JP4155967B2 - 流体圧回路の制御装置、その制御方法および作業機械 - Google Patents

Description

本発明は、ネガティブフローコントロール式の流体圧ポンプを有する流体圧回路の制御装置、その制御方法および作業機械に関するものである。

油圧ショベルなどの建設機械の油圧制御装置として、ネガティブフローコントロール式の油圧ポンプから油圧シリンダに供給される作動油を弁変位量に応じて流量制御する切換弁と、この切換弁を経たセンタバイパスラインから取出したポンプ信号圧を油圧ポンプにフィードバックしてポンプ流量を制御するポンプ信号圧ラインと、切換弁を介して油圧シリンダの目標とする動作スピードを指示するパイロット操作弁とを備えた油圧回路が知られている（例えば、特許文献１参照）。

この特許文献１に示された油圧制御装置は、切換弁内の油圧シリンダ−タンク間の圧油給排通路（いわゆるＣ−Ｔ通路）の開口面積を、エンジン回転速度に応じて調整することで、エンジン回転速度が低くポンプ流量が不足したときにはＣ−Ｔ通路の開口面積を絞って、油圧シリンダでの負圧の発生を防止したり、エンジン回転速度が高くポンプ流量が増大したときにはＣ−Ｔ通路の開口面積を大きくして圧力損失に伴う燃費の悪化を防止するものである。

一方、このようなセンタバイパスラインから取出したポンプ信号圧を油圧ポンプにフィードバックしてポンプ流量を制御するネガティブフローコントロール式の油圧回路には、複数の切換弁により複数の油圧アクチュエータを連動操作するときに、別の問題が生じる。

これを、図６に示された油圧ショベルにおけるアタッチメントシリンダ作動用油圧回路の例で説明する。

この図６に示された油圧回路おいて、１は複数のスプールを内蔵したコントロール弁であり、このコントロール弁１内に３位置６ポート型のスプール形で電磁式のアタッチメント切換弁２が設置され、このアタッチメント切換弁２のソレノイド2sは、コントローラ３のアタッチメント用出力部に接続され、さらに、コントローラの対応するアタッチメント用入力部に、アタッチメント用電気リモコンレバー４が接続されている。

５は、ネガティブフローコントロール式の油圧ポンプ５であり、この油圧ポンプ５の吐出口に、ポンプライン６、パラレルライン７およびライン８を経て、アタッチメント切換弁２の供給ポート部2bが接続され、このアタッチメント切換弁２の出力ポート部は、アタッチメントヘッドライン9Hおよびアタッチメントロッドライン9Rを経て、アタッチメント用アクチュエータとしてのアタッチメントシリンダ10のヘッド室10hおよびロッド室10rに接続され、また、アタッチメント切換弁２のタンクポート部2cは、タンクライン11を経てタンク11Tに接続されている。

電磁式のアタッチメント切換弁２の上流側には、スプール形で電磁式のアーム切換弁12が設置され、そのソレノイドは、コントローラ３のアーム用出力部に接続され、さらに、コントローラの対応するアーム用入力部には、アーム用電気リモコンレバー13が接続されている。このアーム切換弁12の供給ポート部12bはパラレルライン７に接続され、出力ポート部は、アームヘッドライン14Hおよびアームロッドライン14Rを経て、アームシリンダ15のヘッド室15hおよびロッド室15rに接続され、また、アーム切換弁12のタンクポート部12cは、タンクライン11を経てタンク11Tに接続されている。

同様に、電磁式のアーム切換弁12の上流側には、他の電磁式の切換弁20が配置され、この切換弁20にブームシリンダ41などを制御するための油圧回路および電気リモコン操作回路がそれぞれ接続されている。なお、この切換弁20は中立位置にあって切換作動しないものとする。

各切換弁２，12，20のセンタ位置には、パラレルライン７から分岐されたセンタバイパスライン21が順次接続され、このセンタバイパスライン21のコントロール弁１内の終端部には、ネガティブ制御用リリーフ弁22の固定絞り22aおよびリリーフ弁22bが設置されている。これらの固定絞り22aおよびリリーフ弁22bの直前位置からポンプ信号圧ライン23が引出され、このポンプ信号圧ライン23は、油圧ポンプ５の容量可変制御部5aに接続されている。また、ポンプライン６上には、回路のシステム圧を、設定されたメインリリーフ圧に制御するメインリリーフ弁24が設置されている。

そして、電磁式のアタッチメント切換弁２は、アタッチメント用電気リモコンレバー４からの伸び操作信号がコントローラ３に入力されると、コントローラ３からの電気信号が、切換弁２のソレノイド2sに印加されることにより、アタッチメントシリンダ伸び位置に切換えられるとネガティブフローコントロール式油圧ポンプ５より供給された作動油が、ポンプライン６、パラレルライン７、ライン８、アタッチメント切換弁２、アタッチメントヘッドライン9Hを順次通って、アタッチメントシリンダ10のヘッド室10hに供給され、同時に、アタッチメントシリンダ10のロッド室10rからの戻り油がアタッチメントロッドライン9Rを通り、アタッチメント切換弁２を介し、タンクライン11へ流れることによりアタッチメントシリンダ10が伸び方向に動く。

同様にして、アタッチメント用電気リモコンレバー４からの縮み操作信号がコントローラ３に入力されると、アタッチメント切換弁２は、アタッチメントシリンダ縮み位置に切換えられ、油圧ポンプ５の吐出圧油がアタッチメントロッドライン9Rを介してアタッチメントシリンダ10のロッド室10rに供給され、また、アタッチメントシリンダ10のヘッド室10hからの戻り油がアタッチメントヘッドライン9Hを通り、アタッチメント切換弁２を介し、タンクライン11へ流れることにより、アタッチメントシリンダ10が縮み方向に動く。

アーム切換弁12は、アタッチメント切換弁２と直列もしくは並列に接続されたアームシリンダ制御用のスプール切換弁であり、アームシリンダ15とアタッチメントシリンダ10との連動操作時には、油圧ポンプ５からの供給油を、アタッチメント切換弁２と取り合う形になっている。なお、本説明では、並列接続の場合を示す。

このアーム切換弁12の作動原理は、アタッチメント切換弁２と同様で、アーム用電気リモコンレバー13からの伸び操作もしくは縮み操作信号がコントローラ３に入力されると、コントローラ３からの電気信号によりアームシリンダ伸びもしくは縮み位置に切換えられ、油圧ポンプ５からの吐出圧油が、アームヘッドライン14Hもしくはアームロッドライン14Rを通ってアームシリンダ15に供給され、同時に戻り油がアームロッドライン14Rもしくはアームヘッドライン14Hを通り、アーム切換弁12を通ってタンクライン11へ流れることにより、アームシリンダ15が伸び方向もしくは縮み方向に動く。

ここで、スプール形の各切換弁２，12は、図７に示されるように、スプールストロークと各種開口面積との関係を表わす開口特性を有しているものとする。この図７において、Ｐ−Ｔは、図６の切換弁２，12におけるポート部2a，12aのバイパス可変絞り開口面積（以下、開口面積を単に「面積」という）、Ｐ−Ｃは同じく供給ポート部2b，12bのポンプ−シリンダ間可変絞り面積、Ｃ−Ｔはポート部2c，12cのシリンダ−タンク間可変絞り面積を表す。

