WO2016002850A1 - ショベル及びショベルの制御方法 - Google Patents

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boom
variable throttle
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pilot
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宏治 川島
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住友重機械工業株式会社
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    • F15B2211/705—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor characterised by the type of output members or actuators
    • F15B2211/7058—Rotary output members

Definitions

  • the present invention relates to an excavator and a method for controlling the excavator.
  • a boom, an arm, and a bucket are each driven by a hydraulic cylinder.
  • Pressure oil supplied to the hydraulic cylinder or pressure oil discharged from the hydraulic cylinder is controlled by a control valve called a control valve.
  • the opening and closing of the control valve is controlled by a pilot hydraulic system different from the drive hydraulic system.
  • the pilot pressure for driving and controlling the boom cylinder for driving the boom is adjusted by the boom operation lever and supplied to the control valve. That is, pilot pressure corresponding to the operation amount of the boom operation lever is supplied to the control valve.
  • the control valve opens and closes according to the pilot pressure, the pressure oil is supplied to the boom cylinder or the pressure oil is discharged from the boom cylinder.
  • the pilot pressure corresponding to the operation amount of the boom operation lever is supplied to the control valve, and the control valve is controlled to supply high pressure oil to the bottom side of the boom cylinder. This raises the boom.
  • the pilot pressure becomes substantially zero, the control valve is closed, and the supply of pressure oil to the bottom side of the boom cylinder is stopped.
  • the pilot pressure is also rapidly decreased to a value close to zero.
  • Patent Literature 1 suppresses the sudden return of the spool of the direction switching valve to the neutral position when stopping the rising boom, and the inertial load when the boom is stopped is increased. Mitigates the resulting impact.
  • the fixed throttle mechanism alone cannot sufficiently suppress the return of the spool of the direction switching valve to the neutral position, and the vibration of the revolving structure may increase. .
  • a turning hydraulic motor driven by pressure oil supplied from a hydraulic pump to drive a turning body of a shovel, and supplied from the hydraulic pump.
  • a hydraulic cylinder driven by pressure oil, a pilot circuit that adjusts the pilot pressure according to the operation of the operating lever, and a hydraulic pressure pump that supplies the hydraulic cylinder to the hydraulic cylinder according to the pilot pressure supplied from the pilot circuit.
  • a hydraulic control valve that adjusts the pressure oil to be changed, a variable throttle valve whose opening degree changes in response to an operation state of the operation lever, and a control device that changes the opening degree of the variable throttle valve.
  • the above-mentioned means provides an excavator with reduced body vibration.
  • FIG. 1 is a side view of an excavator according to one embodiment of the present invention.
  • An upper swing body 3 is mounted on the lower traveling body 1 of the excavator via a swing mechanism 2.
  • a boom 4 is attached to the upper swing body 3.
  • An arm 5 is attached to the tip of the boom 4, and a bucket 6 is attached to the tip of the arm 5.
  • the boom 4, the arm 5, and the bucket 6 are hydraulically driven by a boom cylinder 7, an arm cylinder 8, and a bucket cylinder 9, which are hydraulic cylinders.
  • the upper swing body 3 is provided with a cabin 10 and is mounted with a power source such as an engine.
  • FIG. 2 is a block diagram showing a configuration example of the drive system of the excavator shown in FIG.
  • the mechanical power system is indicated by a double line
  • the high-pressure hydraulic line is indicated by a thick solid line
  • the pilot line is indicated by a dotted line
  • the electric drive / control system is indicated by a thin solid line.
  • a main pump 14 and a pilot pump 15 as hydraulic pumps are connected to an output shaft of the engine 11 as a mechanical drive unit.
  • a control valve 17 as a hydraulic control valve is connected to the main pump 14 via a high pressure hydraulic line 16.
  • An operation device 26 is connected to the pilot pump 15 through a pilot line 25.
  • the control valve 17 is a device that controls the hydraulic system in the hydraulic excavator. Hydraulic actuators such as traveling hydraulic motors 1A (for right) and 1B (for left), boom cylinder 7, arm cylinder 8, bucket cylinder 9 and swing hydraulic motor 21B for the lower traveling body 1 are controlled via a high pressure hydraulic line. Connected to valve 17. The operating device 26 is connected to the control valve 17 via a hydraulic line 27 as a pilot line.
  • the operating device 26 includes a lever 26A, a lever 26B, and a pedal 26C.
  • the lever 26A, lever 26B, and pedal 26C are connected to the control valve 17 and the pressure sensor 29 via a hydraulic line 27 and a hydraulic line 28, respectively.
  • the pressure sensor 29 is connected to a controller 30 that performs drive control of the electric system.
