WO2001088381A1 - Machine hybride possedant un dispositif de commande hydraulique - Google Patents

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WO2001088381A1
WO2001088381A1 PCT/JP2001/004146 JP0104146W WO0188381A1 WO 2001088381 A1 WO2001088381 A1 WO 2001088381A1 JP 0104146 W JP0104146 W JP 0104146W WO 0188381 A1 WO0188381 A1 WO 0188381A1
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Hikosaburo Hiraki
Koichiro Itow
Hiroaki Inoue
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Komatsu Ltd.
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Definitions

  • the present invention relates to a hybrid machine with a hydraulic drive. Background technology
  • a hybrid machine generally includes an engine, a generator driven by the engine, an electric motor, and a secondary battery that stores an electromotive force of the electric motor generated when the electric motor is reversely driven by an external load. Is driven freely by receiving power from a generator and a secondary battery.
  • the aim of hybridization is to save energy and reduce pollution. In recent years, it has been put to practical use in ordinary vehicles and has achieved good results. Here, the energy saving is achieved by regenerating the electromotive force based on the reverse drive of the motor that occurs when the vehicle is braking and going downhill as the drive power to the motor, and the resulting reduction in fuel consumption of the engine. . On the other hand, low pollution results from a reduction in engine fuel consumption, that is, a reduction in exhaust gas.
  • the hydraulic drive resists external loads. It has a hydraulic cylinder that can be repeatedly expanded and contracted by an external load. Further, a machine such as a hydraulic excavator having a swing mechanism has a swing motor that repeats forward and reverse swings and receives a swing inertia force that is an external load during braking. In other words, according to these machines, oil Energy can be recovered constantly from the pressure cylinder and z or swing motor.
  • An object of the present invention is to provide a suitable hybrid of a machine with a hydraulic drive device having a hydraulic actuator that is operable against an external load and operable by an external load. It is another object of the present invention to provide a hydraulic drive device most suitable for a hybrid drive. Therefore, the hybrid machine with a hydraulic drive device according to the present invention firstly comprises a power source, a generator driven by the power of the power source, a motor, and a motor generated when the motor is reversely driven by an external load. A hybrid machine that is equipped with a secondary battery that stores the electromotive force, and the electric motor is drivable by receiving power from the generator and the secondary battery. And a first hydraulic pump connected as a closed circuit to the head-side pressure receiving chamber and the bottom-side pressure receiving chamber of the hydraulic cylinder,
  • a second hydraulic pump connected as an open circuit to the potom side pressure receiving chamber and an external oil chamber,
  • the first and second hydraulic pumps are connected to an electric motor to be driven freely.
  • the first hydraulic pump sucks the oil in the head-side pressure receiving chamber and discharges the oil to the pot-side pressure receiving chamber
  • the second hydraulic pump sucks the oil in the oil chamber and pressurizes the bottom-side pressure receiving chamber. Discharge into the chamber. Therefore, the hydraulic cylinder extends.
  • the first hydraulic pump sucks the oil in the pot side pressure receiving chamber and discharges it to the head side pressure receiving chamber
  • the second hydraulic pump suctions the oil in the pot side pressure receiving chamber and discharges it to the oil chamber. . Therefore, the hydraulic cylinder is shortened.
  • the first and second hydraulic pumps function as directional switching valves in an open circuit.
  • Directional switching valves not only switch the direction of oil flow, but also control the flow rate with a throttling effect, so they have a throttling loss (heat loss).
  • throttling loss heat loss
  • the flow control by the first and second hydraulic pumps in the first configuration is merely the driving of the first and second hydraulic pumps, no throttle loss occurs and an energy saving effect is produced.
  • there is no directional control valve there is also an economic effect.
  • the amount of oil when the hydraulic cylinder expands and contracts depends on the discharge and suction of oil by the first and second hydraulic pumps. Therefore, even if the hydraulic cylinder receives an external load, if the first and second hydraulic pumps are stopped, the hydraulic cylinder does not easily expand and contract.
  • the conventional technology is equipped with a power counterbalance valve to prevent expansion and contraction (runaway) of the hydraulic cylinder due to the external load. Since the amount of oil during expansion and contraction depends on the discharge and suction of oil by the first and second hydraulic pumps, the hydraulic cylinder does not expand and contract on its own, and the expansion and contraction of the hydraulic cylinder is controlled by the operator. Therefore, the first configuration does not have a counterbalance valve.
  • the power source include an engine and a fuel cell.
  • the first and second hydraulic pumps each have a head pressure receiving chamber having a biston pressure receiving area of A1, a bottom pressure receiving chamber having a biston pressure receiving area of A2, and a first hydraulic pump.
  • the oil chamber in the first configuration is limited to an accumulator.
  • the second hydraulic pump sucks the oil in the accumulator and receives the oil in the pressure accumulator. Discharge into pressure chamber. Therefore, the hydraulic cylinder extends.
  • the first hydraulic pump When the oil in the tom-side pressure receiving chamber is sucked and discharged to the head-side pressure receiving chamber, the second hydraulic pump sucks the oil in the tom-side pressure receiving chamber and discharges it to the accumulator. Therefore, the hydraulic cylinder is shortened.
  • the pressure accumulator directly applies pressure to the pressure accumulator side of the second hydraulic pump, and indirectly applies pressure to the second hydraulic pump side of the first hydraulic pump. For this reason, the occurrence of basic inconvenience in the hydraulic circuit such as aeration, cavitation and pitching in the first and second hydraulic pumps is reduced.
  • the first and second hydraulic pumps are oblique shaft piston pumps
  • the electric motors are both output shaft types
  • the first hydraulic pump is connected to one of the both output shafts. It is desirable to connect a second hydraulic pump to the other end.
  • the fourth configuration there are various types of hydraulic pumps, such as a gear type, a vane type, and a piston type.
  • the piston type is desirable.
  • the oblique shaft type is more preferable than the swash plate type in the piston type from the viewpoint of high-speed rotation resistance and robustness.
  • the fourth configuration uses an oblique shaft that is excellent in high-speed rotation resistance and robustness, so even if the required flow rate is large, the small pump can be directly connected to the motor without using a reduction gear. it can.
  • the first reason why the third configuration uses the first and second hydraulic pumps is that, unlike the swash plate type and other types of pumps, the oblique shaft type cannot connect both pumps in series to the motor.
  • the pump is connected to the external output shaft of the motor. That is, it is possible to provide an electric motor / pump assembly that achieves compactness without a reduction gear. Of course, it can be suitably arranged for a machine with no extra space that cannot be connected in series.
  • the accumulator be of a variable maximum operating pressure type.
  • the maximum operating pressure refers to the upper limit pressure at which the pressure accumulator ends accumulating.
  • the drive torque of the motor equal to the product value of the motor is defined as the maximum drive torque of the motor, and the second flow path that connects the first and second hydraulic pumps and the pressure receiving chamber on the potom side is preliminarily prepared for the second flow path.
  • the driving torque of the electric motor equal to the product value of the electric motor may be used as the maximum driving torque of the electric motor.
  • the pump torque is “displacement volume per rotation X discharge pressure”, which is equal to the driving torque of the electric motor.
  • the “displacement volume per rotation of the pump” is known for the fixed displacement pump, and is also known for the variable displacement pump because the volume is controlled.
  • the “relief pressure” is known in advance as “first and second relief pressures” in the sixth configuration. Therefore, the driving torque of the motor, which is "sum of displacement volumes per rotation of both pumps X relief pressure", is a manageable value.
  • the drive torque of the motor which is expressed as “sum of displacement volumes per rotation of both pumps X relief pressure”, is set as the maximum drive torque of the motor. That is, when the motor is rotating, no hydraulic pressure higher than the first and second relief pressures is generated in the first and second flow paths.
  • the driving torque of the motor is monitored, a relief function during rotation of the motor can be achieved without providing a relief valve normally provided in a hydraulic circuit.
  • the maximum value of the driving torque of the motor is freely settable, that is, it is freely changeable. Therefore, if a controller such as a microcomputer is used, variable relief control can be performed simply, freely and economically simply by setting a control program and changing the maximum driving torque. '
  • the sixth configuration has a first relief pressure for the first flow path and a second relief pressure for the second flow path, but usually the first and second relief pressures are the same. Value. Therefore, in the sixth configuration, these may be the same. Further, they may be different from each other.
  • the first maximum drive torque of the motor which is the sum of the displacement volumes of both pumps per rotation X the first relief pressure, for the first flow path, and the displacement of the both pumps per rotation for the second flow path
  • the individual control is performed by the sum of the volume X the second relief pressure J and the second maximum drive torque of the electric motor, and such individual control is suitable for an effective machine form and usage.
  • the first and second hydraulic pumps when one or both of the first and second hydraulic pumps are biston pumps, an oil sump that receives external leakage of oil from the biston pump, and sucks oil from the oil sump. It is preferable to provide a third hydraulic pump to perform the operation, and a first switching valve that guides the discharge oil of the third hydraulic pump to any one of the pressure accumulator and the oil reservoir. According to the seventh configuration, the piston pump causes external leakage of oil. Therefore, it is necessary to replenish the amount of oil corresponding to the leakage to the two flow paths or the accumulator.
  • the leaked oil may be drained to the low-pressure side of either the first or second flow path, but according to the third configuration, depending on the machine, the low-pressure side also has a high pressure, and the piston pump piston Back pressure reduces the torque efficiency of the pump.
  • the third configuration is a compromise between the closed circuit of the first hydraulic pump system and the open circuit of the second hydraulic pump system.However, if the second hydraulic pump system including the accumulator is viewed, The system is also a closed circuit. Note that the capacity of the accumulator should basically be larger than the difference in volume between the head-side pressure receiving chamber and the bottom-side pressure receiving chamber.However, in practice, the heat generated by the pump and the actuator being driven should be cooled.
  • the pressure accumulator must be considerably larger.
  • an oil reservoir and a third hydraulic pump are provided, and the amount of leaked oil is returned to the first and second flow paths or the pressure accumulator.
  • a first switching valve is provided in order to prevent the pressure of the accumulator from escaping into the oil reservoir unconditionally by the addition of the oil reservoir, and to prevent the oil from being supplied unlimitedly into the accumulator by the addition of the third hydraulic pump.
  • the accumulator in the seventh configuration corresponds to the sump in the first and second configurations. Therefore, the sump in the seventh configuration is equivalent to the second sump when viewed from the sump in the first and second configurations.
  • a variable relief valve is provided in the first and second flow paths, and drain oil is selected as one of an accumulator and an oil reservoir on the drain side of the variable relief valve.
  • a second switching valve that drains the air may be provided.
  • this variable relief valve is different from the “variable relief control by varying the maximum driving torque of the motor that does not cause relief” described in the sixth configuration above, and the relief is actually reduced to the maximum.
  • It is a variable relief valve as a “thing” that occurs in
  • the variable relief valve itself as a “thing” is publicly known, but in the eighth configuration, a second switching valve is provided on the drain side of the variable relief valve. The second switching valve drains the drain oil so that it can be switched to an accumulator or an oil reservoir. Therefore, for example, it has the following utility (how it is used). ,
  • the relief pressure set for the variable relief valve is reduced and the second switching valve is switched to relieve the pressure in the accumulator, a high load can be applied to the hydraulic cylinder, the first and second hydraulic pumps. And the oil temperature rises automatically due to relief loss (heat generation). Therefore, if the set relief pressure is selected, it is possible to efficiently raise the temperature of the high-viscosity oil (so-called warm-up operation) when the machine starts operating in cold and extremely cold regions.
  • the air bubbles once generated by the cavitation and air-raising are hard to disappear naturally in the closed circuit, but in the sixth configuration, the relief pressure set for the variable relief valve is reduced and the second switching valve is reduced.
  • the first and second hydraulic pumps are circumscribed gear pumps
  • Even when drain oil containing air bubbles is drained into the pressure accumulator the air bubbles are not released to the atmosphere, so that the air bubbles are hardly eliminated (or not).
  • the drain oil containing air bubbles is drained into the oil reservoir, the air bubbles are released from the oil reservoir to the atmosphere and disappear from the oil.
  • the first hydraulic pump The first part of the first flow path that connects the pressure side pressure receiving chamber is the first connection point, and the predetermined part of the second flow path that connects the first and second hydraulic pumps and the bottom pressure receiving chamber is the second connection point.
  • a flow path connecting the pressure accumulator and the first connection point is provided, and a first check valve that allows only the oil flow to the first connection point is provided in this flow path, and
  • the ninth configuration when the first and second hydraulic pumps are rotating in a state where the volume efficiencies of the first and second hydraulic pumps are mutually varied, and when the first and second hydraulic pumps are stopped, the external force is reduced.
  • the hydraulic cylinder expands and contracts due to the load, a negative pressure is generated in the first and second flow paths.
  • the first and second check valves attempt to reduce the hydraulic pressures of the first and second flow paths below the pressure stored in the pressure accumulator, the valves are opened and communicated with the pressure accumulator to cause the first and second check valves to communicate with each other.
  • Each hydraulic pressure in the second flow path is set to the same pressure as the accumulated pressure in the accumulator. Therefore, occurrence of cavitation and aeration in the first and second flow paths can be prevented.
  • an opening / closing valve that can freely shut off communication between the second hydraulic pump and the pressure accumulator is provided in a flow path from the second hydraulic pump to the pressure accumulator. It may be provided.
  • the on-off valve (or the first and second on-off valves) is closed, the on-off valve may flow oil. Stop. Therefore, the hydraulic cylinder does not expand and contract by an external load. If the first and second hydraulic pumps are rotated while opening the on-off valve, the hydraulic cylinder expands and contracts according to this rotation. ,
  • a first on-off valve may be provided in the first flow path, and a second on-off valve may be provided in the second flow path.
  • the eleventh configuration is another example of the tenth configuration.
  • a first opening / closing valve is provided between the first hydraulic pump and the first connection point in the first flow path, and the first and second hydraulic pressures are provided in the second flow path.
  • Pump and second A second on-off valve is provided between the connection point and
  • the pressure Pb of the second flow path is received as a pilot pressure by the pressure receiving portion on the other end side
  • the flow path between the first hydraulic pump and the first on-off valve in the first flow path and the first and second hydraulic pumps and the second on-off valve in the second flow path are connected.
  • Check valves such as the first and second check valves are not provided in the flow path extending between them. Therefore, if the start and stop of the rotation of the first and second hydraulic pumps and the opening and closing of the first and second on-off valves are not synchronized, the suction side of the first and second hydraulic pumps becomes negative pressure and the cavitating capacity is reduced. It is easy to cause confusion.
  • Synchronous control can be easily managed, for example, in terms of electrical signals, but since the control operates the mechanical elements such as the motor and the first or second on-off valve, subtle mechanical synchronization errors are likely to occur. .
  • the third switching valve of the first and second configurations has the same hydraulic pressure on the suction side of the first and second hydraulic pumps, so that no negative pressure is generated, and thus no cavitation / aeration is generated.
  • the controller that rotates the motor in the reverse direction for a predetermined time with respect to the specified rotation direction at the start of rotation of the motor, and rotates the motor in the specified rotation direction after a predetermined time has elapsed. It is desirable to provide.
  • FIG. 1 is a side view of a loading shovel on which the first embodiment is mounted.
  • FIG. 2 is a block diagram of the first embodiment.
  • FIG. 3 is a side view of a backhoe shovel mounting the second embodiment.
  • FIG. 4 is a block diagram of the second embodiment.
  • Fig. 5 is a diagram of the oblique-axis biston pump provided on the motor with both output shafts.
  • FIG. 6 is a hydraulic drive circuit diagram in which first and third switching valves, a variable relief valve and an oil reservoir are added.
  • FIG. 7 is a diagram in which the third switching valve is at the lower position.
  • FIG. 8 is a diagram in which the third switching valve is at the upper position.
  • FIG. 9 is a diagram in which the third switching valve is at the center position.
  • FIG. 10 is a diagram in which another third switching valve is at a lower position.
  • FIG. 11 is a diagram in which another third switching valve is in an upper position.
  • FIG. 12 is a diagram in which another third switching valve is at the center position.
  • FIG. 13 is a diagram in which the cylinder is extended against an external load.
  • FIG. 14 is a diagram in which the cylinder is extended by an external load.
  • Fig. 15 is a drawing to shorten the cylinder against external load.
  • Fig. 16 shows the cylinder shortened by external load.
  • FIG. 17 is a diagram showing a neutral state of the operation lever.
  • FIG. 18 is a view in which the electric motor is reversed from FIG.
  • FIG. 19 is the same control state diagram as FIG.
  • FIG. 20 is a diagram in which the electric motor is rotated forward from FIG.
  • FIG. 21 is a view showing the second on-off valve opened.
  • FIG. 22 is a diagram in which the electric motor is rotated after opening the second on-off valve.
  • FIG. 23 is a diagram in which the electric motor is rotated.
  • FIG. 24 is a view in which the second on-off valve is opened after the electric motor is rotated.
  • FIG. 25 shows the normal operation pattern of the inclination of the operation lever and the pump rotation speed.
  • Figure 26 shows the sudden operation pattern of the inclination of the operating lever and the pump rotation speed.
  • Fig. 27 shows the fine operation pattern of the inclination of the operation lever and the pump rotation speed.
  • FIG. 28 is a diagram showing an example of mounting the second and third hydraulic pressure detectors.
  • Fig. 29 is an opening / closing hysteresis diagram of the on-off valve.
  • FIGS. 1-10 A preferred embodiment of a hydraulic cylinder driving hydraulic circuit according to the present invention will be described with reference to FIGS.
  • An example machine on which the first embodiment is mounted is the loading shovel shown in FIG.
  • an upper revolving unit 2 is provided on a lower traveling unit 1 so as to be freely rotatable, and an engine 3, a cab 4 and a work machine 5 are provided on the upper revolving unit 2.
  • the undercarriage 1 can be moved forward and backward, stopped and operated by hydraulic motors 6 and 6 (hereinafter referred to as “travel motor 6”) provided on the left and right sides, respectively.
  • the upper revolving superstructure 2 is generally made freely reversible and revolvable and stopped by a hydraulic motor, but in the example machine, reversible revolving and revolving and stopping are made freely by an electric motor MS.
  • the work machine 5 sequentially connects the boom 5A, the arm 5B, and the bucket 5C from the upper revolving superstructure 2 to extend and retract the hydraulic boom cylinder 7A, the arm cylinder 7B, and the bucket cylinder 7C. It can be operated (relief and refraction) freely.
  • the engine 3 is used as the power source 3 in the present embodiment, the invention is not limited to this. Examples of the power source 3 include a fuel cell, an external power supply, and a battery.
  • the first embodiment is as shown in FIG. FIG. 2 includes the upper revolving superstructure 2, the engine 3, one of the traveling motors 6, an electric motor MS, a boom cylinder 7A: an arm cylinder 7B, and a bucket cylinder 7C. Unless otherwise specified, the cylinders 7A to 7C are hereinafter simply referred to as "hydraulic cylinder 7".
  • the hydraulic cylinder 7 is a single-opening double-acting cylinder with one end protruding outwardly from the outside of the head 71. Although different in size from each other, in the first embodiment, as shown in FIG. Is driven. Therefore, when no particular distinction is made, the drive hydraulic circuit for the boom cylinder 7 A will be described as an example, and the drive hydraulic circuit for each of the other cylinders 7 B 7 C will be described. As for the circuit, only different matters will be described.
  • the head-side pressure receiving chamber 7S which is contained in the boom cylinder 7A tube and is fixed to the other end of the piston rod 71 and has a small pressure receiving area A1 of the biston 72
  • the oil passage 81, the discharge port and the suction port of the first hydraulic pump P 1, and the oil passage 82 are connected to a bottom-side pressure receiving chamber 7 L having a large pressure receiving area A 2.
  • the oil passage 82 passes through the oil passage 83, the discharge port and the suction port of the second hydraulic pump P2, the oil passage 84, the on-off valve 9A, and the accumulator through the oil passage 85. Connect to 10.
  • the first hydraulic pump P 1 is connected as a closed circuit to the head-side pressure receiving chamber 7 S and the bottom-side pressure receiving chamber 7 L of the boom cylinder 7 A, while the second hydraulic pump P 2 is connected to the bottom-side pressure receiving chamber 7 L. It is connected as an open circuit to room 7L.
  • a pressure accumulator 10 is used as the oil chamber 10.
  • the oil chamber 10 is not limited to this, and may be any as long as it forms a “chamber having a space that allows the inflow and outflow of oil”.
  • On-off valve 9A is a solenoid type.
  • the solenoid 9a is electrically connected to the controller 20, and when receiving an exciting current from the controller 20, opens the on-off valve 9A against the urging force of the spring 9b to open the oil passages 84, 8 Make communication between the five.
  • the on-off valve 9A is closed by the biasing force of the spring 9b, and the oil passages 84 and 85 are shut off.
  • the hydraulic circuits for driving the other cylinders 7 B and 7 C are also provided with on-off valves 9 B and 9 C, respectively.
  • the on-off valves 9A to 9C are simply referred to as "on-off valves 9" hereinafter.
  • the accumulator 10 is electrically connected to the controller 20 and receives an exciting current from the controller 20.
  • the oil passage 81 is connected to the oil passage 85 via a first safety valve 11 S and a first check valve 12 S arranged in parallel. ⁇ Similarly, the oil passage 82 has the second safety valve 11 L and the second safety valve Connect to oil line 85 via check valve 12L.
  • the first check valve 1 2 S allows only the oil flow from the oil passage 85 to the oil passage 81
  • the second check valve 12 L allows only the oil flow from the oil passage 85 to the oil passage 82. I do. That is, both check valves 12 S and 12 L prevent the generation of negative pressure and vacuum in both oil passages 81 and 82.
  • the oil passage 81 includes a first oil pressure detector 13a
  • the oil passage 82 includes a second oil pressure detector 13b.
  • the two oil pressure detectors 13a and 13b are electrically connected to the controller 20 to detect the oil pressure information of the two oil passages 81 and 82 and input the information to the controller 20.
  • the hydraulic circuits for driving the other cylinders 7B and 7C also include first and second hydraulic detectors 13'a and 13b, respectively (details not shown).
  • the first and second hydraulic pumps Pl and P2 are fixed displacement pumps, and are directly connected to the output shaft of the motor MA (or directly connected via a speed reducer (not shown)). Rotate forward and backward.
  • the hydraulic circuits for driving the other hydraulic cylinders 7B and 7C also include motors MB and MC. Unless otherwise specified, the motors MS and MA to MC are simply referred to as “motor M” below.
  • Motor M uses generator G driven by engine 3 as main power.
  • the generator G and the motor M are of a single-phase AC type.
