WO2015064026A1 - 油圧ショベル駆動システム - Google Patents

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WO2015064026A1
WO2015064026A1 PCT/JP2014/005176 JP2014005176W WO2015064026A1 WO 2015064026 A1 WO2015064026 A1 WO 2015064026A1 JP 2014005176 W JP2014005176 W JP 2014005176W WO 2015064026 A1 WO2015064026 A1 WO 2015064026A1
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WO
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arm
boom
valve
control valve
hydraulic pump
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PCT/JP2014/005176
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English (en)
French (fr)
Inventor
哲弘 近藤
伊藤　誠
藤山　和人
Original Assignee
川崎重工業株式会社
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Priority to US15/028,866 priority patent/US9932995B2/en
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Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic excavator drive system.
  • the hydraulic excavator drive system generally includes a swing motor, a boom cylinder, an arm cylinder, and a bucket cylinder as hydraulic actuators, and hydraulic oil is supplied from two hydraulic pumps to these hydraulic actuators.
  • a swing motor Normally, the supply of hydraulic oil to the swing motor and bucket cylinder is controlled by one control valve, but the supply of hydraulic oil to the boom cylinder (at least when the boom is raised) and the arm cylinder are controlled by two control valves. Is done.
  • Patent Document 1 discloses a hydraulic excavator drive system 100 as shown in FIG.
  • the arm main control valve 121 and the boom sub control valve 132 are arranged on the first bleed line 102 extending from the first hydraulic pump 101, and the arm is on the second bleed line 104 extending from the second hydraulic pump 103.
  • a sub control valve 122, a bucket control valve 110, and a boom main control valve 131 are arranged.
  • the arm main control valve 121 is connected to the arm operation valve 120 through an arm pulling pilot line 123
  • the boom main control valve 131 is connected to the boom operation valve 130 through a boom raising pilot line 133
  • a sub pilot line 124 branches from the arm pulling pilot line 123 and is connected to the arm sub control valve 122
  • the sub pilot line 134 branches from the boom raising pilot line 133 and is connected to the boom sub control valve 132.
  • the secondary pilot lines 124 and 134 are provided with electromagnetic proportional valves 125 and 135, respectively.
  • Each of the electromagnetic proportional valves 125 and 135 outputs a lower pilot pressure to the sub control valve (122 or 132) as the pilot pressure output from the operation valve (120 or 130) is higher. That is, the pilot pressure main force from the electromagnetic proportional valve to the sub control valve is in inverse proportion to the pilot pressure output from the operation valve to the main control valve.
  • the opening degree of the sub control valve is reduced.
  • Patent Document 1 describes that with this configuration, hydraulic oil can be preferentially supplied to one of the arm cylinder 126 and the boom cylinder 136 when the arm pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously. When the arm pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously, the bucket is moved horizontally so as to be close to the shovel body.
  • the arm sub control valve 122 and the boom sub control valve 132 operate according to the pilot pressure output from the arm operation valve 120 and the boom operation valve 130. It does not operate in response to the load pressure of 126 and boom cylinder 136.
  • the opening degrees of both the sub control valves 122 and 132 are reduced, they are not reduced to zero, and the hydraulic oil is supplied from both the first hydraulic pump 101 and the second hydraulic pump 103 to the arm cylinder 126 and the boom cylinder 136. Is supplied. For this reason, when the arm pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously, the opening degree of both the sub control valves 122 and 132 is reduced, so that the load pressure of the arm cylinder 126 and the boom cylinder 136 is reduced. The point that much hydraulic oil flows in is improved to some extent.
  • An object of the present invention is to provide a hydraulic excavator drive system capable of suppressing wasteful consumption.
  • the inventors of the present invention shut off the supply line from the arm sub control valve to the arm cylinder when the arm pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously. It was found that if the supply line from the boom sub-control valve to the boom cylinder is shut off, one hydraulic pump can be used exclusively for the arm cylinder and the other hydraulic pump can be used exclusively for the boom cylinder. In addition, in this case, since the discharge pressures of both hydraulic pumps can be made different, if both of the hydraulic pumps are controlled by horsepower (independent horsepower control), the arm cylinder and the hydraulic cylinder are controlled by the horsepower control characteristics of the individual hydraulic pumps. The amount of hydraulic oil supplied to the boom cylinder can be determined.
  • the hydraulic excavator drive system discharges hydraulic oil at a flow rate corresponding to the tilt angle, the first hydraulic pump and the second hydraulic pump that can independently control the tilt angle, and the arm cylinder.
  • An arm main control valve disposed on a first bleed line extending from the first hydraulic pump and an arm disposed on a second bleed line extending from the second hydraulic pump for controlling supply of hydraulic oil to the first hydraulic pump
  • Arm operation valve that outputs pilot pressure to the arm main control valve, boom operation valve that outputs pilot pressure to the boom main control valve, and boom raising operation are not performed
  • a pilot pressure is output to the arm sub-control valve in response to an arm pulling operation and an arm pushing operation, and a pilot pressure is not output to the arm sub-control valve when the arm pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously.
  • a pilot pressure is output to the boom sub-control valve in response to a boom raising operation when the arm pulling operation is not performed, and the boom sub control is performed when the arm pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously.
  • a boom-side regulating valve that does not output pilot pressure to the valve.
  • the arm sub control valve and the boom sub control valve do not operate when the arm pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously. Therefore, the first hydraulic pump can be used exclusively for the arm cylinder, and the second hydraulic pump can be used exclusively for the boom cylinder. As a result, it is possible to prevent a large amount of hydraulic oil from flowing into the arm cylinder and the boom cylinder having the lower load pressure.
  • the tilt angles of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump can be controlled independently of each other, in other words, independent horsepower control is performed for both hydraulic pumps.
  • the amount of hydraulic oil supplied to the arm cylinder and the boom cylinder can be determined by the horsepower control characteristics of the hydraulic pump. Thereby, unnecessary pressure loss does not occur in the middle of the path from the first hydraulic pump and the second hydraulic pump to the arm cylinder and the boom cylinder, and wasteful consumption of energy can be suppressed.
  • Each of the pair of arm side restriction valves is an electromagnetic proportional valve that outputs a pilot pressure proportional to a pilot pressure output from the arm operation valve to the arm sub control valve when a boom raising operation is not performed.
  • the boom-side regulating valve may be an electromagnetic proportional valve that outputs a pilot pressure proportional to a pilot pressure output from the boom operation valve to the boom sub-control valve when an arm pulling operation is not performed.
  • the arm sub control valve can be operated in the same manner as the arm main control valve when the boom raising operation is not performed, and the boom sub control valve is operated when the arm pulling operation is not performed. It can be operated in the same way as a control valve.
  • Each of the pair of arm-side restriction valves is an electromagnetic on-off valve that shuts off the pilot line for the arm sub-control valve when the arm pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously.
  • An electromagnetic on-off valve that shuts off the pilot line for the boom sub-control valve when the pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously may be used. According to this structure, a structure and control logic can be simplified rather than the case where an electromagnetic proportional valve is employ
  • the hydraulic excavator drive system includes a first regulator that controls a tilt angle of the first hydraulic pump based on a discharge pressure and a power shift pressure of the first hydraulic pump, a discharge pressure of the second hydraulic pump, and the A second regulator that controls a tilt angle of the second hydraulic pump based on a power shift pressure; and an electromagnetic proportional valve that outputs the power shift pressure to the first regulator and the second regulator.
  • power shift control can be performed on the first hydraulic pump and the second hydraulic pump with one electromagnetic proportional valve.
  • the hydraulic excavator drive system includes a first regulator for controlling a tilt angle of the first hydraulic pump based on a discharge pressure and a first power shift pressure of the first hydraulic pump, and the first regulator to the first regulator.
  • a first electromagnetic proportional valve that outputs a power shift pressure a second regulator that controls a tilt angle of the second hydraulic pump based on a discharge pressure and a second power shift pressure of the second hydraulic pump, and the second And a second electromagnetic proportional valve that outputs the second power shift pressure to the regulator.
  • independent power shift control can be performed on the first hydraulic pump and the second hydraulic pump.
  • the first power shift pressure is increased and the discharge flow rate of the first hydraulic pump is decreased.
  • a controller that controls the electromagnetic proportional valve and that controls the second electromagnetic proportional valve so that the second power shift pressure is reduced and the discharge flow of the second hydraulic pump is increased.
  • the present invention when the arm pulling operation and the boom raising operation are performed at the same time, it is possible to prevent a large amount of hydraulic oil from flowing into the lower one of the arm cylinder and the boom cylinder, and to save energy. Wasteful consumption can be suppressed.
  • FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic excavator drive system according to a first embodiment of the present invention. It is a side view of a hydraulic excavator. It is a hydraulic circuit diagram which shows the structure of a regulator. It is a graph which shows the relationship between the pilot pressure from the operation valve when the arm pulling operation and the boom raising operation are not performed at the same time, and the pilot pressure from the electromagnetic proportional valve which is the arm side restriction valve and boom side restriction valve. 5A and 5B are graphs showing horsepower control characteristics of the second hydraulic pump and the first hydraulic pump in the first embodiment, respectively.
  • FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic excavator drive system according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 7A and 7B are graphs showing the horsepower control characteristics of the second hydraulic pump and the first hydraulic pump in the second embodiment, respectively. It is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic excavator drive system according to a third embodiment of the present invention. It is a hydraulic circuit diagram of a conventional hydraulic excavator drive system.
  • FIG. 1 shows a hydraulic excavator drive system 1A according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 2 shows a hydraulic excavator 10 equipped with the drive system 1A.
  • the drive system 1A includes a bucket cylinder 15, an arm cylinder 14 and a boom cylinder 13 shown in FIG. 2 as a hydraulic actuator, and includes a turning motor and a pair of left and right traveling motors (not shown).
  • the drive system 1A includes a first hydraulic pump 11 and a second hydraulic pump 12 that supply hydraulic oil to the hydraulic actuator. In FIG. 1, drawing of hydraulic actuators other than the arm cylinder 14 and the boom cylinder 13 and control valves for the hydraulic actuator is omitted.
  • a first bleed line 21 extends from the first hydraulic pump 11 to the tank, and a second bleed line 31 extends from the second hydraulic pump 12 to the tank.
  • a boom sub control valve 42 and an arm main control valve 51 are arranged in series.
  • a boom main control valve 41 and an arm sub control valve 52 are connected in series. Is arranged.
  • a swing control valve for controlling the supply of hydraulic oil to the swing motor is disposed on the first bleed line 21, and the operation to the bucket cylinder 15 is performed on the second bleed line 31.
  • a bucket control valve that controls the supply of oil is arranged.
  • a pair of travel control valves that control the supply of hydraulic oil to the pair of left and right travel motors are also disposed on the first bleed line 21 and the second bleed line 31.
  • the boom sub control valve 42 is a two-position valve, but the other control valves are three-position valves.
  • a parallel line 24 branches off from the first bleed line 21, and hydraulic oil discharged from the first hydraulic pump 11 is guided to all control valves on the first bleed line 21 through the parallel line 24.
  • a parallel line 34 is branched from the second bleed line 31, and hydraulic oil discharged from the second hydraulic pump 12 is guided to all control valves on the second bleed line 31 through the parallel line 34.
  • Control valves other than the boom sub control valve 42 on the first bleed line 21 are connected to the tank by the tank line 25, while all control valves on the second bleed line 31 are connected to the tank by the tank line 35. Yes.
  • All the control valves arranged on the first bleed line 21 and the second bleed line 31 are open center type valves. That is, when all the control valves on the bleed line (21 or 31) are in the neutral position, the control valve does not restrict the flow of the hydraulic oil in the bleed line, and any one of the control valves operates to be neutral. When moved from the position, the control valve restricts the flow of hydraulic oil in the bleed line.
  • the discharge flow rate of the first hydraulic pump 11 and the discharge flow rate of the second hydraulic pump 12 are controlled by a negative control (hereinafter referred to as “negative control”) method. That is, the first bleed line 21 is provided with throttles 22 on the downstream side of all control valves, and a relief valve 23 is arranged on a line that bypasses the throttles 22. Similarly, the second bleed line 31 is provided with throttles 32 on the downstream side of all control valves, and a relief valve 33 is disposed on a line that bypasses the throttles 32.
  • the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12 are driven by an unillustrated engine and discharge hydraulic oil at a flow rate corresponding to the tilt angle and the engine speed.
  • a swash plate pump whose tilt angle is defined by the angle of the swash plate 11a (see FIG. 3) is employed as the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12.
  • the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12 may be a slant shaft pump whose tilt angle is defined by a slant shaft angle.
  • the tilt angle of the first hydraulic pump 11 is controlled by the first regulator 16, and the tilt angle of the second hydraulic pump 12 is controlled by the second regulator 17.
  • the discharge pressure of the first hydraulic pump 11 is guided to the first regulator 16, and the discharge pressure of the second hydraulic pump 12 is guided to the second regulator 17. Further, the power shift pressure is output from the electromagnetic proportional valve 91 to the first regulator 16 and the second regulator 17.
  • the electromagnetic proportional valve 91 is connected to the auxiliary pump 18 by the primary pressure line 92, and the auxiliary pump 18 is driven by the engine (not shown). Further, the electromagnetic proportional valve 91 is controlled by the controller 8 based on, for example, an engine speed (not shown). For example, the engine speed is divided into a plurality of operating areas, and the power shift pressure output from the electromagnetic proportional valve 91 is set for each operating area.
  • the first regulator 16 includes a servo cylinder 16a connected to the swash plate 11a of the first hydraulic pump 11, a spool 16b for controlling the servo cylinder 16a, and a spring for biasing the spool 16b. 16e, and a negative control piston 16c and a horsepower control piston 16d that press the spool 16b against the urging force of the spring 16e.
  • the servo cylinder 16a reduces the tilt angle of the first hydraulic pump 11 and moves the spool 16b by the biasing force of the spring 16e. 1 Increase the tilt of the hydraulic pump 11. If the tilt angle of the first hydraulic pump 11 decreases, the discharge flow rate of the first hydraulic pump 11 decreases, and if the tilt angle of the first hydraulic pump 11 increases, the discharge flow rate of the first hydraulic pump 11 increases.
  • the first regulator 16 has a pressure receiving chamber for pressing the spool 16b against the negative control piston 16c.
  • the first negative control pressure Pn1 which is the pressure upstream of the throttle 22 in the first bleed line 21, is guided to the pressure receiving chamber of the negative control piston 16c.
  • the first negative control pressure Pn1 is determined by the degree of restriction of the flow of the hydraulic fluid by the control valves (42, 51) in the first bleed line 21, and the negative control piston 16c advances when the first negative control pressure Pn1 increases (left side of the figure). )
  • the tilt angle of the first hydraulic pump 11 decreases, and when the first negative control pressure Pn1 decreases, the negative control piston 16c moves backward (moves to the right in the figure) and the first hydraulic pump 11 tilts. The turning angle increases.
  • the horsepower control piston 16d is for controlling the tilt angle of the first hydraulic pump 11 based on the discharge pressure and power shift pressure of the first hydraulic pump 11.
  • the first regulator 16 has two pressure receiving chambers for causing the horsepower control piston 16d to press the spool 16b.
  • the discharge pressure of the first hydraulic pump 11 and the power shift pressure from the electromagnetic proportional valve 91 are led to the two pressure receiving chambers of the horsepower control piston 16d, respectively.
  • the negative control piston 16c and the horsepower control piston 16d are configured so as to preferentially press the spool 16b in the direction of limiting (decreasing) the discharge flow rate of the first hydraulic pump 11.
  • the configuration of the second regulator 17 is the same as the configuration of the first regulator 16. That is, the second regulator 17 controls the tilt angle of the second hydraulic pump 12 based on the second negative control pressure Pn2 by the negative control piston 16c. The second regulator 17 controls the tilt angle of the second hydraulic pump 12 based on the discharge pressure of the second hydraulic pump 12 and the power shift pressure from the electromagnetic proportional valve 91 by the horsepower control piston 16d.
  • the first regulator 16 controls the tilt angle of the first hydraulic pump 11 without being based on the discharge pressure of the second hydraulic pump 12, and the second regulator 17 is based on the discharge pressure of the first hydraulic pump 11. Without limiting, the tilt angle of the second hydraulic pump 12 is controlled. For this reason, the tilt angles of the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12 can be controlled independently of each other.
  • the boom main control valve 41 is connected to the boom cylinder 13 by a boom raising supply line 13a and a boom lowering supply line 13b.
  • the boom sub control valve 42 is connected to the boom raising supply line 13a by the sub supply line 13c.
  • the pilot port of the boom main control valve 41 is connected to the boom operation valve 61 by a boom raising pilot line 43 and a boom lowering pilot line 44.
  • the boom operation valve 61 includes an operation lever, and outputs a pilot pressure having a magnitude corresponding to the operation amount of the operation lever to the boom main control valve 41.
  • the boom raising pilot line 43 is provided with a first pressure sensor 81 for detecting the pilot pressure during the boom raising operation.
  • the pilot port of the boom sub-control valve 42 is connected to the boom side regulating valve 71 by the boom raising pilot line 45.
  • the boom side restriction valve 71 is an electromagnetic proportional valve.
  • the boom side regulating valve 71 is connected to the auxiliary pump 18 by a primary pressure line 74.
  • the arm main control valve 51 is connected to the arm cylinder 14 by an arm pulling supply line 14a and an arm pushing supply line 14b.
  • the arm sub control valve 52 is connected to the arm pulling supply line 14a by the sub supply line 14c, and is connected to the arm pushing supply line 14b by the sub supply line 14d.
  • the pilot port of the arm main control valve 51 is connected to the arm operation valve 62 by the arm pulling pilot line 53 and the arm pushing pilot line 54.
  • the arm operation valve 62 includes an operation lever, and outputs a pilot pressure having a magnitude corresponding to the operation amount of the operation lever to the arm main control valve 51.
  • the arm pulling pilot line 53 is provided with a second pressure sensor 82 for detecting the pilot pressure during the arm pulling operation, and the arm pushing pilot line 54 is for detecting the pilot pressure during the arm pushing operation.
  • the third pressure sensor 83 is provided.
