JP3708380B2

JP3708380B2 - 建設機械の油圧シリンダ制御装置

Info

Publication number: JP3708380B2
Application number: JP27425099A
Authority: JP
Inventors: 直紀菅野; 悦二郎今西; 和憲鈴岡; 秀和岡; 浩田路; 和彦藤井
Original assignee: Kobelco Construction Machinery Co Ltd; Kobe Steel Ltd
Current assignee: Kobelco Construction Machinery Co Ltd; Kobe Steel Ltd
Priority date: 1999-09-28
Filing date: 1999-09-28
Publication date: 2005-10-19
Anticipated expiration: 2019-09-28
Also published as: JP2001099106A

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。
【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。
【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。
【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。
【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８ａ，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。
【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。
【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。
【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。
【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６１−１５３００３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。
【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。
【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と、この両検出手段によって検出された負荷と操作量とに基づいて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、油圧シリンダの排出側の流路を絞る可変絞り弁を備え、操作量が大きい領域において、シリンダ速度が大負荷側で低下するように、上記可変絞り弁の開度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。
【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。
【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。
【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、可変絞り弁としての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。
【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、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、流量制御手段は、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が予め設定された制御開始ストロークに達したときにシリンダ速度が低下する流量制御を行うように構成されたものである。
【００１９】
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、操作量が大きい領域において、流量制御手段により減速制御が行われてシリンダ速度が低下する。
【００２０】
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。
【００２１】
しかも、シリンダ供給側と排出側の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。
【００２２】
また、上記減速作用が、操作量の大きい領域で働くため、実際の操作で多用される操作量の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。
【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。
【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。
【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。
【００２６】
一方、請求項６の構成によると、流量制御手段による減速作用が、シリンダストロークが大きい領域で働くため、実際の操作で多用される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】
【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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。１２，１３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。
【００３１】
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。
【００３２】
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２３が制御される。
【００３３】
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。
【００３４】
この点の作用を次に説明する。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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２４により電磁比例減圧弁２５を通じて還流側絞り流路２６ｂの開度が制御される。
【００４０】
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。
【００４１】
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、Ａ２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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
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。
【００４７】
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（ＦＵＬＬ）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。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
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。
【００５３】
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。
【００５４】
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。
【００５５】
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。
【００５６】
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。
【００５７】
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。
【００５８】
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。
【００５９】
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。
【００６０】
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。
【００６１】
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。
【００６２】
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。
【００６３】
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。
【００６４】
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。
【００６５】
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。
【００６６】
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。
【００６７】
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。
【００６８】
【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、負荷重力が加速側に作用するシリンダ作動時に、操作量が大きい領域において、流量制御手段により減速制御を行う構成としたから、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。
【００６９】
しかも、シリンダ供給側と排出側の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。
【００７０】
また、上記減速作用が、操作量の大きい領域で働くため、実際の操作で多用される操作量の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。
【００７１】
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、回路構成が簡素化され、実施のためのコストが安くてすむ。
【００７２】
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。
【００７３】
とくに請求項５の発明によると、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。
【００７４】
一方、請求項６の発明によると、流量制御手段による減速作用が、シリンダストロークが大きい領域で働くため、実際の操作で多用される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。
【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。
【図２】本発明の第２実施形態を示す回路構成図である。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【図８】本発明の第３実施形態を示す回路構成図である。
【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。
【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。
【図１１】本発明の第４実施形態を示す回路構成図である。
【図１２】油圧ショベルの標準仕様での全体側面図である。
【図１３】油圧ショベルの特別仕様での全体側面図である。
【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。
【符号の説明】
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

Claims

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と、この両検出手段によって検出された負荷と操作量とに基づいて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、油圧シリンダの排出側の流路を絞る可変絞り弁を備え、操作量が大きい領域において、シリンダ速度が大負荷側で低下するように、上記可変絞り弁の開度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。
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。
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。
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、可変絞り弁としての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。
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、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、流量制御手段は、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が予め設定された制御開始ストロークに達したときにシリンダ速度が低下する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。