また、図８は、切換弁２，12のスプールストロークとソレノイドヘの電気信号、つまりソレノイド電流との関係を示す。従来技術では、電気リモコンレバー４，13からの操作信号とソレノイドへの電気信号は、１対１の関係になっているので、図８におけるソレノイドへの電気信号＝電気リモコンレバー４，13からの操作信号とみなすことができる。

次に、ネガティブフローコントロール式油圧ポンプ５の作動について説明する。今、コントロール弁１内の切換弁２，12，20が全て中立状態では、油圧ポンプ５から供給された作動油は、コントロール弁１内のセンタバイパスライン21を通り、ネガティブ制御用リリーフ弁22内の固定絞り22aおよびリリーフ弁22bを通ってタンクライン11へ流れている。

ここで、センタバイパスライン21を流れるバイパス流量をＱb、リリーフ弁22bのクラッキング圧力をＰcとすると、固定絞り22aの直前の圧力、すなわち、ポンプ信号圧ライン23を通って油圧ポンプ５の容量可変制御部5aヘ入力される信号圧をＰnとした場合、ＱbとＰnの関係が図９のような特性になっており、流量ＱbがＱc（圧力：Ｐc）を超えるとリリーフ弁22bが作動するものとする。

また、流量Ｑc以下では、開口断面積Ａnの固定絞り22aの前後差圧をΔＰとすると、ベルヌーイの式により、下記の式(1)が成り立ち、したがって、図９中のＱc以下の特性線図は、２次曲線となる。

Ｑb＝Ｋ・Ａn・√ΔＰ＝Ｋ・Ａn・√Ｐn …(1)
但し、Ｋ：定数

ネガティブフローコントロール式油圧ポンプ５の信号圧Ｐnと吐出流量（以下、「ポンプ流量」という）Ｑの関係を図１０に示す。この図１０にて、ポンプ流量Ｑが最小流量Ｑminとなったときの信号圧をＰxとすると、Ｐx＜Ｐcとなっているものとする。

今、アタッチメントシリンダ縮みとアームシリンダ伸びの連動操作の場合を例にとって連動操作時のポンプ流量制御を以下に説明する。

アーム切換弁12およびアタッチメント切換弁２の任意のストロークにおけるバイパス可変絞り面積をそれぞれＡs、Ａtとし、油圧ポンプ５から供給されるポンプ圧をＰpとし、アーム切換弁12のポート12a直後の圧力をＰ_１２とすると、式(1)と同様にして以下の式が成り立つ。

Ｑb＝Ｋ・Ａs・√（Ｐp−Ｐ_１２） …(2)

Ｑb＝Ｋ・Ａt・√（Ｐ_１２−Ｐn） …(3)

式(2)および式(3)より、以下の式が導き出される。

Ｑb＝Ｋ・（Ａs・Ａt／√（Ａs^２＋Ａt^２））・√（Ｐp−Ｐn） …(4)

式(4)において、右辺の「Ａs・Ａt／√（Ａs^２十Ａt^２）」は、所謂、合成絞り値を表す式である。

したがって、式(1)および式(4)より、ＱbがＱcよりも小さい場合の油圧ポンプヘの信号圧Ｐnは、以下のように表される。

Ｐn＝Ｐp・Ａs^２・Ａt^２／（（Ａn^２・（Ａs^２＋Ａt^２）＋Ａs^２・Ａt^２）） …(5)

式(5)より、あるポンプ圧Ｐp、固定絞りの開口断面積Ａnにおける油圧ポンプヘの信号圧Ｐnは、アーム切換弁12およびアタッチメント切換弁２のバイパス可変絞り面積（変数）Ａs、Ａtによって表すことができることがわかる。
特開２００１−２００８０６号公報（第４−６頁、図１−３）

（Ａ）図６に示すような従来の油圧回路において、アタッチメントシリンダ縮みとアームシリンダ伸びの空中連動操作時、高負荷が加わるアタッチメントシリンダ10のロッド室10rに比べ、重力方向に自重で落下気味に動くアームシリンダ15のヘッド室15hの負荷圧の方が低いことから、油圧ポンプ５からの供給油がアーム切換弁12を通って負荷の低いアームシリンダ15側に殆ど流れてしまうので、アタッチメントシリンダ10側には殆ど流れず、アタッチメント39が殆ど動かないため、連動操作性が悪いという問題があった。

（Ｂ）図６に示すような従来の油圧回路において、アームシリンダ伸びとアタッチメントシリンダ伸び２連動操作時、アタッチメントシリンダ10に急激な負荷が掛かるような作業状態でメインリリーフ圧近い、最大シリンダ推力を必要とするような場合に、従来技術では、重力方向に自重で落下気味に動くアームシリンダ15のヘッド室15hの負荷圧の方が低いことから、油圧源からの供給油がアーム切換弁12を通って負荷の低いアームシリンダ15側に殆ど流れてしまうので、アタッチメントシリンダ10のヘッド室10hには殆ど流れず、また、圧力も上がらないため、必要とするアタッチメントシリンダ10の推力が出ず、連動操作性が悪いという問題があった。

また、同様の操作にて、逆にアームシリンダ15に急激な負荷が掛かるような作業状態でメインリリーフ圧近い、最大シリンダ推力を必要とするような場合に、従来技術では、重力方向に自重で落下気味に動くアタッチメントシリンダ10のヘッド室10hの負荷圧の方が低いことから、油圧源からの供給油がアタッチメント切換弁２を通って負荷の低いアタッチメントシリンダ10側に殆ど流れてしまうので、アームシリンダ15のヘッド室15hには殆ど流れず、また、圧力も上がらないため、必要とするアームシリンダ15の推力が出ず、連動操作性が悪いという問題があった。

（Ｃ）図６に示すような従来の油圧回路において、アームシリンダ縮みとアタッチメントシリンダ伸び２連動操作による空中連動操作時、シリンダに高負荷が加わるアームシリンダ15のロッド室15rに比べ、重力方向に自重で落下気味に動くアタッチメントシリンダ10のヘッド室10hの負荷圧の方が低いことから、油圧源からの供給油がアタッチメント切換弁２を通って負荷の低いアタッチメントシリンダ10側に殆ど流れてしまうので、アームシリンダ15のロッド室15rには殆ど流れず、アームシリンダ15が殆ど縮まないため、連動操作性が悪いという問題があった。

（Ｄ）図６に示すような従来の油圧回路において、アームシリンダ縮みとアタッチメントシリンダ縮み２連動操作時、アタッチメントシリンダ10に急激な負荷が掛かるような作業状態でメインリリーフ圧近い、最大シリンダ推力を必要とするような場合に、従来技術では、アームシリンダ15のロッド室15rの負荷圧の方が低いことから、油圧源からの供給油がアーム切換弁12を通って負荷の低いアームシリンダ15側に殆ど流れてしまうので、アタッチメントシリンダ10のロッド室10rには殆ど流れず、また、圧力も上がらないため、必要とするアタッチメントシリンダ10の推力が出ず、連動操作性が悪いという問題があった。

また、同様の操作にて、逆にアームシリンダ15に急激な負荷が掛かるような作業状態でメインリリーフ圧近い、最大シリンダ推力を必要とするような場合に、従来技術では、アタッチメントシリンダ10のロッド室10rの負荷圧の方が低いことから、油圧源からの供給油がアタッチメント切換弁２を通って負荷の低いアタッチメントシリンダ10側に殆ど流れてしまうのでアームシリンダ15のロッド室10rには殆ど流れず、また、圧力も上がらないため、必要とするアームシリンダ15の推力が出ず、連動操作性が悪いという問題があった。

