JPH0249405B2 - - Google Patents

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JPH0249405B2
JPH0249405B2 JP56187074A JP18707481A JPH0249405B2 JP H0249405 B2 JPH0249405 B2 JP H0249405B2 JP 56187074 A JP56187074 A JP 56187074A JP 18707481 A JP18707481 A JP 18707481A JP H0249405 B2 JPH0249405 B2 JP H0249405B2
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Linde GmbH
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Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、可変吐出ポンプ、複数の油圧消費
器、前記可変吐出ポンプと油圧消費器との間に配
置された吐出導管及びタンクに通じる戻し導管並
びに切換機構を有し、前記可変吐出ポンプの吐出
量調整機構が、ポンプ調整シリンダ内を摺動可能
なポンプ調整ピストンと連結されており、前記ポ
ンプ調整シリンダに対する圧力油の供給・排出を
制御する方向制御弁としてのサーボ制御弁が設け
られていて、該サーボ制御弁が制御スプールを有
し、該制御スプールの一方の側が前記可変吐出ポ
ンプの前記吐出導管内の圧力によつて、また制御
スプールの他方の側がばねと制御圧とによつて負
荷されており、かつ、前記可変吐出ポンプを起点
とする吐出導管には、前記複数の油圧消費器が
夫々１本の分岐吐出導管を介して接続されていて
かつ前記の各分岐吐出導管内に配置された任意に
作動可能な切換機構によつて夫々連絡される形式
の油圧駆動系に関する。
特に本発明は建設機械殊に掘削機用の油圧駆動
系に関し、この場合の油圧消費器とは、ジブ持上
げ用の単数又は複数の作動シリンダ、シヨベル作
動用の少なくとも１つの作動シリンダ、シヨベル
アーム屈曲用の少なくとも１つの作動シリンダ、
走行装置用の少なくとも１つの油圧モータ及び
（又は）掘削機旋回用の少なくとも１つの油圧モ
ータである。
目下公知になつている掘削機ではポンプから１
本の吐出導管が出ており、該吐出導管から分かれ
る複数の吐出導管が夫々１つの任意に作動される
制御弁に達し、これらの制御弁から出る吐出導管
は個々の油圧消費器に通じている。個々の制御弁
は大抵は１つのブロツク制御器に纒められてい
て、該ブロツク制御器の個々のセクシヨンが、
個々の分岐導管に通じる制御弁を形成している。
ポンプは概して吐出導管内の吐出圧に関連して調
節されるにすぎない。個々の油圧消費器へ流入す
る吐出流は、所属の制御弁を、程度の差こそあ
れ、広く開くことによつてのみ任意に制御される
にすぎない。油圧消費器内の作動圧の変化から生
じる反作用は操作員による制御干渉によつて補償
されねばならない。
本発明の第１の課題は、複数の油圧消費器に１
つのポンプから同時に給圧しかつ各油圧消費器に
達する吐出流を任意に調整することができると共
に、或る１つの油圧消費器における負圧によつて
生じる圧力の変化をその他の油圧消費器に及ぼす
ことがなく、油圧回路が各油圧消費器に並列接続
されているにも拘らず、各油圧消費器の負荷によ
つて規定された圧力で、しかも任意に選ばれた流
量で圧力油を流しうるような油圧駆動系を提供す
ることである。
この課題を解決する本発明の構成手段は、 (イ) 前記の各分岐吐出導管内で圧力油の流動方向
に見て前記切換機構の後方には、調整可能な並
列回路絞り部が配置されており、しかも各並列
回路絞り部の調整部材が一方の側では前記吐出
導管乃至は前記分岐吐出導管内の圧力によつ
て、また他方の側では制御圧とばねとによつて
負荷されており、 (ロ) 制御圧がすべての並列回路絞り部において共
通であり、かつ該並列回路絞り部の前記調整部
材の制御圧受圧側が制御圧分岐導管を介して共
通の制御圧導管に接続されており、しかも前記
の各制御圧分岐導管内には、前記共通の制御圧
導管の方に向つて開く逆止弁が配置されてお
り、 (ハ) 各制御圧分岐導管が、並列回路絞り部と各所
属の油圧消費器との間の分岐吐出導管から分岐
している点にある。
このように構成された装置では、ポンプを、そ
の都度所望の吐出流に任意に調整することができ
ると共に、２つ以上の油圧消費器を接続しようと
する場合には、個々の切換機構を任意に調整する
ことによつて吐出流を所望の複数の油圧消費器に
分配することが可能である。要するに公知の先行
技術に対比すれば、特許請求の範囲第１項に記載
した本発明の構成手段によつて、荷重の方向が変
化した場合にも、あらゆる荷重の変化を考慮する
ことができるという顕著な作用・効果が得られ
る。油圧消費器は夫々、任意の方向で任意に制御
されかつ圧力油の容量流によつて規定された制御
速度で荷重には関わりなく運動することができ
る。しかも複数ある現存の任意の油圧消費器を同
時に制御することが可能である。
斯かる形式の絞り部に関連して念のために指摘
しておくが、ポンプの吐出導管から２本の分岐導
管が分かれ、各分岐導管が夫々１つの作動シリン
ダに達している形式の装置がドイツ連邦共和国特
許出願公開第2234562号に基づいてすでに公知に
なつており、この場合、各分岐導管内には、本発
明の並列回路絞り部の構成に類似した１つの絞り
部が配置されており、該絞り部の調整部材は１つ
の押圧ばねと制御圧とによつて負荷されている。
しかしながらこの公知の装置は、任意に異なつた
作動速度を作動シリンダにおいて調速しうるよう
にするため及び圧力の反作用を排除するためには
役立たず、むしろ逆に公知の装置は、両作動シリ
ンダの作動速度を等しく保つために使用されるの
である。それゆえ公知の装置では制御圧は絞り部
のすべての調整部材において等しくはなく、むし
ろ個々の調整部材における制御圧は個々の作動シ
リンダ内におけるピストンの運動速度に関連して
調整されるので、個々の絞り部では異なつた制御
圧に関連して異なつた絞り作用が生じるのであ
る。
公知技術に対比して重要なことは、本発明では
すべての並列回路絞り部の調整部材が同じ制御圧
によつて負荷される点にある。この場合、並列回
路絞り部のすべての調整部材を負荷する制御圧
が、可変吐出ポンプの吐出量調整機構をも制御す
る同じ制御圧であるのが有利である。
かかる制御圧を得るために本発明では、すでに
述べたように、並列回路絞り部と各所属の油圧消
費器との間の各分岐吐出導管に夫々制御圧分岐導
管が接続されており、かつこれらの制御圧分岐導
管がすべて共通の制御圧導管に接続されており、
しかも各制御圧分岐導管内には、総制御圧導管つ
まり共通の制御圧導管の方へ向かつて開く逆止弁
が配置されている訳である。その結果、その都度
最高圧で稼動する油圧消費器において生じる圧力
は開いた逆止弁を介して総制御圧導管に、ひいて
はすべての並列回路絞り部の調整部材に作用する
のに対して、その他の制御圧分岐導管内の他の逆
止弁はすべて閉止状態にあるので、低い方の消費
器圧力は並列回路絞り部に対していかなる作用も
及ぼさない訳である。
また最近では掘削機のために異なつた構成の油
圧駆動系も公知になつており、この場合、夫々１
つの油圧消費器に通じる分岐導管内の切換機構が
任意に調整可能な測定絞り部として構成されてお
り、しかも該測定絞り部における圧力勾配がポン
プ調整機構に作用し、かつ、前記測定絞り部にお
いて任意に規定された絞り幅には無関係に常に特
定の圧力勾配を生ぜしめるようにポンプの吐出流
を調節するようになつている。すなわちこの測定
絞り部の手前の圧力、要するにポンプの吐出導管
内の圧力はポンプの吐出量調整機構の一方の側に
作用し、前記測定絞り部の後方の圧力は制御圧導
管を介してポンプの吐出量調整機構の他方の側に
作用する訳である。なお前記の任意に調整可能な
絞り部が特に「測定絞り部」と呼ばれるのは、調
整可能な絞り部の前と後との圧力、要するに該絞
り部に現存する圧力勾配を検出することに基づい
ている。ここで検出された信号は、ポンプ調整用
方向制御弁としてのサーボ制御弁の制御スプール
に伝達される。該測定絞り部における圧力勾配が
変化すると、可変吐出ポンプの吐出容積が、初め
に設定した圧力勾配を改めて得るように調節され
る訳である。このような公知の油圧駆動系に本発
明の思想を適用することは特に有利である。すな
わち測定絞り部を有する前記制御系を本発明の並
列回路絞り部を有する駆動系と組合わせれば、特
に掘削機又は類似の建設機械のための油圧駆動系
の特に有利な実施態様が得られる。これは、特許
請求の範囲第３項に記載した通りである。
この組合せを選ぶか否かに関わりなく、吐出導
管のみならず、また戻し導管も１つの系に纒め
て、各油圧消費器から夫々出ている戻し分岐導管
をすべて主戻し分岐導管に接続しておけば、油圧
駆動系の特に有利な実施態様が得られる。この主
戻し導管は吐出導管に並列に敷設することができ
る。
また、ケーシングから圧力媒体を吸込むポンプ
を有する駆動系の場合、主戻し導管を直接、可変
吐出ポンプのケーシングに接続し、従つて戻し分
岐導管を介して還流する油流を主戻し導管を経て
ポンプのケーシング内へ直接戻し、該ケーシング
からポンプによつて再び吸出するようにすれば特
に有利である。このような実施態様では、圧力媒
体つまり圧力油を交換する手段を講じることが望
ましい。これは、一方では圧力油をフイルタにか
けて浄化するためであり、他方では、循環回路内
には直接ない比較的多量の油を高熱油と混ぜて熱
導出を一層改善するためである。また同様のこと
は油の老化の点についても当て嵌まる。有利な実
施態様では主戻し導管には、予圧のかけられた蓄
圧タンクが接続されている。これによつてポンプ
の内室は蓄圧タンクの予圧下に保たれるので、高
い流動速度での吸込みが容易になる。蓄圧タンク
の容積は、駆動系内に所定時点に全体として含ま
れている油容量の変化を補償できるように選ばれ
る。すなわち、複数の作動シリンダがピストン棒
側圧力室で同時に給圧されている場合にも蓄圧タ
ンクはその容量を収容することができる。
油圧消費器の少なくとも１つが両方向に運転可
能であり、該油圧消費器の２つの接続口のうち、
その都度一方の接続口が選択的に給圧され、他方
の接続口が戻し接続口として構成されているよう
な駆動系では、油圧消費器の各接続口に夫々１本
ずつ接続された２本の導管内に夫々１つの並列回
路絞り部が配置されており、しかも両並列回路絞
り部の制御圧導管が共通の総制御圧導管に接続さ
れているのが有利である。また１つの並列回路絞
り部に、互いに並列接続された２つ以上の油圧消
費器が接続されていてもよい。これらの油圧消費
器がすべて両方向に稼働可能である場合には２つ
の並列回路絞り部を設け、その一方の並列回路絞
り部をすべての油圧消費器の一方の側に、また他
方の並列回路絞り部をすべての圧消費器の他方の
側に連通させておくのが有利である。油圧消費器
の作動ピストンが一方の運動方向では動力なしに
移動し、要するに圧力が生じないことが保証され
ている場合、油圧消費器のその都度一方の側にだ
け１つの並列回路絞り部を所属させておけば充分
である。但しこの場合、第２の油圧消費器が接続
不能であるか、あるいは（第２の油圧消費器が接
続可能であれば）この油圧消費器が同じ圧力を受
圧する場合に限られる。１つの油圧消費器に所属
したすべての並列回路絞り部が１つの部分制御ユ
ニツト内に纒められている場合は、特に有利な実
施態様が得られる。この部分制御ユニツトは油圧
消費器に直接装備されているのが特に有利であ
る。制御機構しかも電磁弁を油圧消費器に直接装
備することは勿論すでに公知である。しかし、本
発明のような部分制御ユニツトは公知ではないの
で、該部分制御ユニツトを油圧消費器に直接配置
することも公知ではない。
また部分制御ユニツト内に、並列回路絞り部の
みならず測定絞り部を、つまり並列回路絞り部と
測定絞り部を纒めて、所属の油圧消費器に直接装
備すれば、特に有利な実施態様が得られる。
並列回路絞り部が１つのスプール弁体を有し、
該スプール弁体が並列回路絞り部の、制御圧の作
用する調整部材を同時に形成し、前記スプール弁
体の一方の端面に吐出導管内の圧力が、またスプ
ール弁体の背面には制御圧と押圧ばねが作用する
ようにすれば、並列回路絞り部の特に単純な実施
態様が得られる。
両方向に駆動可能で、要するに選択的に一方の
接続口を圧力接続口に、他方の接続口を戻し接続
口にするような油圧消費器の場合、開回路式駆動
系では、油圧消費器の不都合な運動を阻止せねば
ならない以上、つまり、油圧消費器の運動を、該
消費器に流入する圧力油流によつて常に正しく制
御可能でなければならない以上、別の問題が生じ
る。油圧消費器に対して、制御された運動方向で
の力が作用する場合、油圧消費器が吐出導管内に
負圧を発生させて規定の運動を早めるような事態
