the engine speed ωE increases, it is possible to effectively prevent the “jumping” phenomenon that becomes noticeable as the engine speed increases. Can do.
[0042]
Eventually, as shown in the above equation (4) and FIG. 4, when any of the operation valves 7 and 8 is in the neutral position N, one of the operation valves 7 and 8 is operated. The differential pressure ΔPLSn is set so as to be smaller than the current differential pressure ΔPLSa and smaller as the engine speed ωE becomes larger. All of the above disadvantages are eliminated, and the operability at the start of lever operation can be improved. .
[0043]
The expression (4) and the contents of FIG. 4 are stored in advance in a memory (not shown) in the controller 33, and the operation valves 7 and 8 are all in the neutral position based on the outputs of the operation amount detection sensors 45 and 46. When the neutral position N is detected, the differential pressure ΔPLSn corresponding to the output ωE of the rotation sensor 32 is read from the memory, and the control signal is controlled so that the differential pressure ΔPLSn is obtained. 36 is output. As a result, at the start of the operation of the lever, the above-mentioned “pop-out” phenomenon or the like is eliminated, and the operability is improved as compared with the prior art.
[0044]
This second control is not only applied when the conventional technique of reducing the differential pressure in response to a decrease in engine speed is applied, but also when the differential pressure is set regardless of the engine speed during lever operation. It is clear that the present invention is also suitable for application.
[0045]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, when the operating valve is in the neutral position, the differential pressure is smaller than the differential pressure when the operating valve is operated, and the differential pressure decreases as the engine speed increases. Since the differential pressure is changed, the operability at the start of operation of the operation lever is improved and the work efficiency is improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram showing a configuration of a working machine hydraulic circuit in an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention.
FIG. 2 is a graph showing how the differential pressure changes according to the engine speed and pump discharge pressure.
FIG. 3 is a graph showing the amount of operation of the operation lever, the driving speed of the work implement actuator, and the state of time variation of the differential pressure, respectively, for explaining the effect of this embodiment in comparison with the prior art. It is the graph used.
FIG. 4 is a graph showing the relationship between the engine speed and the differential pressure setting value when the operation lever is in the neutral position.
FIG. 5 is a graph showing the relationship between the engine speed and the output torque used for explaining the equal horsepower control in the embodiment.
[Explanation of symbols]
2 Hydraulic pump 3 Hydraulic cylinder 4 Hydraulic cylinder 7 Operation valve 8 Operation valve 12 Regulator 33 Controller 36 Control valve 37 Control valve 44 Pump pressure sensor 45 Operation amount sensor 46 Operation amount sensor

Claims (1)

原動機により駆動される油圧ポンプと、該油圧ポンプの吐出圧油が圧油供給路を介して供給されることにより駆動される複数の油圧アクチュエータと、前記圧油供給路に設けられ、前記複数の作業機アクチュエータに対して供給される圧油の流量を操作量に応じて制御する複数の流量制御弁とを有し、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数の作業機アクチュエータの負荷圧力との差圧が設定された値になるように前記油圧ポンプの吐出流量を制御するようにした油圧駆動機械の制御装置において、
前記複数の流量制御弁の各操作位置がニュートラル位置になっていることを検出するニュートラル位置検出手段と、
前記原動機の回転数を検出する回転数検出手段と、
前記ニュートラル位置検出手段によって前記複数の流量制御弁のすべての操作位置がニュートラル位置になっていることが検出されている場合に、前記複数の流量制御弁のうちいずれかの流量制御弁が操作されている際の差圧設定値よりも小さく、かつ前記回転数検出手段によって検出された回転数が大きくなるほど差圧設定値が小さくなるように差圧設定値を変化させる手段と
を具えた油圧駆動機械の制御装置。
A hydraulic pump driven by a prime mover, a plurality of hydraulic actuators driven by supply of discharge hydraulic oil of the hydraulic pump through a pressure oil supply path, and the plurality of hydraulic oil supply paths. A plurality of flow rate control valves for controlling the flow rate of the pressure oil supplied to the work implement actuator according to the operation amount, and the difference between the discharge pressure of the hydraulic pump and the load pressure of the plurality of work implement actuators In the control device for the hydraulic drive machine, which controls the discharge flow rate of the hydraulic pump so that the pressure becomes a set value,
Neutral position detecting means for detecting that each operation position of the plurality of flow control valves is a neutral position;
A rotational speed detection means for detecting the rotational speed of the prime mover;
When it is detected by the neutral position detection means that all the operation positions of the plurality of flow control valves are in the neutral position, one of the plurality of flow control valves is operated. And a means for changing the differential pressure setting value so that the differential pressure setting value becomes smaller as the rotational speed detected by the rotational speed detection means becomes larger. Machine control device.
JP2003094472A 2003-03-31 2003-03-31 Control device for hydraulic drive machine Expired - Lifetime JP3655910B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2003094472A JP3655910B2 (en) 2003-03-31 2003-03-31 Control device for hydraulic drive machine