  • the pilot port of the arm sub-control valve 52 is connected to a pair of arm-side regulating valves 72 and 73 by an arm pushing pilot line 56 and an arm pulling pilot line 55.
  • each of the arm side restriction valves 72 and 73 is an electromagnetic proportional valve.
  • the arm side restriction valves 72 and 73 are connected to the auxiliary pump 18 by a primary pressure line 75.
  • the boom side restriction valve 71 and the arm side restriction valves 72 and 73 are controlled by the controller 8. Specifically, the controller 8 outputs the pilot pressure to the arm sub control valve 52 in response to the arm pulling operation and the arm pushing operation when the boom raising operation is not performed on the arm side regulating valves 72 and 73, Control is performed so that pilot pressure is not output to the arm sub-control valve 52 when the operation and the boom raising operation are performed simultaneously. In addition, the controller 8 outputs a pilot pressure to the boom sub control valve 42 in response to the boom raising operation when the arm pulling operation is not performed, and the arm pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously. Control is performed so that the pilot pressure is not output to the boom sub-control valve 42.
  • the boom side regulating valve 71 which is an electromagnetic proportional valve, allows the boom raising pilot line 45 to communicate with the tank if no current is supplied from the controller 8. At this time, the boom sub control valve 42 is maintained in the neutral position.
  • the boom raising pilot line detected by the first pressure sensor 81 is used.
  • a current having a magnitude corresponding to the pilot pressure of 43 is supplied to the boom side regulating valve 71.
  • the boom side control valve 71 outputs the pilot pressure proportional to the pilot pressure output from the boom operation valve 61 to the boom sub control valve 42 as shown in FIG.
  • the controller 8 performs the arm pulling operation and the boom raising operation simultaneously, that is, the pilot pressure of the boom raising pilot line 43 detected by the first pressure sensor 81 is equal to or higher than the threshold value, and the second pressure sensor 82.
  • the pilot pressure of the arm pulling pilot line 53 detected in (1) becomes equal to or higher than the threshold value, no current is supplied to the boom side regulating valve 71.
  • the boom sub control valve 42 does not operate.
  • the arm-side regulating valves 72 and 73 that are electromagnetic proportional valves cause the pilot lines 55 and 56 to communicate with the tank unless current is supplied from the controller 8. At this time, the arm sub control valve 52 is maintained in the neutral position.
  • the boom raising operation is not performed, that is, when the pilot pressure of the boom raising pilot line 43 detected by the first pressure sensor 81 is less than the threshold, the arm pulling pilot line detected by the second pressure sensor 82 is used.
  • a current having a magnitude corresponding to the pilot pressure of 53 is supplied to the arm-side regulating valve 72 or a current having a magnitude corresponding to the pilot pressure of the arm pushing pilot line 54 detected by the third pressure sensor 83 is supplied to the arm side. Feed to the regulation valve 73.
  • one of the arm-side regulating valves 72 and 73 outputs a pilot pressure proportional to the pilot pressure output from the arm operation valve 62 to the arm sub control valve 52 as shown in FIG.
  • the controller 8 does not supply current to the arm side regulating valves 72 and 73. As a result, the arm sub control valve 52 does not operate.
  • the arm sub control valve 52 and the boom sub control valve 42 do not operate when the arm pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously. Therefore, the first hydraulic pump 11 can be used exclusively for the arm cylinder 14 and the second hydraulic pump 12 can be used exclusively for the boom cylinder 13. As a result, it is possible to prevent a large amount of hydraulic oil from flowing into the arm cylinder 14 and the boom cylinder 13 with the lower load pressure.
  • “dedicated” here means that only one of the arm cylinder 14 and the boom cylinder 13 is excluded, and other hydraulic actuators (for example, the bucket cylinder 15) are not necessarily excluded.
  • the tilt angles of the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12 can be controlled independently of each other.
  • the independent horsepower control is performed on both the hydraulic pumps 11 and 12, so that the first The amount of hydraulic oil supplied to the arm cylinder 14 and the boom cylinder 13 can be determined according to the load pressure of the arm cylinder 14 and the boom cylinder 13 by the horsepower control characteristics of the hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12.
  • FIG. 5A shows the horsepower control characteristics of the second hydraulic pump 12 defined by the second regulator 17, and FIG. 5B shows the horsepower control characteristics of the first hydraulic pump 11 defined by the first regulator 16.
  • the discharge pressure of the first hydraulic pump 11 which is the load pressure of the arm cylinder 14 is usually used.
  • the discharge pressure of the second hydraulic pump 12, which is the load pressure of the boom cylinder 13 becomes relatively high.
  • the discharge flow rate of the first hydraulic pump 11 changes according to the horsepower control characteristics shown in FIG.
  • the first and second regulators 16 and 17 may be configured such that the horsepower control characteristics shown in FIGS. 5B and 5A correspond to 1 ⁇ 2 of the engine output.
  • unnecessary pressure loss does not occur in the course of the path from the first hydraulic pump 11 to the arm cylinder 14 and the path from the second hydraulic pump 12 to the boom cylinder 13. , Wasteful consumption of energy can be suppressed.
  • the single hydraulic proportional valve controls the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12.
  • Power shift control That is, by changing the power shift pressure, the horsepower control characteristics shown in FIGS. 5A and 5B can be simultaneously shifted as indicated by arrows in the drawing.
  • the boom-side restriction valve 71 and the arm-side restriction valves 72 and 73 are all electromagnetic that outputs to the sub-control valves 42 and 52 a pilot pressure proportional to the pilot pressure output from the operation valves 61 and 62. It is a proportional valve. Therefore, when the boom raising operation is not performed, the arm sub control valve 52 can be operated in the same manner as the arm main control valve 51, and when the arm pulling operation is not performed, the boom sub control valve 42 is operated. It can be operated similarly to the control valve 41.
  • the boom main control valve 41 and the arm main control valve 51 are Since it can be continuously operated, the boom cylinder 13 and the arm cylinder 14 can be operated at a certain speed.
  • a first electromagnetic proportional valve 93 and a second electromagnetic proportional valve 95 are employed as electromagnetic proportional valves for power shift control.
  • the first electromagnetic proportional valve 93 is connected to the auxiliary pump 18 by a primary pressure line 94
  • the second electromagnetic proportional valve 95 is connected to the auxiliary pump 18 by a primary pressure line 96.
  • the first electromagnetic proportional valve 93 outputs the first power shift pressure to the first regulator 16, and the second electromagnetic proportional valve 95 outputs the second power shift pressure to the second regulator 17.
  • the first regulator 16 controls the tilt angle of the first hydraulic pump 11 based on the discharge pressure and the first power shift pressure of the first hydraulic pump 11, and the second regulator 17
  • the tilt angle of the second hydraulic pump 12 is controlled based on the discharge pressure and the second power shift pressure.
  • the same effect as in the first embodiment can be obtained.
  • power shift control independent of each other can be performed on the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12. For this reason, the amount of hydraulic oil supplied to the arm cylinder 14 and the boom cylinder 13 can be manipulated using the power shift control of the first hydraulic pump 11 and the second hydraulic pump 12.
  • the controller 8 when the arm pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously, the controller 8 causes the first power shift pressure to increase and the discharge flow rate of the first hydraulic pump 11 to decrease.
  • the first electromagnetic proportional valve 93 may be controlled, and the second electromagnetic proportional valve 95 may be controlled so that the second power shift pressure decreases and the discharge flow of the second hydraulic pump 12 increases.
  • the boom-side regulating valve 71 is connected to a boom raising pilot line 43 that extends from the boom operation valve 61 to the pilot port of the boom main control valve 41 by a relay line 46.
  • the arm side restriction valve 72 is connected to the arm push pilot line 54 that extends from the arm operation valve 62 to the pilot port of the arm main control valve 51 through the first relay line 58.
  • Two relay lines 57 are connected to an arm pulling pilot line 53 extending from the arm operation valve 62 to the pilot port of the arm main control valve 51.
  • the controller 8 does not supply current to the boom-side regulating valve 71 and the arm-side regulating valves 72 and 73 that are electromagnetic on-off valves, except when the arm pulling operation and the boom raising operation are performed simultaneously.
  • the boom-side regulating valve 71 communicates the boom raising pilot line 45 for the boom sub-control valve 42 with the boom raising pilot line 43 for the boom main control valve 41 through the relay line 46, and the arm-side regulating valves 72, 73.
  • the arm pushing pilot line 56 and the arm pulling pilot line 55 for the arm sub-control valve 52 are connected to the arm pushing pilot line 54 and the arm pulling pilot 55 for the arm main control valve 51 through the first relay line 58 and the second relay line 57, respectively. It communicates with the line 53.
  • the boom-side restriction valve 71 outputs pilot pressure to the boom sub-control valve 42 in response to the boom raising operation
  • the arm-side restriction valves 72 and 73 are arm sub-control valves in response to the arm pulling operation and the arm pushing operation.
  • the pilot pressure is output to 52.
  • the controller 8 supplies current to the boom side restriction valve 71 and the arm side restriction valves 72 and 73.