本発明は、このような点に鑑みなされたもので、複数の流体圧アクチュエータを連動操作する際の連動操作性を改善した流体圧回路の制御装置、制御方法および作業機械を提供することを目的とするものである。

請求項１記載の発明は、センタバイパスライン上に配設されネガティブフローコントロール式の流体圧ポンプから複数の流体圧アクチュエータに供給される作動流体を弁変位量に応じて流量制御する、複数の流体圧アクチュエータのうちの各アクチュエータに対してそれぞれ対応する複数の切換弁と、複数の切換弁を順次経たセンタバイパスラインから取出したポンプ信号圧を流体圧ポンプに導いてポンプ流量を制御するポンプ信号圧ラインと、複数の切換弁を介して複数の流体圧アクチュエータの目標とする動作スピードを指示する、複数の流体圧アクチュエータのうちの各アクチュエータに対してそれぞれ対応する複数の操作器と、流体圧ポンプから複数の切換弁に供給される作動流体のポンプ圧を検出するポンプ圧センサと、複数の流体圧アクチュエータに作用する複数の負荷圧をそれぞれ検出する、複数の流体圧アクチュエータのうちの各アクチュエータに対してそれぞれ対応する複数の負荷圧センサと、センタバイパスラインに設けられてセンタバイパスラインでのバイパス可変絞り面積の合成値を補正するバイパス絞り可変調整弁と、複数の操作器、ポンプ圧センサおよび複数の負荷圧センサから入力された信号に基づいて、複数の切換弁から複数の流体圧アクチュエータに分配される流量を制御する弁制御信号を複数の切換弁に対し出力するとともに、センタバイパスラインからのポンプ信号圧を必要とするポンプ流量を得るための値に補正する弁制御信号をバイパス絞り可変調整弁に対し出力するコントローラとを具備した流体圧回路の制御装置である。

請求項２記載の発明は、請求項１記載の流体圧回路の制御装置におけるコントローラが、複数の流体圧アクチュエータに共通の作動圧を設定するとともに、この作動圧において複数の操作器の操作位置に応じたアクチュエータ作動スピードが得られる複数の切換弁の操作位置に応じたポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積をそれぞれ演算し、共通の作動圧、複数の操作位置に応じたポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積、ポンプ圧センサおよび負荷圧センサにより検出されたポンプ圧および複数の負荷圧から、複数の切換弁にて必要とするポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積をそれぞれ演算し、これらの各ポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積に相当するそれぞれの弁変位量を求め、これらの各弁変位量における複数の切換弁のバイパス可変絞り面積の合成値と、操作器の操作量に応じたポンプ流量を供給するポンプ信号圧を得るための合成絞り値との差を演算し、各弁変位量に対応する弁制御信号を複数の切換弁に出力するとともに、上記差を解消する弁制御信号をバイパス絞り可変調整弁に出力するものである。

請求項３記載の発明は、ネガティブフローコントロール式の流体圧ポンプから複数の流体圧アクチュエータに供給される作動流体を、複数の流体圧アクチュエータのうちの各アクチュエータに対してそれぞれ対応する複数の切換弁の弁変位量に応じて流量制御するとともに、複数の切換弁を順次経たセンタバイパスラインから取出したポンプ信号圧を流体圧ポンプに導いてポンプ流量を制御する流体圧回路の制御方法であって、複数の流体圧アクチュエータに共通の作動圧を設定するとともに、この作動圧において複数の流体圧アクチュエータのうちの各アクチュエータに対してそれぞれ対応する複数の操作器の操作位置に応じたアクチュエータ作動スピードが得られる複数の切換弁の操作位置に応じたポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積をそれぞれ演算し、実際に流体圧ポンプから供給されるポンプ圧をポンプ圧センサにより検出するとともに、複数の流体圧アクチュエータに作用する負荷圧を複数の流体圧アクチュエータのうちの各アクチュエータに対してそれぞれ対応する複数の負荷圧センサによりそれぞれ検出し、共通の作動圧、複数の操作位置に応じたポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積、検出されたポンプ圧および複数の負荷圧から、複数の切換弁にて必要とするポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積をそれぞれ演算して、相当するそれぞれの弁変位量を求め、これらの各弁変位量における複数の切換弁のバイパス可変絞り面積の合成値と、操作器の操作量に応じたポンプ流量を供給するポンプ信号圧を得るための合成絞り値との差を演算し、各弁変位量に対応する弁制御信号を複数の切換弁に出力するとともに、上記差を解消する弁制御信号をバイパス絞り可変調整弁に出力する流体圧回路の制御方法である。

請求項４記載の発明は、走行モータを有する下部走行体と、下部走行体に対し旋回モータにより旋回可能な上部旋回体と、上部旋回体に搭載された作業装置とを備え、作業装置は、ブームシリンダにより上下方向に回動されるブームと、ブームの先端に軸支されアームシリンダにより回動されるアームと、アームの先端に軸支されバケットシリンダにより回動されるとともにアタッチメント用アクチュエータにより作動されるアタッチメントとを有し、走行モータ、旋回モータ、ブームシリンダ、アームシリンダ、バケットシリンダおよびアタッチメント用アクチュエータのうちの少なくとも２つの流体圧アクチュエータを制御する請求項１または２記載の流体圧回路の制御装置を具備した作業機械である。

請求項１記載の発明によれば、複数の流体圧アクチュエータの連動操作時、一方の流体圧アクチュエータに高負荷が加わるとともに、他方の流体圧アクチュエータの負荷圧の方が低い場合においては、コントローラが、複数の切換弁の弁変位量をそれぞれ制御して、流体圧ポンプから負荷圧の低い流体圧アクチュエータに流れる作動流体量を、ポンプ圧に対する負荷圧に応じて適切に絞るとともに、それらの弁変位量における複数の切換弁のバイパス可変絞り面積の合成値を、バイパス絞り可変調整弁を制御して補正することで、必要なポンプ流量を供給するための適切なポンプ信号圧がセンタバイパスラインから得られるようにしたので、低負荷圧側および高負荷圧側の各流体圧アクチュエータのそれぞれに適切な作動流体量を供給でき、各流体圧アクチュエータのそれぞれを適切なスピードで作動でき、良好な連動操作性を得ることができる。

請求項２記載の発明によれば、複数の流体圧アクチュエータの連動操作時、一方の流体圧アクチュエータに高負荷が加わるとともに、他方の流体圧アクチュエータの負荷圧の方が低い場合においては、コントローラが、複数の切換弁の弁変位量を制御して、それらの各ポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積を最適に制御することで、流体圧ポンプから他の切換弁を通って負荷圧の低い他方の流体圧アクチュエータに流れる作動流体量を、ポンプ圧に対する負荷圧に応じて最適に絞るとともに、それらの弁変位量における複数の切換弁のバイパス可変絞り面積の合成値を、バイパス絞り可変調整弁を制御して最適に補正することで、必要なポンプ流量を供給するための最適なポンプ信号圧がセンタバイパスラインから得られるようにしたので、低負荷圧側および高負荷圧側の各流体圧アクチュエータのそれぞれに最適な作動流体量を供給でき、各流体圧アクチュエータのそれぞれを最適なスピードで作動でき、最適な連動操作性を得ることができる。

