WO2010047008A1 - 作業機械における油圧制御システム - Google Patents

作業機械における油圧制御システム Download PDF

Info

Publication number
WO2010047008A1
WO2010047008A1 PCT/JP2009/002414 JP2009002414W WO2010047008A1 WO 2010047008 A1 WO2010047008 A1 WO 2010047008A1 JP 2009002414 W JP2009002414 W JP 2009002414W WO 2010047008 A1 WO2010047008 A1 WO 2010047008A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
accumulator
flow rate
oil
pressure
hydraulic
Prior art date
Application number
PCT/JP2009/002414
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
和田篤志
白仁啓介
井口高志
Original Assignee
キャタピラージャパン株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by キャタピラージャパン株式会社 filed Critical キャタピラージャパン株式会社
Priority to EP09821710.2A priority Critical patent/EP2351937B1/en
Priority to US13/124,519 priority patent/US8689550B2/en
Priority to CN200980140669.8A priority patent/CN102203434B/zh
Publication of WO2010047008A1 publication Critical patent/WO2010047008A1/ja

Links

Images

Classifications

    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2217—Hydraulic or pneumatic drives with energy recovery arrangements, e.g. using accumulators, flywheels
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2221—Control of flow rate; Load sensing arrangements
    • E02F9/2232—Control of flow rate; Load sensing arrangements using one or more variable displacement pumps
    • E02F9/2235—Control of flow rate; Load sensing arrangements using one or more variable displacement pumps including an electronic controller
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2278—Hydraulic circuits
    • E02F9/2285—Pilot-operated systems
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2278—Hydraulic circuits
    • E02F9/2296—Systems with a variable displacement pump
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B1/00—Installations or systems with accumulators; Supply reservoir or sump assemblies
    • F15B1/02—Installations or systems with accumulators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B21/00—Common features of fluid actuator systems; Fluid-pressure actuator systems or details thereof, not covered by any other group of this subclass
    • F15B21/14—Energy-recuperation means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/205—Systems with pumps
    • F15B2211/20507—Type of prime mover
    • F15B2211/20523—Internal combustion engine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/21—Systems with pressure sources other than pumps, e.g. with a pyrotechnical charge
    • F15B2211/212—Systems with pressure sources other than pumps, e.g. with a pyrotechnical charge the pressure sources being accumulators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/40—Flow control
    • F15B2211/41—Flow control characterised by the positions of the valve element
    • F15B2211/413—Flow control characterised by the positions of the valve element the positions being continuously variable, e.g. as realised by proportional valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/40—Flow control
    • F15B2211/415—Flow control characterised by the connections of the flow control means in the circuit
    • F15B2211/41527—Flow control characterised by the connections of the flow control means in the circuit being connected to an output member and a directional control valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/40—Flow control
    • F15B2211/42—Flow control characterised by the type of actuation
    • F15B2211/428—Flow control characterised by the type of actuation actuated by fluid pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/40—Flow control
    • F15B2211/46—Control of flow in the return line, i.e. meter-out control
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/40—Flow control
    • F15B2211/47—Flow control in one direction only
    • F15B2211/473—Flow control in one direction only without restriction in the reverse direction
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/80—Other types of control related to particular problems or conditions
    • F15B2211/88—Control measures for saving energy