  • the controller 30 functions as a main control unit that performs drive control of the hydraulic excavator.
  • the controller 30 is a control device that includes a CPU (Central Processing Unit) and an arithmetic processing device including an internal memory, and is realized by the CPU executing a drive control program stored in the internal memory.
  • a CPU Central Processing Unit
  • an arithmetic processing device including an internal memory, and is realized by the CPU executing a drive control program stored in the internal memory.
  • the lever for the operator to operate the boom 4 is the lever 26A of the operating device 26.
  • the pilot pressure (hydraulic pressure) from the pilot pump 15 is adjusted by the operating device 26 according to the operation amount of the lever 26A.
  • the pilot pressure adjusted by the operating device 26 is supplied to the control valve 17.
  • the boom drive hydraulic circuit is opened based on the supplied pilot pressure, and high pressure hydraulic oil from the main pump 14 is supplied to the bottom side of the boom cylinder 7. Thereby, the boom 4 rises.
  • the operator can drive the turning hydraulic motor 21B by operating the lever 26B to turn the upper turning body 3 in either the left or right direction.
  • FIG. 3 shows changes in pilot pressure (FIG. 3A), changes in the rotation speed of the swing hydraulic motor 21B and the speed of the boom 4 (FIG. 3B), and swing B port pressure and boom in the combined swing operation. It is a graph which shows the change (FIG.3 (c)) of bottom pressure.
  • the boom operation lever 26A and the turning operation lever 26B are simultaneously operated at time t1, and the turning operation and the boom raising operation are started.
  • the lever 26A and the lever 26B are held in a state of being tilted to the maximum.
  • the boom operating lever 26A is returned to the neutral position in order to stop the boom 4 from rising.
  • the turning operation lever 26B is also returned to the neutral position.
  • the pilot pressure for the boom operation (solid line) and the pilot pressure for the turning operation (dotted line) change as shown in FIG.
  • the pilot pressure for the boom operation and the pilot pressure for the turning operation start to increase at time t1, reach a maximum (Pmax) at time t2, and remain at the maximum until time t3.
  • the speed of the boom 4 (boom speed: solid line) reaches the maximum ascending speed V1 after the time t2 and is maintained at V1 as it is, as shown in FIG. At time t3 returned to the neutral position, it begins to drop rapidly. Then, after the boom speed becomes zero, it swings in the minus direction (moves in the opposite direction (lowers)), rises and lowers several times, then becomes zero, and the boom 4 stops at time t4. Due to the vibration of the boom 4, as shown in FIG. 3C, the bottom side hydraulic pressure (boom bottom pressure: solid line) of the boom cylinder 7 vibrates between time t3 and time t4.
  • the turning speed of the upper swing body 3 that is, the rotational speed of the upper swing body 3 (turning speed: dotted line) is a constant increase rate from time t2 to time t3.
  • the rate of increase suddenly increases around time t3. This is because the supply of pressure oil to the bottom side of the boom cylinder 7 is stopped at time t3. This can be seen from the fact that the slope of the line indicating the turning speed suddenly increases around time t3. Then, the boom bottom pressure converges to a constant pressure while oscillating, and the influence reaches the B port (hydraulic supply side port) of the turning hydraulic motor 21B.
  • the rotational force of the turning hydraulic motor 21B also fluctuates, and a small fluctuation occurs in the rotational speed (the number of revolutions of rotation) of the upper swing body 3. This is the vibration in the turning direction of the upper swing body 3 and the vehicle body vibration that the operator feels uncomfortable.
  • the turning speed is shown to increase at a constant rate from time t3 to time t4, but when viewed microscopically, FIG. As shown in (c), the rate of increase in the number of revolutions vibrates with the vibration of the revolution B port pressure.
  • pilot hydraulic circuit in order to suppress the vibration of the vehicle body as described above.
  • the pilot hydraulic circuit according to the present embodiment will be described.
  • FIG. 4 is a circuit diagram showing a configuration example of a hydraulic drive circuit including a pilot hydraulic circuit according to the present embodiment.
  • FIG. 4 shows a hydraulic drive circuit for driving the swing hydraulic motor 21B and the boom cylinder 7, and a pilot hydraulic circuit for controlling them.
  • a hydraulic drive circuit for driving the arm cylinder 8 and the bucket cylinder 9 is omitted.
  • a hydraulic drive circuit portion 50 surrounded by a dotted line includes a hydraulic circuit for driving a swing hydraulic motor 21 ⁇ / b> B for driving the upper swing body 3 and a hydraulic pressure for reciprocating the boom cylinder 7. And circuit.
  • a hydraulic circuit portion 17 ⁇ / b> A surrounded by a dotted line in the hydraulic drive circuit portion 50 represents a hydraulic circuit provided in the control valve 17.