  • the generator G generates a voltage proportional to each of the engine rotation speed and the magnitude of the exciting current to the rotor coil (not shown) of the generator G.
  • the first voltage regulator (not shown) provided by the generator G is excited.
  • the current is adjusted, thereby generating a predetermined voltage in the generator G.
  • the generated three-phase AC is converted into a DC constant voltage V 1 by the first rectifier 30, and this voltage VI is connected to each inverter 32 S, 32 A to 32 C provided on the motor M via the power line 31.
  • inverters 32S and 32A to 32C are hereinafter simply referred to as "inverters 32".
  • the impeller is simply a “DC-to-AC converter”, but in recent years has been in charge of various functions. Therefore, the inverter 32 in the first embodiment also performs the following functions in synchronization with the controller 20.
  • inverter 32 returns DC to three-phase AC
  • the inverter 32 is electrically connected to the controller 20 and controls the frequency of the current to the stator coil (not shown) of the electric motor M based on a command signal from the controller 20.
  • the motor M can be freely rotated in the forward / reverse direction, the rotation speed, and the stop based on a command signal from the controller 20 by performing magnitude control, direction control, and the like.
  • the controller 20 includes a so-called microcomputer and a current generator for generating a solenoid driving current to be sent to each solenoid described in detail later upon receiving a command from the microcomputer.
  • the impeller 32 since the impeller 32 is a kind of controller, the impeller 32 may be integrated with the controller 20 and constructed.
  • the existing controller 20 and the existing imper- ter 32 are used in the example machine, and these are upgraded so that they can communicate with each other.
  • An operation program, which will be described later in detail, which is stored in the controller 20 and the inverter 32 and operates various actuators such as solenoids is specific to this embodiment.
  • the motor M includes a second voltage regulator (not shown) that regulates the exciting current to the rotor coil (not shown), like the first voltage regulator of the generator G.
  • a second voltage regulator (not shown) that regulates the exciting current to the rotor coil (not shown), like the first voltage regulator of the generator G.
  • the upper revolving unit 2 stops due to the inertial force when the upper revolving unit 2 is braked.
  • motor M generates electricity.
  • the inverter 32 detects the power generation.
  • the exciting current generated by the second voltage regulator of the motor M is adjusted so that the motor M generates a predetermined three-phase AC voltage.
  • the inverter 32 has a circuit (not shown) for returning DC to three-phase AC for achieving the first function, and has a second rectifier (not shown) in parallel with this circuit.
  • the power line 31 includes a storage battery 33 as a secondary battery in parallel with the first rectifier 30 and the second rectifier.
  • both rectifiers are a combination type of six well-known diodes, and allow only a current flow to the power line 31.
  • the inverter 32 rectifies the three-phase alternating current generated when the motor M generates electric power into a constant DC voltage V 2 by the second rectifier, and converts this voltage V 2 to the storage battery 3 via the power line 31.
  • the charging condition of the storage battery 33 is firstly “V 2> V 1”, and secondly, “the storage battery 33 is not sufficiently charged”. When these charging conditions are satisfied, the electricity generated by the motor M is charged in the storage battery 33.
  • the fourth function of the inverter 32 is that when a certain inverter 32 detects the power generation of the motor M by the third function, the second rectifier performs the fifth function of the second rectifier.
  • the second voltage regulator adjusts the exciting current to the rotor coil of the motor M.
  • the controller 20 allows the respective excitation currents to be freely input to the solenoid 9 a of each on-off valve 9 and the solenoid actuator 10 a of the accumulator 10, (2)
  • Each oil pressure information is input from the oil pressure detectors 13a (three) and 13b (three), and command signals can be freely input to the inverter 32.
  • the controller 20 controls the tilting directions F, B, L, and R of the left working machine operating lever 21 WL and the right working machine operating lever 21 WR disposed in the operator's cab 4 (F is a forward tilt, B is tilted backward, L is tilted to the left, R is tilted to the right).
  • each operating lever is hereinafter simply referred to as “operating lever 21”.
  • the left working machine operation lever 21 WL is turned rightward with forward tilt F (forward rotation of the electric motor MS, turning the upper revolving unit 2 rightward as viewed from the operator), and turned leftward with backward tilt B (electrically This is the reverse rotation of the machine MS, the upper revolving structure 2 turns to the left as viewed from the operator), the arm excavation with the right tilt R (arm raising by extension of the arm cylinder 7B), and the arm dump with the left tilt (arm cylinder 7B) Arm lowering due to shortening) and stops the motor MS and arm cylinder 7B in the neutral position.
  • forward tilt F forward rotation of the electric motor MS, turning the upper revolving unit 2 rightward as viewed from the operator
  • backward tilt B electrically This is the reverse rotation of the machine MS, the upper revolving structure 2 turns to the left as viewed from the operator
  • the arm excavation with the right tilt R arm raising by extension of the arm cylinder 7B
  • Right working machine control lever 21 WR is tilted forward with the boom down (boom down by shortening boom cylinder 7A), tilted backward B with boom up (boom raised by extension of boom cylinder 7A), right tilt R To move the bucket (rotate the bucket downward by shortening the bucket cylinder 7C), tilt left L to excavate the bucket (rotate the bucket upward by extending the packet cylinder 7C), and to move the boom cylinder 7A and the bucket to the neutral position.
  • Linda 7 C is responsible for stopping.
  • the left travel control lever 21 SL moves forward forward F to the left (forward rotation of the left travel motor 6), backward lean B to the left backward (reverse rotation of the left travel motor 6), and the left travel motor 6 to the neutral position. Control the suspension.
  • the right travel control lever 21 SR moves forward when F is tilted forward (forward rotation of the right travel motor 6), when backward B is right backward (reverse rotation of the right travel motor 6), and when the right travel motor 6 is in the neutral position. Control the suspension.
  • the operator starts the engine 3. Thereby, if the storage battery 33 is in a state of insufficient charging, the storage battery 33 starts charging based on the DC constant voltage V1.
  • the controller 20 reads the ⁇ solenoid 9a of the on-off valve 9A corresponding to the tilt detector of the right work equipment operating lever 21 WR '' from the memory, and gives an exciting current to the solenoid 9a. Open the on-off valve 9A, and connect the oil passages 84, 85. At the same time, the controller 20 reads “the inverter 32 A and the forward rotation command signal corresponding to the backward tilt B” from the memory, and reads “the magnitude of the forward rotation command signal corresponding to the magnitude of the backward tilt ⁇ ”.
  • Inverter 3 2 A is the forward rotation finger Command signal
  • the three-phase alternating current (first function) returned from the direct current is applied to the motor MA by performing frequency control, large and small current control, and Z or current direction control according to the forward rotation command signal and its magnitude.
  • the first hydraulic pump P 1 sucks oil in the head side pressure receiving chamber 7 S of the boom cylinder 7 A from the oil passage 81 and discharges the oil to the oil passage 82.
  • the second hydraulic pump P 2 sucks the pressure oil in the pressure accumulator 10 through the oil passage 85, the on-off valve 9 A, and the oil passage 84, and discharges it to the oil passage 83.
  • the oil discharged to the oil passage 83 merges with the discharge oil of the first hydraulic pump P 1 in the oil passage 82 and flows into the bottom-side pressure receiving chamber 7L.
  • the boom cylinder 7A extends, and the boom 5A stands up.
  • tilt detector hill Mel an input signal to the controller 2 0. Since the impeller 32A does not receive a signal from the controller 20, the exciting current to the rotor coil of the motor MA is cut off to allow the motor MA to rotate freely (the stator coil of the motor MA (not shown)). The drive current to the motor may be cut off). At the same time, the exciting current to the solenoid 9a is cut off, the open / close valve 9A is closed, and the oil passages 84, 85 are cut off.
  • the blockage between the oil passages 84 and 85 (the first reason) and the boom cylinder 7A is “(capacity of the head side pressure receiving chamber 7S) (the volume of the bottom side pressure receiving chamber 7L)”. Therefore, the flow of oil in the oil passages 81 and 82 is stopped because the oil does not flow in and out between the two chambers 7S and 7L (second reason). Therefore, the boom cylinder 7A stops, and the natural descent of the boom 5A due to the internal leakage of the oil caused by the weight WA of the work equipment 5 does not occur. That is, the boom 5A stops.
  • the tilt detector of the right working machine operating lever 21 WR inputs the forward tilt ⁇ to the controller 20.
  • Outlet The controller 20 reads “the solenoid 9 a of the on-off valve 9 A corresponding to the tilt detector of the right work machine operating lever 21 WR” from the memory, and applies an exciting current to the solenoid 9 a to open and close the on-off valve 9. Open A to connect oil lines 84 and 85.
  • the controller 20 reads “the inverter 32 A corresponding to the forward tilt F and the reverse rotation command signal” from the memory, and reads “the magnitude of the reverse rotation command signal corresponding to the magnitude of the forward tilt 0”.
  • the impeller 32A From the memory matrix (and / or each function), and input a reverse rotation command signal having a magnitude corresponding to the forward tilt angle ⁇ to the inverter 32A.
  • the impeller 32A Upon receiving the reverse rotation command signal, the impeller 32A converts the three-phase alternating current (first function) returned from the DC into a frequency control, a large / small current control, and a Z or current direction corresponding to the reverse rotation command signal and its magnitude. Performs control to reversely rotate motor MA at a speed corresponding to the magnitude of the reverse rotation command signal (second function).
  • the first and second hydraulic pumps Pl and P2 that are directly connected to the motor MA (or directly connected via a reduction gear not shown) rotate in the reverse direction.
  • the first hydraulic pump P 1 sucks the oil in the bottom pressure receiving chamber 7 L of the boom cylinder 7 A from the oil passage 82, discharges it to the oil passage 81, and guides it to the head side pressure receiving chamber 7 S.
  • the second hydraulic pump P 2 sucks oil from the bottom side pressure receiving chamber 7 L from the oil passage 82 through the oil passage 83 and discharges it to the oil passage 84, and the on-off valve 9 A and the oil It is led to the pressure accumulator 10 via the path 85 and accumulates pressure therein. This causes the boom cylinder 7A to shorten and the boom 5A to lie down.
  • this (c) is referred to as “boom lowering by electrically driving the electric motor MA”.
  • the example is a loading shovel. Accordingly, the boom prone (lowering) during the excavation work is first caused by the shortening of the boom cylinder 7A due to the weight WA of the work equipment 5 and the weight w of the excavated material in the bucket 5C. Therefore, the “boom lowering performed by electrically driving the electric motor MA” in the above (c) is smaller than the shortening speed of the boom cylinder 7A due to the weight WA of the work equipment 5 and the weight w of the excavated material in the bucket 5C. In order to shorten the boom cylinder 7A by shortening the boom cylinder 7A by grounding the bucket 5C or shortening the boom cylinder 7A, the work machine side is shortened more quickly.
  • the motor MA is driven in reverse by the first and second hydraulic pumps Pl and P2, so even if the DC voltage V1 is applied from the generator G side, the DC No drive current based on the voltage V1 flows, and the motor MA generates power in reverse.
  • the charge of the storage battery 33 is insufficient (the charge amount of the storage battery 33 is related to the charging time and not directly related to the charging voltage), it is based on the power generation of the motor MA. Since the DC constant voltage V2 is higher than the DC constant voltage V1 passed through the first rectifier 30 (V2> V1), the storage battery 33 starts charging with the DC constant voltage V2. That is, the storage battery 33 is charged not only by the voltage V1 based on the generator G, but also by the voltage V2 based on the motor M.
  • the boom lowering speed in the first embodiment is freely controllable as follows to prevent runaway from occurring. Runaway, as is well known, is the actuation of the actuator by its own weight, W, or inertia, regardless of the operator's control. (The same applies hereinafter).
  • the pressure accumulator 10 is electrically connected to the controller 20 and receives an exciting current from the controller 20.
  • the pressure receiving chambers 7 S, 7 on the head side and bottom side of the hydraulic cylinder 7 In L abnormal pressure, negative pressure and vacuum often occur.
  • abnormal pressure is generated in the head side pressure receiving chamber 7S (or the bottom side pressure receiving chamber 7L) of the hydraulic cylinder 7, the opposite bottom side pressure receiving chamber 7L (or the head side pressure receiving chamber 7S) is generated.
  • negative pressure or vacuum
  • the “hold” described in (b) above is applied.
  • the safety valves 11 S and 11 L also absorb an unexpected response delay related to the transition from rotation to holding of the motor MA by the controller.
  • the traveling motors 6, 6 constitute a closed circuit with forward / reverse reversible variable displacement hydraulic pumps 61, 61. That is, when the left traveling control lever 21 SL and / or the right traveling control lever 21 SR is tilted forward F or backward B, the tilt angle ⁇ ⁇ from the tilt angle detector passes through the controller 20 and the hydraulic pump 6 1
  • the hydraulic pump 61 discharges oil with a displacement volume corresponding to the magnitude of the tilt angle ⁇ in the discharge direction according to the tilt direction F (the sentence is B), and travels.
  • the motors 6, 6 are rotating forward or backward at their free speed.
  • the hydraulic energy based on the working machine's own weight W is supplied to the pressure accumulator 10 by the hydraulic energy.
  • the battery is stored as electrical energy for the storage battery 33. That is, according to the first embodiment, the energy that has been abandoned is recovered. Then, the recovered energy is reused when one or more of the boom 5A, the arm 5B and the bucket 5C are raised (so-called “energy regeneration” occurs).
  • the excavation work form is a repetitive operation of raising and lowering the boom 5A, arm 5B and bucket 5C, and lowering and raising. In other words, during excavation work, energy recovery and reuse occur alternately, so that energy can be regenerated without waste. Details are as follows.
  • suction pressure corresponds to the pressure accumulation of the pressure accumulator 10, so that when increasing, the pump torque can be reduced by the internal pressure of the pressure accumulator 10. That is, the first and second hydraulic pumps P 1 and P 2 and the electric motor M have a margin in the torque resistance (which is “rigid” in terms of mechanical), and the engine 3 and the like have a small output ( That is, downsizing is possible.
  • the voltage V 2 of the storage battery 33 stored at the time of lowering becomes higher than the voltage V 1 from the generator G (V 2> V 1). Therefore, at the start of raising at the time of raising, first, the pressure accumulator 33 discharges electricity to drive the motor M. Then, while the voltage V2 drops to the voltage V1 due to the discharge, the generator G merely generates the voltage V1 and the current does not flow. That is, during this time, the engine 3 is in a no-load operation when the boom 5A, the arm 5B, and the packet 5C are raised.
  • the start of raising is at the time of start-up when high torque (high current) is required for the motor M.
  • the generator G (that is, the engine 3 power) bears the middle-low torque (medium-small current) region of the motor M after or almost at the end of the startup.
  • the engine 3 etc. can also be reduced in output (ie, downsized).
  • a counterbalance valve is separately provided to provide the weight W of the working machine and the inertia. Prevent runaway due to force.
  • the counterbalance valve is a valve that allows the operation of the actuator when the back pressure of the actuator becomes larger than the working machine's own weight W or the hydraulic pressure based on the inertial force.
  • the first and second hydraulic pumps Pl, P2 themselves can freely shut off the oil flow accompanying runaway, so that the first and second hydraulic pumps Pl, The lowering speed can be freely controlled only by controlling the rotation of P2, so that runaway does not occur.
  • the maximum operating pressure of the pressure accumulator 10 can be freely changed. Controls the lowering speed). In addition, there is no need to control the pressure required to make the back pressure of the actuator larger than the hydraulic pressure based on the working machine's own weight W and inertia force, which is necessary for the counterbalance valve, and therefore, the loss of hydraulic energy is reduced accordingly. it can. Of course, since the counterbalance valve is not required, the economic effect is remarkable.
  • the controller 20 While the operating lever 21 is tilted, the controller 20 detects the first oil pressure detector.From the sensor 13a or the second oil pressure sensor 13b, the relief equivalent pressure stored in advance is 32MPa or more. (About 325 kg / cm2 or more), the controller 20 enters the “hold” state described in (b) above, regardless of the operation amount (tilt angle ⁇ ) of the operation lever 21. The transition signal is input to the inverter 32. Therefore, there is no or negligible relief loss when the operation lever 21 is operated. That is, the fuel efficiency of the engine 3 is improved, and the temperature of the oil is hardly increased, so that the example machine can be operated with a small amount of oil.
  • both hydraulic pressure detectors 13a and 13b and the control This control program relation in line 20 may be deleted.
  • the safety valve 11S11L functions as a relief valve.
  • a relief valve having a set pressure lower than the set pressure of the safety valves 11 S and 11 L may be provided in parallel with the safety valves 11 S and 11 L, respectively.
  • the first and second hydraulic pressure detectors 13a and 13b can be omitted, and the relief pressure function can be achieved only by the control program of the controller 20 or the impeller 32. That is, the drive of the electric motor M is equal to the product value of the predetermined relief pressure for the flow paths 81 and 82 and the sum of the displacement volumes per rotation of each of the first and second hydraulic pumps P 1 and P 2.
  • the torque may be the maximum drive torque of the electric motor M. That is, the controller 20 or the inverter 32 causes the controller 20 or the inverter 32 to stop the motor M when the driving torque of the motor M reaches the maximum driving torque. In this case, even if a relief pressure is generated in the flow paths 81 and 82, the relief pressure is not generated because the motor M stops.
  • the relief pressure generation prevention program only functions when the motor M is rotating. Therefore, relief control when the motor M is stopped is performed by the safety valves 11S and 11L. Since the maximum value of the driving torque of the motor M can be set freely, that is, can be changed, the variable relief control can be performed easily, freely and economically. Further, since the relief pressure can be set only by the control program, the first relief pressure suitable for the flow path 81 is set, and the first relief pressure suitable for the flow path 82 is also set. A second relief pressure different from the pressure may be set. Of course, one or both of the first and second relief pressures may be varied. Since the individual control of the first and second relief pressures is also free, there is a degree of freedom that the machine can appropriately cope with unknown future forms and usage of the machine.
  • a second embodiment will be described with reference to FIGS. The description focuses on the differences from the first embodiment.
  • An example machine equipped with the second embodiment in FIG. 4 is a loading machine equipped with the first embodiment. Unlike the excavator, this is the packhoe excavator in Fig. 3. Then, in the second embodiment, the on-off valves 9B and 9C provided between the oil passages 84 and 85 in FIG. 2 as the first embodiment are removed, and in place of the one-dot chain line in FIG. As shown in the figure, one open / close valve 9 is provided in each of the oil passages 81 and 82 for the drive hydraulic circuits of the hydraulic cylinders 7 B and 7 C (9 B, 9 B, 9 C, 9 C). It is provided.
  • each oil passage 81 has one (9B, 9C) on the first hydraulic pump P1 side with respect to the first check valve 12S, and the oil passage 82 has a second oil pump.
  • One (9 B, 9 C) is provided on the second hydraulic pump P 2 side of the check valve 12 L.
  • the arm 5B is located forward of the vertical line Z.
  • the working machine's own weight W acts to extend the arm cylinder 7B in the direction of the solid arrow A shown in FIG. That is, the oil in the head side pressure receiving chamber 7S is led to the second hydraulic chamber 7L through the oil passage 81, the first hydraulic pump P1, and the oil passage 82 in this order, and the arm cylinder 7B is extended. Act like so.
  • the arm 5B and the ⁇ ⁇ ⁇ When the packet 5C is located on the front side of the vertical line Z, the arm cylinder 7B and the bucket cylinder 7C move until the center of gravity of the arm 5B and the bucket 5C is on the vertical line Z. It extends and cannot be held at a fixed position in front of the vertical line Z (so-called “natural descent of the arm 5B and the bucket 5C” occurs).
  • the working machine's own weight W is in the shortening direction of the arm cylinder 7B and / or the bucket cylinder 7C (dotted line).
  • the on-off valves 9 B and 9 C are provided between the oil passages 84 and 85 as in the first embodiment, the oil in the bottom-side pressure receiving chamber 7 L
  • the arm cylinder 7B and / or the bucket cylinder 7C are not shortened because there is no inflow point.
  • the arm 5B and / or the bucket 5C can be held at a fixed position behind the vertical line Z.
  • the boom cylinder 7A of the second embodiment and all the hydraulic cylinders 7 (7A, 7B, 7C) of the loading shovel of the first embodiment have the working machine's own weight W. It acts only in the direction in which the hydraulic cylinder 7 is shortened. In this case, the length is not shortened because there is no oil inflow destination in the pot-side pressure receiving chamber 7 L for shortening. Accordingly, the on-off valve 9A of the second embodiment and the on-off valves 9 (9A, 9B, 9C) of the first embodiment are provided between the oil passages 84, 85. is there.
  • the opening / closing valve 9 of the boom cylinder 7A and the full hydraulic cylinder 7 of the loading shovel in the second embodiment is provided like the opening / closing valve 9 of the arm cylinder 7B and the bucket cylinder 7C in the second embodiment. You may.
  • the provision of the on-off valve 9 (9A-9A, 9B-9B, 9C-9C) increases the degree of freedom of control for the on-off valve 9, and the Therefore, various work forms can be constructed with high precision.
  • the operation of the lower traveling unit 1, the upper revolving unit 2 and the work equipment 5 based on the forward and backward inclinations F and B of the operation lever 21 of the backhoe shovel are the same as those of the loading shovel, but the operation levers of the left and right work equipment
  • the left and right inclinations L and R of 21 WL and 21 WR are different from those of a loading shovel as follows. That is, the left working machine operation lever 21 WL is tilted to the right for arm excavation (arm lowering due to the extension of the arm cylinder 7B), and left tilted L for arm dumping (arm raising by shortening the arm cylinder 7B).
  • Operating lever 2 1 WR is bucket dump (rotation of bucket upward by shortening bucket cylinder 7C) with right tilt R, and bucket excavation (bucket rotation by extension of bucket cylinder 7C) with left tilt L. .
  • the shortening of the arm cylinder 7B ie, the arm 5B Is raised by the working machine's own weight W, and the oil for driving the arm cylinder
  • the first and second hydraulic pumps PI and P2 of the pressure circuit are driven in reverse, and the motor MB is driven in reverse, whereby the motor MB generates electric power and charges the storage battery 33 with its electromotive force.
  • the bucket cylinder 7C can be shortened (that is, the bucket 5C). Is caused by the weight W of the work equipment, the first and second hydraulic pumps Pl and P2 of the bucket cylinder driving hydraulic circuit are driven in reverse, and the motor MC is driven in reverse. Generates electric power and charges the storage battery 33 with the electromotive force.
  • the boom 5A when the boom 5A is lowered based on its own weight W, and when the arm 5B and the bucket 5C are raised and lowered based on its own weight W, for example, the When a load such as rocks equivalent to the force is applied to the bucket 5C, as in (c) described in the first embodiment, “the lowering of the boom, the arm, and the packet performed by electrically driving the electric motors MA, MB, and MC” is performed.