  • the boom side regulation valve 71 shuts off the boom raising pilot line 45
  • the arm side regulation valves 72 and 73 shut off the arm pushing pilot line 56 and the arm pulling pilot line 55, respectively. That is, the boom side restriction valve 71 does not output pilot pressure to the boom sub control valve 42, and the arm side restriction valves 72 and 73 do not output pilot pressure to the arm sub control valve 52.
  • the configuration and control logic can be simplified as compared with the case where an electromagnetic proportional valve is employed as the boom side control valve 71 and the arm side control valves 72 and 73.
  • an electromagnetic proportional valve as described in the first embodiment as the boom side regulating valve 71 and the arm side regulating valves 72 and 73.
  • one of the boom side restriction valve 71 and the arm side restriction valves 72 and 73 may be an electromagnetic on-off valve, and the other may be an electromagnetic proportional valve.
  • the electromagnetic proportional valve 91 that outputs the power shift to the first regulator 16 and the second regulator 17
  • the first electromagnetic proportional that outputs the first power shift pressure to the first regulator 16.
  • a second electromagnetic proportional valve 95 that outputs the second power shift pressure to the valve 93 and the second regulator 17 may be employed.
  • the control method of the discharge flow rate of the first and second hydraulic pumps 11 and 12 is not necessarily the negative control method, and may be the positive control method. That is, the first and second regulators 16 and 17 may have a structure replacing the negative control piston 16c. Further, the discharge flow rate control method of the first and second hydraulic pumps 11 and 12 may be a load sensing method.
  • the present invention is useful not only for self-propelled excavators but also for various types of excavators.

Abstract

　油圧ショベル駆動システムは、傾転角が互いに独立して制御可能な第１油圧ポンプおよび第２油圧ポンプと、アームシリンダへの作動油の供給を制御するためのアーム主制御弁およびアーム副制御弁と、ブームシリンダへの作動油の供給を制御するためのブーム主制御弁およびブーム副制御弁を含む。アーム主制御弁へはアーム操作弁からパイロット圧が出力され、ブーム主制御弁へはブーム操作弁からパイロット圧が出力される。アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときには、一対のアーム側規制弁がアーム副制御弁へパイロット圧を出力せず、ブーム側規制弁がブーム副制御弁へパイロット圧を出力しない。

Description

油圧ショベル駆動システム
　本発明は、油圧ショベル駆動システムに関する。
　油圧ショベル駆動システムは、一般に、油圧アクチュエータとして旋回モータ、ブームシリンダ、アームシリンダおよびバケットシリンダを含み、これらの油圧アクチュエータには、２つの油圧ポンプから作動油が供給される。通常、旋回モータおよびバケットシリンダへの作動油の供給はそれぞれ１つの制御弁により制御されるが、ブームシリンダ（少なくともブーム上げ時）およびアームシリンダへの作動油の供給はそれぞれ２つの制御弁により制御される。
　例えば、特許文献１には、図９に示すような油圧ショベル駆動システム１００が開示されている。この駆動システム１００では、第１油圧ポンプ１０１から延びる第１ブリードライン１０２上にアーム主制御弁１２１およびブーム副制御弁１３２が配置され、第２油圧ポンプ１０３から延びる第２ブリードライン１０４上にアーム副制御弁１２２、バケット制御弁１１０およびブーム主制御弁１３１が配置されている。
　アーム主制御弁１２１はアーム引きパイロットライン１２３によりアーム操作弁１２０と接続されており、ブーム主制御弁１３１はブーム上げパイロットライン１３３によりブーム操作弁１３０と接続されている。アーム引きパイロットライン１２３からは副パイロットライン１２４が分岐してアーム副制御弁１２２へつながっている。同様に、ブーム上げパイロットライン１３３からは副パイロットライン１３４が分岐してブーム副制御弁１３２へつながっている。副パイロットライン１２４，１３４には、電磁比例弁１２５，１３５がそれぞれ設けられている。
　電磁比例弁１２５，１３５のそれぞれは、操作弁（１２０または１３０）から出力されるパイロット圧が高いほど副制御弁（１２２または１３２）へ低いパイロット圧を出力する。すなわち、電磁比例弁から副制御弁へ主力されるパイロット圧は、操作弁から主制御弁へ出力されるパイロット圧と反比例の関係にある。副制御弁へ導かれるパイロット圧が低くされると、副制御弁の開度が絞られる。特許文献１には、この構成によりアーム引き操作とブーム上げ操作を同時に行ったときにアームシリンダ１２６とブームシリンダ１３６の一方へ作動油を優先的に供給することができる、と記載されている。アーム引き操作とブーム上げ操作を同時に行ったときとは、バケットをショベル本体に近づけるように水平に移動させるときである。
特開２００６－２９４６８号公報
　ところで、図９に示す駆動システム１００では、アーム副制御弁１２２およびブーム副制御弁１３２が、アーム操作弁１２０およびブーム操作弁１３０から出力されるパイロット圧に応じて作動するのであって、アームシリンダ１２６およびブームシリンダ１３６の負荷圧力に応じて作動するわけではない。しかも、双方の副制御弁１２２，１３２の開度は絞られるもののゼロとされることはなく、第１油圧ポンプ１０１および第２油圧ポンプ１０３のどちらからもアームシリンダ１２６とブームシリンダ１３６へ作動油が供給される。このため、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われたときに双方の副制御弁１２２，１３２の開度が絞られることで、アームシリンダ１２６とブームシリンダ１３６のうちの負荷圧力の低い方に多くの作動油が流入するという点はある程度改善される。
　しかしながら、図９に示す駆動システム１００では、副制御弁１２２，１３２の開度の絞りによってシリンダ１２６，１３６への作動油供給経路の途中で不必要な圧力損失が発生する。このため、エネルギーが無駄に消費されることになる。
　そこで、本発明は、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに、アームシリンダとブームシリンダのうちの負荷圧力の低い方に多くの作動油が流入することを防止でき、かつ、エネルギーの無駄な消費を抑制することができる油圧ショベル駆動システムを提供することを目的とする。
　前記課題を解決するために、本発明の発明者らは、鋭意研究の結果、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに、アーム副制御弁からアームシリンダへの供給ラインを遮断するとともにブーム副制御弁からブームシリンダへの供給ラインを遮断すれば、一方の油圧ポンプをアームシリンダ専用、他方の油圧ポンプをブームシリンダ専用として使用できることを見出した。しかも、この場合は、双方の油圧ポンプの吐出圧を異ならせることができるため、双方の油圧ポンプを単独で馬力制御すれば（独立馬力制御）、個々の油圧ポンプの馬力制御特性によってアームシリンダおよびブームシリンダへ供給される作動油の量を定めることができる。すなわち、通常の油圧ショベル駆動システムでは、双方の油圧ポンプが自己の吐出圧および相手側の吐出圧に基づいて制御される、いわゆる全馬力制御が行われており、この全馬力制御では、双方の油圧ポンプの傾転角が常に同じ角度に保たれる。これに対し、双方の油圧ポンプが相手側の吐出圧に基づかずに自己の吐出圧に基づいて制御される独立馬力制御では、双方の油圧ポンプの傾転角が互いに独立して制御可能である。本発明は、このような観点からなされたものである。