  • the pilot pressure is supplied from the pilot hydraulic circuit to the hydraulic circuit portion 17A. More specifically, the pilot pressure adjusted by the boom operating lever 26A is supplied to the spool valves 17-1 and 17-2 of the control valve 17. Further, the pilot pressure adjusted by the lever 26B for turning operation is supplied to the spool valve 17-3 of the control valve 17.
  • the spool valves 17-1, 17-2, and 17-3 are valves that move in proportion to the pilot pressure when the spool is pushed by the pilot pressure, and the oil passage opens accordingly.
  • the operator After operating the lever 26A, in order to stop the raising of the boom 4, the operator returns the lever 26A to the neutral position.
  • the pilot pressure is reduced to zero or near zero.
  • the spools of the spool valves 17-1 and 17-2 move to close the oil passage, and the supply of pressure oil to the boom cylinder 7 is stopped.
  • the pilot pressure oil supplied to the spool valves 17-1 and 17-2 is returned to the tank via the lever 26A (operation device 26).
  • a pilot cushion circuit 60 is provided between the lever 26A and the spool valves 17-1 and 17-2 in order to return this pilot pressure oil to the tank.
  • the pilot cushion circuit 60 is a hydraulic circuit including a check valve 62 and a variable throttle valve 64 connected in parallel to the check valve 62.
  • the variable throttle valve 64 forms an oil passage through which the pilot pressure pressure oil flows in the tank direction.
  • variable throttle valve 64 is provided in the pilot cushion circuit 60 in this way to adjust the speed at which the pilot pressure oil is returned to the tank, and the spools of the spool valves 17-1 and 17-2 are operated. Adjust the speed to return to the neutral position.
  • the variable throttle valve 64 is a valve whose opening degree can be changed by a signal from the controller 30.
  • a determination unit 30a for determining the state of the pilot pressure is provided in the controller 30, and when the pilot pressure reaches a predetermined state, the opening degree of the variable throttle valve 64 is changed. For example, the opening degree of the variable throttle valve 64 when stopping the combined operation of raising the boom and turning is made smaller than the opening degree of the variable throttle valve 64 when stopping the boom raising single operation.
  • the determining unit 30a determines the state of the pilot pressure described with reference to FIG.
  • a detection value of a pressure sensor 70 that detects a pilot pressure for boom operation and a detection value from a pressure sensor 72 that detects a pilot pressure for turning operation are input to the determination unit 30a. Based on these two detection values, the determination unit 30a determines whether or not the boom 4 can be stopped while the upper swing body 3 is turning. More specifically, the determination unit 30a determines whether or not both the detection value from the pressure sensor 70 and the detection value from the pressure sensor 72 are in the maximum (Pmax) state.
  • the determination unit 30a detects the pilot pressure using the pressure sensor 70 and the pressure sensor 72, so that the boom operation lever 26A and the turning operation lever 26B are both operated (composite). Turning state). However, the determination unit 30a directly detects the inclination of the lever 26A and the inclination of the lever 26B with an inclination sensor, for example, so that the boom operation lever 26A and the turning operation lever 26B are both operated (composite). (Turning state) may be determined.
  • the determination unit 30a When it is determined that both the detection value from the pressure sensor 70 and the detection value from the pressure sensor 72 are in the maximum (Pmax) state (state from time t2 to time t3 in FIG. 3A), the determination unit 30a. Outputs a control signal to the variable throttle valve 64 so as to reduce the opening. Upon receiving this control signal, the variable throttle valve 64 makes its opening smaller than the normal opening. When the opening of the variable throttle valve 64 is reduced, the resistance of the oil passage in which the pilot pressure pressure oil returns in the direction of the boom operation lever 26A increases, and the pilot pressure pressure oil does not easily return in the direction of the lever 26A. Therefore, as shown in FIG. 5A, the rate of decrease in the pilot pressure for boom operation (solid line) from time t3 becomes small.
  • FIG. 5A the rate of decrease in the pilot pressure for boom operation (solid line) from time t3 becomes small.
  • FIG. 5 shows the change in pilot pressure (FIG. 5 (a)), boom speed and turning when the opening of the variable throttle valve 64 is reduced before time t3 under the same operating conditions as the lever operation shown in FIG. It is a graph which shows the change (FIG.5 (b)) of a rotation speed, and the change (FIG.5 (c)) of boom bottom pressure and turning B port pressure.
  • the boom bottom pressure rises smoothly from time t3 and becomes substantially constant pressure (pressure due to the weight of the boom 4) at time t4. Therefore, the swing B port pressure (dotted line) does not vary from time t3 to time t4 as shown in FIG. 3C, and the impact or vibration in the swing direction of the upper swing body 3 is suppressed.