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2003094472A JP3655910B2 (en) 2003-03-31 2003-03-31 Control device for hydraulic drive machine

Related Parent Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP06861393A Division JP3765317B2 (en) 1993-03-26 1993-03-26 Control device for hydraulic drive machine

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2003314501A JP2003314501A (en) 2003-11-06
JP3655910B2 true JP3655910B2 (en) 2005-06-02

Family

ID=29546083

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2003094472A Expired - Lifetime JP3655910B2 (en) 2003-03-31 2003-03-31 Control device for hydraulic drive machine

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP3655910B2 (en)

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5883616B2 (en) * 2011-11-08 2016-03-15 日産フォークリフト株式会社 Electric motor control device
JP7257132B2 (en) 2018-11-15 2023-04-13 株式会社小松製作所 working machine

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5962702A (en) * 1982-10-02 1984-04-10 Daikin Ind Ltd Inertial body driving circuit
JP2657548B2 (en) * 1988-06-29 1997-09-24 日立建機株式会社 Hydraulic drive device and control method thereof
JPH0768962B2 (en) * 1990-06-22 1995-07-26 株式会社ゼクセル Directional switching valve with load sensing function
EP0522171B1 (en) * 1991-01-28 1997-06-11 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulic control system in hydraulic construction machine
JP3003958B2 (en) * 1991-03-15 2000-01-31 株式会社小松製作所 Load sensing hydraulic circuit

Also Published As

Publication number Publication date
JP2003314501A (en) 2003-11-06

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US5630317A (en) Controller for hydraulic drive machine
JP5972879B2 (en) Hydraulic drive system
KR950007624B1 (en) Control system of hydraulic pump
KR0144087B1 (en) Hydraulic control system for construction machines
US11060263B2 (en) Excavator and control valve for excavator
JP6852145B2 (en) Excavator
JPH11303809A (en) Pump control device for hydraulic drive machine
JP4976920B2 (en) Pump discharge control device
JP3460817B2 (en) Hydraulic control device for hydraulic excavator
JP5391101B2 (en) Engine control device
JP2003004003A (en) Hydraulic control circuit of hydraulic shovel
JP3655910B2 (en) Control device for hydraulic drive machine
JP3444503B2 (en) Control device for hydraulic drive machine
JP3765317B2 (en) Control device for hydraulic drive machine
JP5004665B2 (en) Piston pump hydraulic circuit
JP3305801B2 (en) Control device for hydraulic drive machine
JP3175992B2 (en) Control device for hydraulic drive machine
JP2000035005A (en) Controller for hydraulically-operated machine
JPH04258505A (en) Driving control device for hydraulic construction machine
JPH06280810A (en) Hydraulic driving device for hydraulic operation machine
JPH07293508A (en) Hydraulic control device
JPH07180189A (en) Hydraulic driving device of construction machinery
JP3286147B2 (en) Construction machine hydraulic circuit
JP4922068B2 (en) Hydraulic circuit of swash plate type double piston pump
JP3330340B2 (en) Control device for hydraulic drive machine

Legal Events

Date Code Title Description
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: 20050301

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20050304

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080311

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090311

Year of fee payment: 4

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100311

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110311

Year of fee payment: 6

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120311

Year of fee payment: 7

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130311

Year of fee payment: 8