　すなわち、本発明の油圧ショベル駆動システムは、傾転角に応じた流量の作動油を吐出する、前記傾転角が互いに独立して制御可能な第１油圧ポンプおよび第２油圧ポンプと、アームシリンダへの作動油の供給を制御するための、前記第１油圧ポンプから延びる第１ブリードライン上に配置されたアーム主制御弁および前記第２油圧ポンプから延びる第２ブリードライン上に配置されたアーム副制御弁と、ブームシリンダへの作動油の供給を制御するための、前記第２ブリードライン上に配置されたブーム主制御弁および前記第１ブリードライン上に配置されたブーム副制御弁と、前記アーム主制御弁へパイロット圧を出力するアーム操作弁と、前記ブーム主制御弁へパイロット圧を出力するブーム操作弁と、ブーム上げ操作が行われないときにアーム引き操作およびアーム押し操作に応じて前記アーム副制御弁へパイロット圧を出力し、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに前記アーム副制御弁へパイロット圧を出力しない一対のアーム側規制弁と、アーム引き操作が行われないときにブーム上げ操作に応じて前記ブーム副制御弁へパイロット圧を出力し、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに前記ブーム副制御弁へパイロット圧を出力しないブーム側規制弁と、を備える、ことを特徴とする。
　上記の構成によれば、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに、アーム副制御弁とブーム副制御弁が作動しない。このため、第１油圧ポンプをアームシリンダ専用、第２油圧ポンプをブームシリンダ専用として使用することができる。その結果、アームシリンダとブームシリンダのうちの負荷圧力の低い方に多くの作動油が流入することを防止することができる。しかも、第１油圧ポンプと第２油圧ポンプの傾転角は互いに独立して制御可能である、換言すれば双方の油圧ポンプに対して独立馬力制御が行われるので、第１油圧ポンプおよび第２油圧ポンプの馬力制御特性によってアームシリンダおよびブームシリンダへ供給される作動油の量を定めることができる。これにより、第１油圧ポンプおよび第２油圧ポンプからアームシリンダおよびブームシリンダまでの経路の途中で不必要な圧力損失を生じることがなく、エネルギーの無駄な消費を抑制することができる。
　前記一対のアーム側規制弁のそれぞれは、ブーム上げ操作が行われないときに前記アーム操作弁から出力されるパイロット圧に比例するパイロット圧を前記アーム副制御弁へ出力する電磁比例弁であり、前記ブーム側規制弁は、アーム引き操作が行われないときに前記ブーム操作弁から出力されるパイロット圧に比例するパイロット圧を前記ブーム副制御弁へ出力する電磁比例弁であってもよい。この構成によれば、ブーム上げ操作が行われないときにアーム副制御弁をアーム主制御弁と同様に作動させることができるとともに、アーム引き操作が行われないときにブーム副制御弁をブーム主制御弁と同様に作動させることができる。
　前記一対のアーム側規制弁のそれぞれは、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに前記アーム副制御弁用のパイロットラインを遮断する電磁開閉弁であり、前記ブーム側規制弁は、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに前記ブーム副制御弁用のパイロットラインを遮断する電磁開閉弁であってもよい。この構成によれば、規制弁として電磁比例弁を採用する場合よりも、構成および制御ロジックを簡単にすることができる。
　上記の油圧ショベル駆動システムは、前記第１油圧ポンプの吐出圧およびパワーシフト圧に基づいて前記第１油圧ポンプの傾転角を制御する第１レギュレータと、前記第２油圧ポンプの吐出圧および前記パワーシフト圧に基づいて前記第２油圧ポンプの傾転角を制御する第２レギュレータと、前記第１レギュレータおよび前記第２レギュレータへ前記パワーシフト圧を出力する電磁比例弁と、をさらに備えてもよい。この構成によれば、１つの電磁比例弁で第１油圧ポンプと第２油圧ポンプに対してパワーシフト制御を行うことができる。
　上記の油圧ショベル駆動システムは、前記第１油圧ポンプの吐出圧および第１パワーシフト圧に基づいて前記第１油圧ポンプの傾転角を制御する第１レギュレータと、前記第１レギュレータへ前記第１パワーシフト圧を出力する第１電磁比例弁と、前記第２油圧ポンプの吐出圧および第２パワーシフト圧に基づいて前記第２油圧ポンプの傾転角を制御する第２レギュレータと、前記第２レギュレータへ前記第２パワーシフト圧を出力する第２電磁比例弁と、をさらに備えてもよい。この構成によれば、第１油圧ポンプおよび第２油圧ポンプに対して互いに独立したパワーシフト制御を行うことができる。
　例えば、上記の油圧ショベル駆動システムは、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに、前記第１パワーシフト圧が上昇して前記第１油圧ポンプの吐出流量が減少するように前記第１電磁比例弁を制御し、かつ、前記第２パワーシフト圧が低下して前記第２油圧ポンプの吐出流用が増大するように前記第２電磁比例弁を制御するコントローラをさらに備えてもよい。
　本発明によれば、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに、アームシリンダとブームシリンダのうちの負荷圧力の低い方に多くの作動油が流入することを防止でき、かつ、エネルギーの無駄な消費を抑制することができる。
本発明の第１実施形態に係る油圧ショベル駆動システムの油圧回路図である。 油圧ショベルの側面図である。 レギュレータの構成を示す油圧回路図である。 アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われないときの操作弁からのパイロット圧とアーム側規制弁およびブーム側規制弁である電磁比例弁からのパイロット圧との関係を示すグラフである。 図５Ａおよび５Ｂは、それぞれ、第１実施形態における第２油圧ポンプおよび第１油圧ポンプの馬力制御特性を示すグラフである。 本発明の第２実施形態に係る油圧ショベル駆動システムの油圧回路図である。 図７Ａおよび７Ｂは、それぞれ、第２実施形態における第２油圧ポンプおよび第１油圧ポンプの馬力制御特性を示すグラフである。 本発明の第３実施形態に係る油圧ショベル駆動システムの油圧回路図である。 従来の油圧ショベル駆動システムの油圧回路図である。
　（第１実施形態）
　図１に、本発明の第１実施形態に係る油圧ショベル駆動システム１Ａを示し、図２に、その駆動システム１Ａが搭載された油圧ショベル１０を示す。
　駆動システム１Ａは、油圧アクチュエータとして、図２に示すバケットシリンダ１５、アームシリンダ１４およびブームシリンダ１３を含むとともに、図示しない旋回モータおよび左右一対の走行モータを含む。また、駆動システム１Ａは、上記の油圧アクチュエータに作動油を供給する第１油圧ポンプ１１および第２油圧ポンプ１２を含む。なお、図１では、アームシリンダ１４およびブームシリンダ１３以外の油圧アクチュエータおよびその油圧アクチュエータ用の制御弁の作図を省略している。
　アームシリンダ１４への作動油の供給は、アーム主制御弁５１およびアーム副制御弁５２により制御され、ブームシリンダ１３への作動油の供給は、ブーム主制御弁４１およびブーム副制御弁４２により制御される。第１油圧ポンプ１１からは第１ブリードライン２１がタンクまで延びており、第２油圧ポンプ１２からは第２ブリードライン３１がタンクまで延びている。第１ブリードライン２１上には、ブーム副制御弁４２とアーム主制御弁５１が直列に配置されており、第２ブリードライン３１上には、ブーム主制御弁４１とアーム副制御弁５２が直列に配置されている。
　なお、図示は省略するが、第１ブリードライン２１上には、旋回モータへの作動油の供給を制御する旋回制御弁が配置され、第２ブリードライン３１上には、バケットシリンダ１５への作動油の供給を制御するバケット制御弁が配置される。また、第１ブリードライン２１および第２ブリードライン３１上には、左右一対の走行モータへの作動油の供給を制御する一対の走行制御弁も配置される。
　上述した制御弁のうち、ブーム副制御弁４２は２位置弁であるが、その他の制御弁は３位置弁である。
　第１ブリードライン２１からはパラレルライン２４が分岐しており、このパラレルライン２４を通じて第１ブリードライン２１上の全ての制御弁へ第１油圧ポンプ１１から吐出される作動油が導かれる。同様に、第２ブリードライン３１からはパラレルライン３４が分岐しており、このパラレルライン３４を通じて第２ブリードライン３１上の全ての制御弁へ第２油圧ポンプ１２から吐出される作動油が導かれる。第１ブリードライン２１上のブーム副制御弁４２以外の制御弁はタンクライン２５によりタンクと接続されている一方、第２ブリードライン３１上の全ての制御弁はタンクライン３５によりタンクと接続されている。
　第１ブリードライン２１および第２ブリードライン３１上に配置された全ての制御弁は、オープンセンター型の弁である。すなわち、ブリードライン（２１または３１）上の全ての制御弁が中立位置にあるときには制御弁によって当該ブリードラインにおける作動油の流通が制限されることがなく、いずれかの制御弁が作動して中立位置から移動するとその制御弁によって当該ブリードラインにおける作動油の流通が制限される。
　本実施形態では、第１油圧ポンプ１１の吐出流量および第２油圧ポンプ１２の吐出流量がネガティブコントロール（以下、「ネガコン」という）方式で制御される。すなわち、第１ブリードライン２１には全ての制御弁の下流側に絞り２２が設けられているとともに、この絞り２２をバイパスするライン上にリリーフ弁２３が配置されている。同様に、第２ブリードライン３１には全ての制御弁の下流側に絞り３２が設けられているとともに、この絞り３２をバイパスするライン上にリリーフ弁３３が配置されている。
　第１油圧ポンプ１１および第２油圧ポンプ１２は、図略のエンジンにより駆動されて、傾転角およびエンジン回転数に応じた流量の作動油を吐出する。本実施形態では、第１油圧ポンプ１１および第２油圧ポンプ１２として、斜板１１ａ（図３参照）の角度により傾転角が規定される斜板ポンプが採用されている。ただし、第１油圧ポンプ１１および第２油圧ポンプ１２は、斜軸の角度により傾転角が規定される斜軸ポンプであってもよい。