請求項３記載の発明によれば、複数の流体圧アクチュエータの連動操作時、一方の流体圧アクチュエータに高負荷が加わるとともに、他方の流体圧アクチュエータの負荷圧の方が低い場合においては、複数の切換弁の弁変位量を制御して、それらの各ポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積を最適に制御することで、流体圧ポンプから低圧側の切換弁を通って低負荷圧側の流体圧アクチュエータに流れる作動流体量を、ポンプ圧に対する負荷圧に応じて最適に絞るとともに、それらの弁変位量における複数の切換弁のバイパス可変絞り面積の合成値を、バイパス絞り可変調整弁を制御して最適に補正することで、必要なポンプ流量を供給するための最適なポンプ信号圧がセンタバイパスラインから得られるようにしたので、低負荷圧側および高負荷圧側の各流体圧アクチュエータのそれぞれに最適な作動流体量を供給でき、各流体圧アクチュエータのそれぞれを最適なスピードで作動でき、最適な連動操作性が得ることができる。

請求項４記載の発明によれば、アタッチメント用アクチュエータとアームシリンダの空中連動操作時、高負荷が加わるアタッチメント用アクチュエータに比べ、アームシリンダの負荷圧の方が低い場合においては、コントローラが、複数の切換弁の弁変位量を制御して、それらの各ポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積を制御することで、流体圧ポンプからアーム用の切換弁を通って負荷圧の低いアームシリンダ側に流れる油量を、ポンプ圧に対する負荷圧に応じて適切に絞るとともに、それらの弁変位量における複数の切換弁のバイパス可変絞り面積の合成値を、バイパス絞り可変調整弁を制御して補正することで、必要なポンプ流量を供給するための適切なポンプ信号圧がセンタバイパスラインから得られるようにしたので、アームシリンダおよびアタッチメント用アクチュエータのそれぞれに適切な油量を供給でき、アームシリンダおよびアタッチメント用アクチュエータのそれぞれを適切なスピードで作動でき、良好な連動操作性を得ることができる。これは、他の連動操作、例えば、ブームシリンダとアタッチメント用アクチュエータの連動操作、ブームシリンダとアームシリンダの連動操作、さらには、ブームシリンダ、アームシリンダ、バケットシリンダ、アタッチメント用アクチュエータ、旋回モータ、走行モータの全ての連動操作の場合にも適用することができる。

以下、本発明を、図１乃至図５に示される一実施の形態を参照しながら説明する。なお、図７乃至図１０に示された特性は、本発明にも共通のものであるが、その説明は既にしたので省略する。

図１は、作業機械としての油圧ショベルにおけるアタッチメント回路を含む流体圧回路の一例を示す。以下、作動流体は油を用い、流体圧は油圧とする。

この図１に示された油圧回路おいて、１は複数のスプールを内蔵したコントロール弁であり、このコントロール弁１内に３位置６ポート型の電磁式の切換弁としてのアタッチメント切換弁２が設置され、このアタッチメント切換弁２の両端のソレノイドは、コントローラ３のアタッチメント用出力部に接続され、さらに、このコントローラ３の対応するアタッチメント用入力部に、操作器としてのアタッチメント用電気リモコンレバー４が接続されている。アタッチメント切換弁２は、励磁されるソレノイドにより弁変位方向が決まり、通電量に応じて弁変位量すなわちスプールストロークが決まる。

５は、ネガティブフローコントロール式の流体圧ポンプとしての油圧ポンプであり、この油圧ポンプ５の吐出口に、ポンプライン６、パラレルライン７およびライン８を経て、アタッチメント切換弁２の供給ポート部2bが接続され、このアタッチメント切換弁２の出力ポート部は、アタッチメントヘッドライン9Hおよびアタッチメントロッドライン9Rを経て、流体圧アクチュエータであるアタッチメント用アクチュエータとしてのアタッチメントシリンダ10のヘッド室10hおよびロッド室10rに接続され、また、アタッチメント切換弁２のタンクポート部2cは、タンクライン11を経てタンク11Tに接続されている。

この電磁式のアタッチメント切換弁２の上流側には、電磁式の切換弁としてのアーム切換弁12が設置され、その両端のソレノイドは、コントローラ３のアーム用出力部に接続され、さらに、このコントローラ３の対応するアーム用入力部には、操作器としてのアーム用電気リモコンレバー13が接続されている。このアーム切換弁12の供給ポート部12bはパラレルライン７に接続され、出力ポート部は、アームヘッドライン14Hおよびアームロッドライン14Rを経て、流体圧アクチュエータとしてのアームシリンダ15のヘッド室15hおよびロッド室15rに接続され、また、アーム切換弁12のタンクポート部12cは、タンクライン11を経てタンク11Tに接続されている。アーム切換弁12は、励磁されるソレノイドにより弁変位方向が決まり、通電量に応じて弁変位量すなわちスプールストロークが決まる。

アタッチメント用電気リモコンレバー４は、アタッチメントシリンダ10の目標とする動作方向および動作スピードを指示し、アーム用電気リモコンレバー13は、アームシリンダ15の目標とする動作方向および動作スピードを指示する。

同様に、電磁式のアーム切換弁12の上流側には、他の電磁式の切換弁20が配置され、この切換弁20にブームシリンダ41などを制御するための油圧回路および電気リモコン操作回路がそれぞれ接続されている。なお、この切換弁20は中立位置にあって切換作動しないものとする。

各切換弁２，12，20のセンタ位置は、パラレルライン７から分岐されたセンタバイパスライン21上に配置され、このセンタバイパスライン21のコントロール弁１内の終端部には、ネガティブ制御用リリーフ弁22の固定絞り22aおよびリリーフ弁22bが設置されている。これらの固定絞り22aおよびリリーフ弁22bの直前位置からポンプ信号圧ライン23が引出され、このポンプ信号圧ライン23は、油圧ポンプ５の容量可変制御部5aに接続されている。また、ポンプライン６上には、回路のシステム圧を、設定されたメインリリーフ圧に制御するメインリリーフ弁24が設置されている。

この図１に示された回路において、図６に示された従来の回路との相違点は、電磁式のアタッチメント切換弁２とネガティブ制御用リリーフ弁22との間のセンタバイパスライン21上に、コントローラ３からの電気信号によって切換わる、バイパス可変絞りを内蔵した電磁式のバイパス絞り可変調整弁25を設けた点と、ポンプライン６上と、アームヘッドライン14H上と、アームロッドライン14R上と、アタッチメントヘッドライン9H上と、アタッチメントロッドライン9R上とに、それぞれポンプ圧センサ26および負荷圧センサ27，28，29，30を設けた点である。

バイパス絞り可変調整弁25は、センタバイパスライン21上に設けられて、このセンタバイパスライン21でのバイパス可変絞り面積の合成値を補正する機能を有する。

ポンプ圧センサ26は、油圧ポンプ５から複数の切換弁12，２に供給される作動油のポンプ圧を検出するものであり、複数の負荷圧センサ27，28，29，30は、アームシリンダ15およびアタッチメントシリンダ10に作用する複数の負荷圧をそれぞれ検出するものであり、これらのポンプ圧センサ26および負荷圧センサ27，28，29，30は、コントローラ３に接続され、検出したポンプ圧と、アームヘッド圧と、アームロッド圧と、アタッチメントヘッド圧と、アタッチメントロッド圧とをコントローラ３に入力する。