Definitions

  • the present invention belongs to the technical field of a hydraulic control system in a working machine capable of recovering and reusing hydraulic energy of oil discharged from a hydraulic actuator.
  • some work machines such as hydraulic shovels
  • the oil is configured to be returned to the oil tank.
  • a hydraulic shovel when the boom cylinder is contracted to lower the working part, the oil discharged from the head-side oil chamber of the boom cylinder is returned to the oil tank.
  • the head of the boom cylinder The oil in the side oil chamber is high in pressure and has high hydraulic energy because it holds the weight of the front working part, and is returned to the oil tank without using the high hydraulic energy. , Become a waste of energy.
  • the present invention has been made to solve these problems in view of the above situation, and the invention of claim 1 relates to an accumulator for accumulating hydraulic energy of discharge oil of a hydraulic actuator, Hydraulic pressure of a working machine comprising: a variable displacement hydraulic pump serving as a hydraulic pressure supply source of a hydraulic actuator including at least the hydraulic actuator; and a merging oil passage for merging the accumulated oil of the accumulator with the discharge oil of the hydraulic pump
  • the hydraulic control system includes an accumulator flow control valve that controls an accumulator flow rate to be joined to the discharge oil of the hydraulic pump from the accumulator, and a control device that controls the discharge flow rate of the accumulator flow control valve and the hydraulic pump
  • the controller controls the hydraulic actuator Based on the operation amount of the tool and the discharge pressure of the hydraulic pump, an actuator supply flow rate supplied to the hydraulic actuator is determined, and the actuator supply flow rate is supplied by the total flow rate of the discharge flow rate of the hydraulic pump and the accumulator flow rate.
  • a hydraulic control system in a working machine characterized by controlling a discharge flow rate and an accumulator flow rate of a pump.
  • the control device comprises a share ratio setting means for setting an accumulator share ratio to be shared by the accumulator and a pump share ratio to be shared by the hydraulic pump among the actuator supply flow rates supplied to the hydraulic actuator.
  • the controller controls the accumulator pressure detection means and the pressure of the accumulator detected by the pump pressure detection means and the discharge of the hydraulic pump so as to compensate the accumulator flow rate joining the discharge oil of the hydraulic pump from the accumulator.
  • the hydraulic control system in a working machine according to claim 1 or 2 wherein an opening area of the accumulator flow control valve is controlled based on a differential pressure with the pressure.
  • the actuator supply flow rate obtained based on the operation amount of the hydraulic actuator operating tool and the discharge pressure of the hydraulic pump is the accumulator flow rate and the discharge flow rate of the main pump 10. Therefore, the pressure storage oil of the accumulator can be used efficiently without waste, and the discharge flow rate of the hydraulic pump can be reduced by that amount, and energy saving can be assuredly achieved. Can be achieved.
  • the accumulator flow rate is controlled to share a predetermined ratio of the actuator supply flow rate, which facilitates calculation and control of the accumulator flow rate. The discharge flow rate control of the hydraulic pump also becomes easy.
  • the flow rate of the accumulator joined from the accumulator to the discharge oil of the hydraulic pump can be controlled with high accuracy.
  • the supply flow rate to the hydraulic actuator is stabilized, and the hydraulic actuator can be operated smoothly.
  • FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic control system. It is a block diagram which shows the input-output of a control apparatus. It is a block diagram which shows an accumulator flow rate and discharge flow rate control of a main pump.
  • reference numeral 1 denotes a hydraulic shovel, which is an example of a working machine
  • the hydraulic shovel 1 is a crawler type lower traveling body 2 and an upper revolving structure 3 rotatably supported above the lower traveling body 2.
  • the boom 5 includes a working unit 4 and the like attached to the front of the upper swing body 3, and the working unit 4 further includes a boom 5 whose base end portion is supported by the upper swing body 3 so as to be vertically pivotable.
  • the arm 6 is supported at the front end of the boom 5 so as to be pivotable back and forth, and the bucket 7 and the like attached to the front end of the arm 6.
  • 8, 9 are a pair of left and right first and second boom cylinders for swinging the boom 5 up and down, and the first and second boom cylinders 8, 9 are head side oil chambers 8a, 9a. While maintaining the weight of the working unit 4 and extending the pressure oil supply to the head side oil chambers 8a and 9a and the oil discharge from the rod side oil chambers 8b and 9b to raise the boom 5; The boom 5 is configured to be reduced by the supply of pressure oil to the rod side oil chambers 8b, 9b and the discharge of oil from the head side oil chambers 8a, 9a.
  • the entire working unit 4 ascends and descends as the boom 5 ascends and descends, and the potential energy of the working unit 4 increases as the boom 5 ascends, but the potential energy is recovered by a hydraulic control system described later. Are to be reused.
  • FIG. 2 8 and 9 indicate the first and second boom cylinders, and 10 indicates the engine E mounted on the hydraulic shovel 1.
  • the main pump 10 includes not only the first and second boom cylinders 8 and 9 but also a plurality of other hydraulic actuators A1 to An (traveling motor, swing motor, arm cylinder, bucket cylinder, etc.) provided in the hydraulic shovel 1 Etc.) is a pump that serves as a hydraulic pressure supply source.
  • FIG. 1 traveling motor, swing motor, arm cylinder, bucket cylinder, etc.
  • the second boom cylinder 9 corresponds to a hydraulic actuator that accumulates the hydraulic energy of the discharged oil of the present invention in the accumulator
  • the hydraulic actuators A1 to An correspond to hydraulic actuators including at least the above-mentioned hydraulic actuator of the present invention.
  • Reference numeral 13 denotes a regulator for controlling the discharge flow rate of the main pump 10.
  • the regulator 13 receives the control signal pressure output from the main pump output control electromagnetic proportional pressure reducing valve 14 to control the pump output.
  • the constant horsepower control is performed by receiving the discharge pressure of the main pump 10.
  • the regulator 13 also performs flow control based on the flow control signal pressure Pc output from the main pump flow control electromagnetic proportional pressure reducing valve 30, the flow control will be described later.
  • 15 is a discharge line of the main pump 10, and the discharge line 15 merges with a joining oil passage 16 described later and reaches a pressure oil supply oil passage 17, and the pressure oil supply oil passage 17
  • a boom cylinder control valve 18 is connected to perform oil supply and discharge control to the first and second boom cylinders 8 and 9. Further, not only the boom cylinder control valve 18 but also other hydraulic actuator control valves C1 to Cn for performing oil supply and discharge control to other hydraulic actuators A1 to An in the pressure oil supply oil passage 17 (traveling motor Control valves, swing motor control valves, arm cylinder control valves, bucket cylinder control valves, etc. are also connected.
  • FIG. 2 shows only C1 and Cn among the other hydraulic actuator control valves C1 to Cn.
  • the boom cylinder control valve 18 is constituted by a spool valve provided with rising side and lowering side pilot ports 18a and 18b, and the first, second, and third pilot valves 18a and 18b are not used. It is located at the neutral position N where the oil supply and discharge to the second boom cylinders 8 and 9 is not performed, but when the pilot pressure is input to the rising side pilot port 18a, the pressure oil in the pressure oil supply oil passage 17 is First, the head side oil chambers 8a and 9a of the second boom cylinders 8 and 9 are switched to the rising side position X in which the oil discharged from the rod side oil chambers 8b and 9b is supplied to the oil tank 12 The pressure oil in the pressure oil supply oil passage 17 is set to the rod side oil of the first and second boom cylinders 8 and 9 by the pilot pressure being input to the lowering side pilot port 18b. 8b, and is configured to Setsu ⁇ Ru so the descending side position Y to be supplied to 9b.
  • the head side oil chambers 8a and 9a of the first and second boom cylinders 8 and 9 and the control valve 18 for the boom cylinder are the head side oil chambers 8a and 9a of the first and second boom cylinders 8 and 9, respectively.
  • 9a are connected with each other via a head side communication oil passage 21 which communicates with each other, and a head side main oil passage 22 which connects the head side communication oil passage 21 and the boom cylinder control valve 18 with each other.
  • the rod side oil chambers 8b and 9b of the first and second boom cylinders 8 and 9 and the boom cylinder control valve 18 communicate with rod side communication oil passages 23 communicating the rod side oil chambers 8b and 9b with each other, and It is connected via a rod-side main oil passage 24 connecting the rod-side communication oil passage 23 and the boom cylinder control valve 18.
  • oil is supplied and discharged between the first and second boom cylinders 8 and 9 and the boom cylinder control valve 18 through these oil passages.
  • 25 and 26 are rising side and falling side electromagnetic proportional pressure reducing valves, and these electromagnetic proportional pressure reducing valves 25 and 26 are the boom cylinder control valve 18 based on a control signal from the control device 27 described later.
  • the pilot pressure is operated to output the pilot pressure to the rising side pilot port 18a and the lowering side pilot port 18b, respectively.
  • the pilot pressures output from the rising side and the lowering side electromagnetic proportional pressure reducing valves 25 and 26 are controlled to increase or decrease according to the operation amount of the boom control lever (not shown), and the pilot pressure is increased or decreased.
  • the opening area of the boom cylinder control valve 18 is controlled to be increased or decreased by increasing or decreasing the moving stroke of the spool corresponding to the above.
  • the boom cylinder control valve 18 is formed with a center bypass valve path 18c for flowing the pressure oil of the pressure oil supply oil path 17 to the oil tank 12 at the neutral position N.
  • 18 c is set to close even if the movement stroke of the spool is small.
  • the center bypass valve passages C1c to Cnc similar to the boom cylinder control valve 18 are also formed for the other hydraulic actuator control valves C1 to Cn.
  • Reference numeral 30 denotes a main pump flow control electromagnetic proportional pressure reducing valve that outputs a flow control signal pressure Pc based on a control signal from the control device 27, and is output from the main pump flow control electromagnetic proportional pressure reducing valve 30.
  • the flow control signal pressure Pc is input to a regulator 13 that performs discharge flow control of the main pump 10. Then, the regulator 13 controls the discharge flow rate of the main pump 10 so as to minimize the pump flow rate when the flow rate control signal pressure Pc inputted is the maximum value and to increase the pump flow rate as the flow rate control signal pressure Pc decreases. Do.
  • the first and second head side oil passages 19, 20 are oil passages connected to the head side oil chambers 8a, 9a of the first and second boom cylinders 8, 9 as described above,
  • the first and second head side oil passages 19 and 20 allow oil supply to the head side oil chambers 8a and 9a but prevent oil discharge from the head side oil chambers 8a and 9a.
  • the check valves 31, 32 and first and second flow control valves 33, 34 for controlling the flow rate of discharge from the head side oil chambers 8a, 9a are arranged in parallel.
  • the oil supply to the head side oil chambers 8a, 9a of the first and second boom cylinders 8, 9 is performed via the first and second check valves 31, 32, while the head side oil chamber 8a is , 9a are discharged via the first and second flow control valves 33, 34.
  • the first and second flow control valves 33, 34 are spool valves provided with pilot ports 33a, 34a, and in a state where pilot pressure is not input to the pilot ports 33a, 34a, the first and second heads It is located at the closed position N for closing the side oil passages 19 and 20. However, when the pilot pressure is input to the pilot ports 33a and 34a, the open position X for opening the first and second head side oil passages 19 and 20 It is comprised so that it may switch.
  • Reference numerals 35 and 36 denote first and second electromagnetic proportional pressure reducing valves, and the electromagnetic proportional pressure reducing valves 35 and 36 are controlled by the first and second flow rate control valves based on control signals from the controller 27. It operates to output pilot pressure to the pilot ports 33a, 34a of 33, 34. Then, the opening areas of the first and second flow control valves 33 and 34 are controlled to increase or decrease in response to the increase or decrease of the pilot pressure output from the first and second electromagnetic proportional pressure reducing valves 35 and 36. ing.
  • 37 and 38 are first and second relief valves connected to the first and second head side oil passages 19 and 20, respectively.
  • the first and second relief valves 37 and 38 The head-side relief pressure of the second boom cylinders 8 and 9 is set.
  • the head side communication oil passage 21 is connected between the head side oil chambers 8a and 9a of the first and second boom cylinders 8 and 9 via the first and second head side oil passages 19 and 20, respectively.
  • the head side communication oil path 21 is provided with a head side communication oil path opening / closing valve 39 for opening and closing the head side communication oil path 21 based on a control signal from the control device 27. ing.
  • the head side oil chambers 8a and 9a of the first and second boom cylinders 8 and 9 are located at the open position X where the head side communication oil path opening / closing valve 39 opens the head side communication oil path 21.
  • the communication is made via the first and second head side oil passages 19 and 20, but the head side communication oil passage on-off valve 39 is located at the closed position N closing the head side communication oil passage 21. Is configured to be in a blocked state.
  • the on-off valve such as the head-side communication oil passage on-off valve 39 is not disposed in the rod-side communication fluid passage 23, and the rod-side oil chambers 8b and 9b of the first and second boom cylinders 8 and 9 Is always in communication.
  • reference numeral 40 denotes a head-side discharge oil passage extending from the first head-side oil passage 19 to the oil tank 12, and an unload valve 41 is disposed in the head-side discharge oil passage 40.
  • the unload valve 41 is configured using a poppet valve 42 and an electromagnetic switching valve 43 for unload valve that switches from the OFF position N to the ON position X based on a control signal output from the control device 27. .
  • the unloading valve 41 blocks the flow of oil from the first head side oil passage 19 to the oil tank 12 when the unloading valve electromagnetic switching valve 43 is at the OFF position N, that is, the head It is held in the closed state to close the side discharge oil passage 40, but when the unload valve electromagnetic switching valve 43 is switched to the ON position X, the flow of oil from the first head side oil passage 19 to the oil tank 12 is That is, the head side discharge oil passage 40 is opened.
  • the pressure oil in the head-side oil chamber 8a of the first boom cylinder 8 is set to the first position by setting the unload valve electromagnetic switching valve 43 to the ON position X and opening the unload valve 41. It can be made to flow to the oil tank 12 via the one flow control valve 33 and the head side discharge oil passage 40.
  • the pressure oil of the head side oil chamber 8 a of the first boom cylinder 8 is passed through the first flow control valve 33 and the head side discharge oil passage 40.
  • the pressure oil in the head side oil chamber 8a of the first boom cylinder 8 is substantially unloaded. Can be flowed to the oil tank 12.
  • 44 is a recovery oil passage connected to the second head side oil passage 20, and the head side oil of the second boom cylinder 9 passing through the second head side oil passage 20 is connected to the recovery oil passage 44.
  • Exhaust oil from the chamber 9a is supplied, and the recovery oil passage 44 is connected to the accumulator oil passage 45 via a cylinder side check valve 46 and an accumulator side check valve 49 described later.
  • the accumulator oil passage 45 is an oil passage connected to the accumulator 59 in order to supply and discharge pressure oil to the accumulator 59.
  • the cylinder side check valve 46 is configured by using a poppet valve 47 and a cylinder side check valve electromagnetic switching valve 48 that switches from the OFF position N to the ON position X based on a control signal output from the control device 27. ing.
  • the cylinder side check valve electromagnetic switching valve 48 When the cylinder side check valve electromagnetic switching valve 48 is positioned at the OFF position N, the cylinder side check valve 46 is closed so as to block the flow of oil from the recovery oil passage 44 to the accumulator oil passage 45.
  • the cylinder side check valve electromagnetic switching valve 48 is switched to the ON position X, an open state allowing bidirectional flow between the recovery oil passage 44 and the accumulator oil passage 45 is established.
  • the accumulator side check valve 49 uses the poppet valve 50 and the accumulator side check valve electromagnetic switching valve 51 that switches from the OFF position N to the ON position X based on the control signal output from the control device 27. It is configured.
  • the accumulator side check valve 49 is in a closed state that prevents the flow of oil from the accumulator oil passage 45 to the recovery oil passage 44 when the accumulator side check valve electromagnetic switching valve 51 is in the OFF position N.
  • an open state allowing bidirectional flow between the recovery oil passage 44 and the accumulator oil passage 45 is established.
  • the accumulator side check valve 49 allows the flow of oil from the recovery oil passage 44 to the accumulator oil passage 45 even when the accumulator side check valve electromagnetic switching valve 51 is in the OFF position N. However, when the accumulator side check valve electromagnetic switching valve 51 is at the ON position X, the pressure in the accumulator oil passage 45 is not introduced into the spring chamber 50a of the poppet valve 50, so recovery is performed with almost no pressure loss. Oil can flow from the oil passage 44 to the accumulator oil passage 45.
  • the accumulator 59 can be pressure-accumulated via the recovery oil passage 44 and the accumulator oil passage 45.
  • the accumulator 59 is a bladder type that is optimal for storing hydraulic energy, but is not limited to this, and may be, for example, a piston type.
  • 16 is a combined oil passage formed from the accumulator oil passage 45 to the discharge line 15 of the main pump 10, and an accumulator flow control valve 52 is disposed in the combined oil passage 16.
  • the accumulator flow control valve 52 is a flow control valve whose spool moves on the basis of the operation of the accumulator flow control valve electro-hydraulic conversion valve 53 to which a control signal from the control device 27 is input.
  • the electro-hydraulic conversion valve 53 When the electro-hydraulic conversion valve 53 is in a non-operating state, it is located at the closed position N closing the merging oil passage 16, but the spool moves due to operation of the electro-hydraulic conversion valve 53 for the accumulator flow control valve. It is configured to switch to the open position X where the oil passage 16 is opened.
  • the accumulator flow control valve 52 incorporates a check valve 54 which allows the flow of oil from the accumulator oil passage 45 to the discharge line 15 but prevents the flow in the reverse direction.
  • the pressure oil accumulated in the accumulator 59 is transferred to the discharge line 15 of the main pump 10 via the accumulator oil passage 45 and the merging oil passage 16 by switching the accumulator flow control valve 52 to the open position X. It is possible to join them.
  • the opening area of the accumulator flow control valve 52 is controlled to increase or decrease according to the signal value of the control signal input from the control device 27 to the accumulator flow control valve electro-hydraulic conversion valve 53, and will be described later.
  • control of the accumulator flow which joins the discharge line 15 of the main pump 10 from the accumulator 59 via the joint oil passage 16 is performed.
  • the control device 27 is constituted by using a microcomputer or the like, and as shown in the block diagram of FIG. 3, a boom operation detection means 60 for detecting the operation direction and operation amount of the boom control lever;
  • a pump pressure sensor (corresponding to the pump pressure detecting means of the present invention) 61 for detecting the discharge pressure of the main pump 10;
  • a first head pressure sensor 62 for detecting the pressure of the head oil chamber 8a of the first boom cylinder 8;
  • a second head pressure sensor 63 for detecting the pressure in the head oil chamber 9a of the second boom cylinder 9, an accumulator pressure sensor (corresponding to the accumulator pressure detecting means of the present invention) 64 for detecting the pressure in the accumulator 59;
  • Another hydraulic actuator that detects the operating direction and operating amount of the operating tool (not shown) for the hydraulic actuators A1 to An Signals from the operation detecting means 65a to 65n and the like are inputted, and based on these input signals, the aforementioned rising side electromagnetic proportional pressure reducing valve 25, the descending side
  • the control device 27 operates the boom based on the operation signal of the boom control lever input from the boom operation detection means 60.
  • the weight of the working unit 4 is set to the first and second It is determined that double-held control to hold the pressure on the head side oil chambers 8a and 9a of the boom cylinders 8 and 9 is performed, and when the boom control lever is operated downward, that is, when the working unit 4 is lowered. It is determined that cantilever control is performed in which the weight of the working unit 4 is held by the pressure of the head-side oil chamber 9 a of the second boom cylinder 9.
  • the control device 27 outputs a control signal so that the unload valve electromagnetic switching valve 43 is positioned at the OFF position N, and closes the unload valve 41. Put in a state. As a result, the oil in the head-side oil chamber 8 a of the first boom cylinder 8 is prevented from flowing to the oil tank 12 via the head-side discharge oil passage 40. Further, the control device 27 outputs a control signal so as to be positioned at the open position X with respect to the head side communication oil passage open / close valve 39.
  • both the first and second boom cylinders 8, 9 will be responsible for holding the weight of the working unit 4, so that the head side of both the first and second boom cylinders 8, 9
  • Both-end control for holding the weight of the working unit 4 is executed by the pressure of the oil chambers 8a and 9a.
  • the control device 27 when it is determined that the cantilever control is to be performed, the control device 27 outputs a control signal so as to be positioned at the closed position N with respect to the head side communication oil passage open / close valve 39. As a result, the head side oil chambers 8a and 9a of the first and second boom cylinders 8 and 9 are shut off. Furthermore, the control device 27 outputs a control signal of the maximum pilot pressure output to the first electromagnetic proportional pressure reducing valve 35 to maximize the opening area of the first flow control valve 33, and the electromagnetic switching valve 43 for unloading valve. On the other hand, a control signal is output so as to be positioned at the ON position X, and the unload valve 41 is opened.
  • the oil in the head side oil chamber 8a of the first boom cylinder 8 flows to the oil tank 12 via the first head side oil passage 19 and the head side discharge oil passage 40, and the first boom cylinder
  • the pressure of the head side oil chamber 8a of 8 decreases to substantially the tank pressure.
  • weight retention of the working unit 4 by the first boom cylinder 8 is not performed, and only the second boom cylinder 9 is responsible for weight retention of the working unit 4, and thus, the first and second boom cylinders