は避けられねばならない。本発明の特に有利な実
施態様では、並列回路絞り部との関連において、
戻し導管内に、制御式絞り部、殊に制御式圧力制
限弁が設けられており、その場合制御は吐出導管
内の圧力に関連して行われるので、油圧消費器の
進みに基づいて吐出導管内の圧力が所定の圧力レ
ベル以下に低下した場合、この圧力は戻し導管内
の前記制御式絞り部又は圧力制限弁を閉弁位置の
方向に制御するので、流出する油流は絞られ、ひ
いては油圧消費器は、規定の運動速度以上に早く
なるのを防止される。他面において、油圧消費器
に通じる導管が例えば管破損のゆえに無圧になつ
た場合、油圧消費器が不慮の運動を行うような事
態は避けられねばならない。これに対処するため
に、吐出導管内には、油圧消費器の直ぐ近くに逆
止弁が配置されており、該逆止弁は、吐出導管に
接続された圧力室内の圧力が吐出導管内の圧力よ
りも大になると閉弁するように構成されている。
このような管破裂防止用逆止弁は常に必要であ
り、少なくとも合目的的である。このことは例え
ば掘削機のジブ持上げ時について当て嵌まる。他
方、ジブ降下時には戻り運動を流出導管の絞りに
よつて制御しうるようにするのが一層重要であ
る。
これらの付加的な機構、つまり圧力制限弁又は
制御可能な絞り部及び逆止弁を（場合によつては
付加的な後吸込み逆止弁も）、油圧消費器に直接
装備した総制御ユニツト内に一緒に組込むのが特
に有利である。
２つのポンプと、各ポンプに夫々１つずつ所属
した２つのブロツク制御器とを有する掘削機駆動
装置では、１つの油圧消費器に両ポンプの吐出流
を導くことを可能にする種々異なつた油圧回路が
公知になつているが、これらの公知の油圧回路
は、両方のポンプの吐出流をその都度特定の油圧
消費器に導くことしかできない。
そこで本発明の第２の課題は、２つの可変吐出
ポンプを備えた油圧駆動系において、どのような
油圧消費器に給圧すべきかの如何に関わらず両可
変吐出ポンプの吐出流を当該油圧消費器へ導き、
しかも両吐出流の併合接続を、請求の範囲第１項
に記載した可変吐出ポンプの吐出流に関連しての
み行わせようとすることである。
この第２の課題を解決する本発明の構成手段
は、請求の範囲第１項に記載した手段に加えて、
可変吐出ポンプが２つ配置されていて、両可変吐
出ポンプの少なくとも１つに複数の油圧消費器が
所属しており、前記の両可変吐出ポンプの吐出導
管並びに制御圧導管が併合接続ユニツトに接続さ
れており、該併合接続ユニツトが、所定の運転条
件時に前記の吐出導管同士及び制御圧導管同士を
互いに連通させる切換手段を有し、しかも前記運
転条件が吐出導管と所属の制御圧導管との圧力差
によつて規定されていて、該圧力差が、測定絞り
部において所望される規定の圧力差よりも小であ
る点にある（請求の範囲第１３項）。
この解決手段は取りも直さず、測定絞り部に任
意に所定の開口幅が与えられておりかつポンプが
最大吐出量に調整されている場合にもポンプ吐出
流が、前記測定絞り部において規定の圧力勾配を
得るのに充分でなく、しかもこの圧力勾配が所定
の限界値よりも小になる場合に前記併合接続ユニ
ツトが応動して制御圧導管同士及び吐出導管同士
を互いに連通させ、殊に有利には先ず制御圧導管
同士を、次いで吐出導管同士を互いに連通させる
ことを意味している。
ポンプの吐出導管内の圧力によつて制御される
複数のポンプを備えた掘削機用の従来公知の油圧
駆動系では、吐出圧によつて負荷される調整ピス
トンがばねの力に抗して摺動可能でありかつ吐出
圧の増大に伴つてポンプのストローク容積が減少
して、吐出圧と１回転当たりのストローク容積と
の積ひいては、受取られる出力がコンスタントに
なるようにする出力調整器は公知である。２つの
ポンプを有する掘削機駆動装置では和出力調整器
が設けられており、該和出力調整器は両方の吐出
導管内の圧力によつて負荷されており、かつ、圧
力の和と流量の和との積がコンスタントになるよ
うに、要するにこの場合も受取られる出力がコン
スタントになるように両方のポンプを一緒に戻し
旋回させるのである。この公知の調整方式は２つ
の重要な欠点を有している。すなわち第１の欠点
は、二次駆動装置例えば別のポンプ、圧縮機又は
ダイナモによつて受取られる出力が和出力調整器
によつては把握されないことである。従つて、調
整器が調整する出力は、すべての二次駆動装置が
同時に一緒に受取ることになる出力よりも遥かに
小さくなる。その結果、一次エネルギ源において
設定された設備駆動出力は常態では受取られず、
要するに一次エネルギ源は大抵は常に好ましから
ぬ部分負荷運転で動作することになる。第２の欠
点は、両方のポンプが常に同じ割合で戻し旋回す
るように結合されていることから生じる。互いに
重畳する２つの運動が同時に行われ、かつこの運
転状態で調整器が干渉する場合、重畳された合成
運動方向は変化される。例えばジブ持上げ時に回
転機構が接続されると、加速段階において調整器
が干渉しかつ両方のポンプを同じ値だけ１回転当
たりのストローク容積を減少させる方向に戻し旋
回する。これにより速度に応じて、照準運動方向
は変化し操作員は干渉して補正しなければならな
い。回転加速が終わると、吐出圧が小さくなるの
で両方のポンプは再び１回転当たりのストローク
容積を増大させる方向に旋回する。両方の油圧消
費器の運動速度の関係は再度変化し、これによつ
て狙いをつけた目標方向もやはり変化する。この
公知の調整機構の特性は、２つ以上の運動が同時
に行われて出力調整器が干渉する場合常に乱れ
る。前記以外の駆動系において、調整量として、
一次エネルギ源の出力軸又はポンプの駆動軸の回
転数から出発して、この回転数が、一次エネルギ
源例えばデイーゼル機関の噴射ポンプの調整によ
つて規定された回転数に等しいか否かを確認する
調整器もすでに公知になつているのは勿論であ
る。駆動軸の回転数が、一次エネルギ源の過負荷
に基づいて規定の限界値以下に低下すると、限界
負荷調整器が干渉しかつ単数又は複数のポンプを
１回転当たりのストローク容積を減少させる方向
に調整する。この公知の機構は二次駆動装置にお
ける出力をも一緒に把握する。
限界負荷調整器が、ポンプの吐出量調整機構の
サーボ制御弁に直接作用する圧力勾配を発生させ
るように斯かる限界負荷調整方式を前記の本発明
の駆動系と組合せるのが特に有利である。
従つて本発明の第３の課題は、可変吐出ポンプ
を駆動する一次エネルギ源の過負荷もしくは過負
荷による停止を防止することである。
この課題を解決する本発明の構成手段は、特許
請求の範囲第１項に記載の手段に加えて、可変吐
出ポンプの駆動軸の回転数低下時に圧力信号をレ
リーズする限界負荷制御ユニツトが設けられてお
り、前記圧力信号がポンプ調整シリンダから圧力
油を流出させる方向にサーボ制御弁に対して作用
する点にある（請求の範囲第１４項）。
吐出導管内に許容不能の高い圧力が発生し、こ
れによつて、吐出導管に接続された機構、例えば
油圧消費器の制御機構又はポンプが破壊、少なく
とも損傷したり、あるいは吐出導管自体が破裂す
るような事態を阻止し、要するにこのような油圧
駆動系を保護するために、吐出導管に圧力制限弁
を接続することは公知であり、大抵の場合必要と
されている。この圧力制限弁の開弁に基づく欠点
は、圧力媒体が、吐出導管内の高い圧力で流出す
るので、きわめて多量のエネルギが無効になりか
つ圧力媒体が著しく加熱されることである。この
欠点を避けるために、吐出導管に接続された圧力
制限弁に合わせて設定された吐出圧に達する以前
に、１回転当たりのストローク容積を減少させる
方向にポンプを戻し旋回させるのが有利である。
このために油圧伝動装置において、吐出導管に切
換装置を接続することはすでに公知であり、この
切換装置は操作部材を介して、流動方向で見て限
界負荷調整器の手前で制御圧を調整する機構と連
結しており、吐出導管において最高許容圧を超え
るとその都度制御圧が減少されるようになつてい
る（ドイツ連邦共和国特許出願公開第2459795号
明細書）。
そこで本発明の第４の課題は、吐出導管に接続
された、油圧消費器又はポンプの制御機構の損傷
又は破損又は吐出導管自体の破裂を防止するため
に吐出導管内に許容不能に高い圧力を発生させな
いようにすることである。
この第４の課題を解決する本発明の構成手段
は、特許請求の範囲第１項に記載の手段に加え
て、吐出導管には圧力制限弁が、また制御圧導管
にも圧力制限弁が接続されており、しかも前記制
御圧導管と所属の圧力制限弁との間に絞り部が配
置されており、かつ前記制御圧導管に接続した圧
力制限弁が、前記吐出導管に接続された圧力制限
弁よりも低い圧力に設定されている点にある（請
求の範囲第１５項）。
このように制御圧導管に接続した圧力制限弁の
応動圧を、吐出導管に接続された圧力制限弁の応
動圧よりも遥かに低く設定する（この場合このよ
うな油圧回路では測定絞り部で所望される圧力勾
配が考慮される）ことによつて、サーボ制御弁で
制御圧を直接低下させる圧力制限弁は、吐出導管
内の圧力が、該吐出導管に接続した圧力制限弁を
開かせるような値に達する以前に、開弁する訳で
ある。その結果、ポンプが１回転当たりのストロ
ーク容積を減少させる方向に、従つて吐出量を減
少させる方向に戻し調整されたのちに初めて、吐
出導管に接続された圧力制限弁は応動することに
なる。
並列回路絞り部が閉止し、ひいては油圧消費器
と並列回路絞り部との間の吐出導管内の圧力媒体
が圧力下で封じ込められ、それによつて戻し導管
内に設けられた圧力制限弁を（この状態では決し
て合目的的ではないにも拘らず）開弁状態に保つ
ことになるような可能性を排除するために、有利
な実施態様では、並列回路絞り部に対して１本の
導管が並列接続されており、該導管内には、ポン
プの方へ向つて開弁する逆止弁が配置されてい
る。この場合該逆止弁は、並列回路絞り部のスプ
ール弁体内に組込まれているのが有利である。
ポンプの吐出圧によつて負荷されかつ該ポンプ
の吐出量調整機構に作用して、該ポンプを吐出圧
の増大に伴つて１回転当たりのストローク容積を
減少させる方向に調整する制御装置はすでに公知
である。このような制御装置は従来、閉回路にお
いてしか公知ではなく、しかも、作動部材に任意
に与えられた設定値によつてポンプの吐出圧を予
め選定し、ひいては、油圧消費量において発生す
るトルクもしくは発生力を規定するようになつて
いる。この制御装置によつてエネルギ損失が減少
される。
有利な実施態様では、任意に互いに並列接続さ
れうる複数の油圧消費器に１本の制御圧導管を有
する装置が活用され、この場合圧力調節は１つの
弁によつて行われ、しかも該弁のスプール弁体の
一方の側は、任意に作動可能な制御圧発生器によ
つて、またスプール弁体の他方の側は油圧消費器
の圧力によつて負荷されるので、制御圧発生器の
作動時にはスプール弁体において制御圧発生器の
圧力と、油圧消費器へ通じていて給圧される導管
内の圧力との間で平衡状態が生じる。油圧消費器
へ通じていて給圧される導管内の圧力が低下する
と、前記弁は一層開かれるので、油圧消費器へよ
り多量の圧力油流が流れ、ひいては油圧消費器の
圧力が高められる。またこの弁によつて、要する
に、制御圧発生器に任意に与えられた設定値によ
つて、油圧消費器における発生圧力が任意に予め
選定される訳であるが、この場合も、吐出流の増
大に伴つて油圧消費器における力の反作用が増大
することが前提となつている。本発明のこの新規
な制御ユニツトでは調圧は１つの弁によつて達成
され、その利点は、この制御ユニツトが、ポンプ
から出る吐出導管と１本の戻し導管と、ポンプの
サーボ制御弁に作用する制御圧を導く１本の制御
圧導管とを有する本発明の導管系に接続できるこ
とである。この場合も該制御ユニツトは油圧消費
器に直接接続乃至装備することができかつ後吸込
み逆止弁もしくは管破裂防止弁及び圧力制御弁を
付加的に内蔵している。この制御ユニツトによつ
て、任意に選択可能な定圧に、ひいてはコンスタ
ントな力乃至はコンスタントなモーメントに調整
が行われ、更にはエネルギ損失が減少せしめられ
る。
次に図面につき本発明の実施例を詳説する。
先ず第２図によれば内燃機関１は駆動軸２を介
して可変吐出ポンプとして構成したポンプ３及び
４を駆動する。ポンプ３の吐出量調整機構５はポ
ンプ調整ピストン６と連結されており、該ポンプ
調整ピストンはポンプ調整シリンダ内を摺動可能
でありかつ該ポンプ調整シリンダ内室を２つの圧
力室８と９に分割している。ポンプ３は吐出導管
１２に圧力油を送出し、該吐出導管から分岐導管
１３及び１４を介して圧力室９が給圧されるが、
この圧力室内にはばね１１が配置されている。圧
力室８の給圧は油圧制御式のサーボ制御弁１０を
介して制御される。
ポンプ４は圧力油を吐出導管１５に送出する。
ポンプ４の吐出量調整機構１６はポンプ調整ピス
トン１７と連結されており、該ポンプ調整ピスト
ンはポンプ調整シリンダ１８内を摺動可能であり
かつ該シリンダ内室を２つの圧力室１９と２０に
分割しており、しかも圧力室２０内にはばね２１