  • the motors MA, MB, and MC automatically switch to excavation work using either battery 33 or generator G as a power source.
  • the operating speed of the hydraulic cylinder 7 was controlled by the working machine's own weight W by changing the maximum operating pressure of the pressure accumulator 10.
  • Speed control instead of this, for example, Speed control.
  • the inverter 32 allows the stator coil of the motor M to connect between the terminals of the stator coil of the motor M by the command current from the controller 20.
  • the operation speed may be controlled by automatically connecting via the variable resistor and reducing the resistance of the variable resistor as the command current increases, thereby reducing the reverse rotation speed of the electric motor M.
  • a brake may be provided on the output rotary shaft of the motor M or the input rotary shafts of the first and second hydraulic pumps P1 and P2, and the operator may control the brake.
  • heat generated by braking with a brake causes a slight decrease in efficiency with respect to energy regeneration in terms of this heat loss.
  • the first and second hydraulic pumps Pl and P2 are fixed displacement pumps, but may be variable displacement hydraulic pumps.
  • the impeller 32 need only rotate the electric motor M forward and reverse.
  • the controller 20 controls the displacement of the first and second hydraulic pumps Pl and P2.
  • variable displacement hydraulic pumps P 1 and P 2 are of a forward / reverse inversion type in which the projecting port and the suction port can be freely reversed.
  • the inverter 32 only needs to rotate the motor M in either forward rotation or reverse rotation, and the controller 20 reverses the projecting port and the suction port of the variable displacement hydraulic pumps Pl and P2. And the change of the pump displacement volume.
  • the first and second hydraulic pumps P 1 and P 2 are oblique shaft type piston pumps, and the electric motor M is a double-ended output shaft type. It is desirable to connect P1 and to the other hydraulic pump P2.
  • hydraulic pumps such as gear type, vane type, and piston type, but from the viewpoint of increasing the discharge pressure, the piston type is preferable.
  • the oblique shaft type is more preferable than the swash plate type in the piston type from the viewpoint of high-speed rotation resistance and robustness. In other words, if such an oblique-shape is used, even if the required flow rate is large, the small pump can be directly connected to the electric motor without passing through the reduction gear.
  • the first and second hydraulic pumps P 1 and P 2 are used, and in the case of the oblique shaft type pump, unlike the swash plate type and other types of pumps, the electric motor M is used. Since two oblique shaft pumps cannot be connected in series, one oblique shaft pump is connected to each output shaft of motor M. By doing so, it is possible to provide an electric motor / pump assembly that has achieved compactness without a reduction gear. Of course, it can be suitably arranged for a machine with no extra space that cannot be connected in series.
  • the hydraulic cylinder 7 of the above embodiment is a single-rod double-acting cylinder, it is not necessary to be limited to this, and the hydraulic cylinder 7 is fixed to a piston rod that protrudes to the outside and receives pressure at both ends. It is sufficient if it is a hydraulic cylinder that slidably houses bistons of different sizes. Specifically, a known double-rod double-acting cylinder (however, the outer diameters of both rods are different from each other) or a double-acting telescopic hydraulic cylinder may be used. Needless to say, the same operational effects as in the case of a single-ended double acting cylinder are produced.
  • the first and second hydraulic pumps Pl and P2 of the above embodiment were directly connected to the output shaft (including the output shaft at both ends) of the electric motor M, but were also connected together (or via a reduction gear (not shown)).
  • the first and second hydraulic pumps Pl and P2 may be independently arranged and individually driven.
  • the first hydraulic pump P1 sucks the oil in the bottom-side pressure receiving chamber 7L so that the second hydraulic pump P2 sucks the oil in the pressure accumulator 10 and discharges it to the potom-side pressure receiving chamber 7L. It is necessary to drive the second hydraulic pump P2 such that the second hydraulic pump P2 sucks the oil in the potom-side pressure receiving chamber 7L and discharges it to the oil reservoir 10 when discharging to the head side pressure receiving chamber 7S.
  • the pressure accumulator 10 is used in the above embodiment, it may be a simple “oil reservoir”. In this case, in the above-described embodiment, the energy that cannot be recovered by the pressure accumulation is recovered by the storage battery 33.
  • FIG. 6 is a partial view of the hydraulic circuit for driving the bucket cylinder 7C shown in FIG. 2.
  • the first and second hydraulic pumps P1, P2 is pierced.
  • an oil reservoir T 1 receiving external leakage of oil from the bis-ton pump
  • a third hydraulic pump P 3 for sucking oil from the oil reservoir T 1
  • an accumulator 1 for discharging oil from the third hydraulic pump P 3.
  • gear and vane type pumps cause internal leakage of oil, while piston pumps cause external leakage. Therefore, it is necessary to return the oil leaked to the outside to the flow paths 81, 82 or the pressure accumulator 10.
  • the leaked oil may be drained to the lower pressure side of either of the flow paths 81 and 82, but in the above embodiment, the pressure of the pressure accumulator 10 is also at the low pressure side. Therefore, this pressure becomes the back pressure of the biston of the biston pump and lowers the torque efficiency of the pump.
  • the first hydraulic pump system is a closed circuit and the second hydraulic pump system is an open circuit, the second hydraulic pump system is also closed when the second hydraulic pump system including the accumulator 10 is viewed. Circuit.
  • the capacity of the pressure accumulator 10 may be basically larger than the volume difference between the head-side pressure receiving chamber 7S and the bottom-side pressure receiving chamber 7L.
  • the capacity of the driving pump and the actuator is not limited.
  • the pressure accumulator 10 In consideration of cooling the heat generated by the heat accumulator 10, the pressure accumulator 10 must be made considerably large. Therefore, an oil reservoir # 1 and a third hydraulic pump # 3 are provided so that the amount of leaked oil can be returned to the flow paths 81, 82 or the pressure accumulator 10.
  • the addition of the third hydraulic pump ⁇ 3 allows the pressure in the accumulator 10 to be unlimited.
  • the first switching valve # 2 is provided so that oil is not supplied. That is, the third hydraulic pump # 3 is connected to the engine G and driven freely. At this time, the first switching valve # 2 is at the position A2.
  • the first switching valve T2 is moved to the position A1. Switch.
  • the projecting oil of the third hydraulic pump P3 is introduced into the pressure accumulator 10.
  • the operator may manually switch the first switching valve T2 at appropriate times.
  • the controller 20 periodically switches the first switching valve T2 for, for example, 3 seconds based on an operation program stored in advance.
  • the current for switching the valve T2 to the position A1 is supplied to the solenoid of the first switching valve T2.
  • the symbol T 3 is a relief valve for the discharge pressure of the third hydraulic pump P 3, but this may be omitted if the supply amount control is constant.
  • the operation program of the controller 20 stops the operation of the third hydraulic pump P3 at the timing of introducing oil into the oil reservoir T1 of the first switching valve T2, the first off The replacement valve T2 and the relief valve T3 may be omitted. Which one to use may be determined based on the specifications of the entire machine.
  • the safety valves 11S and 11L are of a solenoid type variable type (variable relief valves).
  • a valve T4 is provided.
  • variable safety valves 11 S and 11 L are arranged on the pressure accumulator 10 side of the check valves 12 S and 12 L, both safety valves 11 and 11 can be used in the above embodiment, this embodiment and other embodiments.
  • S, 11L can be composed of one safety valve 11. Therefore, the variable safety valves 11 S and 11 L are hereinafter referred to as variable relief valves 11 X.
  • the oil in the circuit when the machine starts operating in cold weather and in extremely cold regions, the oil in the circuit, even if it has a high viscosity index (for example, SAE 10 W—CD), has an outside air temperature of ⁇ 20 ° C. If this happens, the viscosity will become high, and workers will have to work for long periods of time and keep warm.
  • the set relief pressure of the variable relief valve 1 1 X is lowered and the second switching valve T 4 is switched to the position B 2 to be relieved by the pressure accumulator 10, the hydraulic cylinder, Hydraulic oil heats up automatically due to relief loss (heat generation) without applying high load to the second hydraulic pump.
  • the set relief pressure is selected, the warm-up time can be reduced, and the painful work described above can be avoided.
  • cavitation and aeration may occur.
  • the bubbles once generated cause inconveniences such as pitching.
  • the set relief pressure of the variable relief valve 1 1 X is reduced, and the second switching valve T 4 is switched to the position B 1 to be relieved to the oil reservoir T 1, the circuit pressure is increased. Therefore, if, for example, the first and second hydraulic pumps Pl and P2 are circumscribed gear pumps, it is possible to reduce the difference between the higher and lower confining pressure at the meshing portion of the gears. Therefore, pitching of the gear surface can be prevented.
  • the switching control of the second switching valve T4 is most easily performed by an operator in a timely manner.
  • the controller 20 controls the oil temperature separately provided based on an operation program stored in advance.
  • the current for switching the second switching valve T4 between the positions B1 and B2 when the oil temperature is equal to or lower than the predetermined temperature or periodically for a predetermined time is supplied to the solenoid of the second switching valve T4. Have given.
  • a second port opened to the flow path between the first open / close valve 9S (corresponding to 9B or 9C in FIG. 4) and the first and second hydraulic pumps P of the second flow path 82
  • a third port opened in the flow path extending between l, P2 and the second on-off valve 9L (same as 9B or 9C in Fig. 4)
  • the hydraulic pressure P in the flow path 81 a is received as a pilot pressure by the pressure receiving portion on one end, while the pressure Pb of the flow path 8'2 is received by the pressure receiving portion on the other end as the pilot pressure
  • a third switching valve T5 having a third position (center position in the figure) for shutting off all of the first and third ports internally from each other is provided.
  • the difference between Figs. 7 to 9 and Figs. 10 to 12 is that the outlets of the pilot pressures Pa and Pb are the first and second on-off valves 9 and 9 in Figs.
  • the only difference between the cylinder side of S and 9 L is that the first and second on-off valves 9 S and 9 L are the first and second hydraulic pumps P 1 and P 2 in FIGS. 10 to 12. Both have the functions and effects described below. That is, as shown in FIGS.
  • the first hydraulic pump P1 side flow path of the first on-off valve 9S and the first and second hydraulic pumps Pl, P2 side of the second on-off valve 9L There are no check valves such as the first and second check valves 12 S and 12 L in the flow path. And, even without such a check valve, as shown in FIGS. 7 and 8 and FIGS. 10 and 11, 1, when the rotation of the second hydraulic pumps P1 and P2 is stopped, and when the first and second on-off valves 9S and 9L are closed, the third switching valve T5 remains in the position shown in FIG. 9 and FIG.
  • Each of the first and second on-off valves 9S and 9L has a built-in check valve for permitting oil flow only to the cylinder 7, as shown in FIGS. Therefore, in this embodiment, when closed, the check valves in the first and second on-off valves 9S and 9L, the first and second check valves 12S and 12L, and the third switching valve T 5 cooperates to make the hydraulic pressure of the flow paths 81 and 82 converge to the pressure accumulation of the pressure accumulator 10.
  • FIG. 13 shows the case where cylinder 7 is extended against external load t
  • Fig. 14 shows the case where cylinder 7 is extended using external load t
  • Fig. 15 shows shortening of cylinder 7 against external load t
  • FIG. 16 shows a case where the cylinder 7 is shortened by an external load t.
  • the controller 20 opens the first on-off valve 9S, rotates the first and second hydraulic pumps Pl and P2, and passes through the check valve in the second on-off valve 9L.
  • the controller 20 also opens the first on-off valve 9S, rotates the first and second hydraulic pumps P1, P2, and passes through the check valve in the second on-off valve 9L.
  • the controller 20 opens the second on-off valve 9 L, rotates the first and second hydraulic pumps P 1 and P 2, and passes through the check valve in the first on-off valve 9 S. Pressure oil is supplied to the head-side pressure receiving chamber 7S.
  • the controller 20 also opens the second on-off valve 9 L, rotates the first and second hydraulic pumps P 1 and P 2, and passes through the check valve in the first on-off valve 9 S. Head side receiving. Pressurized oil is supplied to the pressure chamber 7 S.
  • “PL> PS” so the third switching valve T 5 is at the lower position and the bottom side pressure receiving chamber 7 L is It is connected to the pressure accumulator 10 and is referred to as “PS pressure”.
  • the cylinder 7 is shortened without any excess or shortage in the oil amount. That is, the third switching valve T5 communicates the low-pressure side flow passage, which is likely to cause cavitation and aeration, to the pressure accumulator 10, and maintains the low-pressure side flow passage at the accumulating pressure. Control functions to prevent. Note that this function is the same for the third switching valve T5 of the embodiment shown in FIGS.
  • FIGS. Fig. 17 to Fig. 20 show that the operating lever 21 is tilted forward from the neutral state (Fig. 17) to the cylinder 7 receiving the external load t in the shortening direction (Fig. 18 to Fig. 20).
  • FIG. 17 shows the operation lever 21 in a neutral state.
  • the first and second on-off valves 9S and 9L are closed by the controller 20.
  • each closed position has a built-in check valve that allows only oil flow in the cylinder direction. It is always open for oil flow in the cylinder direction.
  • the controller 20 when the operation lever 21 is tilted forward, the controller 20 becomes as shown in FIG. 18 and FIG. 19, only the motor M is rotated in the direction in which the cylinder 7 extends while the first and second on-off valves 9S and 9L are closed.
  • the controller 20 opens the second on-off valve 9L as shown in FIG. Reverse the motor M in the direction of shortening the cylinder 7. Therefore, cylinder 7 is shortened.
  • FIGS. 21 and 22 show the first example, in which the second on-off valve 9L is first opened (FIG. 21), and then the motor M is rotated to the cylinder shortening side (FIG. 22).
  • Figs. 23 and 24 show the second example, in which the motor M is first rotated to the cylinder shortening side (Fig. 23), and then the second on-off valve 9L is opened (Fig. 24). It is.
  • the third switching valve T5 reaches the lower position from the center position via the upper position and the center position.
  • the third switching valve T5 in the preferred control example only moves from the center position to the lower position. That is, in the second example, the number of movements and the moving distance of the sliding member such as the third switching valve T5 spool are longer than those in the control example, and the spool wear and the spool of the third switching valve T5 are correspondingly increased. ⁇ Response delay is a concern.
  • the controller 20 when the controller 20 starts rotating the motor M, the controller 20 rotates the motor M in the reverse direction for a predetermined time (for example, 0.05 to 0.2 seconds) with respect to the specified rotation direction, and the predetermined time elapses. At this time, the electric motor M is rotated in the designated rotation direction.
  • the predetermined time may be changed as follows. That is, the controller 20 preliminarily stores the operation patterns illustrated in FIGS. 25 to 27.
  • the horizontal axis in each figure is the tilt angle 0 of the operating lever 21 and the vertical axis is the pump rotation speed.
  • Figure 25 shows the basic pattern.
  • the controller 20 first outputs nothing to the inverter 32 in the dead zone detection area ⁇ 0 according to the increase of the tilt angle ⁇ .
  • the electric motor M is reversely rotated for the passage time thereof (preferably, the predetermined time is minimized).
  • the controller 20 stores the maximum tilt angle 0 MAX that occurs until the tilt angle 0 returns to the dead zone detection area 00 next time.
  • the controller 20 determines whether the maximum tilt angle ⁇ MAX in the previous operation was “ ⁇ 2 ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ 3” or “S ⁇ > Verify that “ ⁇ 3” or “6 MAX ⁇ 2 J”. If “0 2 ⁇ 0 MAX ⁇ 0 3”, the controller 20 keeps the pattern of Fig. 25 for the next operation. If “ ⁇ > 0 3”, the controller 20 follows the next operation according to Figure 26. That is, as shown in the pattern of FIG. 26, this case indicates that the cylinder expansion / contraction operation is a quick operation, so the dead zone detection area ⁇ 0 is made longer and the reverse rotation detection area 01 is made shorter.
  • the dead zone is indispensable for improving control responsiveness even in a hurry operation, but because of the rush operation, the dead zone detection area S0 was lengthened to ensure its securement.
  • the reverse rotation detection area 01 may be short in a quick operation, or may not be required.
  • the controller 20 follows the next operation according to Figure 27. That is, in this case, the cylinder expansion / contraction operation is a fine operation pattern. That is, it is desired to control the amount of expansion and contraction of the cylinder 7 with high accuracy.
  • the fine operation pattern in FIG. 27 changes the relationship between the tilt angle ⁇ and the pump rotation speed in the controller 20 as shown by the change from the dotted line to the solid line in FIG. 27.
  • the return signal from FIG. 27 to FIG. 25 may be detected, for example, by detecting the maximum tilt angle 0 MAX in FIG.
  • a third hydraulic pressure detector 13c for detecting the hydraulic pressure PL from the bottom side pressure receiving chamber 7L is provided, and it is certain that these detected pressures are guided to the controller 20 for verification.
  • a third hydraulic pressure detector 13c for detecting the pressure of the first hydraulic pressure detector 13a and the hydraulic pressure PS from the head side pressure receiving chamber 7S is also provided. Is guided to the controller 20 and verified.
  • the above dead zone detection area S It is necessary to provide 0 and reverse rotation detection area ⁇ 1 correctly to obtain high-precision expansion and contraction.
  • the opening of the first and second on-off valves 9S and 9L may be large on the inclination 0 and may be small on the inclination ⁇ when they are closed.
  • the hydraulic cylinder 7 can be expanded and contracted without excessive or insufficient oil quantity.
  • the electric motor M rotates to generate electricity (generate electricity).
  • This electromotive force is stored in the secondary battery 33 to recover energy, and is combined with or switched with the power from the generator G to become driving power for the motor M. That is, energy regeneration occurs.
  • the first and second hydraulic pumps Pl and P2 are responsible for the function of the directional control valve in the open circuit.
  • the directional control valve controls the flow rate with a sliding action, in addition to switching the oil flow direction, and thus involves a throttle loss (heat loss).
  • the flow control by the first and second hydraulic pumps Pl and P2 in the above embodiment is merely a drive of both pumps Pl and P2, no throttling loss occurs, and the energy saving effect is also achieved here. Occurs.
  • there is no directional control valve there is also an economic effect.
  • the amount of oil when the hydraulic cylinder 7 expands and contracts depends on the oil discharge and suction by both pumps P 1 and P 2. Therefore, even if the hydraulic cylinder receives an external load, if the pumps P 1 and P 2 are stopped, the hydraulic cylinder 7 will not easily expand and contract.
  • the counter Although a hydraulic valve is provided to prevent expansion and contraction (runaway) of the hydraulic cylinder due to an external load, in the above embodiment, the amount of oil when the hydraulic cylinder 7 expands and contracts increases the amount of oil in both hydraulic pumps P 1 and P 2.
  • the hydraulic cylinder 7 does not expand and contract on its own since it depends on discharge and suction, and the expansion and contraction of the hydraulic cylinder 7 is controlled by the operator. Therefore, there is no counter balance valve.
  • the pressure accumulator 10 accumulates a part of the external load as hydraulic energy.
  • the hydraulic energy accumulated in the accumulator 10 is regenerated when the hydraulic cylinder 7 is extended.
  • the pressure accumulator 10 directly applies a pressure to the pressure accumulator side of the second hydraulic pump P2, and further indirectly applies a pressure to the second hydraulic pump P2 side of the first hydraulic pump P1. For this reason, the occurrence of basic inconveniences in the hydraulic circuit such as the air rate, cavitation and pitching of both pumps P 1 and P 2 is reduced.
  • aeration refers to the bubbling of air dissolved in the fluid due to the rapid drop in pressure of the fluid
  • cavitation refers to the bubbling of the fluid itself due to the vaporization of the fluid itself due to the rapid drop in pressure
  • Damage to the gear surface of a gear pump for example, caused by bursting bubbles in the fluid due to high pressure or vibration.
  • the present invention is useful as a hybrid machine with a hydraulic drive unit having a hydraulic actuator that is operable against an external load and operable by an external load.