　第１油圧ポンプ１１の傾転角は、第１レギュレータ１６により制御され、第２油圧ポンプ１２の傾転角は、第２レギュレータ１７により制御される。第１レギュレータ１６には、第１油圧ポンプ１１の吐出圧が導かれ、第２レギュレータ１７には、第２油圧ポンプ１２の吐出圧が導かれる。また、第１レギュレータ１６および第２レギュレータ１７へは、電磁比例弁９１からパワーシフト圧が出力される。
　電磁比例弁９１は、一次圧ライン９２により補助ポンプ１８と接続されており、補助ポンプ１８は、上述した図略のエンジンにより駆動される。また、電磁比例弁９１は、コントローラ８により、例えば図略のエンジンの回転数に基づいて制御される。例えば、エンジンの回転数が複数の稼動領域に区分けされ、それらの稼動領域ごとに電磁比例弁９１から出力されるパワーシフト圧が設定される。
　図３に示すように、第１レギュレータ１６は、第１油圧ポンプ１１の斜板１１ａと連結されたサーボシリンダ１６ａと、サーボシリンダ１６ａを制御するためのスプール１６ｂと、スプール１６ｂを付勢するスプリング１６ｅと、スプリング１６ｅの付勢力に抗してスプール１６ｂを押圧するネガコン用ピストン１６ｃおよび馬力制御用ピストン１６ｄと、を含む。
　サーボシリンダ１６ａは、ネガコン用ピストン１６ｃまたは馬力制御用ピストン１６ｄによってスプール１６ｂが押圧されると第１油圧ポンプ１１の傾転角を小さくし、スプリング１６ｅの付勢力によってスプール１６ｂが移動させられると第１油圧ポンプ１１の傾転を大きくする。第１油圧ポンプ１１の傾転角が小さくなれば第１油圧ポンプ１１の吐出流量が減少し、第１油圧ポンプ１１の傾転角が大きくなれば第１油圧ポンプ１１の吐出流量が増大する。
　第１レギュレータ１６には、ネガコン用ピストン１６ｃにスプール１６ｂを押圧させるための受圧室が形成されている。ネガコン用ピストン１６ｃの受圧室には、第１ブリードライン２１における絞り２２の上流側の圧力である第１ネガコン圧Ｐｎ１が導かれる。第１ネガコン圧Ｐｎ１は第１ブリードライン２１における制御弁（４２，５１）による作動油の流通の制限度合によって定まり、第１ネガコン圧Ｐｎ１が大きくなればネガコン用ピストン１６ｃが進出（図の左方へ移動）して第１油圧ポンプ１１の傾転角が小さくなり、第１ネガコン圧Ｐｎ１が小さくなればネガコン用ピストン１６ｃが後退（図の右方へ移動）して第１油圧ポンプ１１の傾転角が大きくなる。
　馬力制御用ピストン１６ｄは、第１油圧ポンプ１１の吐出圧およびパワーシフト圧に基づいて第１油圧ポンプ１１の傾転角を制御するためのものである。具体的に、第１レギュレータ１６には、馬力制御用ピストン１６ｄにスプール１６ｂを押圧させるための２つの受圧室が形成されている。馬力制御用ピストン１６ｄの２つの受圧室には、それぞれ、第１油圧ポンプ１１の吐出圧および電磁比例弁９１からのパワーシフト圧が導かれる。
　なお、ネガコン用ピストン１６ｃと馬力制御用ピストン１６ｄは、そのうちの第１油圧ポンプ１１の吐出流量を制限する方（減少させる方）が優先してスプール１６ｂを押圧するように構成される。
　第２レギュレータ１７の構成は、第１レギュレータ１６の構成と同様である。すなわち、第２レギュレータ１７は、ネガコン用ピストン１６ｃにより、第２ネガコン圧Ｐｎ２に基づいて第２油圧ポンプ１２の傾転角を制御する。また、第２レギュレータ１７は、馬力制御用ピストン１６ｄにより、第２油圧ポンプ１２の吐出圧および電磁比例弁９１からのパワーシフト圧に基づいて第２油圧ポンプ１２の傾転角を制御する。
　上述したように、第１レギュレータ１６は第２油圧ポンプ１２の吐出圧に基づかずに第１油圧ポンプ１１の傾転角を制御し、第２レギュレータ１７は第１油圧ポンプ１１の吐出圧に基づかずに第２油圧ポンプ１２の傾転角を制御する。このため、第１油圧ポンプ１１および第２油圧ポンプ１２の傾転角は、互いに独立して制御可能である。
　図１に戻って、ブーム主制御弁４１は、ブーム上げ供給ライン１３ａおよびブーム下げ供給ライン１３ｂによりブームシリンダ１３と接続されている。ブーム副制御弁４２は、副供給ライン１３ｃによりブーム上げ供給ライン１３ａと接続されている。
　また、ブーム主制御弁４１のパイロットポートは、ブーム上げパイロットライン４３およびブーム下げパイロットライン４４によりブーム操作弁６１と接続されている。ブーム操作弁６１は、操作レバーを含み、操作レバーの操作量に応じた大きさのパイロット圧をブーム主制御弁４１へ出力する。ブーム上げパイロットライン４３には、ブーム上げ操作時のパイロット圧を検出するための第１圧力センサ８１が設けられている。
　一方、ブーム副制御弁４２のパイロットポートは、ブーム上げパイロットライン４５によりブーム側規制弁７１に接続されている。本実施形態では、ブーム側規制弁７１が電磁比例弁である。ブーム側規制弁７１は、一次圧ライン７４により補助ポンプ１８と接続されている。
　アーム主制御弁５１は、アーム引き供給ライン１４ａおよびアーム押し供給ライン１４ｂによりアームシリンダ１４と接続されている。アーム副制御弁５２は、副供給ライン１４ｃによりアーム引き供給ライン１４ａと接続され、副供給ライン１４ｄによりアーム押し供給ライン１４ｂと接続されている。
　また、アーム主制御弁５１のパイロットポートは、アーム引きパイロットライン５３およびアーム押しパイロットライン５４によりアーム操作弁６２と接続されている。アーム操作弁６２は、操作レバーを含み、操作レバーの操作量に応じた大きさのパイロット圧をアーム主制御弁５１へ出力する。アーム引きパイロットライン５３には、アーム引き操作時のパイロット圧を検出するための第２圧力センサ８２が設けられており、アーム押しパイロットライン５４には、アーム押し操作時のパイロット圧を検出するための第３圧力センサ８３が設けられている。
　一方、アーム副制御弁５２のパイロットポートは、アーム押しパイロットライン５６およびアーム引きパイロットライン５５により一対のアーム側規制弁７２，７３に接続されている。本実施形態では、アーム側規制弁７２，７３のそれぞれが電磁比例弁である。アーム側規制弁７２，７３は、一次圧ライン７５により補助ポンプ１８と接続されている。
　ブーム側規制弁７１およびアーム側規制弁７２，７３は、コントローラ８により制御される。具体的に、コントローラ８は、アーム側規制弁７２，７３を、ブーム上げ操作が行われないときにアーム引き操作およびアーム押し操作に応じてアーム副制御弁５２へパイロット圧を出力し、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときにアーム副制御弁５２へパイロット圧を出力しないように制御する。また、コントローラ８は、ブーム側規制弁７１を、アーム引き操作が行われないときにブーム上げ操作に応じてブーム副制御弁４２へパイロット圧を出力し、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときにブーム副制御弁４２へパイロット圧を出力しないように制御する。
　まず、ブーム側規制弁７１の制御について、詳しく説明する。
　電磁比例弁であるブーム側規制弁７１は、コントローラ８から電流が送給されなければ、ブーム上げパイロットライン４５をタンクと連通させる。このとき、ブーム副制御弁４２は、中立位置に維持される。コントローラ８は、アーム引き操作が行われないとき、すなわち第２圧力センサ８２で検出されるアーム引きパイロットライン５３のパイロット圧が閾値未満のときには、第１圧力センサ８１で検出されるブーム上げパイロットライン４３のパイロット圧に応じた大きさの電流をブーム側規制弁７１へ送給する。これにより、ブーム側規制弁７１は、図４に示すように、ブーム操作弁６１から出力されるパイロット圧に比例するパイロット圧をブーム副制御弁４２へ出力する。
　一方、コントローラ８は、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われる場合、すなわち、第１圧力センサ８１で検出されるブーム上げパイロットライン４３のパイロット圧が閾値以上となり、かつ、第２圧力センサ８２で検出されるアーム引きパイロットライン５３のパイロット圧が閾値以上となったときは、ブーム側規制弁７１へ電流を送給しない。その結果、ブーム副制御弁４２が作動しない。
　次に、アーム側規制弁７２，７３の制御について、詳しく説明する。
　電磁比例弁であるアーム側規制弁７２，７３は、コントローラ８から電流が送給されなければ、パイロットライン５５，５６をタンクと連通させる。このとき、アーム副制御弁５２は、中立位置に維持される。コントローラ８は、ブーム上げ操作が行われないとき、すなわち第１圧力センサ８１で検出されるブーム上げパイロットライン４３のパイロット圧が閾値未満のときには、第２圧力センサ８２で検出されるアーム引きパイロットライン５３のパイロット圧に応じた大きさの電流をアーム側規制弁７２へ送給するか、第３圧力センサ８３で検出されるアーム押しパイロットライン５４のパイロット圧に応じた大きさの電流をアーム側規制弁７３へ送給する。これにより、アーム側規制弁７２，７３の一方は、図４に示すように、アーム操作弁６２から出力されるパイロット圧に比例するパイロット圧をアーム副制御弁５２へ出力する。
　一方、コントローラ８は、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われる場合は、アーム側規制弁７２，７３へ電流を送給しない。その結果、アーム副制御弁５２が作動しない。
　以上説明したように、本実施形態の駆動システム１Ａでは、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに、アーム副制御弁５２とブーム副制御弁４２が作動しない。このため、第１油圧ポンプ１１をアームシリンダ１４専用、第２油圧ポンプ１２をブームシリンダ１３専用として使用することができる。その結果、アームシリンダ１４とブームシリンダ１３のうちの負荷圧力の低い方に多くの作動油が流入することを防止することができる。なお、ここでいう「専用」とは、アームシリンダ１４とブームシリンダ１３の一方のみを排除する趣旨であり、その他の油圧アクチュエータ（例えば、バケットシリンダ１５）が必ずしも排除されるわけではない。
　しかも、第１油圧ポンプ１１と第２油圧ポンプ１２の傾転角は互いに独立して制御可能である、換言すれば双方の油圧ポンプ１１，１２に対して独立馬力制御が行われるので、第１油圧ポンプ１１および第２油圧ポンプ１２の馬力制御特性によって、アームシリンダ１４およびブームシリンダ１３へ供給される作動油の量を、アームシリンダ１４およびブームシリンダ１３の負荷圧力に応じて定めることができる。