が配置されている。該圧力室２０は分岐導管３２
１と分岐導管２２とを介して吐出導管１５に連通
している。圧力室１９の給圧は油圧制御式サーボ
制御弁２３を介して制御される。ポンプ３及び４
は共に共通のケーシング２４内に配置されてい
る。
また駆動軸２は、定吐出ポンプとして構成され
た２つのポンプ２５及び２６を駆動する（しかし
別の実施態様ではポンプ２６は内燃機関１の二次
出力部から駆動されてもよい）。
吐出導管１２からは分岐吐出導管２８が分岐し
（第１図）かつ部分制御ユニツト２７に通じてお
り、該部分制御ユニツト内で分岐吐出導管２８は
２つの部分導管２９と３０に分かれている（第５
図）。両部分導管２９，３０は夫々１つの３ポー
ト２位置式の単制御縁型制御スプール弁３１，３
２に達しており、しかし制御スプール弁３１は油
圧制御式でありかつ掘削機の運転室に配置された
任意に操作可能な制御圧発生器９２から制御圧導
管３３を介して制御圧で負荷される。同様に油圧
制御式の単制御縁型制御スプール弁３２にも制御
圧導管３４を介して制御圧が給圧され、この場合
制御圧導管３４は、やはり運転室に配置された任
意に操作可能な別の制御圧発生器９３に達してい
る。単制御縁型制御スプール弁３１及び３２は
夫々測定絞り部として働き、該測定絞り部を通つ
て夫々絞られた油圧流は、部分導管２９から導管
３５へ又は部分導管３０から導管３６へ導かれ
る。単制御縁型制御スプール弁３１は別の切換位
置において導管３５を戻し導管３７に連通させ、
同じく単制御縁型制御スプール弁３２も別の切換
位置において導管３６を戻し導管３８に連通さ
せ、しかも両戻し導管３７及び３８は共に戻し分
岐導管３９に達している。該戻し分岐導管３９は
主戻し導管１０２（第１図）に通じる。
導管３５（第５図）は、スプール弁体４１を有
する並列回路絞り部４０に達し、前記スプール弁
体の背面側はばね４２によつて、かつ又、制御圧
導管５３′内に生じる制御圧によつて負荷されて
いる。並列回路絞り部４０を起点とする導管４３
は２本の導管４４と４５に分かれ、両導管は、掘
削機のジブ「持上げ」動作のために定められた互
いに並列接続された２つの作動シリンダ４８，４
９の一方の圧力室４６，４７に夫々通じている
（第６図参照）。
同様に前記導管３６もスプール弁体５１を有す
る並列回路絞り部５０に達し、前記スプール弁体
の背面側はばね５２によつて、かつ又、制御圧導
管５３′内に生じる制御圧によつて負荷されてい
る。並列回路絞り部５０を起点とする導管５３は
２本の導管５４と５５に分かれ、両導管の一方の
導管５４は作動シリンダ４８の圧力室５６に、ま
た他方の導管５５は作動シリンダ４９の圧力室５
７（第６図参照）に通じている。
前記導管５４内には、作動シリンダ４８へ向か
つて開く逆止弁５８が配置されている。該逆止弁
と作動シリンダ４８との間で導管５４には導管５
９が接続されていて油圧制御式圧力制限弁６０に
通じ、該圧力制限弁の出口ポートは流出導管６１
と導管６２を経て戻し分岐導管３９に連通してい
る。また逆止弁５８と作動シリンダ４８との間で
は導管５４に導管６３が接続されていて、該導管
内には後吸込み逆止弁６４が配置されており、こ
の後吸込み逆止弁の開弁方向側には導管６２が接
続している。
同様に導管４４内には逆止弁６８が配置されて
おり、該逆止弁と作動シリンダ４８との間で導管
４４には導管６５が接続し、該導管内には後吸込
み逆止弁６０が配置されており、この後吸込み逆
止弁の閉弁方向側はやはり導管６２に接続されて
いる。また導管４４には逆止弁６８と作動シリン
ダ４８との間で導管６９が接続されており、該導
管は油圧制御式圧力制限弁７０に通じ、該圧力制
限弁の流出導管７１は導管６２に接続されてい
る。圧力制限弁７０の制御圧力室は導管７２を介
して逆止弁５８の手前の導管５４に連通し、また
圧力制限弁６０の制御圧力室も同様に導管７３を
介して逆止弁６８の手前の導管４４に連通してい
る。導管５４に圧力が導かれると、この圧力によ
つて圧力制限弁７０の制御圧力室が負荷され、ひ
いては圧力制限弁７０はばね圧から解放されるの
で、導管内の、程度の差こそあれ、僅かな圧力で
も圧力制限弁は開弁する。同様のことは、逆止弁
６８の手前の導管４４が圧力を通す場合の圧力制
限弁６０についても当て嵌まる。
前記の逆止弁５８，６８、後吸込み逆止弁６
４，６６及び圧力制限弁６０，７０は制御ユニツ
ト７４内に纒められており、該制御ユニツトは作
動シリンダ４８に直接装備されている。
同様の弁装置が制御ユニツト７５（第６図参
照）内にも設けられており、該制御ユニツトは作
動シリンダ４９に直接装備されている。
部分制御ユニツト２７の内部では導管５３に導
管７６が接続し、該導管は逆止弁７７に達してい
る。また導管４３には導管７８が接続し、該導管
は逆止弁７９に達している。両逆止弁７７，７９
の開弁方向側は部分制御圧導管８０に接続し、該
部分制御圧導管には、スプール弁体４１，５１の
背面側の圧力室が接続されている。
前記スプール弁体４１内には、導管３５の方に
向かつて開弁する放圧逆止弁９４が配置されてい
る。同様にスプール弁体５１内には、導管３６の
方に向かつて開弁する放圧逆止弁９５が配置され
ている。部分制御圧導管８０は総制御圧導管８１
に連通し、この総制御圧導管には制御圧分岐導管
８３が接続されている（第１図）。吐出導管１２
には分岐吐出導管８２が接続している。分岐吐出
導管８２と制御圧分岐導管８３は共に総制御ユニ
ツト８５に達し（第７図）、この総制御ユニツト
を起点とする戻し導管８４は戻し分岐導管３９に
連通している。総制御ユニツト８５は、掘削機の
シヨベルを作動するための作動シリンダ８６に装
備されている。第７図から判るように総制御ユニ
ツト８５の回路の全体的構成は部分制御ユニツト
２７と制御ユニツト７４との和に相当する。総制
御ユニツト８５内には単制御縁型制御スプール弁
２８７と８７が設けられており、単制御縁型制御
スプール弁２８７は制御圧導管８８を介して、任
意に操作可能な制御圧発生器９０から給圧され、
該制御圧発生器は制御圧導管３３，３４を負荷す
る前記制御圧発生器９２，９３の近くに配置され
ている。同様に単制御縁型制御スプール弁８７は
制御圧導管８９によつて制御され、該制御圧導管
は、やはり前述の制御圧発生器９０，９２，９３
の近くに配置された任意の操作可能な制御圧発生
器９１に接続している。
測定絞り部として夫々働く２つの単制御縁型制
御スプール弁２８７，８７には夫々１つの並列回
路絞り部９６，９７が後置されており、各並列回
路絞り部の後方の接続部９８，９９において、制
御圧分岐導管８３に通じる分岐導管が分岐してお
り、該分岐導管は夫々１つの逆止弁１００，１０
１を有している。
戻し分岐導管３９は主戻し導管１０２に通じ、
該主戻し導管は、可変吐出ポンプ３，４のケーシ
ング２４内に直接通じかつ主戻し導管には蓄圧タ
ンク１０３が接続されている（第１図）。
可変吐出ポンプ４からの吐出導管１５から分岐
吐出導管１０４，１０５，１０６が分岐してお
り、第１図、第８図、第９図及び第１０図から判
るように、分岐吐出導管１０４はシヨベルアーム
屈曲用の作動シリンダ１０７に、分岐吐出導管１
０５は走行用油圧モータ１０８に、また分岐吐出
導管１０６は掘削機旋回用油圧モータ１０９に達
している。総制御ユニツト１１０及び１１１は総
制御ユニツト８５と同様に構成されている。つま
り総制御ユニツト１１０，１１１は夫々２つの単
制御縁型制御スプール弁１１２，１１３；１１
４，１１５と、各制御スプール弁に後置された並
列回路絞り部１１６，１１７；１１８，１１９と
を内蔵し、しかも単制御縁型制御スプール弁１１
２，１１３；１１４，１１５は夫々、任意に操作
可能な制御圧発生器１２０，１２１，１２２，１
２３によつて負荷される。総制御ユニツト１１０
及び１１１から出る戻し部分導管１２４，１２５
は共に戻し分岐導管１２６に通じ、該戻し分岐導
管は主戻し導管１０２に接続されている。戻し導
管１２７もやはり戻し分岐導管１２６を経て戻し
導管１０２に接続されている。分岐吐出導管１０
６及び戻し導管１２７は４ポート３位置切換弁１
２８に接続されており、該切換弁は２つの制御圧
発生器１２９，１３０によつて油圧で制御されか
つ選択的に旋回用油圧モータ１０９の一方の接続
路１３１を分岐吐出導管１０６に、かつ旋回用油
圧モータ１０９の他方の接続器１３２を戻し導管
１２７に接続し、あるいは逆に分岐吐出導管１０
６を接続管１３２に、かつ戻し導管１２７を接続
路１３１に連通させる。またここでは付加制御ユ
ニツト１３３が設けられていて旋回用油圧モータ
１０９に直接装備されており、この付加制御ユニ
ツト１３３内には２つの逆止弁１３４，１３５及
び２つの圧力制限弁１３６，１３７及び制御圧導
管１４０用の接続路１３８，１３９が設けられて
おり、しかも前記制御圧導管１４０と接続路１３
９，１３８との間には逆止弁１４１，１４２が配
置されている。
可変吐出ポンプ３に所属した総制御圧導管８１
は、第２図から判るように、制御圧導管１５０に
接続し、該制御圧導管は絞り部１５３を内蔵した
分岐導管１５１に通じ、該分岐導管は分岐導管１
５２を経て、油圧で制御されるサーボ制御弁１０
の一方の制御圧力室に開口している。サーボ制御
弁１０の他方の制御圧力室は分岐導管１５４を介
して分岐導管１４に接続されており、該分岐導管
１４は可変吐出ポンプ３の吐出導管１２内の吐出
圧で負荷されている。
また制御圧導管１５０には流量調整器１５５が
接続されており、該流量調整器の出口ポートは可
変吐出ポンプ３，４のケーシング２４の内室に通
じている。
絞り部１５３とサーボ制御弁１０の一方の制御
圧力室との間の分岐導管１５２には圧力制限弁１
５７が接続されている。
分岐導管１３から導管１５８が出てサーボ制御
弁１０の１つのポートへの接続路１５９に達して
いるので、可変吐出ポンプ３から吐出された圧力
油は吐出導管１２と分岐導管１３と導管１５８と
を経てサーボ制御弁１０を通りポンプ調整シリン
ダ７の圧力室８へ導かれる。
導管１５８と制御圧導管１５０との間には、絞
り部１６１を内蔵した接続導管１６０が配置され
ている（この絞り部１６１を有する接続導管１６
０は、サーボ制御弁１０が充分に大きな負の重な
りを有するように構成されている場合には省くこ
とができる。つまりサーボ制御弁１０が中立位置
にある場合には常に部分流が吐出導管１２、分岐
導管１３、導管１５８及び接続路１５９を経て無
圧のタンク１５６へ又はケーシング２４の内室へ
達するようにするのである。この解決策の利点
は、絞り部１６１を通流する流れに合わせて付加
的に流量調整器１５５を調整する必要がないこと
である）。
総制御ユニツト１１０（第８図）、総制御ユニ
ツト１１１（第９図）及び付加制御ユニツト１３
３（第１０図）を起点とする制御圧部分導管１６
２，１６３，１６４は、第１図から判るように破
線で示した総制御圧導管１６５に接続されてお
り、該総制御圧導管は導管１６６へ続き、この導
管には、第２図の破線から判るように絞り部１６
８を有する導管１６７が連通しかつ又、流量調整
器１６９が接続している。前記絞り部１６８から
出る導管１７０は、油圧で制御されるサーボ制御
弁２３の一方の制御圧力室に達している。この制
御圧力室に対向した方の制御圧力室は接続路１７
１を経て分岐導管２２に接続されている。また前
記導管１７０には圧力制限弁１７２が接続されて
いる。
サーボ制御弁２３の接続路１７３は導管１７４
を介して導管３２１に接続されている（第２図）。
導管１７４と１６６との間には、絞り部１７６を
内蔵した接続導管１７５が配置されている（この
場合も、接続導管１６０及び絞り部１６１につい
て述べたのと同等のことが当て嵌まる）。
総制御圧導管８１には併合接続制御導管１７７
が、また総制御圧導管１６５には併合接続制御導
管１７８が接続されており（第１図）、しかも両
方の併合接続制御導管１７７及び１７８は併合接
続ユニツト１７９（第４図）に通じている。該併
合接続ユニツト内には、油圧で制御されて両側に
夫々２つの制御圧力室を有する４ポート２位置切
換弁１８２が配置されている。しかも一方の側の
各制御圧力室には、他方の側で同じ大きさの制御
圧力室が所属しているが、一方の側に夫々位置す
る２つの制御圧力室は同じ直径を有する必要はな
い。吐出導管１２から分かれる分岐導管１８０及
び、吐出導管１５から分かれる分岐導管１８１は
共に併合接続ユニツト１７９に達してい。この場
合両分岐導管１８０と１８１は、４ポート２位置
切換弁の図示の切換位置において一方の２つのポ
ートが互いに連通し、別の切換位置において共に
遮断されるように４ポート２位置切換弁１８２に
接続されている。４ポート２位置切換弁１８２の
他方の２つのポートには併合接続制御導管１７７
と１７８が、図示の切換位置で互いに連通するよ
うに接続されている。
また併合接続ユニツト１７９内には２つの圧力
制限弁１８４，１８５が配置されており、一方の
圧力制限弁１８４は吐出導管１２を保護するため
のものであつて分岐導管１８０を介して吐出導管
１２に接続されているのに対して、他方の圧力制