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Description

明 細 書 油圧駆動装置付きハイプリ ッ ド機械 技 術 分 野
本発明は、 油圧駆動装置付きハイプリッ ド機械に関する。 背 景 技 術
ハイブリッ ド機械は、 大略してエンジンと、 エンジンを駆動源とした発電機と 、 電動機と、 電動機が外負荷により逆駆動されて生ずる電動機の起電力を蓄電す る二次電池とを備え、 電動機が発電機及び二次電池から電力を受けて駆動自在と されたものである。 ハイブリッ ド化の狙いは省エネ化及び低公害化であり、 近年 、 普通自動車に実用化されて好成績を納めている。 ここに、 省エネ化は、 自動車 の制動時及び降坂時に生じる電動機の逆駆動に基く起電力を電動機への駆動電力 として回生させたこと、 そしてこれによるエンジンの燃料消費量の減少から生ず る。 一方、 低公害化は、 エンジンの燃料消費量の減少、 つまり、 排気ガスの減少 から生ずる。
ところで、 普通自動車での電動機の逆駆動に基く起電力を二次電池に蓄電する とのエネルギ回収は、 制動機会が多い市街地走行において期待できるが、 制動機 会が少ない高速道路走行において期待しにくい。 つまり、 このハイブリッ ド普通 自動車によれば、 エネルギ回収を定常的に行えない。
ところが、 定常的に繰り返し作動する油圧駆動装置を備えた、 例えば油圧ショ ベル及ぴホイールローダ等の建設機械及ぴ鉱山機械並びにフォークリフト等の荷 役機械等では、 その油圧駆動装置が外負荷に抗して繰り返し伸縮自在であるばか り力 外負荷により繰り返し伸縮される油圧シリンダを有する。 さらに、 旋回機 構を有する油圧ショベル等の機械は、 正逆旋回を繰り返し、 その制動時に外負荷 なる旋回慣性力を受ける旋回モータも有する。 つまり、 これら機械によれば、 油 圧シリンダ及び z又は旋回モータからエネルギ回収を定常的に行える。
従って、 かかる油圧駆動装置付き機械をハイプリ ッド化すれば、 少なく ともハ イブリ ツ ド普通自動車よりも定常的に省エネ化及び低公害化を達成でき、 従って かかる油圧駆動装置付き機械のハイプリ ッ ド化が望まれている。 発 明 の 開 示
本発明は、 外負荷に抗して作動自在、 かつ外負荷により作動可能の油圧ァクチ ユエータを有する油圧駆動装置付き機械の好適なハイプリ ッド化を目的とする。 更に、 ハイプリ ッ ド化に最適な油圧駆動装置を併せ提供することを目的とする。 そこで本発明に係わる油圧駆動装置付きハイブリ ッ ド機械は、 第 1に、 動力源 と、 動力源の動力で駆動される発電機と、 電動機と、 電動機が外負荷により逆駆 動されて生ずる電動機の起電力を蓄電する二次電池とを備え、 電動機が発電機及 ぴ二次電池から電力を受けて駆動自在とされたハイプリ ッ ド機械において、 外負荷に抗して伸縮自在、 かつ外負荷により伸縮可能の油圧シリンダと、 油圧シリンダのへッ ド側受圧室及びボトム側受圧室に対し閉回路として接続した 第 1油圧ポンプと、
ポトム側受圧室及び外部の油室に対し開回路として接続した第 2油圧ポンプとを 備え、
第 1、 第 2油圧ポンプを電動機に接続して駆動自在としたことを特徴とする。 かかる第 1構成によれば、 第 1油圧ポンプがへッ ド側受圧室の油を吸入してポ トム側受圧室に吐出するとき第 2油圧ポンプが油室の油を吸入してボトム側受圧 室に吐出する。 従って、 油圧シリンダが伸長する。 逆に、 第 1油圧ポンプがポト ム側受圧室の油を吸入してへッド側受圧室に吐出するとき第 2油圧ポンプがポト ム側受圧室の油を吸入して油室に吐出する。 従って、 油圧シリンダは短縮する。 そして、 第 1、 第 2油圧ポンプが外負荷により逆駆動されると、 電動機が回転 して起電 （発電） する。 この起電力は二次電池に蓄電されてエネルギ回収となり 、 発電機からの電力と合わせ、 又は切り換つて電動機の駆動電力となる。 つまり 、 エネルギ回生が生ずる。
尚、 第 1、 第 2油圧ポンプは、 開回路における方向切換弁の機能を司る。 方向 切換弁は、 油の流れ方向の切り換えのほか、 絞り作用を伴って流量制御するもの であるから絞り損失 （熱損失） を伴う。 ところが、 第 1構成での第 1、 第 2油圧 ポンプによる流量制御は、 第 1、 第 2油圧ポンプの単なる駆動だけであるから、 絞り損失が生じず、 省エネ効果が生ずる。 勿論、 方向切換弁が無いからその分、 経済的効果も生ずる。
また、 油圧シリンダの伸縮時の油量が第 1、 第 2油圧ポンプでの油の吐出及び 吸入に依存する。 従って、 油圧シリンダが外負荷を受けても第 1、 第 2油圧ボン プを停止しておけば、 油圧シリンダが勝手に伸縮しにくい。 尚、 仮に外負荷を常 時受ける油圧シリンダでは、 従来技術ならば力ゥンタバランス弁を備えて外負荷 による油圧シリ ンダの伸縮 （暴走） を防止するが、 第 1構成では、 上記の通り、 油圧シリンダの伸縮時の油量が第 1、 第 2油圧ポンプでの油の吐出及び吸入に依 存するから油圧シリンダが勝手に伸縮することがなく、 油圧シリンダの伸縮をォ ペレータの制御下における。 従って第 1構成は、 カウンタバランス弁を有さない 。 動力源として、 エンジン及ぴ燃料電池などを例示できる。
第 2に、 上記第 1構成において、 第 1、 第 2油圧ポンプは、 ヘッ ド側受圧室の ビス トン受圧面積を A 1、 ボトム側受圧室のビス トン受圧面積を A 2、 第 1油圧 ポンプの単位時間当たりの吐出量を Q 1、 かつ第 2油圧ポンプの単位時間当たり の吐出量を Q 2 としたときの関係をほぼ 「A 1 : A 2 =Q 1 : (Q l +Q 2) 」 とするのが望ましい。
かかる第 2構成によれば、 ほぼ 「A 1 : A 2 = Q 1 : (Q l +Q 2) 」 の関係 としてあるから、 油圧シリンダの伸縮を油量の過不足なく行える。
第 3は、 上記第 1構成での油室を蓄圧器に限定したものである
かかる第 3構成によれば、 第 1油圧ポンプがへッ ド側受圧室の油を吸入してボ トム側受圧室に吐出するとき第 2油圧ポンプが蓄圧器の油を吸入してポトム側受 圧室に吐出する。 従って、 油圧シリンダが伸長する。 逆に、 第 1油圧ポンプがボ トム側受圧室の油を吸入してへッ ド側受圧室に吐出するとき第 2油圧ポンプがボ トム側受圧室の油を吸入して蓄圧器に吐出する。 従って、 油圧シリンダは短縮す る。 また、 蓄圧器は直接的には第 2油圧ポンプの蓄圧器側に、 さらに間接的には 第 1油圧ポンプの第 2油圧ポンプ側に与圧を与える。 このため、 第 1、 第 2油圧 ポンプでのエアレーション、 キヤビテーショ ン及ぴピッチング等の液圧回路での 基本的不都合の発生が低減する。
第 4に、 上記第 3構成において、 第 1、 第 2油圧ポンプを斜軸形ピス トンボン プとし、 かつ電動機を両端出力軸形とすると共に、 両端出力軸の一方に第 1油圧 ポンプを接続し、 かつ他方に第 2油圧ポンプを接続するのが望ましい。
かかる第 4構成によれば、 油圧ポンプはギヤ形、 ベーン形及びピス トン形等と 、 多種多様であるが、 吐出圧の高圧化から見れば、 ピス トン形が望ましい。 さら に、 ピス トン形でも耐高速回転性と堅牢性とから見れば、 斜板形よりも斜軸形が 望ましい。 つまり、 第 4構成は、 耐高速回転性と堅牢性とに優れている斜軸形を 用いているために、 仮に必要流量が大流量でも減速機を介することなく、 小形ポ ンプを電動機に直結できる。 ところで、 第 3構成が第 1、 第 2油圧ポンプを用い るとの第 1理由と、 斜軸形では斜板形や他の形式のポンプとは異なり電動機に対 し両ポンプを直列接続できないとの第 2理由とから、 第 2構成では、 電動機の两 端出力軸にポンプをそれぞれ接続する。 つまり、 減速機を無く してコンパク ト化 を達成した電動機 · ポンプ組立体を提供できる。 勿論、 直列接続できない余裕空 間のない機械に対し、 好適に配置できる。
第 5に、 上記第 3構成において、 蓄圧器を最高作動圧可変形とするのが望まし い。
かかる第 5構成によれば、 最高作動圧とは蓄圧器の蓄圧終了上限圧を指す。 こ れを可変形とすることにより、 本発明なる油圧駆動装置付きハイプリ ッ ド機械自 体での制御の自由度が高まる。 つまり、 省エネ化、 その他の有用性を高めること ができる （尚、 作用効果の詳細例は、 後述する実施例で述べる） 。
第 6に、 上記第 3構成において、 第 1油圧ポンプとへッ ド側受圧室とを接続する第 1流路に対しては、
第 1流路に対し予め定めた第 1 リ リーフ圧と、
第 1、 第 2油圧ポンプの各 1回転当たりの押し退け容積の和と
の積値に等しい電動機の駆動トルクを電動機の最大駆動トルクとし、 かつ 第 1、 第 2油圧ポンプとポトム側受圧室とを接続する第 2流路に対しては、 第 2流路に対し予め定めた第 2リ リーフ圧と、
第 1、 第 2油圧ポンプの各 1回転当たりの押し退け容積の和と
の積値に等しい電動機の駆動トルクを電動機の最大駆動トルクとしてもよい。 かかる第 6構成によれば、 ポンプトルクは、 「 1回転当たりの押し退け容積 X 吐出圧」 であり、 電動機の駆動トルクに等しい。 ここに、 「ポンプの 1回転当た りの押し退け容積」 は、 固定容積形ポンプでは既知であり、 可変容積形ポンプで は容積制御されるからこれも既知となる。 一方、 「リ リーフ圧」 は、 第 6構成で は 「第 1、 第 2リ リーフ圧」 として予め定めるから、 これも既知である。 従って 、 「両ポンプの 1回転当たりの押し退け容積の和 Xリ リーフ圧」 なる電動機の駆 動トルクは管理自在の値となる。 そして、 この駆動トルクを超えたトルクで電動 機を回転させると、 第 1、 第 2流路に第 1、 第 2 リ リーフ圧以上の油圧が生じて しまう。 そこで、 第 6構成では、 「両ポンプの 1回転当たりの押し退け容積の和 Xリ リーフ圧」. なる電動機の駆動トルクを電動機の最大駆動トルクとしたもので ある。 つまり、 電動機回転時には、 第 1、 第 2 リ リーフ圧以上の油圧は第 1、 第 2流路に生じない。 具体的には、 第 6構成によれば、 電動機の駆動トルクを監視 すれば、 油圧回路に通常設けるリ リーフ弁を設けること無く、 電動機回転時での リ リ.ーフ機能を達成できる。 また、 電動機の駆動トルクの最大値は設定自在、 つ まり、 変更自在である。 従って、 マイコン等のコントローラを用いれば、 単なる 制御プログラムの設定及びその最大駆動トルク変更だけで可変リ リーフ制御を箇 単、 自在かつ経済的に行える。 '
尚、 第 6構成に基き 「リ リ フ制御」 及び 「可変リ リーフ制御」 を行うと、 こ れらはリ リーフ発生阻止のための制御であるから、 上記の通り、 リ リーフは生じ ない （但し、 このリ リーフ機能は電動機回転時のみしか生じない） 。
ところで、 第 6構成では、 第 1流路に対する第 1 リ リーフ圧と、 第 2流路に対 する第 2 リ リーフ圧とを備えているが、 通常は第 1、 第 2 リ リーフ圧は同じ値で ある。 従って、 第 6構成では、 これらを同値としてもよい。 また、 互いに相違さ せてもよい。 即ち、 第 1流路に対する 「両ポンプの 1回転当たりの押し退け容積 の和 X第 1 リ リーフ圧」 なる電動機の第 1最大駆動トルクと、 第 2流路に対する 「両ポンプの 1回転当たりの押し退け容積の和 X第 2 リ リーフ圧 J なる電動機の 第 2最大駆動トルクとで個別制御する。 かかる個別制御が有効な機械の形態及ぴ 使われ方に好適である。
第 7に、 上記第 3構成において、 第 1、 第 2油圧ポンプのいずれか一方又は両 方がビス トンポンプであるとき、 ビス トンポンプの油の外部洩れを受ける油溜と 、 油溜の油を吸入する第 3油圧ポンプと、 第 3油圧ポンプの吐出油を蓄圧器及び 油溜のいずれか一方に切換え自在に導く第 1切換弁とを設けることが望ましい。 かかる第 7構成によれば、 ピス トンポンプでは油の外部洩れ生じるので、 この 洩れ相当油量を 2流路又は蓄圧器に補給す必要がある。 ·ここに、 洩れ油を第 1、 第 2流路のいずれか低圧側にドレンさせてもよいが、 第 3構成によれば、 機械に よっては低圧側も高圧となり、 ピス トンポンプのピス トンの背圧となってポンプ のトルク効率を低下させる。 また、 第 3構成は第 1油圧ポンプ系の閉回路と第 2 油圧ポンプ系の開回路との折衷構成ではあるが、 第 2油圧ポンプ系を蓄圧器を含 めて見れば、 第 2油圧ポンプ系もまた閉回路である。 尚、 蓄圧器の容量は、 基本 的には、 ヘッ ド側受圧室とボトム側受圧室の容積差よりも大きければよいが、 実 際は駆動中のポンプ及びァクチユエータ等での発熱を冷却することを考慮すると 、 蓄圧器を相当大きく しなければならぬ。 そこで、 第 7構成では、 油溜と第 3油 圧ポンプとを設け、 洩れ油相当量を第 1、 第 2流路又は蓄圧器に戻す。 尚、 油溜 の加設によって蓄圧器の圧力が油溜に無条件で逃げないように、 逆に第 3油圧ポ ンプの加設によって蓄圧器内に無制限に油が供給されないように、 第 7構成では 、 第 1切換弁を設けてある。 第 7構成での蓄圧器が第 1、 第 2構成での油溜に対 応しているから、 第 7構成での油溜は第 1、 第 2構成での油溜から見れば第 2油 溜に相当する。
第 8に、 上記第 7構成において、 第 1、 第 2流路に可変リ リーフ弁を設け、 か つ可変リ リーフ弁のドレン側にドレン油を蓄圧器及ぴ油溜のいずれか一方に選択 的にドレンする第 2切換弁を設けてもよい。
かかる第 8構成によれば、 この可変リ リーフ弁は、 上記第 6構成で述べた 「リ リーフは生じない、 電動機の最大駆動トルクの可変による可変リリーフ制御」 と は異なり、 飽くまでリ リーフが実際に生ずる 「もの」 としての可変リ リーフ弁で ある。 「もの」 と しての可変リ リーフ弁それ自体は、 公知であるが、 第 8構成で は、 可変リ リーフ弁のドレン側に第 2切換弁を設けた。 第 2切換弁は、 ドレン油 を蓄圧器又は油溜'に切換え自在にドレンする。 従って、 例えば次のような効用 （ 使われ方） がある。，
可変リ リーフ弁の設定リ リーフ圧を低圧化させ、 かつ第 2切換弁を切換えて蓄 圧器にリ リーフさせれば、 油圧シリンダ、 第 1、 第 2油圧ポンプに対して高負荷 をかけることもなく、 リ リーフ損失 （発熱である） によって作動油が自動的に昇 温する。 従って、 設定リ リーフ圧を選べば、 寒冷時及び極寒地での機械の稼動開 始時の高粘度油の昇温 （いわゆる暖気運転） を効率よく行える。
また、 油圧回路では、 キヤビテーシヨンやエアレーシヨンによって一旦発生し た気泡は、 閉回路では自然消滅しにくいが、 第 6構成では、 可変リリーフ弁の設 定リ リーフ圧を低圧化させ、 かつ第 2切換弁を切換えて油溜にリ リーフさせれば 、 回路が高圧化せず、 従って例えば第 1、 第 2油圧ポンプが外接形ギヤポンプな らばギヤの嚙み合い部での閉じ込み圧の高圧化と低圧化との差を低めることがで き、 従ってギヤ面のピッチング等を防止できる。 尚、 気泡を含むドレン油を蓄圧 器にドレンさせても、 気泡が大気解放されないため、 気泡は消滅しにくい （又は しない） 。 一方、 気泡を含むドレン油を油溜にドレンさせれば、 気泡は油溜から 大気へと解放され、 油内から消滅する。
第 9に、 上記第 3〜第 8構成のいずれか 1つにおいて、 第 1油圧ポンプとへッ ド側受圧室とを接続する第 1流路の所定部を第 1接続点とし、 かつ 第 1、 第 2油圧ポンプとボトム側受圧室とを接続する第 2流路の所定部を第 2接 続点としたとき、 ·
蓄圧器と第 1接続点とを接続する流路を設けてこの流路に第 1接続点への油流れ のみを許容する第 1チェック弁を設け、 かつ
蓄圧器と第 2接続点とを接続する流路を設けてこの流路に第 2接続点への油流れ のみを許容する第 2チェック弁を設けることが望ましい。
かかる第 9構成によれば、 第 1、 第 2油圧ポンプの容積効率の相互バラツキ状 態での第 1、 第 2油圧ポンプ回転時、 及ぴ、 第 1、 第 2油圧ポンプ停止時におけ る外負荷による油圧シリンダの伸縮時には第 1、 第 2流路に負圧が発生する。 と ころが、 第 1、 第 2チェック弁が、 第 1、 第 2流路の各油圧が蓄圧器での蓄圧以 下になろう とすると、 開弁して蓄圧器と連通させて第 1、 第 2流路の各油圧を蓄 圧器での蓄圧と同圧にする。 従って、 第 1、 第 2流路でのキヤビテーシヨン及び エアレーショ ンの発生を防止できる。
第 1 0に、 上記第 3〜第 8構成のいずれか 1つにおいて、 第 2油圧ポンプから 蓄圧器に至る流路に、 第 2油圧ポンプと蓄圧器との連通を遮断自在とする開閉弁 を設けてもよい。
かかる第 1 0構成によれば、 仮に第 1、 第 2油圧ポンプが洩れ量の多い例えば 歯車ポンプでも、 開閉弁 （又は第 1、 第 2開閉弁） を閉めれば、 開閉弁が油の流 れを止める。 このため、 油圧シリンダが外負荷によって勝手に伸縮することがな い。 尚、 開閉弁を開く と共に、 第 1、 第 2油圧ポンプを回転させれば、 油圧シリ ンダはこの回転に応じて伸縮する。 ,
第 1 1に、 上記第 3〜第 8構成のいずれか 1つにおいて、 第 1流路に第 1開閉 弁を設け、 かつ第 2流路に第 2開閉弁を設けてもよい。
かかる第 1 1構成は、 第 1 0構成に対する別の態様例である。
第 1 2に、 上記第 9構成において、 第 1流路のうち第 1油圧ポンプと第 1接続 点との聞に第 1開閉弁を設け、 かつ第 2流路のうち第 1、 第 2油圧ポンプと第 2 接続点との間に第 2開閉弁を設けると共に、
蓄圧器に至る流路に開口した第 1ポートと、 第 1流路のうち第 1油圧ポンプと第 1開閉弁との間に至る流路に開口した第 2ポートと、 第 2流路のうち第 1 、 第 2 油圧ポンプと第 2開閉弁との間に至る流路に開口した第 3ポートとを備え、 かつ 第 1流路の油圧 P aをパイロット圧として一端側の受圧部に受け、 一方、 第 2流 路の圧 P bをパイロッ ト圧として他端側の受圧部に受けて、
「P a < P b」 時に、 第 1、 第 2ポート間のみを内部で連通させる第 1位置と、 「P b < P a」 時に、 第 1、 第 3ポート間のみを内部で連通させる第 2位置と、 「P a = P b」 時に、 第 1〜第 3ポート間の総べてを内部で互いに遮断させる第 3位置とを備えた第 3切換弁を設けたものである。
第 1 2構成では、 第 1流路のうち第 1油圧ポンプと第 1開閉弁との間に至る流 路と、 第 2流路のうち第 1、 第 2油圧ポンプと第 2開閉弁との間に至る流路とに 、 第 1、 第 2チェック弁のようなチェック弁を設けてない。 従って、 第 1、 第 2 油圧ポンプの回転開始及び停止時と、 第 1又は第 2開閉弁の開閉時とが同期作動 しないと、 第 1、 第 2油圧ポンプの吸入側が負圧となってキヤビテーシヨ ンゃェ アレーションを発生し易くなる。 同期制御は例えば電気信号的には容易に管理で きても、 制御によって作動するのが電動機及び第 1又は第 2開閉弁という機械要 素であるから、 機械的な同期ずれが微妙に生じ易い。 ところが、 第 1 2構成の第 3切換弁は、 第 1、 第 2油圧ポンプの吸入側の油圧を同圧にするので負圧が生じ ず、 従ってキヤビテーションゃエアレーションが発生しなくなる。
第 1 3に、 上記第 1 2構成において、 電動機の回転開始時、 指定回転方向に対 し所定時間だけ逆方向に電動機を回転させ、 所定時間経過時に指定回転方向に電 動機を回転させるコントローラを設けるのが望ましい。
第 1 2構成の作用効果の説明において、 同期制御を電気信号的に行う と述べた が、 第 1 3構成はこれを具現化したものである。 図面の簡単な説明
図 1は第 1実施例を搭載するローディングショベルの側面図である。
図 2は第 1実施例のブロック図である。
図 3は第 2実施例を搭載するバックホーショベルの側面図である。
図 4は第 2実施例のブロック図である。
図 5は両端出力軸形電動機に設けた斜軸式ビス トンポンプの図である。
図 6は第 1、 第 3切換弁、 可変リ リーフ弁及ぴ油溜を加設した油圧駆動回路図 である。
図 7は第 3切換弁が下側位置にある図である。
図 8は第 3切換弁が上側位置にある図である。
図 9は第 3切換弁が中央位置にある図である。
図 1 0は他の第 3切換弁が下側位置にある図である。
図 1 1は他の第 3切換弁が上側位置にある図である。
図 1 2は他の第 3切換弁が中央位置にある図である。
図 1 3は外負荷に抗してシリンダを伸長させる図である。
図 1 4は外負荷によってシリンダを伸長させる図である。
図 1 5は外負荷に抗してシリンダを短縮させる図である。
図 1 6は外負荷によってシリンダを短縮させる図である。
図 1 7は操作レバー中立状態図である。
図 1 8は図 1 7から電動機を逆転させた図である。
図 1 9は図 1 8と同じ制御状態図である。
図 2 0は図 1 9から電動機を正転させた図である。
図 2 1は第 2開閉弁を開けた図である。
図 2 2は第 2開閉弁を開けた後に電動機を回転させた図である。
図 2 3は電動機を回転させた図である。
図 2 4は電動機を回転させた後に第 2開閉弁を開けた図である。