　例えば、図５Ａに、第２レギュレータ１７によって規定される第２油圧ポンプ１２の馬力制御特性を示し、図５Ｂに、第１レギュレータ１６によって規定される第１油圧ポンプ１１の馬力制御特性を示す。アーム引き操作とブーム上げ操作を同時に行ったとき、換言すればバケットをショベル本体に近づけるように水平に移動させるときは、通常は、アームシリンダ１４の負荷圧力である第１油圧ポンプ１１の吐出圧が相対的に低くなり、ブームシリンダ１３の負荷圧力である第２油圧ポンプ１２の吐出圧が相対的に高くなる。第１油圧ポンプ１１の吐出流量は、第１油圧ポンプ１１の吐出圧に応じて図５Ｂに示す馬力制御特性に沿って推移し、第２油圧ポンプ１２の吐出流量は、第２油圧ポンプ１２の吐出圧に応じて図５Ａに示す馬力制御特性に沿って推移する。なお、第１および第２レギュレータ１６，１７は、図５Ｂおよび５Ａに示す馬力制御特性がエンジンの出力の１／２に相当するように構成されてもよい。本実施形態の油圧ショベル駆動システム１Ａでは、第１油圧ポンプ１１からアームシリンダ１４までの経路、および第２油圧ポンプ１２からブームシリンダ１３までの経路の途中で不必要な圧力損失を生じることがなく、エネルギーの無駄な消費を抑制することができる。
　また、本実施形態では、第１レギュレータ１６および第２レギュレータ１７へ電磁比例弁９１からパワーシフト圧が出力されるので、１つの電磁比例弁で第１油圧ポンプ１１と第２油圧ポンプ１２に対してパワーシフト制御を行うことができる。すなわち、パワーシフト圧を変更することによって、図５Ａおよび５Ｂに示す馬力制御特性を同時に図中に矢印で示すようにシフトさせることができる。
　さらに、本実施形態では、ブーム側規制弁７１およびアーム側規制弁７２，７３の全てが操作弁６１，６２から出力されるパイロット圧に比例するパイロット圧を副制御弁４２，５２に出力する電磁比例弁である。このため、ブーム上げ操作が行われないときにアーム副制御弁５２をアーム主制御弁５１と同様に作動させることができるとともに、アーム引き操作が行われないときにブーム副制御弁４２をブーム主制御弁４１と同様に作動させることができる。
　また、本実施形態では、電気系統の故障により電磁比例弁であるブーム側規制弁７１およびアーム側規制弁７２，７３に電流が流れなくなっても、ブーム主制御弁４１およびアーム主制御弁５１は継続して作動可能であるので、ブームシリンダ１３およびアームシリンダ１４をある程度の速度で稼動させることができる。
　（第２実施形態）
　次に、図６を参照して、本発明の第２実施形態に係る油圧ショベル駆動システム１Ｂを示す。なお、本実施形態ならびに後述する第３実施形態において、第１実施形態と同一構成要素には同一符号を付し、重複した説明は省略する。
　本実施形態では、パワーシフト制御用の電磁比例弁として、第１電磁比例弁９３と第２電磁比例弁９５が採用されている。第１電磁比例弁９３は、一次圧ライン９４により補助ポンプ１８と接続されており、第２電磁比例弁９５は、一次圧ライン９６により補助ポンプ１８と接続されている。第１電磁比例弁９３は、第１レギュレータ１６へ第１パワーシフト圧を出力し、第２電磁比例弁９５は、第２レギュレータ１７へ第２パワーシフト圧を出力する。そして、第１レギュレータ１６は、第１油圧ポンプ１１の吐出圧および第１パワーシフト圧に基づいて第１油圧ポンプ１１の傾転角を制御し、第２レギュレータ１７は、第２油圧ポンプ１２の吐出圧および第２パワーシフト圧に基づいて第２油圧ポンプ１２の傾転角を制御する。
　本実施形態でも、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。また、本実施形態では、第１油圧ポンプ１１および第２油圧ポンプ１２に対して互いに独立したパワーシフト制御を行うことができる。このため、第１油圧ポンプ１１および第２油圧ポンプ１２のパワーシフト制御を利用して、アームシリンダ１４およびブームシリンダ１３へ供給される作動油の量を操作することができる。
　例えば、図７Ａおよび７Ｂに示すように、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに、コントローラ８が、第１パワーシフト圧が上昇して第１油圧ポンプ１１の吐出流量が減少するように第１電磁比例弁９３を制御し、かつ、第２パワーシフト圧が低下して第２油圧ポンプ１２の吐出流用が増大するように第２電磁比例弁９５を制御してもよい。
　（第３実施形態）
　次に、図８を参照して、本発明の第３実施形態に係る油圧ショベル駆動システム１Ｃを説明する。本実施形態では、ブーム側規制弁７１およびアーム側規制弁７２，７３として、電磁開閉弁が採用されている。
　ブーム側規制弁７１は、中継ライン４６により、ブーム操作弁６１からブーム主制御弁４１のパイロットポートまで延びるブーム上げパイロットライン４３と接続されている。一方、アーム側規制弁７２は、第１中継ライン５８により、アーム操作弁６２からアーム主制御弁５１のパイロットポートまで延びるアーム押しパイロットライン５４と接続されており、アーム側規制弁７３は、第２中継ライン５７により、アーム操作弁６２からアーム主制御弁５１のパイロットポートまで延びるアーム引きパイロットライン５３と接続されている。
　コントローラ８は、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われる場合以外は、電磁開閉弁であるブーム側規制弁７１およびアーム側規制弁７２，７３へ電流を送給しない。これにより、ブーム側規制弁７１が、ブーム副制御弁４２用のブーム上げパイロットライン４５を中継ライン４６を通じてブーム主制御弁４１用のブーム上げパイロットライン４３に連通し、アーム側規制弁７２，７３が、アーム副制御弁５２用のアーム押しパイロットライン５６およびアーム引きパイロットライン５５をそれぞれ第１中継ライン５８および第２中継ライン５７を通じてアーム主制御弁５１用のアーム押しパイロットライン５４およびアーム引きパイロットライン５３に連通する。すなわち、ブーム側規制弁７１は、ブーム上げ操作に応じてブーム副制御弁４２へパイロット圧を出力し、アーム側規制弁７２，７３は、アーム引き操作およびアーム押し操作に応じてアーム副制御弁５２へパイロット圧を出力する。
　一方、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときは、コントローラ８は、ブーム側規制弁７１およびアーム側規制弁７２，７３へ電流を送給する。これにより、ブーム側規制弁７１がブーム上げパイロットライン４５を遮断し、アーム側規制弁７２，７３がそれぞれアーム押しパイロットライン５６およびアーム引きパイロットライン５５を遮断する。すなわち、ブーム側規制弁７１はブーム副制御弁４２へパイロット圧を出力せず、アーム側規制弁７２，７３はアーム副制御弁５２へパイロット圧を出力しない。
　本実施形態の構成によれば、ブーム側規制弁７１およびアーム側規制弁７２，７３として電磁比例弁を採用する場合よりも、構成および制御ロジックを簡単にすることができる。
　また、本実施形態では、ブーム操作弁６１およびアーム操作弁６２の未操作時にブーム副制御弁４２およびアーム副制御弁５２へパイロット圧が出力されることがないため、ブームシリンダ１３およびアームシリンダ１４の誤作動を防止することができる。
　なお、図８に示す油圧回路において、ブーム側規制弁７１およびアーム側規制弁７２，７３として第１実施形態で説明したような電磁比例弁を採用することも可能である。あるいは、ブーム側規制弁７１およびアーム側規制弁７２，７３の一方が電磁開閉弁であり、他方が電磁比例弁であってもよい。
　また、第２実施形態と同様に、第１レギュレータ１６および第２レギュレータ１７へパワーシフトを出力する電磁比例弁９１に代えて、第１レギュレータ１６へ第１パワーシフト圧を出力する第１電磁比例弁９３と第２レギュレータ１７へ第２パワーシフト圧を出力する第２電磁比例弁９５を採用してもよい。
　（その他の実施形態）
　前記第１～第３実施形態において、第１および第２油圧ポンプ１１，１２の吐出流量の制御方式は、必ずしもネガコン方式である必要はなく、ポジティブコントロール方式であってもよい。すなわち、第１および第２レギュレータ１６，１７はネガコン用ピストン１６ｃに代替する構造を有してもよい。また、第１および第２油圧ポンプ１１，１２の吐出流量の制御方式は、ロードセンシング方式であってもよい。
　本発明は、自走式の油圧ショベルだけでなく種々の形式の油圧ショベルに有用である。
　１Ａ～１Ｃ　油圧ショベル駆動システム
　１１　第１油圧ポンプ
　１２　第２油圧ポンプ
　１３　ブームシリンダ
　１４　アームシリンダ
　１６　第１レギュレータ
　１７　第２レギュレータ
　２１　第１ブリードライン
　３１　第２ブリードライン
　４１　ブーム主制御弁
　４２　ブーム副制御弁
　５１　アーム主制御弁
　５２　アーム副制御弁
　６１　ブーム操作弁
　６２　アーム操作弁
　７１　ブーム側規制弁
　７２，７３　アーム側規制弁
　８　　コントローラ
　９１　電磁比例弁
　９３　第１電磁比例弁
　９５　第２電磁比例弁

Claims (6)

  1. 　傾転角に応じた流量の作動油を吐出する、前記傾転角が互いに独立して制御可能な第１油圧ポンプおよび第２油圧ポンプと、
    　アームシリンダへの作動油の供給を制御するための、前記第１油圧ポンプから延びる第１ブリードライン上に配置されたアーム主制御弁および前記第２油圧ポンプから延びる第２ブリードライン上に配置されたアーム副制御弁と、
    　ブームシリンダへの作動油の供給を制御するための、前記第２ブリードライン上に配置されたブーム主制御弁および前記第１ブリードライン上に配置されたブーム副制御弁と、
    　前記アーム主制御弁へパイロット圧を出力するアーム操作弁と、
    　前記ブーム主制御弁へパイロット圧を出力するブーム操作弁と、
    　ブーム上げ操作が行われないときにアーム引き操作およびアーム押し操作に応じて前記アーム副制御弁へパイロット圧を出力し、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに前記アーム副制御弁へパイロット圧を出力しない一対のアーム側規制弁と、
    　アーム引き操作が行われないときにブーム上げ操作に応じて前記ブーム副制御弁へパイロット圧を出力し、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに前記ブーム副制御弁へパイロット圧を出力しないブーム側規制弁と、