限弁１８５は吐出導管１５に保護するためのもの
であつて分岐導管１８１を介して吐出導管１５に
接続されている。
第４図によれば、ポンプ３の吐出圧によつて負
荷される分岐導管１８０と、ポンプ３に関係した
制御圧を通す併合接続制御導管１７７とは、４ポ
ート２位置切換弁１８２の対向側に配置された同
じ大きさの圧力室に接続されており、またポンプ
４の吐出圧によつて負荷される分岐導管１８１
と、ポンプ４に関係した制御圧を通す併合接続制
御導管１７８とは、やはり４ポート２位置切換弁
１８２の対向側に配置された同じ大きさの圧力室
に接続されており、しかも、制御圧によつて負荷
される併合接続制御導管１７７，１７８は共に、
押圧ばね１８６の配置された側に接続されてい
る。
定吐出ポンプ２５は第１図及び第２図から判る
ように、可変吐出ポンプ３及び４のケーシング２
４から圧力媒体を導管１８７を介して吸込みかつ
導管１８８へ吐出し、該導管は限界負荷制御ユニ
ツト２３０の可変絞り部１８９に達しており（第
３図）、該可変絞り部の調整部材１９０は内燃機
関１の調整部材と作用結合している。可変絞り部
１８９の手前で導管１８８には、フイルタ１９２
を内蔵した導管１９１を介して圧力制限弁１９３
が接続されており、該圧力制限弁の出口は導管１
９４に接続し、該導管１９４自体は、可変絞り部
１８９の後方で導管１８８の延長部を形成する導
管１９５に接続し、該導管は別の油圧消費器（図
示せず）に達している。
更に第３図から判るように導管１９４には、油
圧で制御される圧力制限弁１９６が接続されてお
り、該圧力制限弁の制御圧は導管１９７を介して
供給され可変絞り部１８９の手前の圧力で規定さ
れる。圧力制限弁１９６から出る導管１９８は絞
り部１９９に達し、該絞り部から出る導管２００
は導管２３９と圧力制限弁２０１を経てタンク１
５６に達している。相前後して配置された圧力制
限弁１９６と絞り部１９９に対して並列に別の圧
力制限弁２０２が接続されており、該圧力制限弁
は圧力制限弁１９６の手前の圧力をコンスタント
に保つ。重要なことは、可変絞り部１８９におけ
る圧力勾配が圧力制限弁１９６を制御し、該圧力
制限弁自体が絞り部１９９への流れを制御するこ
とである。
圧力制限弁１９６と絞り部１９９との間の導管
１９８から限界圧制御導管２０３が、また導管２
００から第２の限界圧制御導管２０４が分岐して
いる。限界圧制御導管２０３は、第２図に示した
ように２つの導管２０５と２０６に分岐し、両導
管は夫々サーボ制御弁１０，２３の一方の制御圧
力室に、しかも所属の可変吐出ポンプ３，４の吐
出圧によつて負荷されるのと同じ側の制御圧力室
に開口している。やはり第２図から判るように限
界圧制御導管２０４から２つの導管２０７と２０
８が分岐し、各導管は、油圧で制御されるサーボ
制御弁１０，２３の、夫々ばねによつて負荷され
た方の側の制御圧力室に開口している。
本発明の油圧式駆動系の作用形式は次の通りで
ある。
内燃機関１が作動し可変吐出ポンプ３，４及び
定吐出ポンプ２５，２６を駆動し、かつすべての
制御圧発生器９０，９１，９２，９３，１２０，
１２１，１２２，１２３，１２９，１３０が作動
されていない場合、可変吐出ポンプ３，４は零ス
トローク位置にあり圧力油を吐出しない。油圧消
費器も負荷されない。いま制御圧発生器９２が作
動されると（第５図）、単制御縁型制御スプール
弁３１が作動されて開弁されるので、吐出導管１
２とジブ持上げ用作動シリンダ４８への導管４４
とを連通させ、それによつて並列回路絞り部４０
が開く。これと同時に逆止弁７９も開弁するの
で、部分制御圧導管８０、ひいては総制御圧導管
８１も圧力で負荷される。
単制御縁型制御スプール弁３１は測定絞り部と
して働くので、制御圧導管３５内の圧力、導管４
３及び導管７８内の圧力、ひいては部分制御圧導
管８０及び総制御圧導管８１内の圧力は分岐吐出
導管２８及び吐出導管１２内の圧力よりも低い。
吐出導管１２内の圧力は分岐導管１３，１４，１
５４を経てサーボ制御弁１０の一方の側に作用
し、前記総制御圧導管８１内の圧力は制御圧導管
１５０及び分岐導管１５１，１５２を経てサーボ
制御弁１０の他方の側に作用する（第２図参照）。
この側にはばねも作用している。該ばねは、分岐
導管１５４と１５２との間の圧力差が特定値例え
ば20バールになつたときにサーボ制御弁１０が応
動するように設計されている。従つてサーボ制御
弁１０によりポンプ調整ピストンを介して可変吐
出ポンプ３の吐出量調整機構５が調整され、可変
吐出ポンプ３は、測定絞り部として働く単制御縁
型制御スプール弁３１（第５図参照）において特
定の圧力勾配を生ぜしめる吐出流を送出する。つ
まり、制御圧発生器９２の設定値の変化によつて
単制御縁型制御スプール弁３１の設定値が変化さ
れると、ポンプ３も異なつた吐出流に、しかも、
測定絞り部として働く単制御縁型制御スプール弁
３１に特定の圧力勾配を生ぜしめるような吐出流
に、調整される訳である。
並列回路絞り部４０，５０，９６，９７，１１
６，１１７（第５図、第６図、第７図及び第８図
参照）の作用は次の通りである。
２つの異なつた油圧消費器に所属した２つの制
御圧発生器例えば９２と９０（第５図及び第７
図）が同時に作動されると、２つの単制御縁型制
御スプール弁３１と２８７が同時に開弁され、従
つて一方では２つのジブ持上げ用の作動シリンダ
４８，４９が、また他方ではシヨベル作動用の作
動シリンダ８６が同一の可変吐出ポンプ３と連通
される。この場合両作動シリンダ４８，４９内に
は同じ圧力が作用する。しかし作動シリンダ８６
内にも同じ圧力が偶然作用することはない。むし
ろ一方の油圧消費器はより高い負荷を受けるので
高い圧力を必要とする。シヨベル作動用の作動シ
リンダ８６内の圧力がジブ持上げ用の作動シリン
ダ４８，４９内の圧力よりも高いと仮定すれば、
接続部９８である分岐点には（第７図）導管４３
内よりも高い圧力が生じ、その結果逆止弁７９は
閉止状態になり、制御圧導管系８０，８３は逆止
弁１０１の開弁によつて、前記分岐点９８に生じ
る圧力によつて負荷される。前記制御圧導管系に
よつてスプール体４１，２４１の背面側も負荷さ
れるが、このスプール体の手前の導管３５，２４
０内には異なつた圧力が支配するので、並列回路
絞り部４０及び９６では異なつた絞り作用が生じ
る。すなわち、より低い圧力を発生させる油圧消
費器（ジブ持上げ用作動シリンダ４８，４９）で
は、この並列回路絞り部４０によつて大きな圧力
勾配が発生し、該並列回路絞り部４０の手前の導
管３５、分岐吐出導管２８及び吐出導管１２内
に、ひいては分岐吐出導管８２内に、作動シリン
ダ８６が必要とする高さの圧力が発生せしめら
れ、その場合並列回路絞り部９６では、導管２４
０内の圧力に基づき、制御圧分岐導管８３の制御
圧の作用を受けて、それに相応した僅かな絞り作
用が生じる。それというのは、スプール体２４１
に作用する消費器圧力は、並列回路絞り部９６を
全開させるのに充分な大きさであるので、該並列
回路絞り部には圧力勾配は生じないからである。
同じ制御圧によつて背面側で一緒に負荷される
並列回路絞り部をこのように配置・構成すること
によつて得られる顕著な利点は、２つの油圧消費
器が可変吐出ポンプ３の供給流よりも大きな油圧
流を一緒に受取る場合、可変吐出ポンプ３によつ
て供給される油圧流が両油圧消費器に対して（本
例では作動シリンダ４８，４９と作動シリンダ８
６とに対して）絞りギヤツプの開口幅に比例して
分配されることである。
逆止弁５８及び６８は管破裂防止手段として働
く。このことは取りも直さず、分岐吐出導管２８
又は分岐吐出導管８２あるいは該分岐吐出導管と
連通した別の導管内に漏洩部が生じ圧力が漏れた
場合、所属の制御圧発生器の作動により、ひいて
は所属の単制御縁型制御スプール弁を開くことに
よつて接続された油圧消費器が荷重を受けても戻
り降下することがないことを意味している。例え
ば荷重を受けた状態でジブを持上げる場合、従つ
て作動シリンダ４８，４９が給圧された状態にあ
つて吐出導管１２が破損すると逆止弁５８は閉弁
する。従つて作動シリンダ４８，４９内に在る圧
力油は封じ込められるので、不都合な運動が生じ
ることはない。それというのは、導管５３，４３
内には圧力がなく、従つて圧力制限弁６０，７０
が開制御されることはなく、閉弁状態にあるから
である。
しかしながら制御圧発生器９２の作動によつて
単制御縁型制御スプール弁３１が開かれると、導
管４３内に圧力が生じるので、導管４３，４４を
通つて圧力油は作動シリンダ４８，４９内に流入
する。導管４３内の圧力は導管７３を介して圧力
制限弁６０の制御圧力室内にも生じるので、該圧
力制限弁６０は開弁状態になる。つまり、作動シ
リンダ４８，４９の圧力室５６，５７から流出す
る圧力油流は妨げなく導管５４を通つて導管５
９、圧力制限弁６０、流出導管６１、導管６２を
経て戻し分岐導管３９へ、ひいては主戻し導管１
０２へ流出することができる。この場合、作動シ
リンダ４８及び４９内におけるピストンの運動速
度は、単制御縁型制御スプール弁３１の開弁の程
度によつて決まる。作動シリンダ４８，４９内の
ピストンを外力に基づいて前記圧力油流よりも進
めようとする場合、該作動シリンダは圧力油の後
吸い込みを行い、その結果導管４４内の圧力、ひ
いては導管４３内の圧力が低下する。これに伴つ
て導管７３を介して圧力制限弁６０の制御圧力室
内の圧力も降下されるので、該圧力制限弁は、圧
力低下の度合で閉弁する。つまり圧力制限弁６０
内には、圧力室５６及び５７から流出する油圧流
を絞る絞り作用が生じるので、この絞り作用によ
つて作動シリンダ４８及び４９内のピストン運動
速度が制動されることになる。また圧力制限弁６
０及び７０は導管５９，５４及び６９，４４内の
圧力によつても制御されている。従つて圧力制限
弁６０及び７０は、作動シリンダ４８及び４９内
の圧力が許容不能に高くなるのを防止する働きを
も行う。すなわち、過負荷又は衝撃的な負荷に基
づいて、過度に高い圧力が発生すると、この過度
に高い圧力に基づく負荷の方向に応じて圧力制限
弁６０又は圧力制限弁７０が開弁するので、この
圧力制限弁６０，７０は、制御圧発生器９２，９
３の何れも作動されていない場合でも過負荷防止
用過圧弁として働く訳である。
特に、圧力制限弁６０と７０の何れかを通つて
圧力油が流出するような場合、また圧力室４６，
４７；５６，５７の一方への後吸い込みが生じる
ような場合（第５図及び第６図）、その都度所属
の後吸い込み逆止弁６４，６６が開弁するので、
その都度開いた後吸い込み逆止弁６４，６６及び
導管６２と戻し分岐導管３９を介して主戻し導管
１０２は蓄圧タンク１０３から再補填される。
制御圧発生器９２が作動され、これに伴つて単
制御縁型制御スプール弁３１が開かれ、これによ
つて吐出導管１２、分岐吐出導管２８、部分導管
２９及び導管３５を介して導管４３が給圧された
上で制御圧発生器９２の作動が終了され、これに
伴つて単制御縁型制御スプール弁３１が放圧位置
へもたらされると、並列回路絞り部４０は完全に
閉じる。その結果、最後に働いた圧力が導管４３
内に残留して導管７３を介して圧力制限弁６０が
開弁位置を保つことになる。しかしながら、両制
御圧発生器９２及び９３が閉止状態にある場合に
は両圧力制限弁６０及び７０も閉弁状態になけれ
ばならない。これに対処するためにスプール弁体
４１内には、ポンプ３の方に向かつて開く逆止弁
９４が設けられており、従つて前記の動作状態で
は、つまり並列回路絞り部４０が全閉すると導管
４３は逆止弁９４を介して放圧されることにな
る。
制御ユニツト７４の他方の側の弁並びに総制御
ユニツト８５，１１０，１１１における相応した
弁も前記に類似の形式で働く。
制御圧発生器９２に対する作用によつて制御圧
導管３３内に、単制御縁型制御スプール弁３１を
全開させるような圧力が発生すると、導管２９，
３５内で、ひいては分岐吐出導管２８及び吐出導
管１２内では、可変吐出ポンプ３のみによつて送
出できないほどの強い流れが要求される。この状
態で併合接続ユニツト１７９（第４図）が作用す
る。すでに述べたようにサーボ制御弁１０によつ
て可変吐出ポンプ３を制御するために、該サーボ
制御弁１０に作用するばねは、測定絞り部として
働く単制御縁型制御スプール弁３１に特定の圧力
勾配例えば20バールの圧力勾配が生じるように設
計されている。４ポート２位置切換弁１８２（第
４図）のばね１８６は、吐出導管１２と総制御圧
導管８１との間の圧力勾配がより小さい場合例え
ば15バールの圧力勾配で前記４ポート２位置切換
弁１８２が応動するように設計されている。しか
も該４ポート２位置切換弁１８２は、スプール弁
体の運動初期に先ず併合接続制御導管１７７と１
７８が互いに連通するように設計されており、そ
の結果吐出導管１５内に吐出導管１２と同じ圧力
が生じるように可変吐出ポンプ４は調整されるこ
とになる。しかも該可変吐出ポンプ４に油圧消費
器が接続されていない場合にはこの圧力は絞り部
１７６（第２図）の手前で発生される。４ポート
２位置切換弁１８２のスプール弁体が更にシフト