図 2 5は操作レバーの傾度とポンプ回転速度との通常操作パターンである。 図 2 6は操作レバーの傾度とポンプ回転速度との急操作係パターンである。 図 2 7は操作レバーの傾度とポンプ回転速度との微操作パターンである。 図 2 8は第 2、 第 3油圧検出器の装着例を示す図である。
図 2 9は開閉弁の開閉ヒステリシス図である。 発明を実施するための最良の形態
本発明に係わる油圧シリンダ駆動用油圧回路の好適な実施例に関し、 図 1〜図 2 9を参照して説明する。
上記第 1実施例を搭載する例機は、 図 1のローデイングショベルである。 これ は、 下部走行体 1上に上部旋回体 2を旋回自在に備え、 上部旋回体 2上にェンジ ン 3、 運転室 4及ぴ作業機 5を備える。 下部走行体 1は左右それぞれに設けた油 圧モータ 6、 6 (以下 「走行モータ 6」 とする） によって前後進、 停止及ぴ操行 自在である。 上部旋回体 2は、 従来一般に油圧モータによって正逆旋回及び停止 自在とされるが、 例機では電動機 M Sにより正逆旋回及ぴ停止自在とされている 。 作業機 5は、 上部旋回体 2からブーム 5 A、 アーム 5 B及びバケツ ト 5 Cを順 次関節連結し、 油圧式のブームシリンダ 7 A、 アームシリンダ 7 B及ぴバケツ ト シリンダ 7 Cの伸縮によって作動 （起伏及び屈折） 自在である。 尚、 本実施例に おいてはエンジン 3を動力源 3として使用したが、 これに限定されるものではな い。 動力源 3としては、 燃料電池、 外部電源及びバッテリなどを例示できる。 第 1実施例は、 図 2の通りである。 図 2には、 前記上部旋回体 2、 エンジン 3 、 走行モータ 6 の一つ、 電動機 M S、 ブームシリ ンダ 7 A : アームシリ ンダ 7 B 及ぴバケツ トシリンダ 7 Cを含めてある。 特に区別せぬときは、 各シリンダ 7 A 〜 7 Cは以下単に 「油圧シリ ンダ 7」 とする。
油圧シリンダ 7 .は、 外部へ口ッ ド 7 1の一端を突出した片口ッ ド形複動シリン ダであり、 互いに大小異なるものの第 1実施例では、 図 2の通り、 同様の駆動用 油圧回路を有して駆動される。 そこで、 特に区別せぬときは、 ブームシリンダ 7 Aの—駆動用油圧回路を例示的に説明し、 他の各シリンダ 7 B 7 Cの駆動用油圧 回路については異なる事項のみ述べる。
図 2の通り、 ブームシリ ンダ 7 Aのチューブに内臓され、 かつピス トンロ ッ ド 7 1 の他端に固設したビス トン 7 2の小さい受圧面積 A 1なるへッ ド側受圧室 7 Sは、 油路 8 1 と、 第 1油圧ポンプ P 1の吐出口及び吸入口と、 油路 8 2とを経 て大きい受圧面積 A 2なるボトム側受圧室 7 Lに接続する。 また、 油路 8 2は、 油路 8 3と、 第 2油圧ポンプ P 2の吐出ロ及ぴ吸入口と、 油路 8 4と、 開閉弁 9 Aと、 油路 8 5とを経て蓄圧器 1 0に接続する。 つまり、 第 1油圧ポンプ P 1は ブームシリンダ 7 Aのへッ ド側受圧室 7 S及びボトム側受圧室 7 Lに対し閉回路 として接続され、 一方、 第 2油圧ポンプ P 2は、 ボトム側受圧室 7 Lに対し開回 路として接続されている。 尚、 本実施例では油室 1 0として、 蓄圧器 1 0を使用 している。 しかし、 油室 1 0はこれに限定されるものではなく、 "油の流入流出 を可能とする空間を有する室" を形成するものであればよい。
開閉弁 9 Aはソレノィ ド式である。 ソレノィ ド 9 aはコン トローラ 2 0に電気 的に接続し、 コン トローラ 2 0から励磁電流を受けると、 ばね 9 bの付勢力に抗 して開閉弁 9 Aを開いて油路 8 4、 8 5間を連通させる。 一方、 励磁電流を受け ないとき （例機の休車時を含む） 、 開閉弁 9 Aはばね 9 bの付勢力によって閉じ ており、 油路 8 4、 8 5間を遮断する。 尚、 他の各シリンダ 7 B、 7 Cの駆動用 油圧回路も同様に開閉弁 9 B、 9 Cを備える。 特に区別せぬときは開閉弁 9 A〜 9 Cは以下単に 「開閉弁 9」 とする。
蓄圧器 1 0は、 コン トローラ 2 0に電気信号的に接続し、 コン トローラ 2 0力 ら励磁電流を受け、 その励磁電流が増加するほど最高作動圧 （ 「蓄圧終了上限圧 」 である） を高圧 3 M P a 3 0 k g / c m 2) 力 ら低圧 2 M P a 2 0 k g / c m 2) へと低めるソレノィ ド式ァクチユエータ 1 O aを備える。 尚、 蓄圧 器 1 0の最低作動圧 （ 「蓄圧開始下限圧」 である） は、 最高作動圧の変化に係わ りなく、 1 . 7 M P a 7 k g / c m 2) 程度である。
尚、 油路 8 1は、 並列配置の第 1安全弁 1 1 Sと第 1チェック弁 1 2 Sとを経 て油路 8 5に接続する。 '油路 8 2も同様に、 並列配置の第 2安全弁 1 1 Lと第 2 チェック弁 1 2 Lとを経て油路 8 5に接続する。
第 1安全弁 1 1 Sは、 油路 8 1内の油圧が第 1安全弁 1 1 Sの設定圧 3 4 MP a (= 3 5 0 k g/ c m2) まで昇圧すると開き、 油路 8 1を油路 8 5に連通させ て油路 8 1内の異常圧 （ 3 4MP a (= 3 5 0 k g/ c m2) 以上の高圧） の発生 を防止する。
第 2安全弁 1 1 Lも同様に、 油路 8 2内の油圧が第 2安全弁 1 1 Lの設定圧 3 4 M P a (= 3 5 0 k g/ c m2) まで昇圧すると開き、 油路 8 2を油路 8 5に 連通させて油路 8 2内の異常圧 （3 4MP a ( = 3 5 0 k g / c m 2) 以上の高 圧） の発生を防止する。
第 1チェック弁 1 2 Sは油路 8 5から油路 8 1への油流れのみを許容し、 第 2 チェック弁 1 2 Lは油路 8 5から油路 8 2への油流れのみを許容する。 即ち、 両 チェック弁 1 2 S、 1 2 Lは両油路 8 1、 8 2内の負圧及び真空の発生を防止す る。
また、 油路 8 1は第 1油圧検出器 1 3 aを備え、 油路 8 2は第 2油圧検出器 1 3 bを備える。 両油圧検出器 1 3 a、 1 3 bは、 コントローラ 2 0に電気信号的 に接続し、 両油路 8 1、 8 2の油圧情報を検出してコントローラ 2 0に入力する 。 尚、 他の各シリンダ 7 B、 7 Cの駆動用油圧回路も同様に、 第 1、 第 2油圧検 出器 1 3' a、 1 3 bをそれぞれ備える （詳細は不図示） 。
第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2は固定容積形であり、 電動機 MAの出力軸に 共に直結され （又は、 不図示の減速機を経て共に直結され） 、 電動機 MAの正逆 回転によって正逆回転する。 尚、 図 2に示す通り、 他の油圧シリンダ 7 B、 7 C の駆動用油圧回路も同様に電動機 MB、 MCを備える。 特に区別せぬときは、 電 動機 MS、 MA〜MCは、 以下単に 「電動機 M」 とする。
電動機 Mは、 エンジン 3で駆動される発電機 Gを主発電とする。 発電機 G及ぴ 電動機 Mは Ξ相交流式である。 発電機 Gはエンジン回転速度と、 当該発電機 Gの ロータコイル （不図示） への励磁電流の大きさとのそれぞれに比例した電圧を宪 生する。 第 1実施例では、 発電機 Gが常備する第 1電圧調整機 （不図示） が励磁 電流を調整し、 これにより発電機 Gに所定電圧を発生させる。 発生した三相交流 は、 第 1整流器 3 0によって直流定電圧 V 1に変換され、 この電圧 V Iが動力線 3 1を経て電動機 Mに設けた各ィンバータ 3 2 S、 3 2 A〜 3 2 Cに印加される 。 尚、 特に区別せぬときは、 ィンバータ 3 2 S、 3 2 A〜 3 2 Cは、 以下単に 「 ィンバータ 3 2」 とする。
インパータは単純には 「直流から交流への変換機器」 であるが、 近年、 諸機能 を司る。 そこで、 第 1実施例でのインバータ 3 2もコントローラ 2 0と同期して 次の諸機能を司る。
第 1機能として、 ィンバータ 3 2は直流を三相交流に戻す
第 2機能として、 インパータ 3 2は、 コン トローラ 2 0に対し電気信号的に接 続し、 コン トローラ 2 0からの指令信号に基づき電動機 Mのステータコイル （不 図示） への電流に対し周波数制御、 大小制御及ぴ方向制御等を施し、 これにより 電動機 Mをコン トローラ 2 0からの指令信号に基づく正逆回転、 回転速度、 停止 を自在とする。
尚、 コントローラ 2 0は、 いわゆるマイコンと、 このマイコンからキ旨令を受け て詳細を後述する各ソレノィ ドに送るソレノィ ド駆動電流を発生するための電流 発生器とを含む。 尚、 インパータ 3 2はコントローラの一種であるから、 インパ ータ 3 2をコン トローラ 2 0内に一体化して構築してもよい。 実施例では、 例機 に既設のコントローラ 2 0と既存のィンパータ 3 2とを転用して交信可能とすべ く、 これらをバージョンアップしてある。 尚、 コントローラ 2 0及びインバータ 3 2が記憶し、 かつソレノイ ド等の各種ァクチユエータを動作させるための、 詳 細を後述する動作プログラムは、 本実施例固有のものである。
第 3、 第 4機能は、 次の通り。 即ち、 電動機 Mは、 発電機 Gの第 1電圧調整機 と同じくそのロータコイル （不図示） への励磁電流を調整する第 2電圧調整機 （ 不図示） を備える。 そして、 詳細は後述するが、 仮に第 1、 第 2油圧ポンプ P 1 、 P 2が外負荷によって逆駆動されると、 また、 上部旋回体 2の制動時に上部旋 回体 2が慣性力によって停止まで旋回すると、 電動機 Mは発電する。 すると、 第 3機能として、 そのインバータ 3 2はその発電を検知する。 第 4機能として、 電 動機 Mが所定の三相交流電圧を発電するように、 電動機 Mの第 2電圧調整機が発 生する励磁電流を調整する。
詳しくは次の通り。
インバータ 3 2は、 第 1機能を達成するための直流を三相交流に戻す回路 （不 図示） を有するが、 この回路に対し並列に、 第 2整流器 （不図示） を備える。 そ して、 動力線 3 1は、 第 1整流器 3 0及ぴ第 2整流器に対し並列に二次電池なる 蓄電池 3 3を備える。 尚、 両整流器は共に公知の 6個のダイオードの組合わせ式 であり、 動力線 3 1への電流流れのみを許容する。
即ちインバータ 3 2は、 第 5機能として、 電動機 Mが発電したとき発生した三 相交流を第 2整流器によって直流定電圧 V 2に整流させ、 この電圧 V 2を動力線 3 1を介して蓄電池 3 3に印加させる。 ここに、 蓄電池 3 3の充電条件は、 第 1 に 「V 2 >V 1」 であり、 第 2に 「蓄電池 3 3が充電不足であること」 である。 そして、 これら充電条件が満たされていると、 電動機 Mが発電した電気は蓄電池 3 3に充電される。
即ち、 ィンバータ 3 2の第 4機能は、 あるィンバータ 3 2がその電動機 Mの発 電を第 3機能によって検知したとき、 その第 2整流器の第 5機能を達成させるた めに第 2整流器が 「V 2〉V 1」 なる直流定電圧 V 2を出力するように （例えば 、 「V 1 = 1 0 0 V」 ならば、 「V 2 = 2 0 0 V」 とするように） 、 その電動機 Mの第 2電圧調整機に対し電動機 Mのロータコイルへの励磁電流を調整させる。 即ちコントローラ 2 0は、 前記の通り、 各開閉弁 9のソレノィ ド 9 a と、 蓄圧 器 1 0のソレノィ ド式ァクチユエータ 1 0 a とにそれぞれの励磁電流を入力自在 としてあると共に、 第 1、 第 2油圧検出器 1 3 a ( 3個） 、 1 3 b ( 3個） から 各油圧情報を入力し、 かつインバータ 3 2に指令信号を入力自在としてある。 さ らに、 コントローラ 2 0は、 運転室 4に配置した左作業機操作レバー 2 1 WL及 び右作業機操作レバー 2 1 WRの各傾倒方向 F、 B、 L、 R (Fは前傾、 Bは後 傾、 Lは左傾、 Rは右傾） 毎に設けた傾角検出器 （不図示） と、 左走行操作レバ 一 2 1 S L及ぴ右走行操作レバー 2 1 S Rの各傾倒方向 F、 B毎に設けた傾角検 出器 （不図示） とに対し電気信号的に接続し、 各操作レパーの操作信号 （傾倒方 向及ぴ傾角 6 の信号） を入力する。 尚、 特に区別せぬときは、 各操作レバーは、 以下単に 「操作レバー 2 1」 とする。
左作業機操作レバー 2 1 W Lは、 前傾 Fで右旋回 （電動機 M Sの正回転であり 、 オペレータから見て上部旋回体 2の右方向への旋回） 、 後傾 Bで左旋回 （電動 機 M Sの逆回転であり、 オペレータから見て上部旋回体 2の左方向への旋回） 、 右傾 Rでアーム掘削 （アームシリンダ 7 Bの伸長によるアーム上げ） 、 左傾 で アームダンプ （アームシリンダ 7 Bの短縮によるアーム下げ） 、 かつ中立位置で 電動機 M S及ぴアームシリンダ 7 Bの停止を司る。
右作業機操作レバー 2 1 W Rは、 前傾 Fでブーム伏せ （ブームシリンダ 7 Aの 短縮によるブーム下げ） 、 後傾 Bでブーム起立 （ブームシリンダ 7 Aの伸長によ るブーム上げ） 、 右傾 Rでバケツ トダンプ （バケツ トシリンダ 7 Cの短縮による バケツ ト下向き回転） 、 左傾 Lでバケツ ト掘削 （パケッ トシリンダ 7 Cの伸長に よるパケッ ト上向き回転） 、 かつ中立位置でブームシリンダ 7 A及ぴバケツ トシ リンダ 7 Cの停止を司る。
左走行操作レバー 2 1 S Lは、 前傾 Fで左前進 （左走行モータ 6の正回転） 、 後傾 Bで左後進 （左走行モータ 6の逆回転） 、 かつ中立位置で左走行モータ 6の 停止を司る。 右走行操作レバー 2 1 S Rは、 前傾 Fで右前進 （右走行モータ 6 の 正回転） 、 後傾 Bで右後進 （右走行モータ 6 の逆回転） 、 かつ中立位置で右走行 モータ 6の停止を司る。
そして、 コントローラ 2 0は、
詳細を後述する 「動作プログラム」 と、.
「各傾角検出器毎に対応する開閉弁 9 ( 9 A ~ 9 C ) のソレノイ ド 9 a及ぴイン バータ 3 2 S」 と、
「各傾角検出器の傾倒方向 F、 B、 L、 R毎に対応するインパータ 3 2及ぴその 正逆回転指令信号」 と、 「各傾角検出器の傾角 Θの大きさ毎に対応する正逆回転指令信号の大きさのマト リクス （及ぴ Z又は各関数） 」 と、
「左作業機操作レバー 2 1 W Lの左傾 L (アーム下げ） 並びに日右作業機操作レ バー 2 1 W Rの前傾 F (ブーム下げ） 及び右傾 R (バケツ ト下向き回転） の各傾 角 Θの大きさの増加に応じて増加する蓄圧器 1 0のソレノィ ド式ァクチユエータ 1 0 aへの励磁電流の大きさの各マ ト リ クス （及ぴ Z又は各関数） 」 と、 詳細を後述するリ リーフ相当圧 3 2 M P a ( = 3 2 5 k g / c m 2) と
を予めメモリ （不図示） に記憶する。
上記 「動作プログラム」 を説明する。 尚、 例機は、 エンジン 3の稼動状態にお いて、 岩壁等に正対する位置まで自走したのち停止し、 作業機 5を用いて岩壁等 を搔揚げ掘削し、 作業機 5の姿勢を適正化させつつ、 例機の例えば側方に停車す るダンプトラック等に掘削物をダンプ （ 「落下積載」 のこと） することを繰り返 す （いわゆる 「ローデイング作業」 を行う） 。 以下、 ブームシリンダ 7 Aのみの 動作プログラム （ブーム 5 Aの起立 （上げ） 、 保持 （停止） 及び伏せ （下げ） ） で例示する。
先ずオペレータはエンジン 3を始動させる。 これにより、 蓄電池 3 3が充電不 足状態であれば、 蓄電池 3 3は直流定電圧 V 1に基づく充電を開始する。
( a ) ブーム起立 （ブーム上げ） は次の通り。
オペレータが右作業機操作レバー 2 1 W Rを後傾 Bさせると、 右作業機操作レ バー 2 1 W Rの傾角検出器は後傾角 Θ をコン トローラ 2 0に入力する。 コン ト口 ーラ 2 0は、 「右作業機操作レバー 2 1 W Rの傾角検出器に対応する開閉弁 9 A のソレノイ ド 9 a」 をメモリから読み出し、 ソレノイ ド 9 aに励磁電流を与えて 開閉弁 9 Aを開き、 油路 8 4、 8 5間を連通させる。 同時に、 コントローラ 2 0 は、 「後傾 Bに対応するインバータ 3 2 A及び正回転指令信号」 をメモリから読 み出すと共に、 「後傾角 Θの大きさに対応する正回転指令信号の大きさ」 をメモ リのマトリクス （及ぴ Z又は各関数） から読み出し、 インバータ 3 2 Aに後傾角 Θに対応する大きさの正回転指令信号を入力する。 ィンバータ 3 2 Aは正回転指 令信号を受けると、 直流から戻した三相交流 （第 1機能） を、 正回転指令信号及 びその大きさに応じた周波数制御、 大小電流制御及び Z又は電流方向制御を行つ て電動機 M Aを正回転指令信号の大きさに対応した速度で正回転させる （第 2機 能） 。 電動機 M Aの正回転によって、 電動機 M Aに直結した （又は不図示の減速 機を経て直結した） 第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2は共に正回転する。 これに より、 第 1油圧ポンプ P 1はブームシリンダ 7 Aのへッド側受圧室 7 S内の油を 油路 8 1から吸引して油路 8 2に吐出する。 同時に、 第 2油圧ポンプ P 2は蓄圧 器 1 0内の圧油を油路 8 5、 開閉弁 9 A、 油路 8 4を経て吸引して油路 8 3に吐 出する。 油路 8 3に吐出された油は、 油路 8 2において第 1油圧ポンプ P 1 の吐 出油と合流してボトム側受圧室 7 Lに流入する。 これにより、 ブームシリンダ 7 Aは伸長し、 ブーム 5 Aは起立してゆく。
( b ) ブーム保持 （ブーム停止） は次の通り。
オペレータが右作業機操作レバー 2 1 W Rを中立位置にすると、 傾角検出器は コン トローラ 2 0への入力信号を丘める。 ィンパータ 3 2 Aはコン ト ローラ 2 0 からの信号を受けないので電動機 M Aのロータコイルへの励磁電流を遮断して電 動機 M Aを回転自由とする （尚、 電動機 M Aのステータコイル （不図示） への駆 動電流を遮断してもよい） 。 同時に、 ソレノイ ド 9 aへの励磁電流を遮断して開 閉弁 9 Aを閉じ、 油路 8 4、 8 5間を遮断させる。 この油路 8 4、 8 5間の遮断 (第 1理由） と、 さらにはブームシリンダ 7 Aが 「 （ヘッ ド側受圧室 7 Sの容積 ) く (ボトム側受圧室 7 Lの容積） 」 のために、 両室 7 S、 7 L間で油の出入り が生じないこと （第 2理由） とによって、 油路 8 1、 8 2での油の流れが止まる 。 従って、 ブームシリンダ 7 Aが停止し、 かつ作業機 5の自重 W Aによる油の内 部洩れに基づくブーム 5 Aの自然降下も生じなくなる。 即ち、 ブーム 5 Aは停止 する。
( c ) ブーム伏せ （ブーム下げ） は次の通り。
オペレータが右作業機操作レバー 2 1 W Rを前傾 Fさせると、 右作業機操作レ バー 2 1 W Rの傾角検出器は前傾角 Θをコン トローラ 2 0に入力する。 コン ト口 ーラ 2 0は、 「右作業機操作レバー 2 1 W Rの傾角検出器に対応する開閉弁 9 A のソレノイ ド 9 a」 をメモリから読み出し、 ソレノイ ド 9 aに励磁電流を与えて 開閉弁 9 Aを開き、 油路 8 4、 8 5間を連通させる。 同時に、 コントローラ 2 0 は、 「前傾 Fに対応するインバータ 3 2 A及び逆回転指令信号」 をメモリから読 み出すと共に、 「前傾角 0の大きさに対応する逆回転指令信号の大きさ」 をメモ リのマトリクス （及ぴ 又は各関数） から読み出し、 インバータ 3 2 Aに前傾角 Θに対応する大きさの逆回転指令信号を入力する。 インパータ 3 2 Aは逆回転指 令信号を受けると、 直流から戻した三相交流 （第 1機能） を、 逆回転指令信号及 びその大きさに応じた周波数制御、 大小電流制御及び Z又は電流方向制御を行つ て電動機 M Aを逆回転指令信号の大きさに対応した速度で逆回転させる （第 2機 能） 。 電動機 M Aの逆回転によって、 電動機 M Aに直結した （又は不図示の減速 機を経て直結した） 第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2は共に逆回転する。 これに より、 第 1油圧ポンプ P 1はブームシリンダ 7 Aのボトム側受圧室 7 L内の油を 油路 8 2から吸引して油路 8 1に吐出しヘッ ド側受圧室 7 Sに導く。 同時に、 第 2油圧ポンプ P 2がボトム側受圧室 7 L内からの油を油路 8 2から油路 8 3を経 て吸引して油路 8 4に吐出し、 開閉弁 9 Aと、 油路 8 5とを経て蓄圧器 1 0に導 き、 これに蓄圧させる。 これによつてブームシリンダ 7 Aは短縮し、 ブーム 5 A は伏せてゆく。 尚、 以下の説明を容易にするため、 この （ c ) を 「電動機 M Aを 電気駆動させて行うブーム下げ」 とする。