  • the cantilever control for holding the weight of the working unit 4 is executed by the pressure of the head-side oil chamber 9 a of one of the second boom cylinders 9 among 8 and 9.
  • the pressure of the head-side oil chamber 9a of the second boom cylinder 9 is controlled by the above-mentioned cantilever control so that the head-side oil chambers 8a and 9a of the first and second boom cylinders 8 and 9 at the time of the double control. Pressurize about twice the pressure of.
  • control of the control device 27 based on the operation of the boom control lever will be described.
  • the control device 27 controls the rising side electromagnetic proportional pressure reducing valve 25 and the falling side electromagnetic proportional
  • the control signal of the pilot pressure output is not output to the pressure reducing valve 26, the first electromagnetic proportional pressure reducing valve 35, and the second electromagnetic proportional pressure reducing valve 36, whereby the boom cylinder control valve 18 is positioned at the neutral position N.
  • the first and second flow control valves 33 and 34 are located at the closed position N.
  • the cylinder side check valve electromagnetic switching valve 48 and the accumulator side check valve electromagnetic switching valve 51 are both controlled to be positioned at the OFF position N, whereby the cylinder side check valve 46 and the accumulator side check valve 49 Is also held closed. Furthermore, no operation signal is output to the accumulator flow control valve electro-hydraulic conversion valve 53, whereby the accumulator flow control valve 52 is located at the closed position N. Further, when the working unit 4 is stopped moving up and down, as described above, since the both-end control is executed, the head side communication oil passage open / close valve 39 is located at the open position X, and the unload valve 41 is controlled to be in a closed state. Furthermore, the main pump flow control electromagnetic proportional pressure reducing valve 30 is controlled to output the maximum value of the flow control signal pressure Pc to the regulator 13, whereby the main pump 10 is controlled to be the minimum pump flow. Ru.
  • the boom control lever is operated to the boom lowering side, that is, when the working unit 4 is lowered, as described above, the cantilever control is executed, so the head side communication oil passage open / close valve 39 is closed.
  • the opening area of the first flow control valve 33 is maximized, and the unloading valve 41 is controlled to open.
  • the discharge oil from the head side oil chamber 8 a of the first boom cylinder 8 flows to the oil tank 12 via the head side discharge oil passage 40, and the weight of the working unit 4 is different from that of the second boom cylinder 9. It will be in the state hold
  • the control device 27 corresponds to the operation amount of the boom control lever at the lowering side pilot port 18b of the boom cylinder control valve 18 with respect to the lowering side electromagnetic proportional pressure reducing valve 26.
  • the control signal is output to output the pilot pressure.
  • the boom cylinder control valve 18 is switched to the lowering side position Y, so that the pressure oil in the pressure oil supply oil passage 17 becomes the boom cylinder control valve 18 at the lowering position Y and the rod side main oil passage. 24 are supplied to the rod side oil chambers 8b and 9b of the first and second boom cylinders 8 and 9 via the rod side communication oil passage 23.
  • the control device 27 controls the pilot pressure corresponding to the operation amount of the boom control lever to the pilot port 34 a of the second flow control valve 34 with respect to the second electromagnetic proportional pressure reducing valve 36. Output the control signal.
  • the second flow control valve 34 is switched to the open position X where the second head side oil passage 20 is opened.
  • the pressure oil discharged from the head side oil chamber 9a of the second boom cylinder 9 is supplied to the recovery oil passage 44 via the second flow control valve 34 at the open position X, but the flow rate is , And the opening area of the second flow control valve 34.
  • the cantilever control is executed when the working unit 4 is lowered, and the weight of the working unit 4 is held by the head-side oil chamber 9a of the second boom cylinder 9, so that the second boom
  • the pressure of the oil discharged from the head-side oil chamber 9 a of the cylinder 9 is approximately twice as high as that in the case of dual control, and the high-pressure oil is supplied to the recovery oil passage 44.
  • the control device 27 when operated to the boom lowering side, the control device 27 outputs a control signal to switch to the ON position X to the cylinder side check valve electromagnetic switching valve 48 and the accumulator side check valve electromagnetic switching valve 51 Do.
  • the cylinder side check valve 46 and the accumulator side check valve 49 both open, and the flow of oil from the recovery oil passage 44 to the accumulator oil passage 45 is permitted.
  • the oil discharged from the head side oil chamber 9a of the second boom cylinder 9 and supplied to the recovery oil passage 44 flows into the accumulator oil passage 45 and is accumulated in the accumulator 59 via the accumulator oil passage 45. It has become so.
  • cantilever control is performed to hold the weight of the working unit 4 by the pressure of the head side oil chamber 9a of the second boom cylinder 9, and the head side oil of the second boom cylinder 9
  • the oil discharged from the chamber 9a is accumulated in the accumulator 59.
  • the pressure on the head side oil chamber 9a of the second boom cylinder 9 is about twice as high as that in the case of dual control.
  • the accumulator 59 is charged with high-pressure oil which can cope with high-load operations such as digging and lifting and turning.
  • the control device 27 does not output an operation signal to the accumulator flow control valve electro-hydraulic conversion valve 53, whereby the accumulator flow control valve 52 closes the merging oil passage 16 closed. It is controlled to be located at position N.
  • the controller 27 controls the main pump flow control electromagnetic proportional pressure reducing valve 30 so that the discharge flow rate of the main pump 10 is the flow calculated by the pump flow calculation unit 71 described later.
  • a control signal is output so as to output a flow control signal pressure Pc to the regulator 13.
  • the discharge flow rate of the main pump 10 is controlled to be the flow rate calculated by the pump flow rate calculation unit 71, and the discharge flow rate control will be described later.
  • the control device 27 when operated to the boom rising side, corresponds to the operation amount of the boom control lever at the upper and lower pilot ports 18 a of the boom cylinder control valve 18 with respect to the rising electromagnetic proportional pressure reducing valve 25.
  • the control signal is output to output the pilot pressure.
  • the boom cylinder control valve 18 is switched to the rising side position X, and the pressure oil in the pressure oil supply oil passage 17 is firstly transmitted via the boom cylinder control valve 18 at the rising side position X.
  • the oil is supplied to the head side oil chambers 8 a and 9 a of the second boom cylinder 8 and the discharge oil from the rod side oil chambers 8 b and 9 b is discharged to the oil tank 12.
  • the control device 27 does not output the control signal of the pilot pressure output to the first and second electromagnetic proportional pressure reducing valves 35, 36, whereby the first and second flow control valves 33, 34 It is controlled to be located at the closed position N. Further, as described above, the head side communication oil passage open / close valve 39 is located at the open position X, and the unload valve 41 is in the closed state.
  • the pressure oil supplied to the head side oil chambers 8a and 9a of the first and second boom cylinders 8 and 9 via the boom cylinder control valve 18 at the rising side position X is the head side discharge oil.
  • control device 27 controls the cylinder side check valve electromagnetic switching valve 48 and the accumulator side check valve electromagnetic switching valve 51 to be positioned at the OFF position N.
  • the cylinder side check valve 46 and the accumulator side check valve 49 are held in the closed state, and thus the state between the collection oil passage 44 and the accumulator oil passage 45 is shut off.
  • the control device 27 when operated to the boom rising side, the control device 27 outputs an operation signal to the accumulator flow control valve electro-hydraulic conversion valve 53 so as to switch the accumulator flow control valve 52 to the open position X.
  • the accumulator flow control valve 52 opens the junction oil passage 16 from the accumulator oil passage 45 to the discharge line 15 of the main pump 10, and the pressure oil accumulated in the accumulator 59 merges with the accumulator oil passage 45. It joins with the discharge line 15 of the main pump 10 via the oil passage 16 and further passes through the pressure oil supply oil passage 17 and the boom cylinder control valve 18 at the rising side position X to the first and second boom cylinders. It is supplied to the head side oil chambers 8 a and 9 a of 8 and 9.
  • the accumulator flow rate that joins the discharge line 15 of the main pump 10 from the accumulator 59 is controlled by the opening area of the accumulator flow control valve 52, and the control of the accumulator flow rate will be described later.
  • control device 27 controls the discharge flow rate of the main pump 10 to the flow rate calculated by the pump flow rate calculation unit 71 described later with respect to the main pump flow control electromagnetic proportional pressure reducing valve 30.
  • a control signal is output so as to output a flow control signal pressure Pc to the regulator 13.
  • the discharge flow rate of the main pump 10 is controlled to be the flow rate calculated by the pump flow rate calculation unit 71, and the discharge flow rate control will be described later.
  • the operation tool for the other hydraulic actuators A1 to An using the main pump 10 as a hydraulic pressure supply source is operated, or the boom raising side operation of the boom operation lever and the other hydraulic actuator operation tool operate interlockingly
  • the accumulated oil of the accumulator 59 can be Not only as supply pressure oil to the first and second boom cylinders 8 and 9, but also as supply pressure oil to various other hydraulic actuators A1 to An using the main pump 10 as a hydraulic pressure source.
  • the high pressure oil is accumulated in the accumulator 59, it can be used for various operations including high load operation such as digging operation and lifting and turning.
  • control of the accumulator flow rate (the amount of merging of the accumulator 59 into the discharge line 15 of the main pump 10) in the case of combining the pressure-accumulated oil of the accumulator 59 with the discharge oil of the main pump 10.
  • the discharge flow rate control of the main pump 10 will be described.
  • the control device 27 supplies a supply flow rate (hereinafter referred to as actuator supply) to the hydraulic actuators (first and second boom cylinders 8, 9 and other hydraulic actuators A1 to An) operated by the operating tool. Calculate the flow rate Qc).
  • the control device 27 When calculating the actuator supply flow rate Qc, the control device 27 first inputs detection signals input from the boom operation detection means 60 and other hydraulic actuator operation detection means 65a to 65n to the operation request flow rate calculation unit 67. Do.
  • the actuator supply flow rate calculation unit 69 receives the total operation request flow rate Qsum, a detection signal of the pump pressure sensor 61, and a pump output signal Pw.
  • the pump output signal Pw is a signal for adjusting the output of the main pump 10 according to the output of the engine E, the work content, etc.
  • an accelerator for setting the no-load rotational speed of the engine E The pump constant horsepower line (set according to the dial value of the dial) shows the relationship between the pump discharge pressure P and the pump flow rate Q for performing constant horsepower control according to the signal value of the pump output signal Pw PQ line is preset.
  • the actuator supply flow rate calculation unit 69 calculates a pump flow rate on the pump constant horsepower line based on the pump constant horsepower line determined by the pump output signal Pw and the discharge pressure Pp of the main pump 10 input from the pump pressure sensor 61.
  • the Qd is determined, and further, the pump flow rate Qd on the pump constant horsepower line, the total operation request flow rate Qsum, and the maximum flow rate Qmax of the main pump 10 are compared, and the smallest value is the hydraulic actuator operated by the operation tool Output as the actuator supply flow rate Qc supplied to the
  • the actuator supply flow rate Qc output from the actuator supply flow rate calculation unit 69 is input to the accumulator flow rate calculation unit 70 and used for calculation of the accumulator flow rate Qa, and is also input to the pump flow rate calculation unit 71 to discharge the main pump 10 It is used to calculate the flow rate Qp.
  • the accumulator flow rate calculation unit 70 sets the accumulator share ratio Ra set by the share ratio setting unit 72 (corresponding to the share ratio setting unit of the present invention) to the actuator supply flow rate Qc output from the actuator supply flow rate computation unit 69.
  • the pressure Pa of the accumulator 59 input from the accumulator pressure sensor 64 is not less than a set pressure Pas (Pa ⁇ Pas) preset as a pressure at which the accumulator 59 can release the pressure oil, and It is performed when the discharge pressure Pp of the main pump 10 or more (Pa ⁇ Pp). That is, when the pressure Pa of the accumulator 59 is less than the set pressure Pas, or when the pressure Pa of the accumulator 59 is lower than the discharge pressure Pp of the main pump 10, the accumulated pressure oil of the accumulator 59 may be merged with the main pump 10. Since the accumulator flow rate Qa can not be calculated, the accumulator flow rate Qa is calculated as "zero". Furthermore, when the boom control lever is operated to the boom lowering side, the accumulator flow rate Qa is calculated as "zero" in order to accumulate pressure in the accumulator 59 as described above.
  • a set pressure Pas Pa ⁇ Pas
  • the setting of the accumulator sharing ratio Ra and the pump sharing ratio Rp in the sharing ratio setting unit 72 can be arbitrarily set according to the capacity of the accumulator 59 or the like by using operation means such as an operation panel connected to the control device 27, for example. It is supposed to be.
  • control device 27 controls the accumulator fluid flow control valve electrohydraulic conversion valve 53 so that the accumulator flow rate Qa computed in the accumulator flow rate computing unit 70 joins the discharge oil of the main pump 10 from the accumulator 59.
  • a signal is output to control the opening area of the accumulator flow control valve 52.
  • the opening area of the accumulator flow control valve 52 is controlled such that the following equation (1) is established.
  • Qa C ⁇ A ⁇ (Pa ⁇ Pp) 1/2
  • Qa is the accumulator flow rate calculated by the accumulator flow rate calculating unit 70
  • C is a coefficient
  • A is the opening area of the accumulator flow rate control valve 52
  • Pa is the pressure of the accumulator 59
  • Pp is the pressure of the main pump 10. It is a discharge pressure.
  • the opening area of the accumulator flow control valve 52 is controlled to change according to the differential pressure between the pressure Pa of the accumulator 59 and the discharge pressure Pp of the main pump 10, whereby the pressure of the accumulator 59 Even if Pa or the discharge pressure Pp of the main pump 10 fluctuates, the accumulator flow rate Qa calculated by the accumulator flow rate calculation unit 70 can be compensated.
  • the accumulator flow rate control valve 52 is controlled to be at the closed position N closing the merging oil passage 16 Be done.
  • the pump flow rate calculation unit 71 calculates the accumulator flow rate from the actuator supply flow rate Qc output from the actuator supply flow rate calculation unit 69.
  • the accumulator flow rate Qa is "zero"
  • the discharge flow rate Qp of the main pump 10 becomes the actuator supply flow rate Qc.
  • control device 27 controls the main pump flow control electromagnetic proportional pressure reducing valve 30 so that the discharge flow rate of the main pump 10 is equal to the discharge flow rate Qp calculated by the pump flow rate calculating unit 71.
  • the control signal is output to output the control signal pressure Pc.
  • the discharge flow rate of the main pump 10 is controlled to be the discharge flow rate Qp calculated by the pump flow rate calculating unit 71.
  • the accumulator flow rate Qa joined to the discharge oil of the main pump 10 is controlled by the accumulator flow control valve 52 disposed in the merging oil path 16, and the discharge flow rate of the accumulator flow control valve 52 and the main pump 10 is controlled.
  • the controller 27 controls the hydraulic actuators (the first and second boom cylinders 8 are operated based on the operation amount of the boom operation lever and the other hydraulic actuator operation tool and the discharge pressure Pp of the main pump 10).
  • the actuator supply flow rate Qc to be supplied to the other hydraulic actuators A1 to An is determined, and the main pump 10 is supplied with the actuator supply flow rate Qc by the total flow rate of the discharge flow rate Qp of the main pump 10 and the accumulator flow rate Qa. Control the discharge flow rate and accumulator flow rate.
  • the operation amount of the hydraulic actuator operating tool and the discharge of the main pump 10 The actuator supply flow rate Qc obtained based on the pressure Pp is supplied by the accumulator flow rate Qa and the discharge flow rate Qp of the main pump 10 without excess or deficiency.
  • the pressure-accumulated oil of the accumulator 59 when the pressure-accumulated oil of the accumulator 59 is merged with the discharge oil of the hydraulic pump 10 and used, the pressure loss at the control valve (the control valve 18 for the boom cylinder and control valves C1 to Cn for other hydraulic actuators)
  • the pressure accumulated oil of the accumulator 59 can be efficiently used without waste, without the operating speed of the hydraulic actuator changing due to an increase or an increase or decrease of the combined flow from the accumulator 59, and the discharge flow rate of the main pump 10 It can be reduced and energy saving can be achieved with certainty.
  • control device 27 is configured to share the accumulator share ratio of the accumulator 59 among the actuator supply flow rates Qc supplied to the hydraulic actuators (first and second boom cylinders 8, 9 and other hydraulic actuators A1 to An). While including a sharing ratio setting unit 72 that sets Ra and a pump sharing ratio Rp shared by the main pump 10, an accumulator pressure Pa detected by the accumulator pressure sensor 64 is preset as a pressure at which the accumulator 59 can release pressure oil.
  • the actuator supply flow rate Qc is multiplied by the accumulator sharing ratio Ra.
  • the accumulator flow rate Qa joined to the discharge oil of the pump 10 is to be determined.
  • the accumulator flow rate Qa is controlled so as to share a predetermined ratio of the actuator supply flow rate Qc regardless of the pressure Pa of the accumulator 59 and the discharge pressure Pp of the main pump 10.
  • the control device 27 controls the opening area of the accumulator flow control valve 52 based on the differential pressure between the pressure Pa of the accumulator 59 and the discharge pressure of the hydraulic pump so as to compensate the accumulator flow Qa. Therefore, even if the pressure Pa of the accumulator 59 and the discharge pressure Pp of the main pump 10 fluctuate, the accumulator flow rate Qa is accurately controlled to be the accumulator flow rate Qa calculated by the accumulator flow rate calculation unit 70. Thus, the supply flow rate to the hydraulic actuator is stabilized, and the hydraulic actuator can be operated smoothly.
  • the opening area of the boom cylinder control valve 18 increases or decreases according to the operation amount of the boom operation lever.
  • the opening area of the boom cylinder control valve 18 can also be controlled to be fully open. That is, the accumulator flow rate Qa and the discharge flow rate Qp of the main pump 10 are controlled such that the actuator supply flow rate Qc determined in the control device 27 is supplied to the first and second boom cylinders 8 and 9.
  • the boom cylinder control valve 18 is formed with the center bypass valve passage 18 c that allows the pressure oil of the pressure oil supply oil passage 17 to flow to the oil tank 12 at the neutral position N.
  • the center bypass valve passage 18c is set to close even if the moving stroke of the spool is small, when the boom cylinder control valve 18 is switched to the up position X or the down position Y, and further, Similar center bypass valve paths C1c to Cnc are formed for the other hydraulic actuator control valves C1 to Cn.
  • the actuator supply flow rate Qc and the accumulator flow rate Qa are obtained in the same manner as the actuator supply flow rate Qc and the accumulator flow rate Qa in the above-described embodiment.
  • the center bypass flow rate Qby can be obtained using the following equation (2).
  • Qby C ⁇ Aby ⁇ ( ⁇ P) 1/2 (2)
  • C is a coefficient
  • Aby an opening area of the center bypass valve path of the control valve
  • ⁇ P is a differential pressure before and after the center bypass valve path.
  • the entire amount of the oil discharged from the head side oil chamber 9a of the second boom cylinder 9 is accumulated in the accumulator 59, while the accumulator flow control valve 52 16 is located at the closed position N where the pressure oil is not supplied from the accumulator oil passage 45 to the pressure oil supply oil passage 17.
  • the accumulator flow control valve 52 is opened when the working unit 4 is lowered. It is also possible to combine part of the discharge oil from the head-side oil chamber 9a of the second boom cylinder 9 with the discharge oil of the main pump 10 by opening the joint oil passage 16 with X.
  • the oil discharged from the head-side oil chamber 9 a of the second boom cylinder 9 is accumulated in the accumulator 59 while the combined oil passage 16, the pressurized oil supply oil passage 17, and the lowering position Y
  • the regeneration oil is supplied to the rod side oil chambers 8b and 9b of the first and second boom cylinders 8 and 9 via the boom cylinder control valve 18, and the regeneration flow is an accumulator flow control valve.
  • the control can be performed by the opening area 52, and the discharge flow rate of the main pump 10 can also be controlled according to the regeneration flow rate.
  • the accumulator 59 can be miniaturized and the reclaimed oil is discharged from the main pump 10 Since the present invention is configured to merge with each other, recycled oil can also be used as a supply pressure oil to the other hydraulic actuators A1 to An.
  • the weight of the working unit 4 is held by the pressure of the head side oil chambers 8a and 9a of the first and second boom cylinders 8 and 9 when the working unit 4 is lifted and stopped moving up and down. While lowering the working unit 4, the weight of the working unit 4 is held only by the head side oil chamber 9 a of the second boom cylinder 9, and the oil discharged from the head side oil chamber 9 a of the second boom cylinder 9 is stored in the accumulator 59.
  • the accumulator 59 is configured to accumulate pressure, it is possible to accumulate high-pressure hydraulic oil that can cope with high-load work in the accumulator 59, but is not limited to such an arrangement, for example, It is configured to pressurize the oil discharged from the hydraulic actuator using a pressure boosting means such as a pressure boosting cylinder or a pump, or the pressure boosting means is not provided.
  • the present invention is applied to a hydraulic control system of various working machines including an accumulator for accumulating hydraulic energy of exhaust oil of a hydraulic actuator and a joining oil passage for joining the accumulated oil of the accumulator to the discharge oil of the hydraulic pump. Of course what can be done.
  • the present invention relates to the technical field of a hydraulic control system in a working machine capable of recovering and reusing hydraulic energy of oil discharged from a hydraulic actuator. Can be used efficiently without waste, and the discharge flow rate of the hydraulic pump can be reduced to achieve energy saving reliably. In addition, since the flow rate of the accumulator joined to the discharge oil of the hydraulic pump from the accumulator can be accurately controlled, the supply flow rate to the hydraulic actuator can be stabilized and the hydraulic actuator can be operated smoothly industrially. There is.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mining & Mineral Resources (AREA)
  • Civil Engineering (AREA)
  • Structural Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Analytical Chemistry (AREA)
  • Fluid-Pressure Circuits (AREA)
  • Operation Control Of Excavators (AREA)