コントローラ３は、中央処理装置（ＣＰＵ）および記憶装置（各種メモリ）などを備え、上記のアーム用電気リモコンレバー13、アタッチメント用電気リモコンレバー４、ポンプ圧センサ26および負荷圧センサ27，28，29，30から入力された信号に基づいて、複数の切換弁12，２からアームシリンダ15およびアタッチメントシリンダ10に分配される流量を制御する弁制御信号（電流）を複数の切換弁12，２のソレノイドに対し出力するとともに、センタバイパスライン21からのポンプ信号圧Ｐnを必要とするポンプ流量Ｑを得るための値に補正する弁制御信号（電流）をバイパス絞り可変調整弁25のソレノイドに対し出力する演算機能および制御機能を有する。

図５は、作業機械としての油圧ショベルを示し、左右部に流体圧アクチュエータとしての走行モータ31mを有する下部走行体31に対し、旋回軸受部32を介して、流体圧アクチュエータとしての旋回モータ33mにより旋回可能な上部旋回体33が設けられ、この上部旋回体33上に動力部34、キャブ35および作業装置36が搭載されている。作業装置36は、上部旋回体33にブーム37の基端が上下方向回動自在に軸支され、このブーム37の先端にアーム38が回動自在に軸支され、このアーム38の先端にアタッチメント39がバケットに替えて回動自在に軸支され、そして、ブーム37は流体圧アクチュエータとしてのブームシリンダ41により回動され、アーム38は前記アームシリンダ15により回動され、アタッチメント39は流体圧アクチュエータとしてのバケットシリンダ42により回動されるとともに、前記アタッチメントシリンダ10により作動される。

次に、この図１に示された実施の形態の作用を説明する。

今、アームシリンダ伸びとアタッチメントシリンダ縮み連動操作の場合を例にとって説明する。なお、説明を簡単にするために、電磁式のアタッチメント切換弁２および電磁式のアーム切換弁12は、共に図７に示す同一開口特性を有しているものとする。図７において、Ｐ−Ｔは、図１の切換弁２および12におけるポート部2aおよび12aのバイパス可変絞り開口面積（以下、開口面積を単に「面積」という）、Ｐ−Ｃは、同じく供給ポート部2bおよび12bのポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積としてのポンプ−シリンダ間可変絞り面積（以下、「Ｐ−Ｃ可変絞り面積」という）、Ｃ−Ｔは、タンクポート部2cおよび12cのシリンダ−タンク間可変絞り面積を表す。

電気リモコンレバー13，４のあるレバー位置における切換弁12，２の各Ｐ−Ｃ可変絞り面積をＡs、アームシリンダ15のヘッド圧をＰh、アタッチメントシリンダ10のロッド圧をＰr、油圧ポンプ５から供給されるポンプ圧をＰp、切換弁12，２の各Ｐ−Ｃ各可変絞りを流れる流量をそれぞれＱh、Ｑrとすると、ベルヌーイの式より、以下の式が成り立つ。

Ｑh＝Ｋ・Ａs・√（Ｐp−Ｐh） …(6)

Ｑr＝Ｋ・Ａs・√（Ｐp−Ｐr） …(7)
但し、Ｋ：定数

ここで、前述の課題（Ａ）のところで「アタッチメントシリンダ縮みとアームシリンダ伸びの空中連動操作時、高負荷が加わるアタッチメントシリンダ10のロッド室10rに比べ、重力方向に自重で落下気味に動くアームシリンダ15のヘッド室15hの負荷圧の方が低いことから、油圧ポンプ５からの供給油がアーム切換弁12を通って負荷の低いアームシリンダ15側に殆ど流れてしまうので、アタッチメントシリンダ10側には殆ど流れず、アタッチメント39が殆ど動かないため、連動操作性が悪いという問題があった。」と述べたが、これを式(6)および式(7)を使って説明すると、高負荷が加わるアタッチメントシリンダ10のロッド室10rの圧Ｐrに比べ、重力方向に自重で落下気味に動くアームシリンダ15のヘッド室15hの負荷圧Ｐhの方がはるかに低く、式(6)および式(7)においてＰh≪Ｐrであるから、Ｑh≫Ｑrとなって、油圧ポンプ５からの供給油がほとんどアームシリンダ15に流れてしまうことがわかる。

なお、上記説明では、切換弁12，２の両者のＰ−Ｃ可変絞り面積Ａsを同一としたが、これをアーム切換弁12のＰ−Ｃ可変絞り面積をアタッチメント切換弁２のＰ−Ｃ可変絞り面積に比べ、極端に小さくすれば、仮に圧力差があっても連動操作時に、アームシリンダ15とアタッチメントシリンダ10にそれなりに流量を配分でき、そこそこの連動操作性は確保できる。

ところが、このようにアーム側のＰ−Ｃ可変絞り面積を極端に小さくすると、アーム単独操作の場合に、アームシリンダ15の単独動作が遅すぎるとか、異常な高ポンプ圧が発生してエネルギロスが大きくなってしまうという副作用が発生するので、Ｐ−Ｃ可変絞り面積をあまり極端に絞ることはできない。したがって、従来技術では、どうしても連動操作時に高負荷圧側のアタッチメントシリンダ10が殆ど動かないという問題が発生してしまう。

今、アームシリンダ15のヘッド圧とアタッチメントシリンダ10のロッド圧とが等しい場合のレバー操作量に対するアームシリンダ15のスピードカーブと、アタッチメントシリンダ10のスピードカーブが、それぞれ図２および図３のようになることが最適であるものとする。

ここで、この時の等しいアームシリンダ15のヘッド圧とアタッチメントシリンダ10のロッド圧とを、共通の作動圧Ｐsとして設定し、図２において、アーム用電気リモコンレバー13のあるアームシリンダ伸び操作レバー位置Ｌxに応じたアームシリンダスピードをＶxとし、このときのアームシリンダ15ヘの供給流量をＱx、アーム切換弁12の操作レバー位置Ｌxに応じたＰ−Ｃ可変絞り面積をＡxとする。

同様に、図３において、アタッチメント用電気リモコンレバー４のあるアタッチメントシリンダ縮み操作レバー位置Ｌyに応じたアタッチメントシリンダスピードをＶyとし、このときのアタッチメントシリンダ10ヘの供給流量をＱy、アタッチメント切換弁２の操作レバー位置Ｌyに応じたＰ−Ｃ可変絞り面積をＡyとすると、ベルヌーイの式より、以下の式が成り立つ。

Ｑx＝Ｋ・Ａx・√（Ｐp−Ｐs） …(8)

Ｑy＝Ｋ・Ａy・√（Ｐp−Ｐs） …(9)

次に、アームヘッドライン14Hにおいて、Ｐs＞Ｐh、アタッチメントロッドライン9RにおいてＰs＜Ｐrとなった場合を考える。

このときのポンプ圧Ｐp、アームシリンダ15のヘッド圧Ｐhおよびアタッチメントシリンダ10のロッド圧Ｐrが、それぞれポンプ圧センサ26および負荷圧センサ27，30により検出されてコントローラ３に入力されると、式(8)においては、アームシリンダ15ヘの供給流量Ｑxが保たれるようにするために、式(8)および式(10)によって導き出される演算式(11)に基づき、コントローラ３内で計算されたアーム切換弁12で必要とするＰ−Ｃ可変絞り面積をＡx_１とするような電気信号が、アーム切換弁12のアームシリンダ伸び用ソレノイドに出力されることで、アーム切換弁12の弁変位量としてのスプールストロークが制御されて、Ｐ−Ｃ可変絞り面積がＡx_１となって供給流量Ｑxが保たれ、したがって、最適なアームシリンダスピードＶxが保たれる。