ところで例機はローデイングショベルである。 従って、 掘削作業時のブーム伏 せ （下げ） は、 先ず作業機 5の自重 W Aとバケツ ト 5 C内の掘削物の重量 wとに よるブームシリンダ 7 Aの短縮によって生ずる。 従って、 上記 （c ) の 「電動機 M Aを電気駆動させて行うブーム下げ」 は、 作業機 5の自重 W Aとバケツ ト 5 C 内の掘削物の重量 wとによるブームシリンダ 7 Aの短縮速度よりもさらに速く短 縮させるとき力 （但し、 このような場合は実際上、 殆どない） 、 又は、 例えばバ ケッ ト 5 Cを接地させてブームシリンダ 7 Aを短縮させることにより例機の作業 機側を地上から浮かせて例機の下部に対する例えば整備作業を容易に行おう とす るような場合に限られる。 このことは、 アーム 5 B、 バケツ ト 5 C及ぴパケッ ト シリンダ 7 Cの自重 W Bとバケツ ト 5 C内の掘削物の重量 wとによるアームシリ ンダ 7 Bの短縮 （アーム下げ） の場合、 及ぴ、 パケッ ト 5 Cの自重 W Cとバケツ ト 5 C内の掘削物の重量 wとによるバケツ トシリンダ 7 Cの短縮 （バケツ ト下げ ) の場合も同様である。 尚、 上記 「W A + w J 、 「W B + w j 及ぴ 「W C + w」 はそれぞれ以下単に 「作業機自重 W」 とする。
( d ) 即ち例機での掘削作業時のブーム下げは、 実際は、 上記の通り、 ブーム 下げは、 先ず作業機自重 Wによるブームシリンダ 7 Aの短縮によって生ずる。 従 つて、 ブームシリンダ 7 Aの短縮によって第 1、 第 2油圧ポンプ P 1 、 P 2が逆 駆動され、 電動機 M Aも逆駆動される。 つまり、 上記 （c ) で説明したように、 オペレータが右作業機操作レバー 2 1 W Rを前傾 Fさせ、 これにより電動機 M A がコントローラ 2 0からの逆回転指令信号の大きさに応じた速度で逆回転しよう にも、 電動機 M Aが第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2によって逆駆動させられる ので、 たとえ発電機 G側から直流電圧 V 1が印加されていても電動機 M Aには直 流電圧 V 1に基づく駆動電流は流れず、 電動機 M Aは逆に発電する。
ここに、 蓄電池 3 3の充電が不十分であるとすれば （尚、 蓄電池 3 3の充電量 は充電時間に関係し、 充電電圧とは直接的には関係しない） 、 電動機 M Aの発電 に基づく直流定電圧 V 2が第 1整流器 3 0を経た直流定電圧 V 1より も高いので ( V 2 > V 1 ) 、 蓄電池 3 3は直流定電圧 V 2による充電を開始する。 即ち、 蓄 電池 3 3は発電機 Gに基づく電圧 V 1によって充電される外、 さらに電動機 Mに 基づく電圧 V 2によって充電される。
ところでブーム下げを、 上記 （d ) のように、 作業機自重 Wによるブ一ムシリ ンダ 7 Aの短縮だけに依存させると、 蓄電池 3 3への充電は十分に行われるとし ても、 短縮速度をオペレータが制御できないことになる （いわゆる 「暴走」 が生 ずる） 。 そこで、 第 1実施例でのブーム下げ速度は、 次の通り、 制御自在として あり、 暴走発生を防止している。 なお、 暴走とは、 周知の通り、 ァクチユエータ がオペレータの制御下によらず作業機自重 Wや慣性力によって作動することであ る （以下同じ） 。
即ち蓄圧器 1 0は、 コントローラ 2 0に電気信号的に接続し、 コントローラ 2 0から励磁電流を受け、 その励磁電流が増加するほど、 最高作動圧を高圧 3 MP a (= 3 0 k g / c m2) 力 ら低圧 2 MP a (^? 2 0 k g / c m2) に低めるソ レ ノイ ド式ァクチユエータ 1 0 aを備える。 即ち、 ブーム下げ速度は： オペレータ の右作業機操作レバー 2 1 WRの操作量 （前傾角 0 ) に基づき、 次の通り制御自 在である。 '
オペレータが右作業機操作レバー 2 1 WRを前傾 Fさせ、 その前傾角 Θを大き くするほど、 コントローラ 2 0は、 「傾角 0の大きさの増加に応じて増加するソ レノィ ド式ァクチユエータ 1 0 aへの励磁電流の大きさ」 をメモリ のマ ト リ クス 及ぴ Z又は関数から読み出し、 ソレノィ ド式ァクチユエータ 1 0 aへの励磁電流 を増大させる。 これにより最高作動圧は、 高圧 3MP a 3 0 k g / c m2) から低圧 2MP a (= 2 0 k g / c m2) へと変化する。 つまり、 前傾角 0を大 きくするほど、 作業機自重 Wによるブームシリンダ 7 Aの短縮力に抗する蓄圧器 1 0の最高作動圧が小さくなる。 従って、 ブームシリンダ 7 Aのボトム側受圧室 7 L内の油は、 第 2油圧ポンプ P 2 と、 開閉弁 9 Aとを経て蓄圧器 1 0内に流入 し易くなる （また、 ボトム側受圧室 7 L内の油は第 1油圧ポンプ P 1を経てへッ ド側受圧室 7 S内へも流入し易くなる） 。 つまり、 ブーム下げ速度が、 オペレー タの右作業機操作レバー 2 1 WRの操作量 （前傾角 0 ) に基づき制御される。 尚、 このようなブーム下げ速度の制御は、 第 1実施例では、 アーム 5 B及ぴバ ケッ ト 5 Cそれぞれの下げ速度制御に対しても同様としてある。 このことは、 図 2及び前記したコントローラ 2 0のメモリの他の記憶内容なる 「左作業機操作レ バー 2 1 WLの左傾 L (アーム下げ） 及ぴ右作業機操作レバー 2 1 WRの右傾 R (バケツ ト下向き回転） の各傾角 0の大きさの増加に応じて増加する蓄圧器 1 0 のソレノィ ド式ァクチユエータ 1 0 aへの励磁電流の大きさの各マトリクス （及 ぴ 又は各関数） 」 によって明らかである。
ところで掘削作業時、 油圧シリンダ 7のヘッ ド側及びボトム側受圧室 7 S、 7 Lには異常圧、 負圧及ぴ真空の発生が頻発する。 例えば、 油圧シリンダ 7のへッ ド側受圧室 7 S (又はボトム側受圧室 7 L) に異常圧が発生すれば、 反対側のボ トム側受圧室 7 L (又はヘッ ド側受圧室 7 S) に負圧 （又は真空） が発生する。 このとき、 第 1、 第 2チェック弁 1 2 S、 1 2 Lは負圧 （又は真空） を防止し、 一方、 安全弁 1 1 S、 1 1 Lは異常圧 （3 4MP a以上 （= 3 5 0 k g/ c m2 以上） ） の発生を防止する。
尚、 例機のコントローラ 2 0は、 操作レバー 2 1の傾倒中に第 1油圧検出器 1 3 a又は第 2油圧検出器 1 3 bから予めメモリに記憶したリ リーフ相当圧 3 2 M P a ( = 3 2 5 k g / c m2) 以上の油圧情報を受けると、 操作レバー 2 1 の操 作 （系統） 及ぴその操作量 （傾角 0 ) に係わらず、 上記 （b ) で既説の 「保持」 への移行信号 （ 「割り込み信号」 である） をそのインバータ 3 2に入力する。 尚 、 第 1実施例では、 リ リーフ相当圧 3 2 MP a (= 3 2 5 k g/ c m2) とは別 に、 上記安全弁 1 1 S、 1 1 Lの設定圧 3 4MP a (= 3 5 0 k g c m2) も 規定しているが、 安全弁 1 1 S、 1 1 Lは、 操作レバー 2 1 の未操作時にも作動 する。 また、 安全弁 1 1 S、 1 1 Lはコントローラによる電動機 MAの回転から 保持への移行に係る不慮の応答遅れも吸収する。
走行モータ 6、 6は、 図 2に示す通り、 正逆反転式の可変容積形油圧ポンプ 6 1、 6 1 とで閉回路を構成している。 即ち、 左走行操作レバー 2 1 S L及び/又 は右走行操作レバー 2 1 S Rを前傾 F又は後傾 Bさせると、 その傾角検出器から の傾角 Θがコントローラ 2 0を経てその油圧ポンプ 6 1の容積変更用サーボバル ブを制御し、 これにより、 その油圧ポンプ 6 1が傾倒方向 F (文は B) に応じた 吐出方向に傾角 Θの大きさに応じた押し退け容積の油を吐出し、 走行モータ 6、 6を自在速度に正回転又は逆回転させている。
上記第 1実施例の作用効果を項目列記する。 尚、 既説の作用効果は重複説明を 避けるため、 必要以外は省略する。
上記第 1実施例によれば、 ブーム 5 A、 アーム 5 B及ぴパケッ ト 5 Cの下げ時 に、 作業機自重 Wに基づく油圧エネルギを、 蓄圧器 1 0に対しては油圧エネルギ として蓄え、 蓄電池 3 3に対しては電気工ネルギと して蓄える。 即ち上記第 1実' 施例によれば、 従来放棄されていたエネルギが回収される。 そして、 回収したェ ネルギは、 ブーム 5 A、 アーム 5 B及びバケツト 5 Cのいずれか又は複数の上げ 時に再利用されることとなる （いわゆる 「エネルギ回生」 が生ずる） 。' ところで 例機はローデイングショベルであるから、 その掘削作業形態は、 ブーム 5 A、 ァ ーム 5 B及ぴバケツ ト 5 Cの上げから下げ、 そして下げから上げへの繰り返し動 作である。 即ち、 掘削作業時において、 エネルギの回収と再使用とが交互に生じ 、 従って無駄無くエネルギの回生を行える。 詳しくは、 次の通り。
( A ) 蓄圧器 1 0に蓄圧した油圧エネルギの回生
ポンプトルクは吐出圧と吸入圧との差圧 （=吐出圧一吸入圧） に比例する。 こ こで 「吸入圧」 は蓄圧器 1 0の蓄圧に相当するから、 上げ時には蓄圧器 1 0の内 圧分だけポンプトルクを小さくできる。 即ちその分、 第 1、 第 2油圧ポンプ P 1 、 P 2及び電動機 Mの耐トルク性（機械的に言えば 「剛性」 である）に余裕が生じ 、 また、 エンジン 3等を小出力化 （即ち、 小形化） できる。
( B ) 蓄電池 3 3に蓄電した電気工ネルギの回生 （即ち 「放電」 )
下げ時に蓄電した蓄電池 3 3の電圧 V 2は、 発電機 Gからの電圧 V 1より も高 圧となる （V 2 > V 1 ) 。 従って、 上げ時での上げ始めは、 先ず蓄圧器 3 3が放 電して電動機 Mを駆動する。 そして放電によって電圧 V 2が電圧 V 1まで低下す る間、 発電機 Gは電圧 V 1をただ単に発生しているだけでありその電流は流れな レヽ。 つまり、 この間のエンジン 3は、 ブーム 5 A、 アーム 5 B及びパケッ ト 5 C の上げに対して無負荷運転となる。 また、 上げ始めは、 電動機 Mに高トルク （高 電流） が要求される起動時である。 即ち、 起動終了後又は略終了時の電動機 Mの 中 -低トルク （中 '小電流） 域を発電機 G (即ち、 エンジン 3力 が負担するこ とになる。 従ってその分、 発電機 Gは元より、 エンジン 3等も小出力化 （即ち、 小形化） できる。
( C ) 作業機自重 Wや慣性力を受けるァクチユエータ （油圧シリンダ、 油圧モ ータ） に対して、 従来は、 カウンタバランス弁を別途備えて作業機自重 Wや慣性 力による暴走を防止している。 カウンタバランス弁は、 周知の通り、 ァクチユエ ータの背圧が作業機自重 Wや慣性力に基づく油圧よりも大きくなつたときからァ クチユエータの作動を許容させる弁である。 ところが上記第 1実施例では、 第 1 、 第 2油圧ポンプ Pl、 P2自体が暴走に伴う油の流れを遮断自在とするため、 力 ゥンタパランス弁を別途備えることなく第 1、 第 2油圧ポンプ Pl、 P2の回転制 御だけで下げ速度を自在制御でき、 従って暴走が生じない （但し、 この第 1実施 例では、 上記の通り、 蓄圧器 1 0の最高作動圧を変更自在とし、 これによつて下 げ速度を制御している）.。 また、 カウンタパランス弁において必要な 「ァクチュ エータの背圧を作業機自重 Wや慣性力に基づく油圧よりも大きく させる」 との圧 力制御が不要であり、 従ってその分、 油圧エネルギの損失を低減できる。 勿論、 カウンタバランス弁が不要となるからその分の経済的効果も顕著に生ずる。
(D) 操作レバー 2 1 の傾倒中に、 コン トローラ 2 0が第 1油圧検出.器 1 3 a又 は第 2油圧検出器 1 3 bから、 予め記憶したリ リーフ相当圧 3 2 MP a以上 （約 3 2 5kg/ c m2以上） の油圧情報を受けると、 操作レバー 2 1の操作量 （傾角 Θ ) に係わらず、 コン トローラ 2 0は上記 （b ) で説明の 「保持」 状態への移行 信号をそのインバータ 3 2に入力する。 従って、 操作レバー 2 1の操作時にリ リ ーフ損失が生じない又は無視できる。 即ちエンジン 3の燃費が向上し、 また、 油 が昇温し難くなるので少ない油量によって例機を稼動させることができる。
(D 1 ) 操作レバー 2 1の操作時にリ リーフ損失が生じない。 即ち、 滅多にリ リーフ圧が生じない例えばクレーン車等を例機とするときは、 両油圧検出器 1 3 a、 1 3 bと、 これら两油圧検出器 1 3 a、 1 3 bに係わるコン トローラ 2 0で の制御プログラム関係とは無くてもよい。
尚、 制御プログラム関係とは、 「リ リーフ相当圧 3 2MP a (= 3 2 5 k g/ c m2) 」 のメモリからの削除、 リ リーフ相当圧 3 2MP a (= 3 2 5 k g / c m2) と第 1、 第 2油圧検出器 1 3 a、 1 3 bからの油圧情報との比較及び比較 結果に基づくインバーク 3 2への 「保持」 への移行信号の入力の削除等である。
(D 2) また、 例機においても、 両油圧検出器 1 3 a、 1 3 bと、 コン トロー ラ 2 0におけるこの制御プログラム関係とを削除してもよい。 この場合、 安全弁 1 1 S 1 1 Lがリ リーフ弁として機能することとなる。 勿論、 この場合、 安全 弁 1 1 S、 1 1 Lに対し並列に、 安全弁 1 1 S、 1 1 Lの設定圧より も低い設定 圧のリ リーフ弁をそれぞれ設けてもよい。
( D 3 ) また、 第 1、 第 2油圧検出器 1 3 a、 1 3 bを省いて、 リ リ一フ圧機 能をコントローラ 2 0又はィンパータ 3 2での制御プログラムだけでも達成でき る。 即ち、 流路 8 1、 8 2に対する所定のリ リーフ圧と、 第 1、 第 2油圧ポンプ P 1、 P 2の各 1回転当たりの押し退け容積の和との積値に等しい電動機 Mの駆 動トルクを電動機 Mの最大駆動トルクとすればよい。 つまり、 コントローラ 2 0 又はィンバータ 3 2は電動機 Mの駆動トルクが最大駆動トルクになったとき、 コ ントローラ 2 0又はィンバータ 3 2が電動機 Mを停止させるようにする。 このよ うにすると、 流路 8 1、 8 2にリ リーフ圧が生じようとしても、 電動機 Mが停止 してしまうので、 リ リーフ圧は生じない。 尚、 このときは、 警報又は電光表示す る報知器を別途設けてリ リーフ圧の発生直前状態であることを外部のオペレータ 等に報知するのがよい。 尚、 このリ リーフ圧発生防止プログラムは、 電動機 Mの 回転時でしか機能を発揮しない。 そこで、 電動機 Mの停止時のリ リーフ制御は、 安全弁 1 1 S、 1 1 Lにより行うことになる。 尚、 電動機 Mの駆動トルクの最大 値は設定自在、 つまり、 変更自在であるから、 可変リ リーフ制御も簡単、 自在か つ経済的に行える。 また、 制御プログラムだけでリ リーフ圧を設定できるから、 流路 8 1にはこれに好適な第 1 リ リーフ圧を設定し、 かつ流路 8 2にもこれに好 適な、 第 1 リ リーフ圧とは異なる値の第 2リ リーフ圧を設定してもよい。 勿論、 第 1、 第 2リ リーフ圧のいずれか一方又は両方を可変化しても構わない。 かかる 第 1、 第 2リ リーフ圧への個別制御も自在であるから、 機械の未知の将来形態及 び使われ方に対して好適に対応できるとの自由度が生ずる。
第 2実施例を図 3、 図 4を参照し説明する。 尚、 説明は、 上記第 1実施例との 相違点を中心に述べる。
図 4の第 2実施例を搭載する例機は、 上記第 1実施例を搭載したローディング ショベルとは異なり、 図 3のパックホーショベルである。 そして、 第 2実施例で は、 上記第 1実施例なる図 2における油路 8 4、 8 5間に設けた開閉弁 9 B、 9 Cを取り除き、 代わって図 4の一点図鎖線の枠内に示すように、 各油圧シリンダ 7 B、 7 Cの駆動用油圧回路毎の油路 8 1及び油路 8 2に開閉弁 9を 1個づっ （ 9 B、 9 B、 9 C、 9 C ) 設けてある。 詳しくは、 各油路 8 1には、 第 1チエツ ク弁 1 2 Sよりも第 1油圧ポンプ P 1側に 1個 （9 B、 9 C ) 備えると共に、 油 路 8 2には、 第 2チェック弁 1 2 Lよりも第 2油圧ポンプ P 2側に 1個 （9 B、 9 C ) 備える。 このよ うに備えた理由 （即ち作用効果） は次の通りである。
図 3の通り、 例機なるバックホーショベルのアーム 5 Bは、 その基端部を、 ブ —ム 5 Aの先端に水平ピン （図面の垂直方向のピン） で連結してあり、 そのピン の中心を通る鉛直線 Zに対して前後方向 （図示左右方向） へ両振り作動する。 即 ち、 アーム 5 Bが鉛直線 Zよりも前側 （図示左側） に位置するとき、 作業機自重 W (この場合は、 W = W B + w ) はアームシリンダ 7 Bの伸長方向 （実 ϋの矢印 Α方向） に作用する。 一方、 図示しないが、 アーム 5 Bが鉛直線 Zよりも後側 （ 図示右側） に位置するとき、 作業機自重 W ( = W B + w ) はアームシリンダ 7 B の短縮方向 （点線の矢印 B方向） に作用する。 尚、 この両振り作動は、 その基端 部を、 アーム 5 Bの先端に水平ピン （図面の垂直方向のピン） で連結されてその ピンの中心を通る鉛直線 Zに対して前後方向 （図示左右方向） へ両振り作動する バケツ ト 5 Cでも同様である。 従って、 バケツ ト 5 Cについてはアーム 5 Bに対 する説明によって既設と見做し、 その重複説明を省略する。
即ちバックホーショベルのアームシリンダ 7 Bにおいて、 開閉弁 9 Bを上記第 1実施例のように油路 8 4、 8 5間に設けてしまゔと、 アーム 5 Bが鉛直線 Zよ りも前側に位置したとき、 作業機自重 Wがアームシリンダ 7 Bを図 4に示す実線 の矢印 A方向に伸長させるように作用する。 つまり、 ヘッ ド側受圧室 7 Sの油を 油路 8 1 と、 第 1油圧ポンプ P 1 と、 油路 8 2とをこの順に経て第 2油圧室 7 L に導きアームシリンダ 7 Bを伸長させるように作用する。 ここに、 「 （ヘッ ド側 受圧室 7 Sの容積） < (ボトム側受圧室 7 Lの容積） 」 であるのでボトム側受圧 室 7 Lの油は不足して負圧側へ移行しようとするが、 このとき第 2チェック弁 1 2 Lが開弁して蓄圧器 1 0内の圧油をボトム側受圧室 7 Lの導いて不足油を捕う ので負圧側への移行を阻止する。 即ちバックホーショベルのアームシリンダ 7 B 及びパケッ トシリンダ 7 Cでは、 各開閉弁 9 B、 9 Cを上記第 1実施例のように 油路 8 4、 8 5間に設けると、 そして、 アーム 5 B及ぴパケッ ト 5 Cが鉛直線 Z より も前側に位置すると、 アーム 5 B及ぴバケツ ト 5 Cの重心が鉛直線 Z上に至 るまでアームシリンダ 7 B及ぴバケツトシリンダ 7 Cは勝手に伸長し、 鉛直線 Z よりも前側の定位置に保持できないことになる （いわゆる 「アーム 5 B及びバケ ッ ト 5 Cの自然降下」 が生ずる） 。
尚、 アーム 5 B及び Z又はバケッ ト 5 Cが鉛直線 Zよりも後側に位置するとき では、 作業機自重 Wがアームシリンダ 7 B及び //又はバケツ'トシリンダ 7 Cの短 縮方向 （点線の矢印 B方向） に作用するが、 この場合、 開閉弁 9 B、 9 Cを上記 第 1実施例のように油路 8 4、 8 5間に設けても、 ボトム側受圧室 7 Lの油の流 入先がないのでァ一ムシリンダ 7 B及ぴノ又はバケツ トシリンダ 7 Cは短縮せず · アーム 5 B及び/又はバケツ ト 5 Cは鉛直線 Zよりも後側の定位置に保持できる 。 即ちアーム 5 B及ぴ Z又はバケツ ト 5 Cが鉛直線 Zよりも後側に位置するとき は、' いわゆる 「アーム 5 B及びバケツ ト 5 Cの自然降下」 が生ずることはない。 補足説明すれば、 第 2実施例でのブームシリンダ 7 Aと、 第 1実施例のローデ イングショベルの総ての油圧シリンダ 7 ( 7 A、 7 B、 7 C ) とは、 作業機自重 Wがこれら油圧シリンダ 7の短縮方向にしか作用しない。 そして、 この場合、 短 縮しょうにも、 短縮するためのポトム側受圧室 7 Lの油の流入先がないので短縮 しない。 従って、 第 2実施例の開閉弁 9 Aと、 上記第 1実施例の全開閉弁 9 ( 9 A、 9 B、 9 C ) とは、 両油路 8 4、 8 5間に設けたものである。
勿論、 第 2実施例でのブームシリンダ 7 A及びローディングショベルの全油圧 シリンダ 7の開閉弁 9を、 第 2実施例でのアームシリンダ 7 B及びバケツ トシリ ンダ 7 Cの開閉弁 9のよ うに設けてもよい。 このように開閉弁 9 ( 9 A - 9 A、 9 B - 9 B、 9 C - 9 C ) で設けると、 開閉弁 9に対する制御自由度が増加し、 そ のために種々作業形態を高精度で施工できる。