Abstract

【課題】油圧アクチュエータの排出油の有する油圧エネルギーをアキュムレータに蓄圧すると共に、該アキュムレータの蓄圧油を油圧ポンプの吐出油に合流させるように構成するにあたり、アキュムレータの蓄圧油を無駄無く効率的に利用できるようにする。 【解決手段】制御装置２７において、油圧アクチュエータ用操作具の操作量とメインポンプ１０の吐出圧Ｐｐとに基づいて、油圧アクチュエータに供給するアクチュエータ供給流量Ｑｃを求めると共に、該アクチュエータ供給流量Ｑｃをメインポンプ１０の吐出流量Ｑｐとアキュムレータ流量Ｑａとの合計流量で供給するべく、メインポンプ１０の吐出流量およびアキュムレータ流量を制御する構成にした。

Description

作業機械における油圧制御システム
　本発明は、油圧アクチュエータからの排出油の有する油圧エネルギーを回収、再利用することができる作業機械における油圧制御システムの技術分野に属するものである。
　一般に、作業機械のなかには、油圧ショベルのように、油圧ポンプから圧油供給される複数の油圧アクチュエータを備えたものがあるが、この様な作業機械の油圧回路において、従来、油圧アクチュエータから排出された油は、油タンクに戻されるように構成されている。例えば、油圧ショベルにおいて、作業部を下降させるべくブームシリンダを縮小させると、該ブームシリンダのヘッド側油室から排出された油は油タンクに戻されることになるが、この場合、ブームシリンダのヘッド側油室の油は、フロント作業部の重量を保持しているため高圧であって高い油圧エネルギーを有しており、該高い油圧エネルギーを利用することなく油タンクに戻していることになって、エネルギーの無駄な損失になる。
　そこで、油圧アクチュエータからの排出油の有する油圧エネルギーを回収、再利用するために、油圧アクチュエータからの排出油の有する油圧エネルギーをアキュムレータに蓄圧すると共に、該アキュムレータの蓄圧油を、油圧ポンプの吐出路に合流させるようにした技術が知られている（例えば、特許文献１参照。）。
　さらに、前記特許文献１のものには、アキュムレータの貯蓄圧とポンプ吐出圧との差圧に応じて、アキュムレータの蓄圧油をそのままの圧力でポンプ吐出路に合流させたり、ポンプ・モータにより高圧にしてポンプ吐出路に合流させたりする技術が開示されている。
特再公表ＷＯ９８／１３６０３号公報
　しかるに、前記特許文献１のように、アキュムレータの蓄圧油を油圧ポンプの吐出路に合流させて用いる場合、該アキュムレータからの合流分だけポンプ吐出路の流量が増加することになるから、アキュムレータの合流に合わせて油圧ポンプの吐出流量も制御しないと、ポンプ吐出路の圧力や、油圧アクチュエータへの圧油供給流量を制御するコントロールバルブにおける圧損が増加して、消費エネルギーが増加し、アキュムレータの蓄圧油を効率的に再利用できないという問題がある。さらに、アキュムレータから油圧ポンプの吐出路への合流流量の増減によって、油圧アクチュエータの作動速度が増減してしまうという問題があり、ここに本発明が解決しようとする課題がある。
　本発明は、上記の如き実情に鑑みこれらの課題を解決することを目的として創作されたものであって、請求項１の発明は、油圧アクチュエータの排出油の有する油圧エネルギーを蓄圧するアキュムレータと、少なくとも前記油圧アクチュエータを含む油圧アクチュエータの油圧供給源になる容量可変型の油圧ポンプと、前記アキュムレータの蓄圧油を油圧ポンプの吐出油に合流させる合流油路とを備えて構成される作業機械の油圧制御システムにおいて、該油圧制御システムに、前記アキュムレータから油圧ポンプの吐出油に合流させるアキュムレータ流量を制御するアキュムレータ流量制御弁と、該アキュムレータ流量制御弁および前記油圧ポンプの吐出流量を制御する制御装置とを設けると共に、該制御装置は、油圧アクチュエータ用操作具の操作量と油圧ポンプの吐出圧とに基づいて、油圧アクチュエータに供給するアクチュエータ供給流量を求めると共に、該アクチュエータ供給流量を油圧ポンプの吐出流量とアキュムレータ流量との合計流量で供給するべく、油圧ポンプの吐出流量およびアキュムレータ流量を制御することを特徴とする作業機械における油圧制御システムである。
　請求項２の発明は、制御装置は、油圧アクチュエータに供給するアクチュエータ供給流量のうち、アキュムレータが分担するアキュムレータ分担割合と油圧ポンプが分担するポンプ分担割合とを設定する分担割合設定手段を備えると共に、アキュムレータ圧力検出手段により検出されるアキュムレータ圧力が、アキュムレータが圧油を放出できる圧力として予め設定される設定圧以上で、且つ、アキュムレータ圧力が油圧ポンプの吐出圧以上の場合に、アクチュエータ供給流量に前記アキュムレータ分担割合を乗じることで、アキュムレータから油圧ポンプの吐出油に合流させるアキュムレータ流量を求めることを特徴とする請求項１に記載の作業機械における油圧制御システムである。
　請求項３の発明は、制御装置は、アキュムレータから油圧ポンプの吐出油に合流されるアキュムレータ流量を補償するべく、アキュムレータ圧力検出手段およびポンプ圧力検出手段により検出されるアキュムレータの圧力と油圧ポンプの吐出圧との差圧に基づいて、アキュムレータ流量制御弁の開口面積を制御することを特徴とする請求項１または２に記載の作業機械における油圧制御システムである。
　請求項１の発明とすることにより、油圧アクチュエータには、油圧アクチュエータ用操作具の操作量と油圧ポンプの吐出圧とに基づいて求められたアクチュエータ供給流量が、アキュムレータ流量とメインポンプ１０の吐出流量とによって過不足無く供給されることになり、而して、アキュムレータの蓄圧油を無駄無く効率的に利用できると共に、その分油圧ポンプの吐出流量を低減せしめることができて、省エネルギー化を確実に達成できる。
　請求項２の発明とすることにより、アキュムレータ流量は、アクチュエータ供給流量のうちの所定割合を分担するように制御されることになり、而して、アキュムレータ流量の演算や制御が容易になると共に、油圧ポンプの吐出流量制御も容易になる。
　請求項３の発明とすることにより、アキュムレータの圧力やメインポンプの吐出圧が変動しても、アキュムレータから油圧ポンプの吐出油に合流されるアキュムレータ流量を精度良く制御できることになり、而して、油圧アクチュエーターへの供給流量が安定して、油圧アクチュエータをスムーズに動作せしめることができる。
油圧ショベルの斜視図である。 油圧制御システムの油圧回路図である。 制御装置の入出力を示すブロック図である。 アキュムレータ流量およびメインポンプの吐出流量制御を示すブロック図である。
　次に、本発明の実施の形態について、図面に基づいて説明する。図１において、１は作業機械の一例である油圧ショベルであって、該油圧ショベル１は、クローラ式の下部走行体２、該下部走行体２の上方に旋回自在に支持される上部旋回体３、該上部旋回体３のフロントに装着される作業部４等の各部から構成され、さらに該作業部４は、基端部が上部旋回体３に上下揺動自在に支持されるブーム５、該ブーム５の先端部に前後揺動自在に支持されるアーム６、該アーム６の先端部に取付けられるバケット７等から構成されている。
　さらに、８、９は前記ブーム５を上下揺動せしめるための左右一対の第一、第二ブームシリンダであって、これら第一、第二ブームシリンダ８、９は、ヘッド側油室８ａ、９ａの圧力によって作業部４の重量を保持すると共に、該ヘッド側油室８ａ、９ａへの圧油供給およびロッド側油室８ｂ、９ｂからの油排出により伸長してブーム５を上昇せしめ、また、ロッド側油室８ｂ、９ｂへの圧油供給およびヘッド側油室８ａ、９ａからの油排出により縮小してブーム５を下降せしめるように構成されている。そして、該ブーム５の昇降に伴って作業部４全体が昇降すると共に、ブーム５の上昇に伴い作業部４の有する位置エネルギーが増加するが、該位置エネルギーは、後述する油圧制御システムによって回収されて再利用されるようになっている。
　次いで、前記油圧制御システムについて、図２の油圧回路図に基づいて説明するが、該図２において、８、９は前記第一、第二ブームシリンダ、１０は油圧ショベル１に搭載のエンジンＥにより駆動される可変容量型のメインポンプ（本発明の油圧ポンプに相当する）、１１はパイロット油圧源となるパイロットポンプ、１２は油タンクである。ここで、前記メインポンプ１０は、第一、第二ブームシリンダ８、９だけでなく、油圧ショベル１に設けられる複数の他の油圧アクチュエータＡ１～Ａｎ（走行モータ、旋回モータ、アームシリンダ、バケットシリンダ等）の油圧供給源になるポンプである。尚、図２には、複数の他の油圧アクチュエータＡ１～Ａｎのうち、Ａ１、Ａｎのみを図示する。また、本実施の形態において、第二ブームシリンダ９は、本発明の排出油の有する油圧エネルギーをアキュムレータに蓄圧する油圧アクチュエータに相当し、また、第一、第二ブームシリンダ８、９および他の油圧アクチュエータＡ１～Ａｎは、本発明の少なくとも上記油圧アクチュエータを含む油圧アクチュエータに相当する。
　さらに、１３は前記メインポンプ１０の吐出流量を制御するレギュレータであって、該レギュレータ１３は、メインポンプ出力制御用電磁比例減圧弁１４から出力される制御信号圧を受けてポンプ出力を制御すると共に、メインポンプ１０の吐出圧を受けて定馬力制御を行う。さらにレギュレータ１３は、メインポンプ流量制御用電磁比例減圧弁３０から出力される流量制御信号圧Ｐｃに基づいた流量制御も行うが、該流量制御については後述する。
　一方、１５は前記メインポンプ１０の吐出ラインであって、該吐出ライン１５は、後述する合流油路１６と合流して圧油供給油路１７に至るが、該圧油供給油路１７には、前記第一、第二ブームシリンダ８、９に対する油給排制御を行うブームシリンダ用コントロールバルブ１８が接続されている。また、圧油供給油路１７には、前記ブームシリンダ用コントロールバルブ１８だけでなく、他の油圧アクチュエータＡ１～Ａｎに対する油給排制御をそれぞれ行なう他の油圧アクチュエータ用コントロールバルブＣ１～Ｃｎ（走行モータ用コントロールバルブ、旋回モータ用コントロールバルブ、アームシリンダ用コントロールバルブ、バケットシリンダ用コントロールバルブ等）も接続されている。尚、図２には、他の油圧アクチュエータ用コントロールバルブＣ１～Ｃｎのうち、Ｃ１、Ｃｎのみを図示する。
　前記ブームシリンダ用コントロールバルブ１８は、上昇側、下降側パイロットポート１８ａ、１８ｂを備えたスプール弁で構成されており、両パイロットポート１８ａ、１８ｂにパイロット圧が入力されていない状態では、第一、第二ブームシリンダ８、９に対する油給排を行なわない中立位置Ｎに位置しているが、上昇側パイロットポート１８ａにパイロット圧が入力されることにより、圧油供給油路１７の圧油を第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａに供給する一方、ロッド側油室８ｂ、９ｂから排出された油を油タンク１２に流す上昇側位置Ｘに切換わり、また、下降側パイロットポート１８ｂにパイロット圧が入力されることにより、圧油供給油路１７の圧油を第一、第二ブームシリンダ８、９のロッド側油室８ｂ、９ｂに供給する下降側位置Ｙに切換るように構成されている。
　ここで、前記第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａとブームシリンダ用コントロールバルブ１８とは、第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａにそれぞれ接続される第一、第二ヘッド側油路１９、２０、これら第一、第二ヘッド側油路１９、２０を介して第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａ同士を連通するヘッド側連通油路２１、該ヘッド側連通油路２１とブームシリンダ用コントロールバルブ１８とを接続するヘッド側メイン油路２２を介して連結されている。また、第一、第二ブームシリンダ８、９のロッド側油室８ｂ、９ｂとブームシリンダ用コントロールバルブ１８とは、ロッド側油室８ｂ、９ｂ同士を連通するロッド側連通油路２３、および該ロッド側連通油路２３とブームシリンダ用コントロールバルブ１８とを接続するロッド側メイン油路２４を介して連結されている。而して、これらの油路を介して、第一、第二ブームシリンダ８、９とブームシリンダ用コントロールバルブ１８とのあいだの油の給排が行なわれるようになっている。
　一方、２５、２６は上昇側、下降側電磁比例減圧弁であって、これら各電磁比例減圧弁２５、２６は、後述する制御装置２７からの制御信号に基づいて、前記ブームシリンダ用コントロールバルブ１８の上昇側パイロットポート１８ａ、下降側パイロットポート１８ｂにそれぞれパイロット圧を出力するべく作動する。これら上昇側、下降側電磁比例減圧弁２５、２６から出力されるパイロット圧は、ブーム用操作レバー（図示せず）の操作量に応じて増減するように制御されると共に、該パイロット圧の増減に対応してスプールの移動ストロークが増減することでブームシリンダ用コントロールバルブ１８の開口面積が増減制御されるようになっている。
　さらに、前記ブームシリンダ用コントロールバルブ１８には、中立位置Ｎのときに圧油供給油路１７の圧油を油タンク１２に流すセンタバイパス弁路１８ｃが形成されているが、該センタバイパス弁路１８ｃは、ブームシリンダ用コントロールバルブ１８が上昇側位置Ｘ或いは下降側位置Ｙに切換わった場合には、スプールの移動ストロークが小さくても閉じるように設定されている。尚、他の油圧アクチュエータ用コントロールバルブＣ１～Ｃｎについても、ブームシリンダ用コントロールバルブ１８と同様のセンタバイパス弁路Ｃ１ｃ～Ｃｎｃが形成されている。
　また、３０は制御装置２７からの制御信号に基づいて流量制御信号圧Ｐｃを出力するメインポンプ流量制御用電磁比例減圧弁であって、該メインポンプ流量制御用電磁比例減圧弁３０から出力された流量制御信号圧Ｐｃは、前記メインポンプ１０の吐出流量制御を行なうレギュレータ１３に入力される。そして、該レギュレータ１３は、入力された流量制御信号圧Ｐｃが最大値のときにはポンプ流量を最少にし、流量制御信号圧Ｐｃが低くなるほどポンプ流量を増加せしめるように、メインポンプ１０の吐出流量を制御する。
　一方、前記第一、第二ヘッド側油路１９、２０は、前述したように、第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａに接続される油路であるが、該第一、第二ヘッド側油路１９、２０には、ヘッド側油室８ａ、９ａへの油供給は許容するがヘッド側油室８ａ、９ａからの油排出は阻止する第一、第二チェック弁３１、３２と、ヘッド側油室８ａ、９ａからの排出流量を制御する第一、第二流量制御弁３３、３４とが並列状に配されている。而して、第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａへの油供給は第一、第二チェック弁３１、３２を経由して行なわれる一方、ヘッド側油室８ａ、９ａからの油排出は、第一、第二流量制御弁３３、３４を経由して行なわれるようになっている。