Ｑx＝Ｋ・Ａx_１・√（Ｐp−Ｐh） …(10)

Ａx_１＝Ａx・√（Ｐp−Ｐs）／√（Ｐp−Ｐh） …(11)

同様に、式(9)においては、アタッチメントシリンダ10への供給流量Ｑyが保たれるようにするために、式(9)および式(12)によって導き出される演算式(13)に基づき、コントローラ３内で計算されたアタッチメント切換弁２で必要とするＰ−Ｃ可変絞り面積をＡy_１とするような電気信号が、アタッチメント切換弁２のアタッチメントシリンダ縮み用ソレノイドに出力されることで、アタッチメント切換弁２の弁変位量としてのスプールストロークが制御されて、Ｐ−Ｃ可変絞り面積がＡy_１となって供給流量Ｑyが保たれ、したがって、最適なアタッチメントシリンダスピードＶyが保たれる。

Ｑy＝Ｋ・Ａy_１・√（Ｐp−Ｐr） …(12)

Ａy_１＝Ａy・√（Ｐp−Ｐs）／√（Ｐp−Ｐr） …(13)

ところで、上述の通り、アームシリンダ15伸びとアタッチメントシリンダ10縮みの連動操作の場合を例にとって、各シリンダの負荷圧の如何に拘らず、各レバー操作量に応じたシリンダスピードが得られることを説明したが、その前提条件として、各シリンダヘの供給流量の総和、即ちポンプ流量Ｑが常に、図２および図３に示される最適なシリンダスピードとなるような供給流量とならなければならないことは言うまでもない。

つまり、式(5)における油圧ポンプヘの信号圧Ｐnは、アーム切換弁12およびアタッチメント切換弁２のバイパス可変絞り面積（変数）Ａs、Ａtによって表わされ、これらの合成値でもって制御されるわけであり、従来技術では、先にも述べた通り、レバー操作量とスプールストロークの変位量は常に１対１であるから、各レバー操作量に応じてポンプ流量が制御されていたが、本発明においては、各シリンダの負荷圧力に応じて、式(11)や式(13)で示されるように、必ずしもスプールストロークがレバー操作量に１対１で対応しなくなるので、各バイパス可変絞り面積の合成値が、式(5)で示される、本来あるべき値とならないことから、ポンプ信号圧Ｐnが適切な値とならず、したがって、連動操作時のレバー操作量に応じた適切なポンプ流量Ｑが供給されなくなってしまう。

そこで、本発明では、センタバイパスライン21上に電磁式のバイパス絞り可変調整弁25を設け、式(11)および式(13)によって算出される各Ｐ−Ｃ可変絞り面積Ａx_１，Ａy_１のときの各スプールストロークにおける図７のＰ−Ｔ開口特性から求めたバイパス可変絞り面積の合成値と、式(4)における合成絞り値「Ａs・Ａt／√（Ａs^２＋Ａt^２）」との差をコントローラ３内で計算し、適切な電気信号を電磁式のバイパス絞り可変調整弁25に出力して、それらのバイパス可変絞り面積の合成値を適切に制御し、補正することで、式(5)によって決まる適正なポンプ信号圧Ｐnが制御されるようにした。

上述の説明では、アームシリンダ伸びとアタッチメントシリンダ縮みの連動操作の場合を例にとって説明したが、アームシリンダ伸びとアタッチメントシリンダ伸びの２連動操作や、アームシリンダ縮みとアタッチメントシリンダ伸びの２連動操作、そして、アームシリンダ縮みとアタッチメントシリンダ縮みの２連動操作の場合も、同様にして、その負荷圧に拘らず、常に、最適なシリンダスピードが得られるように制御する。

次に、アームシリンダ15の伸びとアタッチメントシリンダ10の縮みの２連動操作の場合において、コントローラ３が実行する制御手順を、図４に示されたフローチャートを参照しながら説明する。

（ステップ１）
最適なアームシリンダ15のヘッド圧であるとともにアタッチメントシリンダ10のロッド圧である共通の作動圧Ｐsを設定するとともに、この作動圧Ｐsにおいてアーム用電気リモコンレバー13のアームシリンダ伸び操作レバー位置に応じたシリンダスピードが得られるアーム切換弁12のＰ−Ｃ可変絞り面積Ａxと、アタッチメント用電気リモコンレバー４のアタッチメントシリンダ縮み操作レバー位置に応じたシリンダスピードが得られるアタッチメント切換弁２のＰ−Ｃ可変絞り面積Ａyとをそれぞれ演算して求める。

（ステップ２）
ポンプ圧センサ26により、実際に油圧ポンプ５から供給されるポンプ圧Ｐpを検出するとともに、負荷圧センサ27，30により、アームシリンダ15およびアタッチメントシリンダ10に作用する負荷圧、すなわちアームシリンダ15のヘッド圧Ｐhおよびアタッチメントシリンダ10のロッド圧Ｐrをそれぞれ検出する。

（ステップ３）
演算式(11)に基づき、アーム切換弁12の操作レバー位置に応じたＰ−Ｃ可変絞り面積Ａx、ポンプ圧Ｐp、共通の作動圧Ｐsおよびアームシリンダ15のヘッド圧Ｐhを用いて、アーム切換弁12にて必要とするＰ−Ｃ可変絞り面積Ａx_１を演算するとともに、演算式(13)に基づき、アタッチメント切換弁２の操作レバー位置に応じたＰ−Ｃ可変絞り面積Ａy、ポンプ圧Ｐp、共通の作動圧Ｐsおよびアタッチメントシリンダ10のロッド圧Ｐrを用いて、アタッチメント切換弁２にて必要とするＰ−Ｃ可変絞り面積Ａy_１を演算し、これらの各Ｐ−Ｃ可変絞り面積Ａx_１，Ａy_１に相当するスプールストロークを求める。

（ステップ４）
上記スプールストロークにおけるアーム切換弁12およびアタッチメント切換弁２のバイパス可変絞り面積の合成値と、本来必要とする、レバー操作量に応じたポンプ流量を供給するポンプ信号圧を得るための式(4)における合成絞り値「Ａs・Ａt／√（Ａs^２＋Ａt^２）」との差を演算する。

（ステップ５）
上記各スプールストロークに対応する弁制御信号としての切換弁操作電気信号を、アーム切換弁12のアームシリンダ伸び用ソレノイド、およびアタッチメント切換弁２のアタッチメントシリンダ縮み用ソレノイドに出力するとともに、上記差を解消する弁制御信号を電磁式のバイパス絞り可変調整弁25のソレノイドに出力して、バイパス可変絞り面積の合成値を補正することで、油圧ポンプ５の容量可変制御部5aに対するポンプ信号圧Ｐnを適正に制御する。

これにより、図２および図３に示されるように、各シリンダ15，10ヘの供給流量の総和、即ちポンプ流量Ｑが常に最適なシリンダスピードとなるような供給流量となり、かつ、各シリンダ15，10に分配される最適な供給流量Ｑx、Ｑyが保たれ、最適なアームシリンダスピードＶx、アタッチメントシリンダスピードＶyが得られる。