上記第 2実施例の作用効果を説明する。 第 1実施例を搭載したローディングシ ョベルでは、 作業機自重 Wに基づく第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2の逆駆動に よる蓄電池 3 3への充電は、 上記の通り、 全油圧シリンダ 7の 「下げ」 時にしか 生じない。 ところが上記第 2実施例のパックホーショベルでは、 作業機自重 Wに 基づく各第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2の逆駆動は、 ブーム 5 Cでは 「下げ」 時だけに生じて第 1実施例 （d ) での説明と同じく蓄電池 3 3への充電によるェ ネルギ回生が生ずるが、 アーム 5 B及びバケツ ト 5 Cでは、 単に 「下げ」 時だけ でなく 「上げ」 時もまた蓄電池 3 3への充電による蓄電池 3 3への充電によるェ ネルギ回生が生ずる。 詳しくは次の通り。
尚、 バックホーショベルの操作レバー 2 1 の各前後傾 F、 Bに基く下部走行体 1、 上部旋回体 2及び作業機 5のそれぞれの作動は、 ローデイ ングショベルと同 じだが、 左右作業機操作レバー 2 1 W L、 2 1 W Rの左右傾 L、 Rは、 ローディ ングショベルと次の通り異なる。 即ち、 左作業機操作レバー 2 1 W Lは右傾 で アーム掘削 （アームシリンダ 7 Bの伸長によるアーム下げ） 、 左傾 Lでアームダ ンプ （アームシリンダ 7 Bの短縮によるアーム上げ） であり、 一方、 右作業機操 作レバー 2 1 W Rは右傾 Rでバケツ トダンプ （バケツ トシリンダ 7 Cの短縮によ るパケッ ト上向き回転） 、 左傾 Lでバケツ ト掘削 （バケツ トシリンダ 7 Cの伸長 によるバケツ ト下向き回転） となる。
即ちアーム 5 Bが鉛直線 Zよりも前側に位置するときに、 オペレータが左作業 機操作レバー 2 1 W Lを右傾 Rさせれば、 アームシリンダ 7 Bの伸長が （即ちァ ーム 5 Bの 「下げ」 力 作業機自重 Wによって生じ、 アームシリンダ駆動用油圧 回路の第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2が逆駆動されて電動機 M Bが逆駆動され 、 これにより電動機 M Bが発電してその起電力が蓄電池 3 3に充電される。
一方、 アーム 5 Bが鉛直線 Zよりも後側に位置するときに、 オペレータが左作 業機操作レバー 2 1 W Lを左傾 Lさせれば、 ァ一ムシリンダ 7 Bの短縮が （即ち アーム 5 Bの 「上げ」 が) 作業機自重 Wによって生じ、 アームシリンダ駆動用油 圧回路の第 1、 第 2油圧ポンプ P I、 P 2が逆駆動されて電動機 MBが逆駆動さ れ、 これにより電動機 MBが発電してその起電力が蓄電池 3 3に充電される。 同様に、 バケツ ト 5 Cが鉛直線 Zよりも前側に位置するときに、 オペレータが 右作業機操作レバー 2 1 WRを左傾 Lさせれば、 バケツ トシリ ンダ 7 Cの伸長が (即ちパケッ ト 5 じの 「下向き回転」 が） 作業機自重 Wによって生じ、 パケッ ト シリンダ駆動用油圧回路の第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2が逆駆動されて電動 機 MCが逆駆動され、 これにより電動機 MCが発電してその起電力が蓄電池 3 3 に充電される。
一方、 バケツ ト 5 Cが鉛直線 Zよりも後側に位置するときに、 オペレータが右 作業機操作レバー 2 1 WRを右傾 Lさせれば、 バケツ トシリンダ 7 Cの短縮が （ 即ちバケツ ト 5 Cの 「上向き回転」 が） 作業機自重 Wによって生じ、 バケツ トシ リンダ駆動用油圧回路の第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2が逆駆動されて電動機 MCが逆駆動され、 これにより電動機 MCが発電してその起電力が蓄電池 3 3に 充電される。
尚、 これらブーム 5 Aの作業機自重 Wに基づく下げ時と、 アーム 5 B、 バケツ ト 5 Cの作業機自重 Wに基づく上げ時及び下げ時とにおいて、 例えば作業機自重 Wを超える大きさの力相当の岩石等の負荷物がバケツ ト 5 Cに加わると、 上記第 1実施例で説明した （ c ) と同じく 「電動機 MA、 MB、 MCを電気駆動させて 行うブームの下げ、 アーム、 パケッ トの上げ下げ」 となり、 電動機 MA、 MB、 MCは蓄電池 3 3及ぴ発電機 Gのいずれかを電源とする掘削作業へと自動的に切 り換わる。
以下、 他の実施例を例示列挙する。
( 1 ) 上記実施例では、 油圧シリンダ 7の作業機自重 Wによる作動速度の制御 を蓄圧器 1 0の最高作動圧の変更によって行ったが、 これに代えて、 例えば次の ようにしても同様の速度制御を行える。
(1-1) 作業機自重 Wによる油圧シリンダ 7の作動時.、 コン トローラ 2 0から の指令電流によってィンバータ 3 2が、 電動機 Mのステータコイルの端子間を可 変抵抗器を経て自動的に接続させ、 かつ指令電流が大きくなるほど可変抵抗器の 抵抗を小さく し、 これらにより電動機 Mの逆回転速度を遅く させる制御を行って 作動速度を制御してもよい。
( 1-2) 電動機 Mの出力回転軸又は第 1、， 第 2油圧ポンプ P 1、 P 2 の入力回 転軸にブレーキを設け、 オペレータがブレーキを制御してもよい。 但しブレーキ による制動では発熱損失が生ずるから、 この熱損失の点でエネルギー回生に対し 若干の効率低下は免れない。
( 2 ) 上記実施例では、 第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2を固定容積形とした が、 可変容積形油圧ポンプとしてもよい。 この場合、 インパータ 3 2は電動機 M を正逆回転させるだけでよい。 この場合、 コントローラ 2 0は第 1、 第 2油圧ポ ンプ P l、 P 2の押し退け容積を制御することとなる。
さらに、 上記両可変容積形油圧ポンプ P 1、 P 2は、 突出口と吸入口とを反転 自在とする正逆反転式が好ましい。 この場合、 インバータ 3 2は電動機 Mを正回 転及び逆回転のいずれか一方だけとすればよく、 コン トローラ 2 0は可変容積形 油圧ポンプ P l、 P 2の突出口と吸入口との反転と、 ポンプ押し退け容積の変更 とを司ることになる。
さらに、 図 5に示す通り、 第 1、 第 2油圧ポンプ P 1、 P 2を斜軸形ピス トン ポンプとし、 かつ電動機 Mを両端出力軸形とすると共に、'両端出力軸 一方に第 1ポンプ P 1を接続し、 他方に第 2油圧ポンプ P 2の接続するのが望ましい。 油圧ポンプには、 ギヤ形、 ベーン形及びピス トン形等、 多種多様あるが、 吐出 圧の高圧化から見れば、 ピス トン形が望ましい。 さらに、 ピス トン形でも耐高速 回転性と堅牢性とから見れば、 斜板形よりも斜軸形が望ましい。 つまり、 かかる 斜軸形を用いれば、 仮に必要流量が大流量でも減速機を介することなく、 小形ポ ンプを電動機に直結できる。 ところで、 上記実施例は第 1、 第 2油圧ポンプ P 1 、 P 2との 2個を用いるために、 また斜軸形ポンプでは斜板形や他の形式のボン プとは異なり電動機 Mに対し 2個の斜軸形ポンプを直列接続できないために、 電 動機 Mの両端出力軸にそれぞれ 1個ずつの斜軸形ボンプを接続したものである。 このようにすると、 減速機を無く してコンパク ト化を達成した電動機 · ポンプ組 立体を提供できる。 勿論、 直列接続できない余裕空間のない機械に対し、 好適に 配置できる。
( 3 ) 上記実施例の油圧シリンダ 7は、 片ロッ ド形複動シリンダと したが、 こ れに限定する必要はなく、 「外部へ突出するピス トンロッ ドに固設され、 かつ両 端の受圧面積が大小異なるビス トンを摺動自在に内臓する油圧シリンダ」 であれ ばよい。 具体的には、 公知の両ロッ ド形複動シリンダ （但し、 両ロッ ドの外径が 互いに異なるもの） や複動テレスコピック形油圧シリンダでもよく、 そして、 こ れら油圧シリンダによれば、 詳説するまでもなく、 片口ッド形複動シリンダの場 合と同じ作用効果が生ずる。
( 4 ) 上記実施例の第 1、 第 2油圧ポンプ P l 、 P 2は電動機 Mの出力軸 （両 端出力軸を含む） に共に直結したが （又は減速機 （不図示） を経て共に結合した が） 、 第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2を独立配置して個別駆動してもよい。 但 しこの場合において、 上記実施例と同じ作用効果を得るには、 「第 1油圧ポンプ P 1がへッ ド側受圧室 7 Sの油を吸入してポトム側受圧室 7 Lに吐出するとき第 2油圧ポンプ P 2が蓄圧器 1 0の油を吸入してポトム側受圧室 7 Lに吐出するよ うに、 逆に、 第 1油圧ポンプ P 1がボトム側受圧室 7 Lの油を吸入してヘッ ド側 受圧室 7 Sに吐出するとき第 2油圧ポンプ P 2がポトム側受圧室 7 Lの油を吸入 して油溜 1 0に吐出するように、 駆動させる」 必要がある。
( 5 ) 上記実施例では蓄圧器 1 0を用いたが、 単なる 「油溜」 でもよい。 この 場合、 上記実施例であれば、 蓄圧によりエネルギを回収できない分は、 蓄電池 3 3によって回収させることとなる。
( 6 ) 図 6は図 2のバケツ トシリンダ 7 Cの駆動用油圧回路の部分図であるが 、 これに例示するように、 第 1、 第 2油圧ポンプ P 1 、 P 2の少なく とも一方を ピス トンポンプとしたとき、 ビス トンポンプの油の外部洩れを受ける油溜 T 1 と 、 油溜 T 1の油を吸入する第 3油圧ポンプ P 3と、 第 3油圧ポンプ P 3の吐出油 を蓄圧器 1 0及ぴ油溜 T 1 のいずれか一方 （位置 A 1又は位置 A 2 ) に切換え自 在に導く第 1切換弁 T 2とを設けるのがよい。
例えば、 ギヤ形及びべーン形ポンプでは油の内部洩れが生ずるが、 ピス トンポ ンプでは外部洩れ生じる。 従って、 外部に洩れた分の油を流路 8 1、 8 2又は蓄 圧器 1 0に戻す必要がある。 洩れ油を流路 8 1、 8 2のいずれか低圧側にドレン させてもよいが、 上記実施例では、 低圧側も蓄圧器 1 0の圧力となる。 従ってこ の圧がビス トンポンプのビス トンの背圧となってポンプの トルク効率を低下させ る。 また、 第 1油圧ポンプ系が閉回路であり、 第 2油圧ポンプ系が開回路であつ ても、 第 2油圧ポンプ系を蓄圧器 1 0を含めて見れば、 第 2油圧ポンプ系もまた 閉回路である。 尚、 蓄圧器 1 0の容量は、 基本的には、 へッ ド側受圧室 7 Sとボ トム側受圧室 7 Lの容積差よりも大きければよいが、 実際は駆動中のポンプ及び ァクチユエータ等での発熱を冷却することを考慮すると、 蓄圧器 1 0を相当大き く しなければならぬ。 そこで、 油溜 Τ 1 と第 3油圧ポンプ Ρ 3とを設け、 洩れ油 相当量を流路 8 1、 8 2又は蓄圧器 1 0に戻せるようにしたものである。 尚、 油 溜 Τ 1の加設によって蓄圧器 1 0の圧力が油溜 Τ 1に無条件で逃げないように、 逆に第 3油圧ポンプ Ρ 3の加設によって蓄圧器 1 0内に無制限に油が供給されな いように、 第 1切換弁 Τ 2を設けたものである。 即ち、 第 3油圧ポンプ Ρ 3はェ ンジン Gに接続して自由駆動させる。 このとき、 第 1切換弁 Τ 2は位置 A 2とす る。 一方、 流路 8 1、 8 2又は蓄圧器 1 0に油を補給するときは （この実施例で は、 蓄圧器 1 0に油を補給する） 、 第 1切換弁 T 2は位置 A 1に切換える。 する と、 第 3油圧ポンプ P 3の突出油は蓄圧器 1 0へと導入される。 尚、 第 1切換弁 T 2の切り換えは、 オペレータが適時マニュアル操作してもよいが、 この実施 [J ではコントローラ 2 0が予め記憶した動作プログラムに基いて定期的に例えば 3 秒間、 第 1切換弁 T 2を位置 A 1に切換える電流を第 1切換弁 T 2のソレノィ ド に与えている。 尚、 符号 T 3は、 第 3油圧ポンプ P 3の吐出圧用のリ リーフ弁で あるが、 これは、 補給量制御が一定している場合は無くてもよい。
尚、 コントローラ 2 0の動作プログラムが、 第 1切換弁 T 2の油溜 T 1への油 導入タイミング時に第 3油圧ポンプ P 3の駆動を停止させるものならば、 第 1切 換弁 T 2及ぴリ リーフ弁 T 3は無くても構わない。 いずれを採用するかは、 機械 全体の仕様から定めればよい。
( 7 ) 同じく図 6には、 安全弁 1 1 S、 1 1 Lをソレノィ ド式可変式としてあ る （可変リ リーフ弁である） 。 さらに、 可変リ ーフ弁 1 1 Xのドレン側にドレ ン油を蓄圧器 1 0及び油溜 T 1のいずれか一方 （位置 B 1及ぴ位置 B 2 ) に選択 的にドレンする第 2切換弁 T 4を設けてある。
尚、 両安全弁 1 1 S、 1 1 Lをチヱック弁 1 2 S、 1 2 Lの蓄圧器 1 0側に配 置すれば、 上記実施例、 この実施例及び他の実施例でも両安全弁 1 1 S、 1 1 L を 1個の安全弁 1 1で構成できる。 従って以下、 可変安全弁 1 1 S、 1 1 Lを可 変リ リーフ弁 1 1 Xとする。
例えば、 寒冷時及ぴ極寒地での機械の稼動開始時、 回路內の油は、 これがたと え高粘度指数のものでも （例えば S A E 1 0 W— C D ) 、 外気温が— 2 0 ° Cと もなれば、 高粘度となって作業者にとっては長時間かつ気の抜けない暖気作業を 強いられる。 ところが、 可変リ リーフ弁 1 1 Xの設定リ リーフ圧を低圧化させ、 かつ第 2切換弁 T 4を位置 B 2に切換えて蓄圧器 1 0にリ リーフさせれば、 油圧 シリンダ、 第 1、 第 2油圧ポンプに対して高負荷をかけることなく、 リ リーフ損 失 （発熱である） によって作動油が自動的に昇温する。 従って、 設定リ リーフ圧 を選べば、 暖気時間を短縮でき、 また上記気の抜けない辛苦作業もなくなる。 また、 油圧回路では、 前述の通り、 キヤビテーシヨンやエアレーシヨンが発生 することがある。 一旦発生した気泡は、 ピッチング等の不都合をもたらす。 とこ ろが、 可変リ リーフ弁 1 1 Xの設定リ リーフ圧を低圧化させ、 かつ第 2切換弁 T 4を位置 B 1に切換えて油溜 T 1にリ リーフさせれば、 回路が高圧化せず、 従つ て例えば第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2が外接形ギヤポンプならばギヤの嚙み 合い部での閉じ込み圧の高圧化と低圧化との差を低めることができ、 従ってギヤ 面のピッチング等を防止できる。 尚、 気泡を含むドレン油を蓄圧器 1 0にドレン させても、 気泡が大気解放されないため、 気泡は消滅しにくい （又はしない） 。 一方、 気泡を含むドレン油を油溜 T 1にドレンさせれば、 気泡は油溜 T 1から大 気解放され、 油内から消滅する。
尚、 第 2切換弁 T 4の切り換え制御は、 オペレータが適時マニュアル操作する のがもっとも容易であるが、 この実施例では、 コントローラ 2 0が予め記憶した 動作プログラムに基いて別途備えた油温を入力して油温が所定温以下であるとき に、 又は定期的に所定時間だけ第 2切換弁 T 4を位置 B 1、 B 2間で切換える電 流を第 2切換弁 T 4のソレノィ ドに与えている。
( 8 ) 図 7〜図 9と図 1 0〜図 1 2とに示すように、 蓄圧器 1 0に至る流路に 開口した第 1ポートと、 流路 8 1のうち第 1油圧ポンプ P 1 と第 1開閉弁 9 S ( 図 4での 9 B又は 9 C相当） との間に至る流路に開口した第 2ポートと、 第 2流 路 8 2のうち第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2と第 2開閉弁 9 L (図 4での同じ く 9 B又は 9 C相当） との間に至る流路に開口した第 3ポートとを備え、 かつ流 路 8 1の油圧 P aをパイロッ ト圧として一端側の受圧部に受け、 一方、 流路 8' 2 の圧 P bをパイロッ ト圧として他端側の受圧部に受けて、
図 7に示す 「P a < P b」 時に、 第 1、 第 2ポート間のみを内部で連通させる第
1位置（図示下側位置） と、
図 8に示す 「P bく P a」 時に、 第 1 第 3ポート間のみを内部で連通させる第 2位置（図示上側位置） と、 +
図 9に示す 「P a = P b」 時に、 第 1 第 3ポート間の総べてを内部で互いに遮 断させる第 3位置（図示中央位置） とを備えた第 3切換弁 T 5を設けてもよい。 尚、 図 7〜図 9と図 1 0〜図 1 2との相違点は、 ノ ィロッ ト圧 P a、 P bの取 り出し口が図 7〜図 9では第 1、 第 2開閉弁 9 S、 9 Lのシリンダ側に対し、 図 1 0〜図 1 2では第 1、 第 2開閉弁 9 S、 9 Lの第 1、 第 2油圧ポンプ P 1 、 P 2側である点だけであり、 いずれでも以降に述べる機能及ぴ作用効果を奏する。 即ち、 図 7〜図 1 2に示す通り、 第 1開閉弁 9 Sの第 1油圧ポンプ P 1側流路 と、 第 2開閉弁 9 Lの第 1、 第2油圧ポンプ P l、 P 2側流路とには第 1、 第 2 チェック弁 1 2 S、 1 2 Lのようなチェック弁が無い。 そして、 このようなチェ ック弁が無くても、 さらに、 図 7及ぴ図 8と図 1 0及ぴ図 1 1 とに示す通り、 第 1、 第 2油圧ポンプ P 1、 P 2の回転停止時であり、 かつ第 1、 第 2開閉弁 9 S 、 9 Lの閉時でも、 第 3切換弁 T 5が図 9と図 1 1 とに示す 「P a = P b」 の状 態に収束するまで蓄圧器 1 0の油圧を低圧側流路に流す。 従って、 第 1、 第 2油 圧ポンプ P 1、 P 2の回転開始時にキヤビテーションゃエアレーションが発生し 難くなる。
尚、 第 1、 第 2開閉弁 9 S、 9 Lは、 図 7〜図 1 2に示す通り、 その内部に、 シリンダ 7へのみ油流れを許容するチェック弁を内臓している。 そのため、 この 実施例では、 その閉時に、 第 1、 第 2開閉弁 9 S、 9 L内のチエッグ弁と、 第 1 、 第 2チェック弁 1 2 S、 1 2 Lと、 第 3切換弁 T 5とが協動して流路 8 1、 8 2の油圧を蓄圧器 1 0の蓄圧に収束させている。
( 9 ) 上記図 7〜図 9と図 1 0〜図 1 2の両実施例構成によれば、 次のような 好適制御を行うことができる。 図 1 0〜図 1 2の実施例構成を用い、 図 1 7〜図 2 9を参照し、 好適制御例を説明する。 尚、 説明に先立ち、 次に実施例構成での 第 3切換弁 T 5の機能を図 1 3〜図 1 6を参照し予め説明しておく。
図 1 3は外負荷 tに抗してシリンダ 7を伸長させる場合、 図 1 4は外負荷 tに よってシリンダ 7を伸長させる場合、 図 1 5は外負荷 tに抗してシリンダ 7を短 縮させる場合、 及び図 1 6は外負荷 tによってシリンダ 7を短縮させる場合を示 す。
図 1 3の場合、 コントローラ 2 0は第 1開閉弁 9 Sを開き、 第 1、 第 2·油圧ポ ンプ P l、 P 2を回転させて第 2開閉弁 9 L内のチェック弁を介してボトム側受 圧室 7 Lに圧油を供給する。 この場合、 「P S < Pし」 となるから、 第 3切換弁 T 5は下側位置となってへッ ド側受圧室 7 Sと蓄圧器 1 0とを連通させ 「 P S = p a =蓄圧」 としている。 従って、 シリンダ 7は油量に過不足なく伸長する。 図 1 4の場合、 コン トローラ 2 0も第 1開閉弁 9 Sを開き、 第 1、 第 2油圧ポ ンプ P 1、 P 2を回転させて第 2開閉弁 9 L内のチェック弁を介してボトム側受 圧室 7 Lに圧油を供給するが、 この場合、 「P S > P L」 となるから、 第 3.切換 弁 T 5は上側位置となってボトム側受圧室 7 Lと蓄圧器 1 0とを連通させ 「 P L = ?ゎ =蓄圧」 としている。 従って、 シリンダ 7は油量に過不足なく伸長する。 図 1 5の場合、 コン トローラ 2 0は第 2開閉弁 9 Lを開き、 第 1、 第 2油圧ポ ンプ P 1、 P 2を回転させて第 1開閉弁 9 S内のチェック弁を介してへッ ド側受 圧室 7 Sに圧油を供給するが、 この場合、 「P S > P L」 となるから、 第 3切換 弁 T 5は上側位置となってボトム側受圧室 7 Lと蓄圧器 1 0とを連通させ 「P L 圧」 としている。 従って、 シリンダ 7は油量に過不足なく短縮する。 図 1 6の場合、 コン トローラ 2 0も第 2開閉弁 9 Lを開き、 第 1、 第 2油圧ポ ンプ P 1、 P 2を回転させて第 1開閉弁 9 S内のチェック弁を介してへッ ド側受. 圧室 7 Sに圧油を供給するが、 この場合、 「P L > P S」 となるから、 第 3切換 弁 T 5は下側位置となってボトム側受圧室 7 Lと蓄圧器 1 0とを連通させ 「P S 圧」 としている。 従って、 シリンダ 7は油量に過不足なく短縮する。 即ち、 第 3切換弁 T 5はキヤビテーション及ぴエアレーシヨンを起こし易い低 圧側流路を蓄圧器 1 0に連通させ、 低圧側流路を蓄圧に維持し、 これによりキヤ ビテーシヨ ン及びエアレーシヨ ンを防止する機能を司る。 尚、 この機能は、 上記 図 7〜図 9の実施例構成の第 3切換弁 T 5でも同様である。