　前記第一、第二流量制御弁３３、３４は、パイロットポート３３ａ、３４ａを備えたスプール弁であって、パイロットポート３３ａ、３４ａにパイロット圧が入力されていない状態では、第一、第二ヘッド側油路１９、２０を閉じる閉位置Ｎに位置しているが、パイロットポート３３ａ、３４ａにパイロット圧が入力されることにより、第一、第二ヘッド側油路１９、２０を開く開位置Ｘに切換わるように構成されている。
　また、３５、３６は第一、第二電磁比例減圧弁であって、これら各電磁比例減圧弁３５、３６は、制御装置２７からの制御信号に基づいて、前記第一、第二流量制御弁３３、３４のパイロットポート３３ａ、３４ａにパイロット圧を出力するべく作動する。そして、これら第一、第二電磁比例減圧弁３５、３６から出力されるパイロット圧の増減に対応して、第一、第二流量制御弁３３、３４の開口面積が増減制御されるようになっている。
　さらに、３７、３８は前記第一、第二ヘッド側油路１９、２０にそれぞれ接続される第一、第二リリーフ弁であって、該第一、第二リリーフ弁３７、３８によって、第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側リリーフ圧が設定されるように構成されている。
　一方、前記ヘッド側連通油路２１は、前述したように、第一、第二ヘッド側油路１９、２０を介して第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａ同士を連通する油路であるが、該ヘッド側連通油路２１には、制御装置２７からの制御信号に基づいてヘッド側連通油路２１を開閉するヘッド側連通油路開閉弁３９が配設されている。而して、第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａ同士は、ヘッド側連通油路開閉弁３９がヘッド側連通油路２１を開く開位置Ｘに位置している状態では、第一、第二ヘッド側油路１９、２０を介して連通する状態になっているが、ヘッド側連通油路開閉弁３９がヘッド側連通油路２１を閉じる閉位置Ｎに位置することにより、遮断された状態になるように構成されている。尚、ロッド側連通油路２３には前記ヘッド側連通油路開閉弁３９のような開閉弁は配されておらず、第一、第二ブームシリンダ８、９のロッド側油室８ｂ、９ｂ同士は常時連通状態になっている。
　さらに、４０は前記第一ヘッド側油路１９から油タンク１２に至るヘッド側排出油路であって、該ヘッド側排出油路４０には、アンロード弁４１が配されている。
　前記アンロード弁４１は、ポペット弁４２と、制御装置２７から出力される制御信号に基づいてＯＦＦ位置ＮからＯＮ位置Ｘに切換わるアンロード弁用電磁切換弁４３とを用いて構成されている。そして、該アンロード弁４１は、アンロード弁用電磁切換弁４３がＯＦＦ位置Ｎに位置しているときには、第一ヘッド側油路１９から油タンク１２への油の流れを阻止する、つまりヘッド側排出油路４０を閉じる閉状態に保持されるが、アンロード弁用電磁切換弁４３がＯＮ位置Ｘに切換わることにより、第一ヘッド側油路１９から油タンク１２への油の流れを許容する、つまり、ヘッド側排出油路４０を開く開状態になる。而して、上記アンロード弁用電磁切換弁４３をＯＮ位置Ｘに位置せしめてアンロード弁４１を開状態にすることにより、第一ブームシリンダ８のヘッド側油室８ａの圧油を、第一流量制御弁３３およびヘッド側排出油路４０を経由して油タンク１２に流すことができるようになっている。
　ここで、前述したように、アンロード弁４１が開状態のときには、第一ブームシリンダ８のヘッド側油室８ａの圧油を、第一流量制御弁３３およびヘッド側排出油路４０を経由して油タンク１２に流すことができるが、この場合、第一流量制御弁３３の開口面積を最大にすることによって、第一ブームシリンダ８のヘッド側油室８ａの圧油を、略アンロード状態で油タンク１２に流すことができるようになっている。
　さらに、４４は前記第二ヘッド側油路２０に接続される回収油路であって、該回収油路４４には、第二ヘッド側油路２０を経由する第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａからの排出油が供給されるが、該回収油路４４は、アキュムレータ油路４５に対して、後述するシリンダ側チェック弁４６およびアキュムレータ側チェック弁４９を介して接続されている。ここで、上記アキュムレータ油路４５は、アキュムレータ５９に圧油を給排するべくアキュムレータ５９に接続される油路である。
　前記シリンダ側チェック弁４６は、ポペット弁４７と、制御装置２７から出力される制御信号に基づいてＯＦＦ位置ＮからＯＮ位置Ｘに切換わるシリンダ側チェック弁用電磁切換弁４８とを用いて構成されている。そして、該シリンダ側チェック弁４６は、シリンダ側チェック弁用電磁切換弁４８がＯＦＦ位置Ｎに位置している状態では、回収油路４４からアキュムレータ油路４５への油の流れを阻止する閉状態に保持されるが、シリンダ側チェック弁用電磁切換弁４８がＯＮ位置Ｘに切換わることにより、回収油路４４とアキュムレータ油路４５との間の双方向の流れを許容する開状態になる。
　また、前記アキュムレータ側チェック弁４９は、ポペット弁５０と、制御装置２７から出力される制御信号に基づいてＯＦＦ位置ＮからＯＮ位置Ｘに切換わるアキュムレータ側チェック弁用電磁切換弁５１とを用いて構成されている。そして、該アキュムレータ側チェック弁４９は、アキュムレータ側チェック弁用電磁切換弁５１がＯＦＦ位置Ｎに位置している状態では、アキュムレータ油路４５から回収油路４４への油の流れを阻止する閉状態に保持されるが、アキュムレータ側チェック弁用電磁切換弁５１がＯＮ位置Ｘに切換わることにより、回収油路４４とアキュムレータ油路４５との間の双方向の流れを許容する開状態になる。尚、アキュムレータ側チェック弁４９は、アキュムレータ側チェック弁用電磁切換弁５１がＯＦＦ位置Ｎに位置している状態であっても、回収油路４４からアキュムレータ油路４５への油の流れを許容するが、アキュムレータ側チェック弁用電磁切換弁５１がＯＮ位置Ｘに位置している状態では、アキュムレータ油路４５の圧力がポペット弁５０のバネ室５０ａに導入されないため、殆ど圧力損失のない状態で回収油路４４からアキュムレータ油路４５に油を流すことができるようになっている。
　而して、前記シリンダ側チェック弁４６およびアキュムレータ側チェック弁４９が共に閉状態に保持されている状態では、回収油路４４からアキュムレータ油路４５への油の流れ、およびアキュムレータ油路４５から回収油路４４への油の流れは共に阻止される一方、シリンダ側チェック弁４６およびアキュムレータ側チェック弁４９が共に開状態になることにより、第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａから排出油を、回収油路４４およびアキュムレータ油路４５を経由してアキュムレータ５９に蓄圧することができるようになっている。尚、本実施の形態において、アキュムレータ５９は、油圧エネルギー蓄積用として最適なブラダ型のものが用いられているが、これに限定されることなく、例えばピストン型のものであっても良い。
　一方、１６は前記アキュムレータ油路４５からメインポンプ１０の吐出ライン１５に至るように形成される合流油路であって、該合流油路１６には、アキュムレータ流量制御弁５２が配されている。
　前記アキュムレータ流量制御弁５２は、制御装置２７からの制御信号が入力されるアキュムレータ流量制御弁用電油変換弁５３の作動に基づいてスプールが移動する流量制御弁であって、アキュムレータ流量制御弁用電油変換弁５３が非作動の状態では、合流油路１６を閉じる閉位置Ｎに位置しているが、アキュムレータ流量制御弁用電油変換弁５３が作動することによりスプールが移動して、合流油路１６を開く開位置Ｘに切換わるように構成されている。さらに、該アキュムレータ流量制御弁５２には、アキュムレータ油路４５から吐出ライン１５への油の流れは許容するが、逆方向の流れは阻止するチェック弁５４が内蔵されている。而して、アキュムレータ流量制御弁５２が開位置Ｘに切換わることによって、アキュムレータ５９に蓄圧された圧油を、アキュムレータ油路４５および合流油路１６を経由して、メインポンプ１０の吐出ライン１５に合流させることができるようになっている。
　前記アキュムレータ流量制御弁５２の開口面積は、制御装置２７からアキュムレータ流量制御弁用電油変換弁５３に入力される制御信号の信号値によって増減制御されるようになっており、そして、後述するように、該アキュムレータ流量制御弁５２の開口面積によって、アキュムレータ５９から合流油路１６を経由してメインポンプ１０の吐出ライン１５に合流するアキュムレータ流量の制御がなされるように構成されている。
　一方、前記制御装置２７は、マイクロコンピュータ等を用いて構成されるものであって、図３のブロック図に示すごとく、ブーム用操作レバーの操作方向および操作量を検出するブーム操作検出手段６０、メインポンプ１０の吐出圧を検出するポンプ圧力センサ（本発明のポンプ圧力検出手段に相当する）６１、第一ブームシリンダ８のヘッド側油室８ａの圧力を検出する第一ヘッド側圧力センサ６２、第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａの圧力を検出する第二ヘッド側圧力センサ６３、アキュムレータ５９の圧力を検出するアキュムレータ圧力センサ（本発明のアキュムレータ圧力検出手段に相当する）６４、他の油圧アクチュエータＡ１～Ａｎ用の操作具（図示せず）の操作方向および操作量を検出する他の油圧アクチュエータ操作検出手段６５ａ～６５ｎ等からの信号を入力し、これら入力信号に基づいて、前述の上昇側電磁比例減圧弁２５、下降側電磁比例減圧弁２６、メインポンプ流量制御用電磁比例減圧弁３０、第一電磁比例減圧弁３５、第二電磁比例減圧弁３６、ヘッド側連通油路開閉弁３９、アンロード弁用電磁切換弁４３、シリンダ側チェック弁用電磁切換弁４８、アキュムレータ側チェック弁用電磁切換弁５１、アキュムレータ流量制御弁用電油変換弁５３等に制御信号を出力する。
　前記制御装置２７の行なう制御のうち、まず、両持ち制御、片持ち制御について説明すると、制御装置２７は、ブーム操作検出手段６０から入力されるブーム用操作レバーの操作信号に基づき、ブーム用操作レバーが下降側、上昇側の何れにも操作されていない場合、或いは上昇側に操作された場合、つまり、作業部４の昇降停止時および上昇時には、作業部４の重量を第一および第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａの圧力で保持する両持ち制御を行なうと判断し、また、ブーム用操作レバーが下降側に操作された場合、つまり、作業部４の下降時には、作業部４の重量を第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａの圧力で保持する片持ち制御を行なうと判断する。
　そして、両持ち制御を行なうと判断された場合、制御装置２７は、アンロード弁用電磁切換弁４３に対してＯＦＦ位置Ｎに位置するように制御信号を出力して、アンロード弁４１を閉状態にする。これにより、第一ブームシリンダ８のヘッド側油室８ａの油が、ヘッド側排出油路４０を経由して油タンク１２に流れることが阻止される。さらに制御装置２７は、ヘッド側連通油路開閉弁３９に対して開位置Ｘに位置するように制御信号を出力する。これにより、第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａ同士は、第一、第二ヘッド側油路１９、２０を介して連通状態になる。この状態では、第一および第二の両方のブームシリンダ８、９が作業部４の重量保持を担うことになり、而して、第一および第二の両方のブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａの圧力で作業部４の重量を保持する両持ち制御が実行される。
　一方、片持ち制御を行なうと判断された場合、制御装置２７は、ヘッド側連通油路開閉弁３９に対して閉位置Ｎに位置するように制御信号を出力する。これにより、第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａ同士は遮断された状態になる。さらに制御装置２７は、第一電磁比例減圧弁３５に対して最大パイロット圧出力の制御信号を出力して第一流量制御弁３３の開口面積を最大にすると共に、アンロード弁用電磁切換弁４３に対してＯＮ位置Ｘに位置するように制御信号を出力してアンロード弁４１を開状態にする。これにより、第一ブームシリンダ８のヘッド側油室８ａの油は、第一ヘッド側油路１９およびヘッド側排出油路４０を経由して油タンク１２に流れることになって、第一ブームシリンダ８のヘッド側油室８ａの圧力は略タンク圧まで低下する。この状態では、第一ブームシリンダ８による作業部４の重量保持はなされず、第二ブームシリンダ９のみが作業部４の重量保持を担うことになり、而して、第一、第二ブームシリンダ８、９のうち片方の第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａの圧力で作業部４の重量を保持する片持ち制御が実行される。そして、該片持ち制御にすることにより、第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａの圧力は、前記両持ち制御時における第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａの圧力に対して約二倍に昇圧する。
　次いで、ブーム用操作レバーの操作に基づく制御装置２７の制御について説明する。
　まず、ブーム用操作レバーがブーム下降側、上昇側の何れにも操作されていない場合、つまり、作業部４の昇降停止時には、制御装置２７は、上昇側電磁比例減圧弁２５、下降側電磁比例減圧弁２６、第一電磁比例減圧弁３５、第二電磁比例減圧弁３６に対してパイロット圧出力の制御信号を出力せず、これによりブームシリンダ用コントロールバルブ１８は中立位置Ｎに位置し、第一、第二流量制御弁３３、３４は閉位置Ｎに位置している。また、シリンダ側チェック弁用電磁切換弁４８、アキュムレータ側チェック弁用電磁切換弁５１は何れもＯＦＦ位置Ｎに位置するように制御され、これによりシリンダ側チェック弁４６、アキュムレータ側チェック弁４９は何れも閉状態に保持される。さらに、アキュムレータ流量制御弁用電油変換弁５３に作動信号は出力されず、これによりアキュムレータ流量制御弁５２は閉位置Ｎに位置している。さらに、作業部４の昇降停止時には、前述したように、両持ち制御が実行されるようになっているため、ヘッド側連通油路開閉弁３９は開位置Ｘに位置し、また、アンロード弁４１は閉状態になるように制御される。さらに、メインポンプ流量制御用電磁比例減圧弁３０は、レギュレータ１３に流量制御信号圧Ｐｃの最大値を出力するように制御され、これによりメインポンプ１０は、最少のポンプ流量になるように制御される。