すると、分岐導管１８０と１８１も該４ポート２
位置切換弁１８２によつて互いに連通するので、
可変吐出ポンプ４の吐出流は４ポート２位置切換
弁１８２を通つて可変吐出ポンプ３の吐出導管１
２内へ送出され、その場合、可変吐出ポンプ４
は、可変吐出ポンプの吐出流と一緒に、要求され
た圧力勾配（本例では15バール）を、測定絞り部
として働く単制御縁型制御スプール弁３１で発生
させるのに必要な吐出流を正確に生ぜしめるよう
に調整される。
油圧消費器が圧力制限弁６０，７０によつて、
かつ又、他の油圧消費器のそれ相応の圧力制限弁
によつて直接防護されてはいるが、装置部分を許
容不能に高い圧力によつて損傷するのを防止する
圧力制限弁によつて可変吐出ポンプ３及び装置全
体を付加的に防護する必要がある。実際上の理由
に基づいて、この圧力制限弁は併合接続ユニツト
１７９内に一緒に組込まれており、しかも圧力制
限弁１８４は分岐導管１８０を介して吐出導管１
２に接続されており、かつ同等の形式で可変吐出
ポンプ４を防護するために該ポンプ４の吐出導管
１５には分岐導管１８１を介して圧力制限弁１８
５が接続されている。両圧力制限弁の１つが開く
ことによる欠点は、最高圧において圧力油がこの
圧力制限弁を介して放出されることである。つま
りこの圧力制限弁において多量のエネルギが無効
になる訳である。このことは、短い圧力衝撃を弱
めるためには避けられない。しかしながら、この
圧力制限弁が比較的長時間にわたつて開いたまま
になるのを避けうるようにすれば有利である。こ
の目的のために可変吐出ポンプ３には圧力制限弁
１５７が設けられており（第２図）、該圧力制限
弁は、単制御縁型制御スプール弁３１，３２；２
８７，８７によつて与えられた測定絞り部におけ
る規定の圧力勾配に相応して圧力制限弁１８４の
応動圧より低い圧力が総制御圧導管８１内に生じ
た場合に開弁するような低い圧力に設定されてお
り、従つて圧力制限弁１８４が開く前に圧力制限
弁１５７が開き、それによつて分岐導管１５２内
の最大圧力を制限し、その結果、分岐導管１５４
内の圧力が僅かに上昇してもサーボ制御弁１０は
ポンプ調整シリンダ７の圧力室８内の圧力を高
め、それによつて可変吐出ポンプ３をより小さな
ストロークに、ひいては減少した吐出流に調整す
ることになり、それに伴つて当然予期されること
であるが、制御圧の上昇によつて生ぜしめられる
調整動作の終了後には吐出導管１２内の圧力は、
吐出流の減少に基づいて低下しており、従つて圧
力制限弁１８４の応動も避けられる。
同様に可変吐出ポンプ４にも、それ相応の圧力
制限弁１７２（第２図）が所属しており、該圧力
制限弁は制御圧導管１６６内の圧力に応動しか
つ、圧力制限弁１８５の開弁前に開く。
この圧力制限弁によつては、可変吐出ポンプの
調整動作中の圧力ピークに対する防護が得られる
にすぎないのは勿論である。内燃機関１の過負荷
防止は前記圧力制限弁によつては得られない。こ
の過負荷防止は限界負荷制御ユニツト２３０（第
１図及び第３図）によつて得られる。定吐出ポン
プ２５は導管１８８を介して可変絞り部１８９へ
圧力油を吐出し、該可変絞り部の調整部材１９０
は内燃機関１の調整部材と作用結合している。可
変絞り部１８９の後方の導管１９５は制御圧発生
器９０，９１，９２，９３，１２０，１２１，１
２２，１２３，１２９，１３０に達している。導
管１９５には、外部制御式の圧力制限弁１９６が
接続されており、該圧力制限弁は可変絞り部１８
９の手前の導管１８８内の圧力によつて導管１９
７を介して制御される。圧力制限弁１９６は、そ
の都度規定の運転回転数の場合に可変絞り部で生
じさせようとする圧力勾配に設定されている。こ
の圧力勾配が存在している場合、圧力制限弁１９
６は閉じられている。圧力勾配が規定値より小さ
くなると圧力制限弁１９６は開きかつ油圧流を後
置の絞り部１９９へ通す。この絞り部でもやはり
圧力勾配が生じ、この圧力勾配は限界圧制御導管
２０３，２０４を介して同サーボ制御弁１０，２
３の両側に圧力差として接続される。これによつ
て、両可変吐出ポンプ３及び４が少なくとも１つ
の油圧消費器へ油圧流を吐出しかつ限界負荷制御
ユニツト２３０が干渉する場合には、両可変吐出
ポンプ３と４は、２つの被駆動の作動シリンダの
運動重畳時に該運動重畳に基づく運動方向を変化
させないように比例動作を行うことができる。２
つの接続された油圧消費器相互の運動速度は、測
定絞り部として働く単制御縁型制御スプール弁の
開放度と同じ割合である。ところで内燃機関の過
負荷に基づいて内燃機関の回転数が減少すると、
可変絞り部１８９における圧力勾配が低下するの
で圧力制限弁１９６が開き、従つて絞り部１９９
で圧力勾配が生じ、この圧力勾配は両方のサーボ
制御弁１０，２３に同じ割合で作用する。従つて
両方の可変吐出ポンプ３，４の設定値は、１回転
当たりのストローク容積を減少させる方向に調整
されるが、これは、絞り部１９９における圧力勾
配と、接続された各油圧消費器の測定絞り部とし
て働く単制御縁型制御スプール弁における圧力勾
配とがバランスするまでである。一方の可変吐出
ポンプ３又は４に進み傾向が生じると、当該ポン
プは直ちに、両方の圧力勾配を互いに平衡化させ
る逆信号を受取る。このようにして、両油圧消費
器の測定絞り部として働く単制御縁型制御スプー
ル弁における圧力勾配は一様に保たれるので、測
定絞り部として働く単制御縁型制御スプール弁に
おいて、絶対量は変化しはするが、量相互の割合
ひいては運動速度の相互関係が変化することはな
い。
圧力制限弁２０２は定吐出ポンプ２５を保護す
るために役立つ。迂回用圧力制限弁１９３は、可
変絞り部１８９が過度に又は完全に閉じた場合に
定吐出ポンプ２５を付加的に保護する。この場合
圧力油は導管１８８，１９１及び迂回用圧力制限
弁１９３を経て導管１９４へ流入する。
蓄圧タンク１０３に圧力を充填するために定吐
出ポンプ２６が使用され、該定吐出ポンプは掘削
機のステアリング装置（図示せず）に圧力油を送
出するポンプである。ステアリング装置からの戻
り流は、蓄圧タンク１０３を充填するのに充分な
圧力をなお有している。この圧力充填のためにス
テアリング装置からの導管２３９が主戻し導管１
０２に接続されている。
定吐出ポンプ２５は、可変吐出ポンプ３，４を
内蔵したケーシング２４内の圧力媒体の交換を行
いうるようにするために、該ケーシング２４から
圧力媒体を吸込む。ステアリング装置から導管２
３９を通つて還流する圧力媒体は、過剰である限
り、圧力制限弁２０１を経て、無圧のタンク１５
６へ流出する。
蓄圧タンク１０３の容積は、複数の油圧消費器
を同一方向に作動する場合にも漏れ損失及びピス
トン両側の容量差を補償しうるように設計されて
いる。
第１１図には部分制御ユニツトの変化実施例が
示されている。該部分制御ユニツト２７０は第５
図に示した部分制御ユニツト２７に相応している
が、唯一の相違点は、部分制御ユニツト２７にお
いて２つの測定絞り部を形成している２つの単制
御縁型制御スプール弁３１，３２の代わりに、た
だ１つの４ポート３位置切換弁２３１を設けたこ
とであり、該４ポート３位置切換弁は２つの制御
圧発生器９２，９３によつて制御圧導管３３，３
４を介して制御可能であり、かつ図示の中立位置
では分岐吐出導管２８を閉止して導管３５と３６
を互いに連通させ、また一方の切換制御位置では
分岐吐出導管２８を導管３５に連通させると同時
に導管３６を戻し分岐導管３９と連通させ、他方
の切換制御位置では分岐吐出導管２８を導管３６
に連通させると同時に導管３５を戻し分岐導管３
９と連通させるように構成されている。
付加制御ユニツト１３３（第１０図）は、総制
御ユニツト８５，１１０，１１１とは幾分異なつ
た構成及び異なつた作用効果を有している。４ポ
ート３位置切換弁１２８は、両制御圧発生器１２
９，１３０によつて制御されるばかりでなく、そ
の都度制御される側に対向した側でも、油圧消費
器へ通じる接続路１３１又は１３２内の吐出圧に
よつて負荷されるので、制御圧発生器１２９又は
１３０を介して４ポート３位置切換弁１２８を切
換制御する際に、該切換弁１２８のスプール弁体
に平衡状態が生じる。油圧消費器において圧力が
低下すると、前記切換弁は更に開かれ、より多量
の圧力油が油圧消費器へ流れ、従つて消費量認識
に基づいて消費器の圧力は高められる。
第１２図には、併合接続ユニツトの変化実施例
が示されている。
併合接続ユニツト２７９は実質的に併合接続ユ
ニツト１７９に等しく、しかも４ポート２位置切
換弁２８２も大体において４ポート２位置切換弁
１８２に等しい。該４ポート２位置切換弁１８２
の場合と同じように４ポート２位置切換弁２８２
にも、吐出導管１２からの分岐導管１８０と、該
分岐導管に対向した側で総制御圧導管８１からの
併合接続制御導管１７７が接続されており、かつ
又、前記分岐導管１８０の接続側では、吐出導管
１５からの分岐導管１８１が接続されており、か
つこれに対向した側の制御圧力室には、制御圧導
管１６６からの併合接続制御導管１７８が接続さ
れている。
４ポート２位置切換弁１８２とは異なつて、第
１２図の切換弁２８２は、押圧ばね２８６に対向
した方の側に第３の制御圧力室２３４を有し、該
制御圧力室は制御導管２３３を介して限界負荷制
御ユニツト２３０の第１の限界圧制御導管２０３
（第３図）に接続されており、しかも、限界負荷
制御ユニツト２３０が、可変吐出ポンプ３，４の
吐出量調整機構５，１６をストローク量減少方向
に調整させる信号をサーボ制御弁１０，２３に送
出した場合には４ポート２位置切換弁２８２の開
弁を阻止するように構成されている。要するに限
界負荷制御ユニツト２３０によつて制御導管２３
３を介して付加的な前記制御圧力室２３４に対し
て、４ポート２位置切換弁２８２のスプール弁体
を閉弁位置へ向かつて負荷する圧力がかけられる
訳である。併合接続ユニツト２７９は、両方の可
変吐出ポンプ３，４の一方が最大吐出流量に設定
されているにも拘らず、測定絞り部として働く単
制御縁型制御スプール弁３１における圧力勾配が
規定値以下に低下した場合に限り、両方の可変吐
出ポンプ３，４の両吐出導管１２と１５を互いに
連通させようとするものである。測定絞り部とし
て働く単制御縁型制御スプール弁３１における前
記圧力勾配は、限界負荷制御ユニツト２３０が干
渉する場合にも小さくなり、その結果、可変吐出
ポンプ３又は４のストローク容積は、測定絞り部
における圧力勾配に相応した値よりも小さく調整
されることになる。第４図に示した実施例の併合
接続ユニツトは、測定絞り部として働く単制御縁
型制御スプール弁３１において圧力勾配がどのよ
うに低下しても、この低下に応動するので、吐出
導管１２と１５は、限界負荷制御ユニツト２３０
の干渉のみによつて圧力勾配の低下が生じる場合
にも互いに連通することになる。この欠点を避け
るために、第３の制御圧力室２３４を負荷するこ
とによつて、併合接続ユニツト２７９の切換機能
を達成する切換圧力差は、測定絞り部として働く
単制御縁型制御スプール弁３１における圧力勾配
を限界負荷制御ユニツト２３０の信号によつて減
少させるのと同じ割合で減少せしめられるのであ
る。
以上の説明から容易に判るように本発明の斯か
る油圧駆動系は、吐出導管、戻し導管及び制御圧
導管に夫々１つの制御ユニツトを介して別の付加
的な油圧消費器を接続することによつて容易に拡
張することができる。しかも本発明の油圧駆動系
を用いれば、複数の油圧消費器の受ける負荷が異
なつている場合でも、任意の油圧消費器に同時に
１つのポンプから給圧することが可能である。
【図面の簡単な説明】
第１図は本発明の油圧駆動系全体の概略構成
図、第２図乃至第１２図は第１図の構成図におい
て方形輪郭のみで示した個々の構成部品の詳細な
回路構成図であつて、第２図は複式ポンプユニツ
トの回路構成図、第３図は限界負荷制御ユニツト
の回路構成図、第４図は併合接続ユニツトの回路
構成図、第５図は部分制御ユニツト及び制御ユニ
ツトの回路構成図、第６図は制御ユニツトと所属
の油圧消費器の回路構成図、第７図、第８図及び
第９図は夫々油圧消費機器を所属させた総制御ユ
ニツトの回路構成図、第１０図は定圧調節装置の
回路構成図、第１１図は部分制御ユニツトの異な
つた実施態様を示す図、第１２図は併合接続ユニ
ツトの変化態様を示す図である。 １…内燃機関、２…駆動軸、３…可変吐出ポン
プ、５…吐出量調整機構、６…ポンプ調整ピスト
ン、７…ポンプ調整シリンダ、８，９…圧力室、
１０…サーボ制御弁、１１…ばね、１２…吐出導
管、１３，１４…分岐導管、１５…吐出導管、１
６…吐出量調整機構、１７…ポンプ調整ピスト
ン、１８…ポンプ調整シリンダ、１９，２０…圧
力室、２１…ばね、２２…分岐導管、２３…サー
ボ制御弁、２４…ケーシング、２５，２６…（定
吐出）ポンプ、２７…部分制御ユニツト、２８…
分岐吐出導管、２９，３０…部分導管、３１，３
２…３ポート２位置式単制御縁型制御スプール
弁、３３，３４…制御圧導管、３５，３６…導
管、３７，３８…戻し導管、３９…戻し分岐導
管、４０…並列回路絞り部、４１…スプール弁