説明を好適制御例に戻す。 この制御例は図 1 7〜図 2 0に示す通りである。 図 1 7〜図 2 0は外負荷 tを短縮方向に受けるシリンダ 7に対し、 操作レバー 2 1 を中立状態 （図 1 7 ) から前傾させ （図 1 8〜図 2 0 ) 、 シリンダ 7を短縮させ るときのコントローラ 2 0の好適制御例である。 詳しくは次の通り。 、 図 1 7は、 操作レバー 2 1の中立状態である。 このとき、 +第 1、 第 2開閉弁 9 S、 9 Lはコン トローラ 2 0によって閉じられている。 尚、 閉じられるとは言つ ても、 前述の通り、 かつ図 2及ぴ図 4でも示した通り、 各閉位置はシリンダ方向 への油流れのみを許容するチエツク弁を内臓しているから、 シリンダ方向への油 流れに対しては常時開いている。 ここに、 「P L > P S」 であるが、 第 3切換弁 T 5は前記図 1 0又は図 1 1の状態から前記図 1 2の状態 （P a = P b ) へと収 束しているので 「 P S = P b = P a =蓄圧」 となっている。
そこで、 操作レバー 2 1を前傾させると、 コン トローラ 2 0は、 図 1 8及び図 1 9に示す通り、 第 1、 第 2開閉弁 9 S、 9 Lを閉じたまま、 電動機 Mのみをシ リンダ 7の伸長方向へ回転させる。 この結果、 流路 8 2が総べて油圧 P Sになる と、 又は、 コントローラ 2 0がその頃を見計らって、 コントローラ 2 0は、 図 2 0に示す通り、 第 2開閉弁 9 Lを開く と共に、 電動機 Mをシリンダ 7の短縮方向 へ逆回転させる。 従って、 シリンダ 7は短縮する。
上記好適制御例の好適性の理由を図 2 1〜図 2 4を参照し説明する。 上記制御 例では、 外負荷 tを短縮方向に受けるシリンダ 7に対し、 操作レバー 2 1を中立 状態 （図 1 7 ) から前傾させ （図 1 8〜図 2 0 ) 、 シリンダ 7を短縮させるとき 、 コン トローラ 2 0は操作レバー 2 1が前傾させたにも係らず、 図 ί 8及び図 1 9に示す間、 シリンダ 7の伸長方向に一旦圧油を供給している。
そこで、 かかるシリンダ 7の伸長方向への一時的な給油を無く した通常の制御 例が次に掲げる第 1、 第 2例である。
図 2 1及び図 2 2は、 第 1例を示し、 先ず第 2開閉弁 9 Lを開き （図 2 1 ) 、 次いで電動機 Mをシリンダ短縮側に回転させた （図 2 2 ) 場合である。 一方、 図 2 3及ぴ図 2 4は、 第 2例を示し、 先ず電動機 Mをシリンダ短縮側に回転させ （ 図 2 3 ) 、 次いで第 2開閉弁 9 Lを開けた （図 2 4 ) 場合である。
第 1例では、 第 2開閉弁 9 Lを開く と、 ボトム側受圧室 7 1の圧油が第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2を逆駆動してシリンダ 7がどんどん勝手に短縮する （図 2 1 ) 。 そこで、 これを制御下に置くには、 慌てて電動機 Mをシリンダ短縮側に 回転させる必要がある （図 2 2 ) 。 つまり、 第 1例は、 シリンダ 7がどんどん勝 手に短縮することはエネルギ回収の面からは完全に満足すべき制御ではある。 と ころが、 このときに電動機 Mに幾らかの逆回転力を発生させてシリンダの短縮速 度を制御し、 又は短縮量を制御したくても、 第 2開閉弁 9 Lが開いてから逆回転 力が発生する間のその短縮速度及ぴ短縮距離を制御できない問題、 及ぴ 2段階短 縮が生じる問題がある。 これに対し、 上記好適制御例はかかる問題は生じない。 第 2例では、 電動機 Mをシリンダ短縮側に回転させると、 第 3切換弁 T 5が中 央位置から上側位置に切換わり、 「P L > P b、 ？ 1) = ? & =蓄圧」 となる (図 2 3 ) 。 次いで、 第 2開閉弁 9 Lを開く と （図 2 4 ) 、 これにより第 3切換 弁 T 5が上側位置から中央位置を経て下側位置に切換わり、 「P L = P b、 P S = P b =蓄圧」 となり、 シリンダ 7は回転に応じて短縮する。
従って、 第 3切換弁 T 5が上側位置から中央位置を経て下側位置に切換わると き、 第 3切換弁 T 5が上側位置から下側位置に切換わるに必要な油量だけシリン ダが僅かに短縮してシリンダ 7の不如意な 2段階短縮が生ずる。 これに対し、 上 記好適制御例は不如意な 2段階の短縮がシリンダ 7に生じない。
また、 第 3切換弁 T 5が中央位置から上側位置と中央位置とを経て下側位置に 至る。 これに対し、 上記好適制御例の第 3切換弁 T 5は中央位置から下側位置に 至るだけである。 つまり、 第 2例は、 上記制御例と比較して第 3切換弁 T 5 ス プール等の摺動部材の移動回数と移動距離とが長く、 その分、 第 3切換弁 T 5の スプール摩耗及ぴ応答遅れが懸念される。
上記好適制御例は、 コントローラ 2 0が電動機 Mの回転開始時、 指定回転方向 に対し所定時間 （例えば 0 . 0 5〜0 . 2秒間） だけ逆方向に電動機 Mを回転さ せ、 所定時間経過時に指定回転方向に電動機 Mを回転させるというものであるが 、 この所定時間を次のように変更してもよい。 即ち、 コントローラ 2 0は図 2 5 〜図 2 7に例示する動作パターンを予め記億する。 尚、 各図の横軸が操作レバー 2 1の傾角 0、 縦軸がポンプ回転速度である。
図 2 5は基本パターンである。 操作レバー 2 1を中立位置から漸次傾倒させて いく と、 コントローラ 2 0はその傾角 Θの増大に応じて、 先ず不感帯検知域 Θ 0 ではインバータ 3 2に何も出力しない。 次いで、 傾角 Θが逆回転検知域 θ 1に至 ると、 その通過時間 （望ましくは、 前記所定時間を最小として） だけ電動機 Mを 逆回転させる。 以降、 コントローラ 2 0は次に傾角 0が不感帯検知域 0 0に戻る までの間に生ずる最大傾角 0 MAXを記憶する。 操作レバー 2 1を戻して傾角 Θが 不感帯検知域 Θ 0に至ると、 コントローラ 2 0は先の操作での最大傾角 Θ MAXが 「 Θ 2≤ θ ΜΑΧ≤ Θ 3」 であったか、 「 S ΜΑΧ > Θ 3」 であったか又は 「 6 MAXく Θ 2 J であつたかを検証する。 「 0 2≤ 0 MAX≤ 0 3」 ならば、 コントローラ 2 0は次回操作も図 2 5のパタ ーンのままとする。 「 Θ ΜΑΧ > 0 3」 ならば、 コントローラ 2 0は次回操作を図 2 6に従う。 つまり、 図 2 6のパターンに示す通り、 この場合はシリンダ伸縮動 作が急ぎ操作であることを示すから、 不感帯検知域 Θ 0を長く、 かつ逆回転検知 域 0 1を短くする。 急ぎ操作であっても不感帯は制御の応答性向上に不可欠であ るが、 急ぎ操作であるが故に不感帯検知域 S 0を長く してその確保を担保した。 一方、 逆回転検知域 0 1は急ぎ操作では短時間でよく、 また無くても構わない。
「 Θ MAXく 0 2」 ならば、 コントローラ 2 0は次回操作を図 2 7に従う。 つま り、 この場合はシリンダ伸縮動作が微操作パターンである。 つまり、 高精度でシ リンダ 7の伸縮量を確保する制御が望まれる。 この場合、 図 2 7の微操作パター ンは、 コントローラ 2 0内において、 図 2 7での点線から実線への変更で示すよ うに、 傾角 Θ とポンプ回転速度との関係を変更する。 尚、 この微操作では、 傾角 Θが逆回転検知域 θ 1に突入する機会が多く、 かつ微操作であるために図 1 9の 状態 （即ち 「P L = P b」 ) を確実に得てシリ ンダ 7の図 2 0での不慮の短縮 （ 及ぴ図示しないが、 シリンダ 7における不慮の伸長） を防止することが望ましい 。 そして、 この防止には、 十分長い逆回転検知域 Θ 1を確保すること、 即ち十分 長い逆回転時間を確保して前記図 1 9の状態 （即ち 「P L = P b」 ) を達成する 必要があるからである。 尚、 図 2 7から図 2 5への復帰信号は、 例えば図 2 7で の最大傾角 0 MAXを検知して行えばよい。
尚、 上記 「図 1 9の状態 （即ち 「P L P b」 ) 」 の検証は貴重であるが、 こ の検証は図 2 8に示するように、 油圧 P bを検出する第 2油圧検出器 1 3 bのほか 、 ボトム側受圧室 7 Lからの油圧 P Lを検出する第 3油圧検出器 1 3 cを加設し 、 これら検出圧をコントローラ 2 0に導き検証するのが確実である。 尚、 図示し ないが、 第 1油圧検出器 1 3 aのほ力 、 ヘッ ド側受圧室 7 Sからの油圧 P Sを検 出する第 3油圧検出器 1 3 cも加設し、 これら検出圧をコントローラ 2 0に導き 検証するのが確実である。
補足すれば、 第 1、 第 2開閉弁 9 S 9 Lを開く ときは、 上記不感帯検知域 S 0及ぴ逆回転検知域 Θ 1を正しく設けて高精度伸縮を得る必要がある。 ところが 、 閉じる場合はさして気にする必要はなく、 敢えて言えば不感帯検知域 0 0を設 けておけばよい。 つまり、 図 2 9に示す通り、 第 1、 第 2開閉弁 9 S、 9 Lの開 き始めは傾度 0上で大きく、 閉じるときは傾度 Θ上で小さく してもよい。 このよ うに開閉時期をヒステリシス化すると、 開閉時間の全体的応答性を向上できる。 以下、 上記実施例の要部の作用効果を、 重複部分もあるが、 述べる。
( 1 ) 第 1油圧ポンプ P 1がへッ ド側受圧室 Ί Sの油を吸入してボトム側受圧 室 7 Lに吐出するとき第 2油圧ポンプ P 2が蓄圧器 1 0の油を吸入してボトム側 受圧室 7 Lに吐出する。 従って、 油圧シリンダ 7が伸長する。 逆に、 第 1油圧ポ ンプ P 1がボトム側受圧室 7 Lの油を吸入してへッ ド側受圧室 7 Sに吐出すると き第 2油圧ポンプ P 2がボトム側受圧室 7 Lの油を吸入して蓄圧器 1 0に吐出す る。 従って、 油圧シリンダ 7は短縮する。 ここに、 ほぼ 「A 1 ： A 2 = Q 1 ： ( Q 1 + Q 2 ) 」 の関係としてあるから、 油圧シリンダ 7の伸縮を油量の過不足な く行える。 そして、 第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2が外負荷により逆駆動され ると、 電動機 Mが回転して起電 （発電） する。 この起電力は二次電池 3 3に蓄電 されてエネルギ回収となり、 発電機 Gからの電力と合わせ、 又は切り換つて電動 機 Mの駆動電力となる。 つまり、 エネルギ回生が生ずる。
尚、 第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2ほ、 開回路における方向切換弁の機能を 司る。 方向切換弁は、 油の流れ方向の切り換えのほか、 铰り作用を伴って流量制 御するものであるから絞り損失 （熱損失） を伴う。 ところが、 上記実施例での第 1、 第 2油圧ポンプ P l、 P 2による流量制禅は、 両ポンプ P l、 P 2の単なる 駆動だけであるから、 絞り損失が生じず、 ここでも省エネ効果が生ずる。 勿論、 方向切換弁が無いからその分、 経済的効果も生ずる。
また、 油圧シリンダ 7の伸縮時の油量が両ポンプ P 1、 P 2での油の吐出及ぴ 吸入に依存する。 従って、 油圧シリンダが外負荷を受けても两ポンプ P 1 、 P 2 を停止しておけば、 油圧シリンダ 7が勝手に伸縮しにくい。
尚、 仮に外負荷を常時受ける油圧シリンダでは、 従来技術ならばカウンタバラ ンス弁を備えて外負荷による油圧シリ ンダの伸縮 （暴走） を防止するが.、 上記実 施例では、 油圧シリンダ 7の伸縮時の油量が両油圧ポンプ P 1、 P 2での油の吐 出及ぴ吸入に依存するから油圧シリンダ 7が勝手に伸縮することがなく、 油圧シ リンダ 7の伸縮をオペレータの制御下における。 従って、 カウンタパランス弁を 有さない。
一方、 上記の通り、 .外負荷により油圧シリンダ 7が短縮すると、 蓄圧器 1 0が 外負荷の一部を油圧エネルギとして蓄圧する。 そして、 蓄圧器 1 0に蓄圧した油 圧エネルギは油圧シリンダ 7の伸長時に回生される。
また、 蓄圧器 1 0は直接的には第 2油圧ポンプ P 2の蓄圧器側に、 さらに間接 的には第 1油圧ポンプ P 1の第 2油圧ポンプ P 2側に与圧を与える。 このため、 両ポンプ P 1、 P 2でのエアレーシヨ ン、 キヤビテーショ ン及びピッチング等の 液圧回路での基本的不都合の発生が低減する。
尚、 エアレーションは流体の急激な低圧化に伴う流体中に溶け込んだ空気の気 泡化、 キヤビテーションは流体の急激な低圧化に伴う流体自体の気化による気泡 化、 ピッチングは流体の急激な超高圧化や振動に伴う流体内の気泡の破裂によつ て生ずる、 例えばギヤポンプのギヤ面等の損傷である。
( 2 ) また、 シリンダ 7の短縮に基づく蓄圧器 1 0による省エネ効果は、 直接 的には蓄圧器 1 0に接続された各油圧シリンダ駆動用油圧回路にしか及ばないが 、 油圧シリンダ 7の短縮に基づく蓄電池 3 3による省エネ効果は、 各油圧シリン ダ駆動用油圧回路と旋回用の電動機 M Sとに及ぶ。 産業上の利用可能性
本発明は、 外負荷に抗して作動自在、 かつ外負荷により作動可能の油圧ァクチ ユエータを有する油圧駆動装置付きハイプリ ッド機械として有用である。

Claims

5 求 の 範 囲
1 . 動力源（3)と、 動力源（3)の動力で駆動される発電機（G)と、 電動機（M)と、 電動機（M)が外負荷により逆駆動されて生ずる電動機（M)の起電力を蓄電する二次 電池（33)とを備え、 電動機（M)が発電機（G)及び二次電池（33)から電力を受けて駆 動自在とされたハイプリッ ド機械において、
外負荷に抗して伸縮自在、 かつ外負荷により伸縮可能の油圧シリンダ（7)と、 油圧シリンダ（7)のへッ ド側受庄室（7S)及びボトム側受圧室（7L)に対し閉回路 として接続した第 1油圧ポンプ（P1)と、
ボトム側受圧室（7L)及び外部の油室（10)に対し開回路として接続した第 2油圧 ポンプ（P2)とを備え、
第 1、 第 2油圧ポンプ（P1, P2)を電動機（M)に接続して駆動自在としたことを特 徴とする油圧駆動装置付きハイプリ ッ ド機械。
2 . 第 1、 第 2油圧ポンプ（PI , P2)は、 ヘッ ド側受圧室（7S)のピス トン受圧商 積を A l、 ボトム側受圧室（7L)のピス トン受圧面積を A 2、 第 1油圧ポンプ（PI) の単位時間当たりの吐出量を Q 1、 かつ第 2油圧ポンプ（P2)の単位時間当たりの 吐出量を Q 2としたときの関係をほぼ 「A 1 ： A 2 = Q 1 ： ( Q 1 + Q 2 ) J と してあることを特徴とする請求の範囲 1記載の油圧駆動装置付きハイブリ ッ ド機 械。
3 . 動力源（3)と、 動力源（3)の動力で駆動される発電機（G)と、 電動機（M)と、 電動機（M)が外負荷により逆駆動されて生ずる電動機（M)の起電力を蓄電する二次 電池（33)とを備え、 電動機（M)が発電機（G)及び二次電池（33)から電力を受けて駆 動自在とされたハイプリッ ド機械において、
外負荷に抗して伸縮自在、 かつ外負荷により伸縮可能の油圧シリンダ（7)と、 油圧シリンダ（7)のへッ ド側受圧室（7S)及ぴポトム側受圧室（7L)に対し閉回路 として接続した第 1油圧ポンプ（PI)と、
ボトム側受圧室（7L)及び外部の蓄圧器（10)に対し開回路として接続した第 2油 圧ポンプ（P2)とを備え、
第 1、 第 2油圧ポンプ（P1， P2)を電動機（M)に接続して駆動自在としたことを特 徴とする油圧駆動装置付きハイプリッ ド機械。
4 . 第 1、 第 2油圧ポンプ（P1 , P2)を斜軸形ピス トンポンプとし、 かつ電動機（ M)を両端出力軸形とすると共に、
两端出力軸の一方に第 1油圧ポンプ（P1)を接続し、 かつ他方に第 2油圧ポンプ (P2)を接続したことを特徴とする請求の範囲 3記載の油圧駆動装置付きハイプリ ッ ド機械。
5 . 蓄圧器（10)を最高作動圧可変形としたことを特徴とする請求の範囲 3記載 の油圧駆動装置付きハイプリ ッ ド機械。
6 . 第 1油圧ポンプ（P1)とへッ ド側受圧室（7S)とを接続する第 1流路（81 )に対 しては、
第 1流路（81)に対し予め定めた第 1 リ リーフ圧と、
第 1、 第 2油圧ポンプ（P1, P2)の各 1回転当たりの押し退け容積の和と
の積値に等しい電動機（M)の駆動トルクを電動機（M)の最大駆動トルクとし、 かつ 第 1、 第 2油圧ポンプ（ΡΙ , Ρ2)とポトム '側受圧室 とを接続する第 2流路（82 )に対しては、 '
第 2流路（82)に対し予め定めた第 2 リ リーフ圧と、
第 1、 第 2油圧ポンプ（Ρ1 , Ρ2)の各 1回転当たりの押し退け容積の和と
の積値に等しい電動機（Μ)の駆動トルクを電動機（Μ)の最大駆動トルクとしたこと を特徴とする請求の範囲 3記載の油圧駆動装置付きハイプリ ッ ド機械。
7 . 第 1、 第 2油圧ポンプ（P1，P2)の少なく とも一方がピス トンポンプである とき、
ピス トンポンプの油の外部洩れを受ける油溜（T1)と、
油溜（T1)の油を吸入する第 3油圧ポンプ（P3)と、
第 3油圧ポンプ（P3)の吐出油を蓄圧器（10)及び油溜（T1)のいずれか一方（A1、A2) に切換え自在に導く第 1切換弁（T2)と
を設けたことを特徴とする請求の範囲 3記載の油圧駆動装置付きハイプリ ッ ド機 械。
8 . 第 1、 第 2流路（81 , 82)に、 可変リ リーフ弁（1 1X)を設け、 かつ
可変リ リーフ弁（11X)の ドレン側に、 ドレン油を蓄圧器（10)及ぴ油溜（T1)のい ずれか一方に選択的にドレンする第 2切換弁（T4)を設けたことを特徴とする請求 の範囲 7記載の油圧駆動装置付きハイブリッ ド機械。
9 . 第 1油圧ポンプ（P1)とへッド側受圧室（7S)とを接続する第 1流路（81)の所 定部を第 1接続点とし、 かつ
第 1、 第 2油圧ポンプ（P1 , P2)とボトム側受圧室（7L)とを接続する第 2流路（82) の所定部を第 2接続点としたとき、
蓄圧器（10)と第 1接続点とを接続する流路を設けてこの流路に第 1接続点への油 流れのみを許容する第 1チェック弁（12S)を設け、 かつ
蓄圧器（10)と第 2接続点とを接続する流路を設けてこの流路に第 2接続点への油 流れのみを許容する第 2チェック弁（12L)を設けたことを特徴とする請求の範囲 3〜 8のいずれか 1つに記載の油圧駆動装置付きハイブリ ッ ド機械。
1 0 . 第 2油圧ポンプ（P2)から蓄圧器（10.)に至る流路に、 第 2油圧ポンプ（P2) と蓄圧器（10)との連通を遮断自在とする開閉弁（9)を設けたことを特徴とする請 求の範囲 3〜 8のいずれか 1つに記載の油圧駆動装置付きハイブリッ ド機械。
1 1 . 第 1油圧ポンプ（PI)とへッ ド側受圧室（7S)とを接続する第 1流路（81)に 第 1開閉弁（9S)を設け、 かつ
第 1、 第 2油圧ポンプ（P1, P2)とポトム側受圧室（7L)とを接続する第 2流路（82 )に第 2開閉弁（9L)を設けたことを特徴とする請求の範囲 3〜 8のいずれか 1つ に記載の油圧駆動装置付きハイプリ ッド機械。
1 2 . 第 1油圧ポンプ（P1)とへッ ド側受圧室（7S)とを接続する第 1流路（81)の 所定部を第 1接続点とし、 かつ
第 1、 第 2油圧ポンプ（P1，P2)とポトム側受圧室（7L)とを接続する第 2流路（82) の所定部を第 2接続点としたとき、
蓄圧器（10)と第 1接続点とを接続する流路を設けてこの流路に第 1接続点への油 流れのみを許容する第 1チエック弁（12S)を設け、 かつ
蓄圧器（10)と第 2接続点とを接続する流路を設けてこの流路に第 2接続点への油 流れのみを許容する第 2チェック弁（12L)を設け、 さらに
第 1流路（81)のうち第 1油圧ポンプ（P1)と第 1接続点との間に第 1開閉弁（9S)を 設け、 かつ
第 2流路（82)のうち第 1、 第 2油圧ポンプ（P1, P2)と第 2接続点との間に第 2開 閉弁（9L)を設けると共に、
蓄圧器（10)に至る流路に開口した第 1ポートと、
第 1流路（81)のうち第 1油圧ポンプ（P1)と第 1開閉弁（9S)との間に至る流路に開 口した第 2ポートと、
第 2流路（82)のうち第 1、 第 2油圧ポンプ（PI , P2)と第 2開閉弁（9L)との間に至 る流路に開口した第 3ポートとを備え、 かつ
第 1流路（81)の油圧 P aをパイロッ ト圧として一端側の受圧部に受け、 一方、 第 2流路（82)の圧 P bをパイロッ ト圧として他端側の受圧部に受けて、
「P a < P b」 時に、 第 1、 第 2ポート間のみを内部で連通させる第 1位置と、 「P b < P a」 時に、 第 1、 第 3ポート間のみを内部で連通させる第 2位置と、 「P a = P b」 時に、 第 1〜第 3ポート間の総べてを内部で互いに遮断させる第 3位置とを備えた第 3切換弁（T5)を設けたことを特徴とする請求の範囲 3〜 8の いずれか 1つに記載の油圧駆動装置付きハイプリ ッ ド機械。
1 3 . 電動機（M)の回転開始時、 指定回転方向に対し所定時間だけ逆方向に電 動機（M)を回転させ、 所定時間経過時に指定回転方向に電動機（M)を回転させるコ ントローラ（20)を設けたことを特徴とする請求の範囲 1 2記載の油圧駆動装置付 きハイプリッド機械。
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