次に、図１に示された実施の形態の効果を説明する。

（ａ）アタッチメントシリンダ縮みとアームシリンダ伸びの空中連動操作時、高負荷が加わるアタッチメントシリンダ10のロッド室10rに比べ、重力方向に自重で落下気味に動くアームシリンダ15のヘッド室15hの負荷圧の方が低い場合においては、コントローラ３が、切換弁12，２をスプールストローク制御して、それらの各Ｐ−Ｃ可変絞り面積Ａx_１，Ａy_１を最適に制御することで、油圧ポンプ５からアーム切換弁12を通って負荷圧の低いアームシリンダ15のヘッド室15hに流れる油量を、ポンプ圧に対する負荷圧に応じて最適に絞るとともに、それらのスプールストロークにおけるバイパス可変絞り面積の合成値を、バイパス絞り可変調整弁25を制御して最適に補正することで、必要なポンプ流量Ｑを供給するための最適なポンプ信号圧Ｐnが得られるようにしたので、アームシリンダ15のヘッド室15hおよびアタッチメントシリンダ10のロッド室10rのそれぞれに最適な油量を分配供給でき、アームシリンダ15およびアタッチメントシリンダ10のそれぞれを最適なスピードで作動でき、最適な連動操作性が得られる。

（ｂ）アームシリンダ伸びとアタッチメントシリンダ伸びの２連動操作時、アタッチメントシリンダ10に急激な負荷が掛かるような作業状態で、メインリリーフ圧近い最大シリンダ推力を必要とするような場合に、重力方向に自重で落下気味に動くアームシリンダ15のヘッド室15hの負荷圧の方が低い場合は、コントローラ３が、切換弁12，２をスプールストローク制御して、それらの各Ｐ−Ｃ可変絞り面積Ａx_１，Ａy_１を最適に制御することで、油圧ポンプ５からアーム切換弁12を通って負荷圧の低いアームシリンダ15のヘッド室15hに流れる油量を、ポンプ圧に対する負荷圧に応じて最適に絞るとともに、それらのスプールストロークにおけるバイパス可変絞り面積の合成値を、バイパス絞り可変調整弁25を制御して補正することで、必要なポンプ流量Ｑを供給するための最適なポンプ信号圧Ｐnが得られるようにしたので、アームシリンダ15のヘッド室15hおよびアタッチメントシリンダ10のヘッド室10hのそれぞれに最適な油量を分配供給でき、また、必要とする圧力まで上昇したアタッチメントシリンダ10から十分な推力が得られる。

また、同様の操作にて、逆にアームシリンダ15に急激な負荷が掛かるような作業状態で、メインリリーフ圧近い最大シリンダ推力を必要とするような場合に、重力方向に自重で落下気味に動くアタッチメントシリンダ10のヘッド室10hの負荷圧の方が低い場合は、コントローラ３が、切換弁12，２をスプールストローク制御して、それらの各Ｐ−Ｃ可変絞り面積Ａx_１，Ａy_１を最適に制御することで、油圧ポンプ５からアタッチメント切換弁２を通って負荷圧の低いアタッチメントシリンダ10のヘッド室10hに流れる油量を、ポンプ圧に対する負荷圧に応じて最適に絞るとともに、それらのスプールストロークにおけるバイパス可変絞り面積の合成値を、バイパス絞り可変調整弁25を制御して最適に補正することで、必要なポンプ流量Ｑを供給するための最適なポンプ信号圧Ｐnが得られるようにしたので、アタッチメントシリンダ10のヘッド室10hおよびアームシリンダ15のヘッド室15hのそれぞれに最適な油量を供給でき、また、必要とする圧力まで上昇したアームシリンダ15から十分な推力が得られる。

（ｃ）アームシリンダ縮みとアタッチメントシリンダ伸びの２連動操作による空中連動操作時に、高負荷が加わるアームシリンダ15のロッド室15rに比べ、重力方向に自重で落下気味に動くアタッチメントシリンダ10のヘッド室10hの負荷圧の方が低い場合は、コントローラ３が、切換弁12，２をスプールストローク制御して、それらの各Ｐ−Ｃ可変絞り面積Ａx_１，Ａy_１を最適に制御することで、油圧ポンプ５からアタッチメント切換弁２を通って負荷の低いアタッチメントシリンダ10のヘッド室10hに流れる油量を、ポンプ圧に対する負荷圧に応じて最適に絞るとともに、それらのスプールストロークにおけるバイパス可変絞り面積の合成値を、バイパス絞り可変調整弁25を制御して最適に補正することで、必要なポンプ流量Ｑを供給するための最適なポンプ信号圧Ｐnが得られるようにしたので、アタッチメントシリンダ10のヘッド室10hおよびアームシリンダ15のロッド室15rのそれぞれに最適な油量を供給でき、アタッチメントシリンダ10およびアームシリンダ15のそれぞれを最適なスピードで作動でき、最適な連動操作性が得られる。

（ｄ）アームシリンダ縮みとアタッチメントシリンダ縮みの２連動操作時、アタッチメントシリンダ10に急激な負荷が掛かるような作業状態で、メインリリーフ圧近い最大シリンダ推力を必要とするような場合は、コントローラ３が、切換弁12，２をスプールストローク制御して、それらの各Ｐ−Ｃ可変絞り面積Ａx_１，Ａy_１を最適に制御することで、油圧ポンプ５からアーム切換弁12を通って負荷圧の低いアームシリンダ15のロッド室15rに流れる油量を、ポンプ圧に対する負荷圧に応じて最適に絞るとともに、それらのスプールストロークにおけるバイパス可変絞り面積の合成値を、バイパス絞り可変調整弁25を制御して最適に補正することで、必要なポンプ流量Ｑを供給するための最適なポンプ信号圧Ｐnが得られるようにしたので、アームシリンダ15のロッド室15rおよびアタッチメントシリンダ10のロッド室10rのそれぞれに最適な油量を供給でき、また、必要とする圧力まで上昇したアタッチメントシリンダ10から十分な推力が得られる。

また、同様の操作にて、逆にアームシリンダ15に急激な負荷が掛かるような作業状態で、メインリリーフ圧近い最大シリンダ推力を必要とするような場合は、コントローラ３が、切換弁12，２をスプールストローク制御して、それらの各Ｐ−Ｃ可変絞り面積Ａx_１，Ａy_１を最適に制御することで、油圧ポンプ５からアタッチメント切換弁２を通って負荷圧の低いアタッチメントシリンダ10のロッド室10rに流れる油量を、ポンプ圧に対する負荷圧に応じて最適に絞るとともに、それらのスプールストロークにおけるバイパス可変絞り面積の合成値を、バイパス絞り可変調整弁25を制御して最適に補正することで、必要なポンプ流量Ｑを供給するための最適なポンプ信号圧Ｐnが得られるようにしたので、アタッチメントシリンダ10のロッド室10rおよびアームシリンダ15のロッド室15rのそれぞれに最適な油量を供給でき、また、必要とする圧力まで上昇したアームシリンダ15から十分な推力が得られる。

なお、上述の説明では、アームシリンダ15とアタッチメントシリンダ10の連動操作の場合を例にとって説明したが、本発明は、他の連動操作、例えば、ブームシリンダ41とアタッチメントシリンダ10の連動操作、ブームシリンダ41とアームシリンダ15の連動操作、さらには、ブームシリンダ41、アームシリンダ15、バケットシリンダ42、アタッチメントシリンダ10、旋回モータ33m、走行モータ31mの全ての連動操作の場合にも適用することが可能であり、最適な連動操作性を得ることができる。