体、４２…ばね、４３，４４，４５…導管、４
６，４７…圧力室、４８，４９…作動シリンダ、
５０…並列回路絞り部、５１…スプール弁体、５
２…ばね、５３′…制御圧導管、５３，５４，５
５…導管、５６，５７…圧力室、５８…逆止弁、
５９…導管、６０…圧力制限弁、６１…流出導
管、６２…導管、６３…導管、６４…後吸込み逆
止弁、６５…導管、６６…後吸込み逆止弁、６８
…逆止弁、６９…導管、７０…圧力制限弁、７１
…流出導管、７２，７３…導管、７４，７５…制
御ユニツト、７６…導管、７７…逆止弁、７８…
導管、７９…逆止弁、８０…部分制御圧導管、８
１…総制御圧導管、８２…分岐吐出導管、８３…
制御圧分岐導管、８４…戻し導管、８５…総制御
ユニツト、８６…作動シリンダ、８７…単制御縁
型制御スプール弁、８８，８９…制御圧導管、９
０，９１，９２，９３…制御圧発生器、９４，９
５…放圧逆止弁、９６，９７…並列回路絞り部、
９８，９９…接続部、１００，１０１…逆止弁、
１０２…主戻し導管、１０３…蓄圧タンク、１０
４，１０５，１０６…分岐吐出導管、１０７…シ
ヨベルアーム屈曲用作動シリンダ、１０８…走行
用油圧モータ、１０９…掘削機旋回用油圧モー
タ、１１０，１１１…総制御ユニツト、１１２，
１１３，１１４，１１５…単制御縁型制御スプー
ル弁、１１６，１１７，１１８，１１９…並列回
路絞り部、１２０，１２１，１２２，１２３…制
御圧発生器、１２４，１２５…戻し部分導管、１
２６…戻し分岐導管、１２７…戻し導管、１２８
…４ポート３位置切換弁、１２９，１３０…制御
圧発生器、１３１，１３２…接続路、１３３…付
加制御ユニツト、１３４，１３５…逆止弁、１３
６，１３７…圧力制限弁、１３８，１３９…接続
路、１４０…制御圧導管、１４１，１４２…逆止
弁、１５０…制御圧導管、１５１，１５２…分岐
導管、１５３…絞り部、１５４…分岐導管、１５
５…流量調整器、１５６…タンク、１５７…圧力
制限弁、１５８…導管、１５９…接続路、１６０
…接続導管、１６１…絞り部、１６２，１６３，
１６４…制御圧部分導管、１６５…総制御圧導
管、１６６，１６７…導管、１６８…絞り部、１
６９…流量調整器、１７０…導管、１７１…接続
路、１７２…圧力制限弁、１７３…接続路、１７
４…導管、１７５…接続導管、１７６…絞り部、
１７７，１７８…併合接続制御導管、１７９…併
合制御ユニツト、１８０，１８１…分岐導管、１
８２…４ポート２位置切換弁、１８４，１８５…
圧力制限弁、１８６…押圧ばね、１８７，１８８
…導管、１８９…可変絞り部、１９０…調整部
材、１９１…導管、１９２…フイルタ、１９３…
迂回用圧力制限弁、１９４，１９５…導管、１９
６…圧力制限弁、１９７，１９８…導管、１９９
…絞り部、２００…導管、２０１，２０２…圧力
制限弁、２０３，２０４…限界圧制御導管、２０
５，２０６，２０７，２０８…導管、２３０…限
界負荷制御ユニツト、２３１…４ポート３位置切
換弁、２３３…制御導管、２３４…制御圧力室、
２３９…導管、２７０…部分制御ユニツト、２７
９…併合接続ユニツト、２８２…４ポート２位置
切換弁、２８６…押圧ばね、２８７…単制御縁型
制御スプール弁、３２１…分岐導管。

Claims (1)

  1. 【特許請求の範囲】 １ 可変吐出ポンプ３，４、複数の油圧消費器４
    ８，４９；８６，１０７，１０８、前記可変吐出
    ポンプと油圧消費器との間に配置された吐出導管
    １２，１５及びタンクに通じる戻し導管３７，３
    ８並びに切換機構を有し、前記可変吐出ポンプの
    吐出量調整機構５，１６が、ポンプ調整シリンダ
    ７，１８内を摺動可能なポンプ調整ピストン６，
    １７と連結されており、前記ポンプ調整シリンダ
    に対する圧力油の供給・排出を制御する方向制御
    弁としてのサーボ制御弁１０，２３が設けられて
    いて、該サーボ制御弁が制御スプールを有し、該
    制御スプールの一方の側が前記可変吐出ポンプの
    前記吐出導管内の圧力によつて、また制御スプー
    ルの他方の側がばね１１，２１と制御圧とによつ
    て負荷されており、かつ、前記可変吐出ポンプを
    起点とする吐出導管には、前記複数の油圧消費器
    が夫々１本の分岐吐出導管２８，８２，１０４，
    １０５を介して並列接続されていてかつ前記の各
    分岐吐出導管内に配置された任意に作動可能な切
    換機構３１，３２；８７，２８７；１１２，１１
    ３；１１４，１１５によつて夫々連絡される形式
    の油圧駆動系において、 (イ) 前記の各分岐吐出導管２８，８２，１０４，
    １０５内で圧力油の流動方向に見て前記切換機
    構３１，３２；８７，２８７；１１２，１１
    ３；１１４，１１５の後方には、調整可能な並
    列回路絞り部４０，５０，９６，９７，１１
    ６，１１７，１１８，１１９が配置されてお
    り、しかも各並列回路絞り部の調整部材４１，
    ５１，２４１が一方の側では前記吐出導管１
    ２，１５乃至は前記分岐吐出導管２８，８２，
    １０４，１０５内の圧力によつて、また他方の
    側では制御圧とばね４２，５２とによつて負荷
    されており、 (ロ) 制御圧がすべての並列回路絞り部４０，５
    ０，９６，９７，１１６，１１７，１１８，１
    １９において共通であり、かつ該並列回路絞り
    部の前記調整部材４１，５１，２４１の制御圧
    受圧側が制御圧分岐導管７６，７８を介して共
    通の制御圧導管８０，８１，８３に接続されて
    おり、しかも前記の各制御圧分岐導管７６，７
    ８内には、前記共通の制御圧導管８０，８１，
    ８３の方に向つて開く逆止弁７７，７９；１０
    ０，１０１が配置されており、 (ハ) 各制御圧分岐導管７６，７８が、並列回路絞
    り部４０，５０，９６，９７，１１６，１１
    ７，１１８，１１９と各所属の油圧消費器４
    ８，４９，８６，１０７，１０８との間の分岐
    吐出導管２８，８２，１０４，１０５から分岐
    していること を特徴とする、可変吐出ポンプを有する油圧駆動
    系。 ２ 並列回路絞り部４０，５０，９６，９７，１
    １６，１１７，１１８，１１９の調整部材４１，
    ５１，２４１を負荷する制御圧が、ポンプ調整ピ
    ストン６，１７の位置を決定する制御圧である、
    特許請求の範囲第１項記載の駆動系。 ３ 切換機構が調整可能な測定絞り部３１，３
    ２；８７，２８７；１１２，１１３；１１４，１
    １５であり、かつ圧力油の流動方向で見て先ず測
    定絞り部３１，３２；８７，２８７；１１２，１
    １３；１１４，１１５が、次いで並列回路絞り部
    ４０，５０，９６，９７，１１６，１１７，１１
    ８，１１９が相前後して配置されており、該並列
    回路絞り部の後方では分岐吐出導管４３，５３，
    ９８，９９に、逆止弁７７，７９，１００，１０
    １を内蔵する制御圧分岐導管７６，７８が接続さ
    れており、かつ、すべての前記分岐吐出導管４
    ３，５３，９８，９９から出る制御圧分岐導管７
    ６，７８がすべて共通の制御圧導管８０，８１，
    ８３に接続されていて、該制御圧導管がサーボ制
    御弁１０，２３の調整圧力室に接続されており、
    しかも並列回路絞り部４０，５０，９６，９７，
    １１６，１１７，１１８，１１９の調整部材の制
    御圧導管８１に接続されている、特許請求の範囲
    第１項又は第２項記載の駆動系。 ４ 各油圧消費器４８，４９，１０７，１０８か
    ら戻し分岐導管３９，８４，１２４，１２５，１
    ２７が出ており、前記すべての戻し分岐導管が主
    戻し導管１０２に接続されており、可変吐出ポン
    プ３が所属のケーシング２４から圧力油を吸込む
    ポンプであり、かつ前記主戻し導管１０２が前記
    可変吐出ポンプ３のケーシング２４に接続されて
    いる、特許請求の範囲第１項から第３項までのい
    ずれか１項記載の駆動系。 ５ ２つの方向に運転可能な油圧消費器の２つの
    接続口が選択に応じて圧力接続口と戻し接続口を
    形成し、前記の各油圧消費器４８，４９，１０
    ７，１０８に接続された２本の導管４４，５４；
    ４５，５５内に夫々１つの並列回路絞り部４０，
    ５０，９６，９７，１１６，１１７，１１８，１
    １９が配置されている、特許請求の範囲第１項か
    ら第４項までのいずれか１項記載の駆動系。 ６ １つの並列回路絞り部４０又は５０に２つの
    互いに並列接続された油圧消費器４８，４９が接
    続されている、特許請求の範囲第１項から第５項
    までのいずれか１項記載の駆動系。 ７ １つの油圧消費器８６，１０７，１０８又は
    １つの油圧消費器群４８，４９に所属したすべて
    の並列回路絞り部９６と９７，１１６と１１７，
    １１８と１１９，４０と５０が１つの部分制御ユ
    ニツト２７内にまとめられている、特許請求の範
    囲第５項又は第６項記載の駆動系。 ８ 部分制御ユニツト２７が夫々所属の油圧消費
    器８６，１０７，１０８又は所属の油圧消費器群
    ４８，４９に直接配置されている、特許請求の範
    囲第７項記載の駆動系。 ９ 並列回路絞り部４０，５０，９６，９７，１
    １６，１１７，１１８，１１９がスプール弁体４
    １，５１，２４１を有し、該スプール弁体が、制
    御圧の作用する調整部材を同時に形成している、
    特許請求の範囲第１項から第８項までのいずれか
    １項記載の駆動系。 １０ 可変吐出ポンプ３，４、複数の油圧消費器
    ４８，４９；８６，１０７，１０８、前記可変吐
    出ポンプと油圧消費器との間に配置された吐出導
    管１２，１５及びタンクに通じる戻し導管３７，
    ３８並びに切換機構を有し、前記可変吐出ポンプ
    の吐出量調整機構５，１６が、ポンプ調整シリン
    ダ７，１８内を摺動可能なポンプ調整ピストン
    ６，１７と連結されており、前記ポンプ調整シリ
    ンダに対する圧力油の供給・排出を制御する方向
    制御弁としてのサーボ制御弁１０，２３が設けら
    れていて、該サーボ制御弁が制御スプールを有
    し、該制御スプールの一方の側が前記可変吐出ポ
    ンプの前記吐出導管内の圧力によつて、また制御
    スプールの他方の側がばね１１，２１と制御圧と
    によつて負荷されており、かつ、前記可変吐出ポ
    ンプを起点とする吐出導管には、前記複数の油圧
    消費器が夫々１本の分岐吐出導管２８，８２，１
    ０４，１０５を介して並列接続されていてかつ前
    記の各分岐吐出導管内に配置された任意に作動可
    能な切換機構３１，３２；８７，２８７；１１
    ２，１１３；１１４，１１５によつて夫々連絡さ
    れる形式の油圧駆動系において、 (イ) 前記の各分岐吐出導管２８，８２，１０４，
    １０５内で圧力油の流動方向に見て前記切換機
    構３１，３２；８７，２８７；１１２，１１
    ３；１１４，１１５の後方には、調整可能な並
    列回路絞り部４０，５０，９６，９７，１１
    ６，１１７，１１８，１１９が配置されてお
    り、しかも各並列回路絞り部の調整部材４１，
    ５１，２４１が一方の側では前記吐出導管１
    ２，１５乃至は前記分岐吐出導管２８，８２，
    １０４，１０５内の圧力によつて、また他方の
    側では制御圧とばね４２，５２とによつて負荷
    されており、 (ロ) 制御圧がすべての並列回路絞り部４０，５
    ０，９６，９７，１１６，１１７，１１８，１
    １９において共通であり、かつ該並列回路絞り
    部の前記調整部材４１，５１，２４１の制御圧
    受圧側が制御圧分岐導管７６，７８を介して共
    通の制御圧導管８０，８１，８３に接続されて
    おり、しかも前記の各制御圧分岐導管７６，７
    ８内には、前記共通の制御圧導管８０，８１，
    ８３の方に向つて開く逆止弁７７，７９；１０
    ０，１０１が配置されており、 (ハ) 各制御圧分岐導管７６，７８が、並列回路絞
    り部４０，５０，９６，９７，１１６，１１
    ７，１１８，１１９と各所属の油圧消費器４
    ８，４９，８６，１０７，１０８との間の分岐
    吐出導管２８，８２，１０４，１０５から分岐
    しており、 (ニ) 可変吐出ポンプ３，４が２つ配置されてい
    て、両可変吐出ポンプの少なくとも１つに複数
    の油圧消費器が所属しており、前記の両可変吐
    出ポンプの吐出導管１２，１５並びに制御圧導
    管８１，１６５が併合接続ユニツト１７９に接
    続されており、該併合接続ユニツトが、所定の
    運転条件時に前記の吐出導管１２と１５同士及