　一方、ブーム用操作レバーがブーム下降側に操作された場合、つまり、作業部４の下降時には、前述したように、片持ち制御が実行されるため、ヘッド側連通油路開閉弁３９は閉位置Ｎに位置し、また、第一流量制御弁３３の開口面積は最大になり、さらに、アンロード弁４１は開状態になるように制御される。これにより、第一ブームシリンダ８のヘッド側油室８ａからの排出油は、ヘッド側排出油路４０を経由して油タンク１２に流れると共に、作業部４の重量は、第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａの圧力で保持される状態になる。
　さらに、ブーム下降側に操作された場合、制御装置２７は、下降側電磁比例減圧弁２６に対し、ブームシリンダ用コントロールバルブ１８の下降側パイロットポート１８ｂに、ブーム用操作レバーの操作量に対応したパイロット圧を出力するように制御信号を出力する。これによりブームシリンダ用コントロールバルブ１８が下降側位置Ｙに切換わり、而して、圧油供給油路１７の圧油が、上記下降側位置Ｙのブームシリンダ用コントロールバルブ１８、ロッド側メイン油路２４、ロッド側連通油路２３を経由して、第一、第二ブームシリンダ８、９のロッド側油室８ｂ、９ｂに供給される。
　さらに、ブーム下降側に操作された場合、制御装置２７は、第二電磁比例減圧弁３６に対し、第二流量制御弁３４のパイロットポート３４ａに、ブーム用操作レバーの操作量に対応したパイロット圧を出力するように制御信号を出力する。これにより、第二流量制御弁３４は、第二ヘッド側油路２０を開く開位置Ｘに切換わる。而して、第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａから排出された圧油が、開位置Ｘの第二流量制御弁３４を経由して回収油路４４に供給されるが、その流量は、第二流量制御弁３４の開口面積により制御される。尚、前述したように、作業部４の下降時には片持ち制御が実行されていて、作業部４の重量を第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａで保持しているため、該第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａからの排出油の圧力は両持ち制御の場合と比して約二倍の高圧になり、該高圧の油が回収油路４４に供給される。
　さらに、ブーム下降側に操作された場合、制御装置２７は、シリンダ側チェック弁用電磁切換弁４８およびアキュムレータ側チェック弁用電磁切換弁５１に対し、ＯＮ位置Ｘに切換わるように制御信号を出力する。これにより、シリンダ側チェック弁４６およびアキュムレータ側チェック弁４９は共に開状態になって、回収油路４４からアキュムレータ油路４５への油の流れが許容される。而して、第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａから排出されて回収油路４４に供給された油がアキュムレータ油路４５に流れ、該アキュムレータ油路４５を経由してアキュムレータ５９に蓄圧されるようになっている。
　つまり、作業部４の下降時には、作業部４の重量を第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａの圧力で保持する片持ち制御が実行されると共に、該第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａからの排出油がアキュムレータ５９に蓄圧されることになるが、この場合、第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａの圧力は、両持ち制御の場合と比して約二倍の高圧になっており、而して、アキュムレータ５９には、例えば掘削作業や持上げ旋回等の高負荷作業にも対応できる高圧の圧油が蓄圧されることになる。
　さらに、ブーム下降側に操作された場合、制御装置２７は、アキュムレータ流量制御弁用電油変換弁５３に作動信号を出力せず、これによりアキュムレータ流量制御弁５２は、合流油路１６を閉じる閉位置Ｎに位置するように制御される。而して、アキュムレータ油路４５から合流油路１６を経由して圧油供給油路１７に圧油供給されることなく、圧油供給油路１７にはメインポンプ１０の吐出油のみが供給されるようになっている。
　さらに、ブーム下降側に操作された場合、制御装置２７は、メインポンプ流量制御用電磁比例減圧弁３０に対して、メインポンプ１０の吐出流量を後述するポンプ流量演算部７１で演算された流量にするための流量制御信号圧Ｐｃをレギュレータ１３に出力するように、制御信号を出力する。これによりメインポンプ１０の吐出流量は、ポンプ流量演算部７１で演算された流量となるように制御されるが、該吐出流量制御については後述する。
　次に、ブーム用操作レバーがブーム上昇側に操作された場合、つまり作業部４の上昇時における制御について説明すると、作業部４の上昇時には、前述したように、両持ち制御が実行されるようになっているため、ヘッド側連通油路開閉弁３９は開位置Ｘに位置し、また、アンロード弁４１は閉状態になるように制御される。
　さらに、ブーム上昇側に操作された場合、制御装置２７は、上昇側電磁比例減圧弁２５に対し、ブームシリンダ用コントロールバルブ１８の上降側パイロットポート１８ａに、ブーム用操作レバーの操作量に対応したパイロット圧を出力するように制御信号を出力する。これによりブームシリンダ用コントロールバルブ１８が上昇側位置Ｘに切換わり、而して、該上昇側位置Ｘのブームシリンダ用コントロールバルブ１８を経由して、圧油供給油路１７の圧油が第一、第二ブームシリンダ８のヘッド側油室８ａ、９ａに供給されると共に、ロッド側油室８ｂ、９ｂからの排出油が油タンク１２に排出される。
　さらにこのとき、制御装置２７は、第一、第二電磁比例減圧弁３５、３６に対してパイロット圧出力の制御信号を出力せず、これにより、第一、第二流量制御弁３３、３４は閉位置Ｎに位置するように制御される。また、前述したように、ヘッド側連通油路開閉弁３９は開位置Ｘに位置し、また、アンロード弁４１は閉状態になっている。而して、前記上昇側位置Ｘのブームシリンダ用コントロールバルブ１８を経由して第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａに供給される圧油は、ヘッド側排出油路４０を経由して油タンク１２に流れることなく、ヘッド側メイン油路２２、ヘッド側連通油路２１、および第一、第二ヘッド側油路１９、２０の第一、第二チェック弁３１、３３を経由して、第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａに至るようになっている。
　さらに、ブーム上昇側に操作された場合、制御装置２７は、シリンダ側チェック弁用電磁切換弁４８およびアキュムレータ側チェック弁用電磁切換弁５１を、ＯＦＦ位置Ｎに位置するように制御する。これにより、シリンダ側チェック弁４６およびアキュムレータ側チェック弁４９は閉状態に保持され、而して、回収油路４４とアキュムレータ油路４５との間は遮断された状態になる。
　さらに、ブーム上昇側に操作された場合、制御装置２７は、アキュムレータ流量制御弁用電油変換弁５３に対して、アキュムレータ流量制御弁５２を開位置Ｘに切換えるよう作動信号を出力する。これによりアキュムレータ流量制御弁５２は、アキュムレータ油路４５からメインポンプ１０の吐出ライン１５に至る合流油路１６を開き、而して、アキュムレータ５９に蓄圧された圧油が、アキュムレータ油路４５、合流油路１６を経由してメインポンプ１０の吐出ライン１５に合流し、さらに、圧油供給油路１７、上昇側位置Ｘのブームシリンダ用コントロールバルブ１８を経由して、第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａに供給されるようになっている。するようになっている。この場合、アキュムレータ５９からメインポンプ１０の吐出ライン１５に合流するアキュムレータ流量は、アキュムレータ流量制御弁５２の開口面積によって制御されるが、該アキュムレータ流量の制御については後述する。
　さらに、ブーム上昇側に操作された場合、制御装置２７は、メインポンプ流量制御用電磁比例減圧弁３０に対して、メインポンプ１０の吐出流量を後述するポンプ流量演算部７１で演算された流量にするための流量制御信号圧Ｐｃをレギュレータ１３に出力するように、制御信号を出力する。これによりメインポンプ１０の吐出流量は、ポンプ流量演算部７１で演算された流量となるように制御されるが、該吐出流量制御については後述する。
　つまり、作業部４の上昇時には、アキュムレータ５９の蓄圧油が、合流油路１６を経由してメインポンプ１０の吐出油に合流し、該合流した圧油が上昇側位置Ｘのブームシリンダ用コントロールバルブ１８を経由して第一、第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａに供給されるようになっている。而して、作業部４の下降時にアキュムレータ５９に回収された油圧エネルギーを、作業部４の上昇時に再利用できるようになっている。
　さらに、メインポンプ１０を油圧供給源とする他の油圧アクチュエータＡ１～Ａｎ用の操作具が操作された場合、或いはブーム用操作レバーのブーム上昇側操作と他の油圧アクチュエータ用操作具が連動で操作された場合に、前記アキュムレータ流量制御弁５２を開位置Ｘにしてアキュムレータ５９の蓄圧油をメインポンプ１０の吐出油に合流させることで、該アキュムレータ５９の蓄圧油を、作業部４の上昇時における第一、第二ブームシリンダ８、９への供給圧油としてだけでなく、メインポンプ１０を油圧源とする他の各種油圧アクチュエータＡ１～Ａｎへの供給圧油としても用いることができる。この場合、前述したように、アキュムレータ５９には高圧の圧油が蓄圧されているから、例えば掘削作業や持上げ旋回等の高負荷作業を含めた様々な作業に用いることができる。
　次いで、図４に示すブロック図に基づいて、アキュムレータ５９の蓄圧油をメインポンプ１０の吐出油に合流させる場合のアキュムレータ流量（アキュムレータ５９からメインポンプ１０の吐出ライン１５への合流量）の制御、およびメインポンプ１０の吐出流量制御について説明する。これらの制御を行なうにあたり、制御装置２７は、まず、操作具操作された油圧アクチュエータ（第一、第二ブームシリンダ８、９、他の油圧アクチュエータＡ１～Ａｎ）への供給流量（以下、アクチュエータ供給流量Ｑｃと称する）を演算する。
　前記アクチュエータ供給流量Ｑｃを演算する場合、制御装置２７は、まず、ブーム操作検出手段６０、および他の油圧アクチュエータ操作検出手段６５ａ～６５ｎから入力される検出信号を、操作要求流量演算部６７に入力する。該操作要求流量演算部６７は、各油圧アクチュエータ用操作具の操作量Ｌと、該油圧アクチュエータ用操作具の操作量Ｌに応じて設定される操作要求流量Ｑｒとの関係が示されたテーブルを有しており、該テーブルを用いて、各油圧アクチュエータの操作要求流量Ｑｒを求める。そして、該操作要求流量演算部６７により求められた各油圧アクチュエータの操作要求流量Ｑｒは合算器６８において合計され、合計操作要求流量Ｑsum（Ｑsum＝Ｑｒ＋Ｑｒ・・・＋Ｑｒ）としてアクチュエータ供給流量演算部６９に出力される。
　前記アクチュエータ供給流量演算部６９は、前記合計操作要求流量Ｑsumと、ポンプ圧力センサ６１の検出信号と、ポンプ出力信号Ｐｗとを入力する。ここで、上記ポンプ出力信号Ｐｗは、エンジンＥの出力や作業内容等に応じてメインポンプ１０の出力を調整するための信号であって、例えば、エンジンＥの無負荷時回転数を設定するアクセルダイヤルのダイヤル値に応じて設定されるが、該ポンプ出力信号Ｐｗの信号値に応じて、定馬力制御を行なうためのポンプ吐出圧Ｐとポンプ流量Ｑとの関係を示したポンプ定馬力線（Ｐ－Ｑ線）が予め設定されている。そして、アクチュエータ供給流量演算部６９は、前記ポンプ出力信号Ｐｗによって決まるポンプ定馬力線と、ポンプ圧力センサ６１から入力されるメインポンプ１０の吐出圧Ｐｐとに基づいて、ポンプ定馬力線上のポンプ流量Ｑｄを求め、さらに、該ポンプ定馬力線上のポンプ流量Ｑｄと、前記合計操作要求流量Ｑsumと、メインポンプ１０の最大流量Ｑmaxとを比較して、最も小さい値を、操作具操作された油圧アクチュエータに供給するアクチュエータ供給流量Ｑｃとして出力する。
　前記アクチュエータ供給流量演算部６９から出力されたアクチュエータ供給流量Ｑｃは、アキュムレータ流量演算部７０に入力されてアキュムレータ流量Ｑａの演算に用いられると共に、ポンプ流量演算部７１に入力されてメインポンプ１０の吐出流量Ｑｐの演算に用いられる。
　次に、前記アキュムレータ流量演算部７０におけるアキュムレータ流量Ｑａの演算について説明する。該アキュムレータ流量演算部７０は、前記アクチュエータ供給流量演算部６９から出力されたアクチュエータ供給流量Ｑｃに、分担割合設定部（本発明の分担割合設定手段に相当する）７２により設定されたアキュムレータ分担割合Ｒａを乗じることで、アキュムレータ５９からメインポンプ１０の吐出油に合流させるアキュムレータ流量Ｑａを演算する（Ｑａ＝Ｑｃ×Ｒａ）。このアキュムレータ流量Ｑａの演算は、アキュムレータ圧力センサ６４から入力されるアキュムレータ５９の圧力Ｐａが、アキュムレータ５９が圧油を放出できる圧力として予め設定される設定圧Ｐas以上（Ｐａ≧Ｐas）で、且つ、メインポンプ１０の吐出圧Ｐｐ以上（Ｐａ≧Ｐｐ）の場合に行なわれる。つまり、アキュムレータ５９の圧力Ｐａが設定圧Ｐas未満の場合や、アキュムレータ５９の圧力Ｐａがメインポンプ１０の吐出圧Ｐｐよりも低い場合には、アキュムレータ５９の蓄圧油をメインポンプ１０に合流させることができないため、アキュムレータ流量Ｑａを「ゼロ」と演算する。さらに、ブーム用操作レバーがブーム下降側に操作された場合には、前述したようにアキュムレータ５９の蓄圧を行うため、アキュムレータ流量Ｑａを「ゼロ」と演算する。
　ここで、前記分担割合設定部７２は、油圧アクチュエータに供給されるアクチュエータ供給流量Ｑｃのうち、アキュムレータ５９が分担するアキュムレータ分担割合Ｒａ（０＜Ｒａ≦１）と、メインポンプ１０が分担するポンプ分担割合Ｒｐ（Ｒｐ＝１－Ｒａ）とを設定する。例えば、アキュムレータ分担割合Ｒａ＝０．５、ポンプ分担割合Ｒｐ＝０．５に設定されている場合には、油圧アクチュエータへの供給流量を、アキュムレータ５９とメインポンプ１０とが半々に分担することになる。この分担割合設定部７２におけるアキュムレータ分担割合Ｒａ、ポンプ分担割合Ｒｐの設定は、例えば制御装置２７に接続される操作パネル等の操作手段を用いて、アキュムレータ５９の容量等に応じて任意に設定できるようになっている。