本発明に係る流体圧回路の制御装置をアタッチメント回路に適用した一実施の形態を示す回路図である。 同上制御装置におけるレバー操作量に対する最適なアームシリンダスピードカーブを示す特性図である。 同上制御装置におけるレバー操作量に対する最適なアタッチメントシリンダスピードカーブを示す特性図である。 同上制御装置におけるコントローラの制御手順を示すフローチャートである。 油圧ショベルの側面図である。 従来のアタッチメント回路を含む油圧回路を示す回路図である。 切換弁のスプールストロークに対する開口面積の開口特性を示す特性図である。 切換弁のソレノイド電流とスプールストロークとの関係を示す特性図である。 ネガティブ制御用リリーフ弁のバイパス流量Ｑbとポンプ信号圧Ｐnとの関係を示す特性図である。 油圧ポンプのポンプ信号圧Ｐnとポンプ流量Ｑとの関係を示す特性図である。

符号の説明

２ 切換弁としてのアタッチメント切換弁
３ コントローラ
４ 操作器としてのアタッチメント用電気リモコンレバー
５ 流体圧ポンプとしての油圧ポンプ
10 流体圧アクチュエータであるアタッチメント用アクチュエータとしてのアタッチメントシリンダ
12 切換弁としてのアーム切換弁
13 操作器としてのアーム用電気リモコンレバー
15 流体圧アクチュエータとしてのアームシリンダ
21 センタバイパスライン
23 ポンプ信号圧ライン
25 バイパス絞り可変調整弁
26 ポンプ圧センサ
27，28，29，30 負荷圧センサ
31m 流体圧アクチュエータとしての走行モータ
31 下部走行体
33m 流体圧アクチュエータとしての旋回モータ
33 上部旋回体
36 作業装置
37 ブーム
38 アーム
39 アタッチメント
41 流体圧アクチュエータとしてのブームシリンダ
42 流体圧アクチュエータとしてのバケットシリンダ

Claims (4)

1. センタバイパスライン上に配設されネガティブフローコントロール式の流体圧ポンプから複数の流体圧アクチュエータに供給される作動流体を弁変位量に応じて流量制御する、複数の流体圧アクチュエータのうちの各アクチュエータに対してそれぞれ対応する複数の切換弁と、
   複数の切換弁を順次経たセンタバイパスラインから取出したポンプ信号圧を流体圧ポンプに導いてポンプ流量を制御するポンプ信号圧ラインと、
   複数の切換弁を介して複数の流体圧アクチュエータの目標とする動作スピードを指示する、複数の流体圧アクチュエータのうちの各アクチュエータに対してそれぞれ対応する複数の操作器と、
   流体圧ポンプから複数の切換弁に供給される作動流体のポンプ圧を検出するポンプ圧センサと、
   複数の流体圧アクチュエータに作用する複数の負荷圧をそれぞれ検出する、複数の流体圧アクチュエータのうちの各アクチュエータに対してそれぞれ対応する複数の負荷圧センサと、
   センタバイパスラインに設けられてセンタバイパスラインでのバイパス可変絞り面積の合成値を補正するバイパス絞り可変調整弁と、
   複数の操作器、ポンプ圧センサおよび複数の負荷圧センサから入力された信号に基づいて、複数の切換弁から複数の流体圧アクチュエータに分配される流量を制御する弁制御信号を複数の切換弁に対し出力するとともに、センタバイパスラインからのポンプ信号圧を必要とするポンプ流量を得るための値に補正する弁制御信号をバイパス絞り可変調整弁に対し出力するコントローラと
   を具備したことを特徴とする流体圧回路の制御装置。
2. コントローラは、
   複数の流体圧アクチュエータに共通の作動圧を設定するとともに、この作動圧において複数の操作器の操作位置に応じたアクチュエータ作動スピードが得られる複数の切換弁の操作位置に応じたポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積をそれぞれ演算し、共通の作動圧、複数の操作位置に応じたポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積、ポンプ圧センサおよび負荷圧センサにより検出されたポンプ圧および複数の負荷圧から、複数の切換弁にて必要とするポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積をそれぞれ演算し、これらの各ポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積に相当するそれぞれの弁変位量を求め、これらの各弁変位量における複数の切換弁のバイパス可変絞り面積の合成値と、操作器の操作量に応じたポンプ流量を供給するポンプ信号圧を得るための合成絞り値との差を演算し、各弁変位量に対応する弁制御信号を複数の切換弁に出力するとともに、上記差を解消する弁制御信号をバイパス絞り可変調整弁に出力するものである
   ことを特徴とする請求項１記載の流体圧回路の制御装置。
3. ネガティブフローコントロール式の流体圧ポンプから複数の流体圧アクチュエータに供給される作動流体を、複数の流体圧アクチュエータのうちの各アクチュエータに対してそれぞれ対応する複数の切換弁の弁変位量に応じて流量制御するとともに、複数の切換弁を順次経たセンタバイパスラインから取出したポンプ信号圧を流体圧ポンプに導いてポンプ流量を制御する流体圧回路の制御方法であって、
   複数の流体圧アクチュエータに共通の作動圧を設定するとともに、この作動圧において複数の流体圧アクチュエータのうちの各アクチュエータに対してそれぞれ対応する複数の操作器の操作位置に応じたアクチュエータ作動スピードが得られる複数の切換弁の操作位置に応じたポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積をそれぞれ演算し、
   実際に流体圧ポンプから供給されるポンプ圧をポンプ圧センサにより検出するとともに、複数の流体圧アクチュエータに作用する負荷圧を複数の流体圧アクチュエータのうちの各アクチュエータに対してそれぞれ対応する複数の負荷圧センサによりそれぞれ検出し、
   共通の作動圧、複数の操作位置に応じたポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積、検出されたポンプ圧および複数の負荷圧から、複数の切換弁にて必要とするポンプ−アクチュエータ間可変絞り面積をそれぞれ演算して、相当するそれぞれの弁変位量を求め、
   これらの各弁変位量における複数の切換弁のバイパス可変絞り面積の合成値と、操作器の操作量に応じたポンプ流量を供給するポンプ信号圧を得るための合成絞り値との差を演算し、
   各弁変位量に対応する弁制御信号を複数の切換弁に出力するとともに、上記差を解消する弁制御信号をバイパス絞り可変調整弁に出力する
   ことを特徴とする流体圧回路の制御方法。
4. 走行モータを有する下部走行体と、
   下部走行体に対し旋回モータにより旋回可能な上部旋回体と、
   上部旋回体に搭載された作業装置とを備え、
   作業装置は、
   ブームシリンダにより上下方向に回動されるブームと、
   ブームの先端に軸支されアームシリンダにより回動されるアームと、
   アームの先端に軸支されバケットシリンダにより回動されるとともにアタッチメント用アクチュエータにより作動されるアタッチメントとを有し、
   走行モータ、旋回モータ、ブームシリンダ、アームシリンダ、バケットシリンダおよびアタッチメント用アクチュエータのうちの少なくとも２つの流体圧アクチュエータを制御する請求項１または２記載の流体圧回路の制御装置
   を具備したことを特徴とする作業機械。

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