    び制御圧導管８１と１６５同士を互いに連通さ
    せる切換手段８２を有し、しかも前記運転条件
    が吐出導管１２，１５と所属の制御圧導管６
    １，１６５との圧力差によつて規定されてい
    て、該圧力差が、測定絞り部３１，３２，８
    ６，８７，１１２，１１３，１１４，１１５に
    おいて所望される規定の圧力差よりも小である
    ことを特徴とする、可変吐出ポンプを有する油
    圧駆動系。 １１ 可変吐出ポンプ３，４、複数の油圧消費器
    ４８，４９；８６，１０７，１０８、前記可変吐
    出ポンプと油圧消費器との間に配置された吐出導
    管１２，１５及びタンクに通じる戻し導管３７，
    ３８並びに切換機構を有し、前記可変吐出ポンプ
    の吐出量調整機構５，１６が、ポンプ調整シリン
    ダ７，１８内を摺動可能なポンプ調整ピストン
    ６，１７と連結されており、前記ポンプ調整シリ
    ンダに対する圧力油の供給・排出を制御する方向
    制御弁としてのサーボ制御弁１０，２３が設けら
    れていて、該サーボ制御弁が制御スプールを有
    し、該制御スプールの一方の側が前記可変吐出ポ
    ンプの前記吐出導管内の圧力によつて、また制御
    スプールの他方の側がばね１１，２１と制御圧と
    によつて負荷されており、かつ、前記可変吐出ポ
    ンプを起点とする吐出導管には、前記複数の油圧
    消費器が夫々１本の分岐吐出導管２８，８２，１
    ０４，１０５を介して並列接続されていてかつ前
    記の各分岐吐出導管内に配置された任意に作動可
    能な切換機構３１，３２；８７，２８７；１１
    ２，１１３；１１４，１１５によつて夫々連絡さ
    れる形式の油圧駆動系において、 (イ) 前記の各分岐吐出導管２８，８２，１０４，
    １０５内で圧力油の流動方向に見て前記切換機
    構３１，３２；８７，２８７；１１２，１１
    ３；１１４，１１５の後方には、調整可能な並
    列回路絞り部４０，５０，９６，９７，１１
    ６，１１７，１１８，１１９が配置されてお
    り、しかも各並列回路絞り部の調整部材４１，
    ５１，２４１が一方の側では前記吐出導管１
    ２，１５乃至は前記分岐吐出導管２８，８２，
    １０４，１０５内の圧力によつて、また他方の
    側では制御圧とばね４２，５２とによつて負荷
    されており、 (ロ) 制御圧がすべての並列回路絞り部４０，５
    ０，９６，９７，１１６，１１７，１１８，１
    １９において共通であり、かつ該並列回路絞り
    部の前記調整部材４１，５１，２４１の制御圧
    受圧側が制御圧分岐導管７６，７８を介して共
    通の制御圧導管８０，８１，８３に接続されて
    おり、しかも前記の各制御圧分岐導管７６，７
    ８内には、前記共通の制御圧導管８０，８１，
    ８３の方に向つて開く逆止弁７７，７９；１０
    ０，１０１が配置されており、 (ハ) 各制御圧分岐導管７６，７８が、並列回路絞
    り部４０，５０，９６，９７，１１６，１１
    ７，１１８，１１９と各所属の油圧消費器４
    ８，４９，８６，１０７，１０８との間の分岐
    吐出導管２８，８２，１０４，１０５から分岐
    しており、 (ニ) 可変吐出ポンプ３，４の駆動軸２の回転数低
    下時に圧力信号をレリーズする限界負荷制御ユ
    ニツト２３０が設けられており、前記圧力信号
    がポンプ調整シリンダ７，１８から圧力油を流
    出させる方向にサーボ制御弁１０，２３に対し
    て作用すること を特徴とする、可変吐出ポンプを有する油圧駆動
    系。 １２ 可変吐出ポンプ３，４、複数の油圧消費器
    ４８，４９；８６，１０７，１０８、前記可変吐
    出ポンプと油圧消費器との間に配置された吐出導
    管１２，１５及びタンクに通じる戻し導管３７，
    ３８並びに切換機構を有し、前記可変吐出ポンプ
    の吐出量調整機構５，１６が、ポンプ調整シリン
    ダ７，１８内を摺動可能なポンプ調整ピストン
    ６，１７と連結されており、前記ポンプ調整シリ
    ンダに対する圧力油の供給・排出を制御する方向
    制御弁としてのサーボ制御弁１０，２３が設けら
    れていて、該サーボ制御弁が制御スプールを有
    し、該制御スプールの一方の側が前記可変吐出ポ
    ンプの前記吐出導管内の圧力によつて、また制御
    スプールの他方の側がばね１１，２１と制御圧と
    によつて負荷されており、かつ、前記可変吐出ポ
    ンプを起点とする吐出導管には、前記複数の油圧
    消費器が夫々１本の分岐吐出導管２８，８２，１
    ０４，１０５を介して並列接続されていてかつ前
    記の各分岐吐出導管内に配置された任意に作動可
    能な切換機構３１，３２；８７，２８７；１１
    ２，１１３；１１４，１１５によつて夫々連結さ
    れる形式の油圧駆動系において、 (イ) 前記の各分岐吐出導管２８，８２，１０４，
    １０５内で圧力油の流動方向に見て前記切換機
    構３１，３２；８７，２８７；１１２，１１
    ３；１１４，１１５の後方には、調整可能な並
    列回路絞り部４０，５０，９６，９７，１１
    ６，１１７，１１８，１１９が配置されてお
    り、しかも各並列回路絞り部の調整部材４１，
    ５１，２４１が一方の側では前記吐出導管１
    ２，１５乃至は前記分岐吐出導管２８，８２，
    １０４，１０５内の圧力によつて、また他方の
    側では制御圧とばね４２，５２とによつて負荷
    されており、 (ロ) 制御圧がすべての並列回路絞り部４０，５
    ０，９６，９７，１１６，１１７，１１８，１
    １９において共通であり、かつ該並列回路絞り
    部の前記調整部材４１，５１，２４１の制御圧
    受圧側が制御圧分岐導管７６，７８を介して共
    通の制御圧導管８０，８１，８３に接続されて
    おり、しかも前記の各制御圧分岐導管７６，７
    ８内には、前記共通の制御圧導管８０，８１，
    ８３の方に向つて開く逆止弁７７，７９；１０
    ０，１０１が配置されており、 (ハ) 各制御圧分岐導管７６，７８が、並列回路絞
    り部４０，５０，９６，９７，１１６，１１
    ７，１１８，１１９と各所属の油圧消費器４
    ８，４９，８６，１０７，１０８との間の分岐
    吐出導管２８，８２，１０４，１０５から分岐
    しており、 (ニ) 吐出導管１２には圧力制限弁１８４がかつ
    又、制御圧導管８１にも圧力制限弁１５７が接
    続されており、しかも前記制御圧導管８１と所
    属の圧力制限弁１５７との間に絞り部１５３が
    配置されており、かつ前記制御圧導管８１に接
    続した圧力制限弁１５７が、前記吐出導管１２
    に接続された圧力制限弁１８４よりも低い圧力
    に設定されていること を特徴とする、可変吐出ポンプを有する油圧駆動
    系。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO1993011364A1 (en) * 1991-11-25 1993-06-10 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho Hydraulic circuit for operating plural actuators and its pressure compensating valve and maximum load pressure detector

Families Citing this family (48)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3422165A1 (de) * 1983-06-14 1984-12-20 Linde Ag, 6200 Wiesbaden Hydraulische einrichtung mit einer pumpe und mindestens zwei von dieser beaufschlagten verbrauchern hydraulischer energie
DE3321483A1 (de) * 1983-06-14 1984-12-20 Linde Ag, 6200 Wiesbaden Hydraulische einrichtung mit einer pumpe und mindestens zwei von dieser beaufschlagten verbrauchern hydraulischer energie
CA1246425A (en) * 1984-02-13 1988-12-13 Raud A. Wilke Post-pressure-compensated unitary hydraulic valve
JPS61175301A (ja) * 1985-01-29 1986-08-07 Uchida Yuatsu Kiki Kogyo Kk ロ−ドセンシング形マルチプルコントロ−ル弁のタンデム回路装置
DE3605312A1 (de) * 1985-02-22 1986-08-28 Linde Ag, 6200 Wiesbaden Schieberventil
US4719753A (en) * 1985-02-22 1988-01-19 Linde Aktiengesellschaft Slide valve for load sensing control in a hydraulic system
DE3535771A1 (de) * 1985-10-07 1987-04-09 Linde Ag Hydrostatischer antrieb mit mehreren verbrauchern
US4724673A (en) * 1986-06-30 1988-02-16 Vickers, Incorporated Power transmission
DE3634728A1 (de) * 1986-10-11 1988-04-21 Rexroth Mannesmann Gmbh Ventilanordnung zum lastunabhaengigen steuern mehrerer gleichzeitig betaetigter hydraulischer verbraucher
DE3640236A1 (de) * 1986-11-25 1988-06-01 Rexroth Mannesmann Gmbh Anordnung zum erzeugen hoher hydraulischer druecke
DE3716200C2 (de) * 1987-05-14 1997-08-28 Linde Ag Steuer- und Regeleinrichtung für ein hydrostatisches Antriebsaggregat und Verfahren zum Betreiben eines solchen
AU603907B2 (en) * 1987-06-30 1990-11-29 Hitachi Construction Machinery Co. Ltd. Hydraulic drive system
DE3883690T2 (de) * 1987-10-05 1994-03-17 Hitachi Construction Machinery Hydraulisches Antriebssystem.
DE3733679A1 (de) * 1987-10-05 1989-04-13 Rexroth Mannesmann Gmbh Steuerschaltung fuer einen mit einer verstellpumpe betriebenen hydraulischen kraftheber
DE3733677A1 (de) * 1987-10-05 1989-04-13 Rexroth Mannesmann Gmbh Lastunabhaengige steuereinrichtung fuer hydraulische verbraucher
WO1989009343A1 (en) * 1988-03-23 1989-10-05 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulic driving unit
JP3061826B2 (ja) * 1988-05-10 2000-07-10 日立建機株式会社 建設機械の油圧駆動装置
US5186000A (en) * 1988-05-10 1993-02-16 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulic drive system for construction machines