　さらに、制御装置２７は、前記アキュムレータ流量演算部７０において演算されたアキュムレータ流量Ｑａが、アキュムレータ５９からメインポンプ１０の吐出油に合流されるように、アキュムレータ流量制御弁用電油変換弁５３に制御信号を出力してアキュムレータ流量制御弁５２の開口面積を制御する。この場合、アキュムレータ流量制御弁５２の開口面積は、下記の式（１）が成立するように制御される。
　　　Ｑａ＝Ｃ×Ａ×（Ｐａ－Ｐｐ）１／２　　　・・・（１）
　尚、式（１）において、Ｑａはアキュムレータ流量演算部７０において演算されたアキュムレータ流量、Ｃは係数、Ａはアキュムレータ流量制御弁５２の開口面積、Ｐａはアキュムレータ５９の圧力、Ｐｐはメインポンプ１０の吐出圧である。
　つまり、アキュムレータ流量制御弁５２の開口面積は、アキュムレータ５９の圧力Ｐａとメインポンプ１０の吐出圧Ｐｐとの差圧に応じて変化するように制御されることになり、これにより、アキュムレータ５９の圧力Ｐａやメインポンプ１０の吐出圧Ｐｐが変動しても、アキュムレータ流量演算部７０において演算されたアキュムレータ流量Ｑａを補償できるようになっている。尚、アキュムレータ流量演算部７０においてアキュムレータ流量Ｑａが「ゼロ」（Ｑａ＝０）と演算された場合には、アキュムレータ流量制御弁５２は、合流油路１６を閉じる閉位置Ｎに位置するように制御される。
　次いで、ポンプ流量演算部７１におけるメインポンプ１０の吐出流量Ｑｐの演算について説明すると、該ポンプ流量演算部７１は、前記アクチュエータ供給流量演算部６９から出力されたアクチュエータ供給流量Ｑｃから、前記アキュムレータ流量演算部７０により演算されたアキュムレータ流量Ｑａを減ずることで、メインポンプ１０の吐出流量Ｑｐを演算する（Ｑｐ＝Ｑｃ－Ｑａ）。つまり、メインポンプ１０の吐出流量Ｑｐとアキュムレータ流量Ｑａとの合計流量が、油圧アクチュエータに供給されるアクチュエータ供給流量Ｑｃになるように演算される。尚、アキュムレータ流量Ｑａが「ゼロ」の場合には、メインポンプ１０の吐出流量Ｑｐがアクチュエータ供給流量Ｑｃになる。
　さらに、制御装置２７は、メインポンプ１０の吐出流量を、前記前記ポンプ流量演算部７１により演算された吐出流量Ｑｐにするべく、メインポンプ流量制御用電磁比例減圧弁３０に対してレギュレータ１３に流量制御信号圧Ｐｃを出力するように制御信号を出力する。これにより、メインポンプ１０の吐出流量は、前記ポンプ流量演算部７１により演算された吐出流量Ｑｐとなるように制御される。
　叙述の如く構成された本形態において、作業部４の下降時には、第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａのみで作業部４の重量を保持する片持ち制御が実行されると共に、該作業部４の重量を保持する第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａからの排出油がアキュムレータ５９に蓄圧され、而して、アキュムレータ５９には高負荷にも対応できる高圧の圧油が蓄圧される一方、該アキュムレータ５９に蓄圧された圧油を合流油路１６を介してメインポンプ１０の吐出油に合流させることで、第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａからの排出油の有する油圧エネルギーを、第一、第二ブームシリンダ８、９や他の油圧アクチュエータＡ１～Ａｎへの供給圧油として用いることができることになるが、この場合に、アキュムレータ５９からメインポンプ１０の吐出油に合流されるアキュムレータ流量Ｑａは、合流油路１６に配されるアキュムレータ流量制御弁５２によって制御されると共に、該アキュムレータ流量制御弁５２およびメインポンプ１０の吐出流量を制御する制御装置２７は、ブーム用操作レバーや他の油圧アクチュエータ用操作具の操作量とメインポンプ１０の吐出圧Ｐｐとに基づいて、操作具操作された油圧アクチュエータ（第一、第二ブームシリンダ８、９、他の油圧アクチュエータＡ１～Ａｎ）に供給するアクチュエータ供給流量Ｑｃを求め、メインポンプ１０の吐出流量Ｑｐとアキュムレータ流量Ｑａとの合計流量で上記アクチュエータ供給流量Ｑｃを供給するべく、メインポンプ１０の吐出流量およびアキュムレータ流量を制御することになる。
　この結果、第一、第二ブームシリンダ８、９や他の油圧アクチュエータＡ１～Ａｎに圧油を供給する圧油供給油路１７には、油圧アクチュエータ用操作具の操作量とメインポンプ１０の吐出圧Ｐｐとに基づいて求められたアクチュエータ供給流量Ｑｃが、アキュムレータ流量Ｑａとメインポンプ１０の吐出流量Ｑｐとによって過不足無く供給されることになる。而して、アキュムレータ５９の蓄圧油を油圧ポンプ１０の吐出油に合流させて利用する場合に、コントロールバルブ（ブームシリンダ用コントロールバルブ１８や他の油圧アクチュエータ用コントロールバルブＣ１～Ｃｎ）での圧損が増加したり、アキュムレータ５９からの合流流量の増減によって油圧アクチュエータの作動速度が変化してしまうことなく、アキュムレータ５９の蓄圧油を無駄無く効率的に利用できると共に、その分メインポンプ１０の吐出流量を低減せしめることができて、省エネルギー化を確実に達成できる。
　さらにこのものにおいて、制御装置２７は、油圧アクチュエータ（第一、第二ブームシリンダ８、９、他の油圧アクチュエータＡ１～Ａｎ）に供給するアクチュエータ供給流量Ｑｃのうち、アキュムレータ５９が分担するアキュムレータ分担割合Ｒａとメインポンプ１０が分担するポンプ分担割合Ｒｐとを設定する分担割合設定部７２を備えると共に、アキュムレータ圧力センサ６４により検出されるアキュムレータ圧力Ｐａが、アキュムレータ５９が圧油を放出できる圧力として予め設定される設定圧Ｐas以上（Ｐａ≧Ｐas）で、且つ、アキュムレータ圧力Ｐａがメインポンプ１０の吐出圧Ｐｐ以上（Ｐａ≧Ｐｐ）の場合に、アクチュエータ供給流量Ｑｃに前記アキュムレータ分担割合Ｒａを乗じることで、アキュムレータ５９からメインポンプ１０の吐出油に合流されるアキュムレータ流量Ｑａを求めることになる。この結果、アキュムレータ流量Ｑａは、アキュムレータ５９の圧力Ｐａやメインポンプ１０の吐出圧Ｐｐに左右されることなく、アクチュエータ供給流量Ｑｃのうちの所定割合を分担するように制御されることになり、而して、アキュムレータ流量Ｑａの演算や制御が容易になると共に、メインポンプ１０の吐出量制御も容易になる。尚、アキュムレータ圧力Ｐａが設定圧Ｐas未満の場合、或いは、メインポンプ１０の吐出圧Ｐｐよりも低い場合、或いはアキュムレータ５９の蓄圧を行なう場合、つまり、アキュムレータ５９からメインポンプ１０の吐出油への合流が行なわれない場合にはアキュムレータ流量Ｑａは「ゼロ」と演算されて、アクチュエータ供給流量Ｑｃの全流量がメインポンプ１０の吐出流量Ｑｐによって供給されることになる。
　しかもこのものにおいて、制御装置２７は、前記アキュムレータ流量Ｑａを補償するべく、アキュムレータ５９の圧力Ｐａと油圧ポンプの吐出圧との差圧に基づいて、アキュムレータ流量制御弁５２の開口面積を制御する構成になっているから、アキュムレータ５９の圧力Ｐａやメインポンプ１０の吐出圧Ｐｐが変動しても、アキュムレータ流量演算部７０において演算されたアキュムレータ流量Ｑａになるように精度良く制御されることになり、而して、油圧アクチュエーターへの供給流量が安定して、油圧アクチュエータをスムーズに動作せしめることができる。
　尚、本発明は、上記実施の形態に限定されないことは勿論であって、例えば、上記実施の形態において、ブームシリンダ用コントロールバルブ１８の開口面積は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて増減制御される構成になっているが、メインポンプ１０を油圧供給源とする油圧アクチュエータ用操作具のうちブーム用操作レバーのみが操作された場合には、該ブーム用操作レバーの操作量に拘わらずブームシリンダ用コントロールバルブ１８の開口面積を全開となるように制御することもできる。つまり、制御装置２７において求められたアクチュエータ供給流量Ｑｃが第一、第二ブームシリンダ８、９に供給されるように、アキュムレータ流量Ｑａおよびメインポンプ１０の吐出流量Ｑｐが制御されることになるから、ブームシリンダ用コントロールバルブ１８において第一、第二ブームシリンダ８、９への供給流量を制御しなくても、第一、第二ブームシリンダ８、９への供給流量はアクチュエータ供給流量Ｑｃとなるように制御されることになる。そして、この様にブームシリンダ用コントロールバルブ１８の開口面積を全開となるように制御することによって、ブームシリンダ用コントロールバルブ１８を通過するときの圧損を低減することができるという利点がある。
　また、上記実施の形態において、ブームシリンダ用コントロールバルブ１８には、中立位置Ｎのときに圧油供給油路１７の圧油を油タンク１２に流すセンタバイパス弁路１８ｃが形成されていると共に、該センタバイパス弁路１８ｃは、ブームシリンダ用コントロールバルブ１８が上昇側位置Ｘ或いは下降側位置Ｙに切換わった場合には、スプールの移動ストロークが小さくても閉じるように設定されており、さらに、他の油圧アクチュエータ用コントロールバルブＣ１～Ｃｎについても、同様のセンタバイパス弁路Ｃ１ｃ～Ｃｎｃが形成されている。これによって、メインポンプ１０を油圧供給源とする全ての油圧アクチュエータの非操作時に、最少流量のメインポンプ１０の吐出油をセンタバイパス弁路１８ｃ、Ｃ１ｃ～Ｃｎｃを経由して油タンク１２に流すことができるようになっていると共に、該センタバイパス弁路１８ｃ、Ｃ１ｃ～Ｃｎｃは油圧アクチュエータの操作時には閉じるため、センタバイパス弁路１８ｃ、Ｃ１ｃ～Ｃｎｃを通過して油タンク１２に流れる油のロスをなくすことができる構成になっているが、このようなセンタバイパス弁路ではなく、スプールの移動ストロークが大きくなるほど開度量が小さくなるように設定されたセンタバイパス弁路を有するコントロールバルブ（ブームシリンダ用コントロールバルブおよび他の油圧アクチュエータ用コントロールバルブ）を用いても、本発明を実施できることができることは勿論である。この場合、メインポンプ１０の吐出流量Ｑｐは、アクチュエータ供給流量Ｑｃからアキュムレータ流量Ｑａを減じた流量にセンタバイパス流量Ｑby（センタバイパス弁路を通過して油タンク１２に流れる流量）を加算する（Ｑｐ＝Ｑｃ－Ｑａ＋Ｑby）ことによって、求められる。ここで、上記アクチュエータ供給流量Ｑｃ、アキュムレータ流量Ｑａは、前述した実施の形態のアクチュエータ供給流量Ｑｃ、アキュムレータ流量Ｑａと同様にして求められる。また、センタバイパス流量Ｑbyは、以下の式（２）を用いて求めることができる。
　　　Ｑby＝Ｃ×Ａby×（ΔＰ）１／２　　　・・・（２）
　尚、前記式（２）において、Ｃは係数、Ａbyはコントロールバルブのセンタバイパス弁路の開口面積、ΔＰはセンタバイパス弁路の前後の差圧である。
　さらに、前述した実施の形態では、作業部４の下降時には、第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａからの排出油の全量をアキュムレータ５９に蓄圧する一方、アキュムレータ流量制御弁５２は合流油路１６を閉じる閉位置Ｎに位置していて、アキュムレータ油路４５から圧油供給油路１７に圧油が流れない構成になっているが、作業部４の下降時にアキュムレータ流量制御弁５２を開位置Ｘにして合流油路１６を開くことによって、第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａからの排出油の一部をメインポンプ１０の吐出油に合流させる構成にすることもできる。この様に構成した場合、第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａからの排出油は、アキュムレータ５９に蓄圧される一方で、合流油路１６、圧油供給油路１７、下降側位置Ｙのブームシリンダ用コントロールバルブ１８を経由して、第一、第二ブームシリンダ８、９のロッド側油室８ｂ、９ｂに再生油として供給されることになるが、該再生流量は、アキュムレータ流量制御弁５２の開口面積によって制御することができると共に、該再生流量に応じて、メインポンプ１０の吐出流量を制御することもできることになる。そして、この様に第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａからの排出油の一部を再生油として用いることで、アキュムレータ５９の小型化が図れると共に、該再生油はメインポンプ１０の吐出油に合流するように構成されているから、再生油を他の油圧アクチュエータＡ１～Ａｎへの供給圧油として用いることもできる。
　さらに、前述した実施の形態では、作業部４の上昇時および昇降停止時には、第一および第二ブームシリンダ８、９のヘッド側油室８ａ、９ａの圧力で作業部４の重量を保持する一方、作業部４の下降時には第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａのみで作業部４の重量を保持すると共に、該第二ブームシリンダ９のヘッド側油室９ａからの排出油をアキュムレータ５９に蓄圧する構成になっており、これによって、アキュムレータ５９に高負荷作業にも対応できる高圧の圧油を蓄圧できるようになっているが、この様な構成のものに限定されることなく、例えば、油圧アクチュエータからの排出油を増圧シリンダやポンプ等の増圧手段を用いて増圧するように構成したもの、或いは、この様な増圧手段が設けられていないものであっても、本発明は、油圧アクチュエータの排出油の有する油圧エネルギーを蓄圧するアキュムレータと、該アキュムレータの蓄圧油を油圧ポンプの吐出油に合流させる合流油路とを備えた各種作業機械の油圧制御システムに実施できることは勿論である。
　本発明は、油圧アクチュエータからの排出油の有する油圧エネルギーを回収、再利用することができる作業機械における油圧制御システムの技術分野に関するものであり、本発明のごとく構成することにより、アキュムレータの蓄圧油を無駄無く効率的に利用できると共に、油圧ポンプの吐出流量を低減せしめることができて、省エネルギー化を確実に達成できる。また、アキュムレータから油圧ポンプの吐出油に合流されるアキュムレータ流量を精度良く制御できるため、油圧アクチュエータへの供給流量が安定して、油圧アクチュエータをスムーズに動作せしめることができるという産業上の利用可能性がある。
　８　　　第一ブームシリンダ
　９　　　第二ブームシリンダ
　１０　　メインポンプ
　１３　　レギュレータ
　１５　　吐出ライン
　１６　　合流油路
　２７　　制御装置
　５２　　アキュムレータ流量制御弁
　５９　　アキュムレータ
　６１　　ポンプ圧力センサ
　６４　　アキュムレータ圧力センサ
　６９　　アクチュエータ供給流量演算部
　７０　　アキュムレータ流量演算部
　７１　　ポンプ流量演算部
　７２　　分担割合設定部
　Ａ１～Ａｎ　他の油圧アクチュエータ