    を備える、油圧ショベル駆動システム。
  2. 　前記一対のアーム側規制弁のそれぞれは、ブーム上げ操作が行われないときに前記アーム操作弁から出力されるパイロット圧に比例するパイロット圧を前記アーム副制御弁へ出力する電磁比例弁であり、
    　前記ブーム側規制弁は、アーム引き操作が行われないときに前記ブーム操作弁から出力されるパイロット圧に比例するパイロット圧を前記ブーム副制御弁へ出力する電磁比例弁である、
    請求項１に記載の油圧ショベル駆動システム。
  3. 　前記一対のアーム側規制弁のそれぞれは、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに前記アーム副制御弁用のパイロットラインを遮断する電磁開閉弁であり、
    　前記ブーム側規制弁は、アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに前記ブーム副制御弁用のパイロットラインを遮断する電磁開閉弁である、
    請求項１に記載の油圧ショベル駆動システム。
  4. 　前記第１油圧ポンプの吐出圧およびパワーシフト圧に基づいて前記第１油圧ポンプの傾転角を制御する第１レギュレータと、
    　前記第２油圧ポンプの吐出圧および前記パワーシフト圧に基づいて前記第２油圧ポンプの傾転角を制御する第２レギュレータと、
    　前記第１レギュレータおよび前記第２レギュレータへ前記パワーシフト圧を出力する電磁比例弁と、
    をさらに備える、請求項１～３のいずれか一項に記載の油圧ショベル駆動システム。
  5. 　前記第１油圧ポンプの吐出圧および第１パワーシフト圧に基づいて前記第１油圧ポンプの傾転角を制御する第１レギュレータと、
    　前記第１レギュレータへ前記第１パワーシフト圧を出力する第１電磁比例弁と、
    　前記第２油圧ポンプの吐出圧および第２パワーシフト圧に基づいて前記第２油圧ポンプの傾転角を制御する第２レギュレータと、
    　前記第２レギュレータへ前記第２パワーシフト圧を出力する第２電磁比例弁と、
    をさらに備える、請求項１～３のいずれか一項に記載の油圧ショベル駆動システム。
  6. 　アーム引き操作とブーム上げ操作が同時に行われるときに、前記第１パワーシフト圧が上昇して前記第１油圧ポンプの吐出流量が減少するように前記第１電磁比例弁を制御し、かつ、前記第２パワーシフト圧が低下して前記第２油圧ポンプの吐出流用が増大するように前記第２電磁比例弁を制御するコントローラをさらに備える、請求項５に記載の油圧ショベル駆動システム。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3608548A4 (en) * 2018-03-19 2021-03-10 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. CONSTRUCTION MACHINE

Families Citing this family (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6334885B2 (ja) * 2013-10-15 2018-05-30 川崎重工業株式会社 油圧駆動システム
JP6220228B2 (ja) * 2013-10-31 2017-10-25 川崎重工業株式会社 建設機械の油圧駆動システム
JP5965502B1 (ja) * 2015-02-23 2016-08-03 川崎重工業株式会社 建設機械の油圧駆動システム
JP6603568B2 (ja) * 2015-12-14 2019-11-06 川崎重工業株式会社 油圧駆動システム
KR102571079B1 (ko) * 2016-09-06 2023-09-06 에이치디현대인프라코어 주식회사 굴삭기의 메인 컨트롤 밸브 제어 방법 및 이를 수행하기 위한 장치
JP6803194B2 (ja) * 2016-10-25 2020-12-23 川崎重工業株式会社 建設機械の油圧駆動システム
JP6797015B2 (ja) * 2016-12-22 2020-12-09 川崎重工業株式会社 油圧ショベル駆動システム
JP6450487B1 (ja) 2018-05-15 2019-01-09 川崎重工業株式会社 油圧ショベル駆動システム
CN110857571B (zh) * 2018-08-23 2022-03-01 柳州柳工挖掘机有限公司 挖掘机工作装置液压系统及挖掘控制方法
JP7253933B2 (ja) * 2019-02-08 2023-04-07 川崎重工業株式会社 油圧駆動システム
JP7221101B2 (ja) * 2019-03-20 2023-02-13 日立建機株式会社 油圧ショベル
JP7324655B2 (ja) * 2019-08-23 2023-08-10 川崎重工業株式会社 建設機械の油圧システム

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS58204234A (ja) * 1982-05-21 1983-11-28 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧式掘削機の油圧回路
JPS5947771U (ja) * 1982-09-20 1984-03-29 株式会社小松製作所 建設機械の作業機油圧回路
JPH0247252U (ja) * 1988-09-26 1990-03-30
JP2006029468A (ja) * 2004-07-16 2006-02-02 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd 流体圧制御装置
US20060130473A1 (en) * 2004-12-22 2006-06-22 Doosan Infracore Co., Ltd. Hydraulic control device for controlling a boom-swing frame combined motion in an excavator

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5947771A (ja) * 1982-09-10 1984-03-17 Nec Corp 半導体製造方法
JPH076530B2 (ja) * 1986-09-27 1995-01-30 日立建機株式会社 油圧ショベルの油圧回路
JPH0247252A (ja) * 1988-08-05 1990-02-16 Seiko Instr Inc 複合材料膜の製造方法
CN1093610A (zh) * 1993-04-08 1994-10-19 佳峰运动用品股份有限公司 球拍
KR0185493B1 (ko) * 1996-03-30 1999-04-01 토니헬샴 중장비용 유량 합류장치
ES2133920T3 (es) * 1996-10-11 1999-09-16 Lucio Falace Procedimiento y circuito para complementar una tension de red de corriente alterna, particularmente para cargas resistivas.
JP3923242B2 (ja) * 2000-07-14 2007-05-30 株式会社小松製作所 油圧駆動機械のアクチュエータ制御装置
JP4209705B2 (ja) * 2003-03-17 2009-01-14 日立建機株式会社 作業機の油圧回路
JP4410512B2 (ja) * 2003-08-08 2010-02-03 日立建機株式会社 油圧駆動装置
JP5410373B2 (ja) * 2010-07-02 2014-02-05 日立建機株式会社 双腕型作業機械
CN103168176B (zh) * 2010-10-20 2015-09-02 沃尔沃建造设备有限公司 用于施工机械的液压系统
JP5572586B2 (ja) * 2011-05-19 2014-08-13 日立建機株式会社 作業機械の油圧駆動装置
JP5356476B2 (ja) * 2011-09-06 2013-12-04 住友建機株式会社 建設機械
JP5855496B2 (ja) * 2012-02-29 2016-02-09 住友建機株式会社 建設機械

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS58204234A (ja) * 1982-05-21 1983-11-28 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧式掘削機の油圧回路
JPS5947771U (ja) * 1982-09-20 1984-03-29 株式会社小松製作所 建設機械の作業機油圧回路
JPH0247252U (ja) * 1988-09-26 1990-03-30
JP2006029468A (ja) * 2004-07-16 2006-02-02 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd 流体圧制御装置
US20060130473A1 (en) * 2004-12-22 2006-06-22 Doosan Infracore Co., Ltd. Hydraulic control device for controlling a boom-swing frame combined motion in an excavator

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3608548A4 (en) * 2018-03-19 2021-03-10 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. CONSTRUCTION MACHINE

Also Published As

Publication number Publication date
US20160252107A1 (en) 2016-09-01
JP2015086958A (ja) 2015-05-07
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