EP0341650B1 (en) * 1988-05-12 1993-11-18 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulic drive system for crawler-mounted construction vehicle
FI83256C (fi) * 1988-07-27 1991-06-10 Tampella Oy Ab Anordning foer anvaendning av hydrauliska manoeveranordningar i en bergborrsbom.
WO1990009528A1 (en) * 1989-02-20 1990-08-23 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulic circuit for working machines
US4986071A (en) * 1989-06-05 1991-01-22 Komatsu Dresser Company Fast response load sense control system
JPH0792090B2 (ja) * 1989-06-19 1995-10-09 株式会社小松製作所 油圧回路
US5271227A (en) * 1990-05-15 1993-12-21 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho Hydraulic apparatus with pressure compensating valves
KR940008823B1 (ko) * 1990-07-05 1994-09-26 히다찌 겐끼 가부시기가이샤 유압구동장치 및 밸브장치
JP3115887B2 (ja) * 1990-09-28 2000-12-11 株式会社小松製作所 クローズドセンタ・ロードセンシングシステムにおけるポンプの吐出容積の可変回路
JPH04136507A (ja) * 1990-09-28 1992-05-11 Komatsu Ltd 油圧回路
KR960006358B1 (ko) * 1990-11-26 1996-05-15 히다찌 겐끼 가부시끼가이샤 유압구동장치 및 방향전환밸브
JPH04210101A (ja) * 1990-11-30 1992-07-31 Komatsu Ltd 油圧回路
JP3006777B2 (ja) * 1991-03-15 2000-02-07 株式会社小松製作所 ロ−ドセンシング油圧回路
US5249420A (en) * 1991-05-10 1993-10-05 Techco Corporation Control valve for bootstrap hydraulic systems
US5305604A (en) * 1991-05-10 1994-04-26 Techco Corporation Control valve for bootstrap hydraulic systems
US5226290A (en) * 1991-05-10 1993-07-13 Techco Corporation Bootstrap hydraulic systems
WO1993017245A1 (en) * 1992-02-25 1993-09-02 Techco Corporation Control valves having parasitic leakage orifices
JP2579202Y2 (ja) * 1992-04-10 1998-08-20 株式会社小松製作所 圧力補償弁を備えた操作弁
JPH06123123A (ja) * 1992-05-22 1994-05-06 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧駆動装置
DE4417962A1 (de) * 1994-05-21 1995-11-23 Rexroth Mannesmann Gmbh Steueranordnung für wenigstens zwei hydraulische Verbraucher
KR0149708B1 (ko) * 1994-07-25 1998-10-15 석진철 선회 토르크 제어장치
US5499503A (en) * 1994-09-22 1996-03-19 Iowa Mold Tooling Company, Inc. Hydraulic swing circuit
DE19833489A1 (de) 1998-07-24 2000-01-27 Mannesmann Rexroth Ag Hydraulische Schaltung
CA2279435A1 (en) * 1999-07-30 2001-01-30 Michael Alexander Duff Linear actuator
US6382595B1 (en) * 2000-07-26 2002-05-07 Schlumberger Technology Corporation Differential hydrostatic transmission system
GB2421984B (en) * 2003-08-20 2007-03-21 Komatsu Mfg Co Ltd Hydraulic drive control device
JP2005098455A (ja) * 2003-09-26 2005-04-14 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 産業機械の油圧制御装置
WO2005093263A1 (de) * 2004-03-09 2005-10-06 Bucher Hydraulics Gmbh Hydraulisches steuersystem
CN103244501B (zh) * 2013-05-14 2016-07-13 三一汽车起重机械有限公司 一种液压控制阀组、液压系统和工程机械
US20150101322A1 (en) 2013-10-14 2015-04-16 Brian Riskas System architecture for mobile hydraulic equipment
DE102018202148B3 (de) * 2018-02-12 2019-03-07 Hawe Hydraulik Se Hydraulikventilverband mit Zwangsschaltung und Mobilhydrauliksystem

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2892312A (en) * 1958-01-27 1959-06-30 Deere & Co Demand compensated hydraulic system
GB1126873A (en) * 1964-09-22 1968-09-11 Sperry Rand Corp Improvements in hydraulic supply and control systems
LU52175A1 (ja) * 1965-10-21 1966-12-19
DE1755065A1 (de) * 1968-03-26 1971-10-14 Linde Ag Steuereinrichtung fuer den hydrostatischen Antrieb eines Fahrzeuges mit einer hydraulisch angetriebenen Betriebseinrichtung
DE1728270A1 (de) * 1968-09-19 1972-03-09 Bosch Gmbh Robert Hydraulische Regelanlage
DE1801137A1 (de) * 1968-10-04 1970-04-16 Bosch Gmbh Robert Hydraulikanlage mit einer verstellbaren Pumpe
DE1952034A1 (de) * 1969-10-15 1971-04-22 Linde Ag Steuereinrichtung fuer eine hydraulische Anlage und Ventil hierzu
DE2038414B2 (de) * 1970-08-01 1977-03-17 Salzgitter Maschinen Ag, 3320 Salzgitter Regelvorrichtung fuer einen hydrostatischen fahrantrieb und einem hydrostatischen arbeitsgeraeteantrieb eines laderfahrzeuges mit gleisketten
DE2146585C3 (de) * 1971-09-17 1980-08-28 G.L. Rexroth Gmbh, 8770 Lohr Hydrostatischer Antrieb für Haspelanlagen
DE2159766A1 (de) * 1971-12-02 1973-06-07 Rexroth Gmbh G L Druckregelung mit verstellpumpe
BE794408A (fr) * 1972-01-24 1973-05-16 Clark Equipment Co Transmission hydrostatique pour vehicules a quatre roues motrices
US3827453A (en) * 1972-05-05 1974-08-06 Parker Hannifin Corp Directional control valve
DE2260457C2 (de) * 1972-12-11 1982-08-26 Wabco Fahrzeugbremsen Gmbh, 3000 Hannover Stromteilereinrichtung für ein Hydrauliksystem mit mehreren unterschiedlich belastbaren Verbrauchern
DE2413295B2 (de) * 1974-03-20 1978-02-02 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart Regeleinrichtung fuer eine verstellbare pumpe
DE2440251A1 (de) * 1974-08-22 1976-03-04 Linde Ag Schaltung fuer zwei kreislaeufe zur vereinigung der foerderstroeme beider pumpen
DE2700803C2 (de) * 1977-01-11 1982-10-28 Sauer Getriebe KG, 2350 Neumünster Regelungssystem für eine Antriebseinrichtung
DD133698A1 (de) * 1977-11-28 1979-01-17 Stefan Hein Grenzlastregelung fuer hydrostatische antriebe
DE2754430A1 (de) * 1977-12-07 1979-06-13 Bosch Gmbh Robert Steuereinrichtung fuer mindestens zwei verstellbare pumpen
DE2810611C3 (de) * 1978-03-11 1982-03-04 Eberhard 5427 Bad Ems Heine Fertigteil zur Unterstützung von Fensterbänken
DE2823559A1 (de) * 1978-05-30 1979-12-06 Linde Ag Steuer- und regeleinrichtung fuer ein hydrostatisches getriebe

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO1993011364A1 (en) * 1991-11-25 1993-06-10 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho Hydraulic circuit for operating plural actuators and its pressure compensating valve and maximum load pressure detector

Also Published As

Publication number Publication date
US4425759A (en) 1984-01-17
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