Claims (3)

  1. 　油圧アクチュエータの排出油の有する油圧エネルギーを蓄圧するアキュムレータと、少なくとも前記油圧アクチュエータを含む油圧アクチュエータの油圧供給源になる容量可変型の油圧ポンプと、前記アキュムレータの蓄圧油を油圧ポンプの吐出油に合流させる合流油路とを備えて構成される作業機械の油圧制御システムにおいて、該油圧制御システムに、前記アキュムレータから油圧ポンプの吐出油に合流させるアキュムレータ流量を制御するアキュムレータ流量制御弁と、該アキュムレータ流量制御弁および前記油圧ポンプの吐出流量を制御する制御装置とを設けると共に、該制御装置は、油圧アクチュエータ用操作具の操作量と油圧ポンプの吐出圧とに基づいて、油圧アクチュエータに供給するアクチュエータ供給流量を求めると共に、該アクチュエータ供給流量を油圧ポンプの吐出流量とアキュムレータ流量との合計流量で供給するべく、油圧ポンプの吐出流量およびアキュムレータ流量を制御することを特徴とする作業機械における油圧制御システム。
  2. 　制御装置は、油圧アクチュエータに供給するアクチュエータ供給流量のうち、アキュムレータが分担するアキュムレータ分担割合と油圧ポンプが分担するポンプ分担割合とを設定する分担割合設定手段を備えると共に、アキュムレータ圧力検出手段により検出されるアキュムレータ圧力が、アキュムレータが圧油を放出できる圧力として予め設定される設定圧以上で、且つ、アキュムレータ圧力が油圧ポンプの吐出圧以上の場合に、アクチュエータ供給流量に前記アキュムレータ分担割合を乗じることで、アキュムレータから油圧ポンプの吐出油に合流させるアキュムレータ流量を求めることを特徴とする請求項１に記載の作業機械における油圧制御システム。
  3. 　制御装置は、アキュムレータから油圧ポンプの吐出油に合流されるアキュムレータ流量を補償するべく、アキュムレータ圧力検出手段およびポンプ圧力検出手段により検出されるアキュムレータの圧力と油圧ポンプの吐出圧との差圧に基づいて、アキュムレータ流量制御弁の開口面積を制御することを特徴とする請求項１または２に記載の作業機械における油圧制御システム。
PCT/JP2009/002414 2008-10-22 2009-06-01 作業機械における油圧制御システム WO2010047008A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP09821710.2A EP2351937B1 (en) 2008-10-22 2009-06-01 Hydraulic control system in working machine
US13/124,519 US8689550B2 (en) 2008-10-22 2009-06-01 Hydraulic control system in working machine
CN200980140669.8A CN102203434B (zh) 2008-10-22 2009-06-01 作业机械的油压控制系统

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2008-271759 2008-10-22
JP2008271759A JP5354650B2 (ja) 2008-10-22 2008-10-22 作業機械における油圧制御システム

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2010047008A1 true WO2010047008A1 (ja) 2010-04-29

Family

ID=42119067

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2009/002414 WO2010047008A1 (ja) 2008-10-22 2009-06-01 作業機械における油圧制御システム

Country Status (5)

Country Link
US (1) US8689550B2 (ja)
EP (1) EP2351937B1 (ja)
JP (1) JP5354650B2 (ja)
CN (1) CN102203434B (ja)
WO (1) WO2010047008A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20130098023A1 (en) * 2010-06-30 2013-04-25 Caterpillar Sarl Energy recovery control circuit and work machine

Families Citing this family (29)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5368943B2 (ja) 2009-11-10 2013-12-18 川崎重工業株式会社 油圧制御装置
CN101824916B (zh) * 2010-03-26 2011-11-09 长沙中联重工科技发展股份有限公司 混凝土布料设备臂架复合运动控制系统、方法和电控系统
WO2013084346A1 (ja) * 2011-12-09 2013-06-13 トヨタ自動車株式会社 油圧制御装置
CN102852184B (zh) * 2012-05-04 2014-09-17 山东理工大学 装载机液压控制系统及控制方法
JP5563096B2 (ja) * 2012-05-18 2014-07-30 憲平 山路 油圧制御システム
US9239085B2 (en) 2012-08-03 2016-01-19 Caterpillar Inc. Reduced parasitic hydraulic fan system with reversing capability
WO2014099926A1 (en) * 2012-12-19 2014-06-26 Eaton Corporation Control system for hydraulic system and method for recovering energy and leveling hydraulic system loads
JP6090781B2 (ja) 2013-01-28 2017-03-08 キャタピラー エス エー アール エル エンジンアシスト装置および作業機械
JP6006666B2 (ja) 2013-03-28 2016-10-12 株式会社神戸製鋼所 油圧ショベル
CN103225321A (zh) * 2013-05-07 2013-07-31 山东理工大学 弹性橡胶带蓄能式装载机动臂势能回收再生控制方法
CA2960802A1 (en) * 2014-09-29 2016-04-07 Parker-Hannifin Corporation Directional control valve
JP6291394B2 (ja) * 2014-10-02 2018-03-14 日立建機株式会社 作業機械の油圧駆動システム
JP6317656B2 (ja) 2014-10-02 2018-04-25 日立建機株式会社 作業機械の油圧駆動システム
JP6226851B2 (ja) * 2014-11-06 2017-11-08 日立建機株式会社 作業機械の油圧制御装置
JP6529836B2 (ja) * 2015-06-24 2019-06-12 株式会社神戸製鋼所 油圧式駆動装置およびその制御方法
US20170051763A1 (en) * 2015-08-19 2017-02-23 Caterpillar Global Mining Equipment Llc Accumulator Driven Accessories
SE542525C2 (en) 2015-10-19 2020-06-02 Husqvarna Ab Automatic tuning of valve for remote controlled demolition robot
SE539241C2 (en) 2015-10-19 2017-05-23 Husqvarna Ab Adaptive control of hydraulic tool on remote demolition robot
SE542526C2 (en) * 2015-10-19 2020-06-02 Husqvarna Ab Energy buffer arrangement and method for remote controlled demolition robot
US10151080B2 (en) * 2015-11-30 2018-12-11 The Charles Machine Works, Inc. Valve assembly for work attachment
CN105697429B (zh) * 2015-12-22 2017-08-08 徐州重型机械有限公司 能量回收控制系统和起重设备
EP3258138A1 (en) * 2016-06-13 2017-12-20 DANA ITALIA S.r.l. Series hydraulic hybrid system for a vehicle and method of operating a series hydraulic hybrid system for a vehicle
JP6424879B2 (ja) * 2016-11-16 2018-11-21 株式会社豊田自動織機 荷役車両の油圧駆動装置
JP6424880B2 (ja) * 2016-11-16 2018-11-21 株式会社豊田自動織機 荷役車両の油圧駆動装置、及び流量制御弁
CN112567141B (zh) * 2018-03-15 2023-04-14 日立建机株式会社 工程机械
US11225983B2 (en) * 2018-09-26 2022-01-18 Eagle Industry Co., Ltd. Fluid circuit
WO2020067584A1 (en) * 2018-09-27 2020-04-02 Volvo Construction Equipment Ab Regeneration system and method of energy released from working implement
CN115279975B (zh) * 2020-10-19 2023-08-22 日立建机株式会社 工程机械
JP2024077919A (ja) * 2022-11-29 2024-06-10 ナブテスコ株式会社 液圧駆動システム、及び、建設機械

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH02227571A (ja) * 1989-02-28 1990-09-10 Toshiba Mach Co Ltd ポンプの吐出流量制御装置
JPH06221301A (ja) * 1993-01-19 1994-08-09 Samsung Heavy Ind Co Ltd 油圧ポンプの吐出流量制御装置
JP2008089024A (ja) * 2006-09-29 2008-04-17 Kobelco Contstruction Machinery Ltd 油圧アクチュエータの制御装置及びこれを備えた作業機械
JP2008185182A (ja) * 2007-01-31 2008-08-14 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd 作業機械における油圧制御システム

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2964607B2 (ja) * 1990-10-11 1999-10-18 日産自動車株式会社 油圧供給装置
JP3362258B2 (ja) 1996-09-25 2003-01-07 株式会社小松製作所 圧油回収再利用システム
JP2005185182A (ja) * 2003-12-25 2005-07-14 Lion Corp α−１，３−グルコオリゴ糖の製造方法、該製造方法により得られるα−１，３−グルコオリゴ糖およびこれを含有する製剤組成物
US7124576B2 (en) * 2004-10-11 2006-10-24 Deere & Company Hydraulic energy intensifier
US7269944B2 (en) * 2005-09-30 2007-09-18 Caterpillar Inc. Hydraulic system for recovering potential energy
JP2008014468A (ja) * 2006-07-10 2008-01-24 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd 作業機械における油圧制御システム
CN101225845A (zh) * 2006-11-14 2008-07-23 胡斯可国际股份有限公司 用于液压系统的能量回收与再利用方法
JP2008133914A (ja) * 2006-11-29 2008-06-12 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd 作業機械における油圧制御システム
JP2008185098A (ja) * 2007-01-29 2008-08-14 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd 作業機械における制御システム

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH02227571A (ja) * 1989-02-28 1990-09-10 Toshiba Mach Co Ltd ポンプの吐出流量制御装置
JPH06221301A (ja) * 1993-01-19 1994-08-09 Samsung Heavy Ind Co Ltd 油圧ポンプの吐出流量制御装置
JP2008089024A (ja) * 2006-09-29 2008-04-17 Kobelco Contstruction Machinery Ltd 油圧アクチュエータの制御装置及びこれを備えた作業機械
JP2008185182A (ja) * 2007-01-31 2008-08-14 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd 作業機械における油圧制御システム

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP2351937A4 *

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20130098023A1 (en) * 2010-06-30 2013-04-25 Caterpillar Sarl Energy recovery control circuit and work machine
US9303632B2 (en) * 2010-06-30 2016-04-05 Caterpillar Sarl Energy recovery control circuit and work machine

Also Published As

Publication number Publication date
US20110197576A1 (en) 2011-08-18
EP2351937A4 (en) 2014-02-26
JP5354650B2 (ja) 2013-11-27
EP2351937B1 (en) 2016-08-10
JP2010101365A (ja) 2010-05-06
CN102203434A (zh) 2011-09-28
EP2351937A1 (en) 2011-08-03
CN102203434B (zh) 2014-04-09
US8689550B2 (en) 2014-04-08

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2010047008A1 (ja) 作業機械における油圧制御システム
US9394666B2 (en) Construction machine with working attachment
WO2008007484A1 (fr) Système de commande hydraulique pour machine de chantier
US9932993B2 (en) System and method for hydraulic energy recovery
KR20120086288A (ko) 작업 기계의 유압 시스템
US20100089045A1 (en) Hydraulic control circuit for construction machine
US10301793B2 (en) Hydraulic drive system for work machine
WO2010026678A1 (ja) 作業機械における油圧制御システム
CN114555957A (zh) 再生装置、具备该再生装置的液压驱动系统及其控制装置
JP2009150462A (ja) 作業機械における油圧制御システム
JP5246759B2 (ja) 作業機械における油圧制御システム
JP4232974B2 (ja) 建設機械の油圧制御回路
JP6615137B2 (ja) 建設機械の油圧駆動装置
JP4753307B2 (ja) 作業機械における油圧制御システム
JP4702894B2 (ja) 油圧ショベルにおける油圧制御システム
JP2008185182A (ja) 作業機械における油圧制御システム
JP2008133914A (ja) 作業機械における油圧制御システム
JP2009270660A (ja) 作業機械における油圧制御システム
CN109963986B (zh) 作业机械的液压驱动装置
WO2010026677A1 (ja) 作業機械における油圧制御システム
JP2008185098A (ja) 作業機械における制御システム
JP4756600B2 (ja) 作業機械における油圧制御システム
JP2008185099A (ja) 作業機械における制御システム
JP2008075365A (ja) 作業機械における制御システム
EP4056765B1 (en) Hydraulic system for a construction machine

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200980140669.8

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 09821710

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13124519

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

REEP Request for entry into the european phase

Ref document number: 2009821710

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2009821710

Country of ref document: EP