  • the timing for reducing the opening degree of the variable throttle valve 64 may be the time when it is determined that the turning operation and the boom raising operation are performed at the same time, and may be before the time t3. If the opening of the variable throttle valve 64 is too small (if the throttle is too strong), the supply of pressure oil to the boom cylinder 7 is stopped and the stop of the boom 4 is delayed. For this reason, the response of the operation of the boom 4 to the operation of the lever 26A becomes dull, and the operability of the boom 4 is deteriorated. Therefore, the throttle condition by the variable throttle valve 64 is set to an appropriate value in consideration of the reaction of the operation of the boom 4.
  • the pilot pressure for operating the boom can be gently reduced, and the vibration of the boom bottom pressure can be suppressed.
  • the vibration of the hydraulic pressure in the turning B port (hydraulic supply side port) of the turning hydraulic motor 21B can be suppressed, and as a result, the vibration of the vehicle body can be suppressed and reduced.
  • FIG. 6 is a circuit diagram of a hydraulic drive circuit.
  • the hydraulic drive circuit of FIG. 6 is the same as that of FIG. 4 in that a fixed throttle valve 64a is provided instead of the variable throttle valve 64, and that variable throttle valves 65a to 65c are provided in the hydraulic circuit portion 17A.
  • a fixed throttle valve 64a is provided instead of the variable throttle valve 64
  • variable throttle valves 65a to 65c are provided in the hydraulic circuit portion 17A.
  • the fixed throttle valve 64a forms an oil passage for returning the pressure oil generating the pilot pressure to the tank when the pilot pressure for boom operation is made zero.
  • the fixed throttle valve 64a suppresses the flow rate of the pressure oil (return oil) flowing through the oil passage, and the speed at which each spool of the spool valves 17-1 and 17-2 returns to the neutral position (hereinafter referred to as “spool return speed”). ").
  • spool return speed the speed at which each spool of the spool valves 17-1 and 17-2 returns to the neutral position
  • the hydraulic drive circuit of FIG. 6 controls the deceleration when the boom 4 is stopped by controlling the variable throttle valves 65a to 65c in the control valve 17 instead of the variable throttle valve 64 in the pilot cushion circuit 60, as the operating conditions, etc. It can be changed according to.
  • variable throttle valves 65a to 65c are valves whose opening degree can be changed by a signal from the controller 30.
  • the variable throttle valve 65a is disposed between the main pump 14-2 and the spool valve 17-2, and the flow rate of the pressure oil flowing from the main pump 14-2 to the boom cylinder 7 is reduced as the opening is reduced. .
  • the variable throttle valve 65a may be disposed between the spool valve 17-2 and the boom cylinder 7 downstream thereof.
  • the variable throttle valve 65b is disposed between the main pump 14-1 and the spool valve 17-1, and decreases the flow rate of the pressure oil flowing from the main pump 14-1 to the boom cylinder 7 as the opening degree is reduced. .
  • the variable throttle valve 65b may be disposed between the spool valve 17-1 and the boom cylinder 7 downstream thereof.
  • variable throttle valve 65c is disposed between the boom cylinder 7 and the spool valve 17-2 downstream thereof, and the flow rate of the pressure oil flowing from the boom cylinder 7 to the tank is reduced as the opening degree is reduced.
  • variable throttle valve 65b may be disposed between the spool valve 17-2 and a tank downstream thereof.
  • the controller 30 reduces the opening of the variable throttle valves 65a to 65c to a predetermined target opening over a predetermined adjustment time when the boom operation lever 26A is returned to the neutral position.
  • the target opening when the boom 4 is stopped during the combined turning operation is larger than the target opening when the boom 4 is stopped during the boom raising single operation. That is, the controller 30 sets the opening of the variable throttle valves 65a to 65c when the boom 4 is stopped during the combined turning operation to be larger than the opening when the boom 4 is stopped during the boom raising single operation. To control the opening degree. Further, the adjustment time for stopping the boom 4 during the combined turning operation is longer than the adjustment time for stopping the boom 4 during the boom raising single operation.
  • the controller 30 slowly reduces the opening degree of the variable throttle valves 65a to 65c when stopping the boom 4 during the combined turning operation, compared to when stopping the boom 4 during the boom raising single operation.
  • the deceleration at the time of stopping the boom 4 during the combined turning operation is made smaller than the deceleration at the time of stopping the boom 4 during the single operation of raising the boom, thereby preventing the vibration of the upper turning body 3 in the turning direction. Because. Thereby, the controller 30 can prevent the vehicle body vibration that the operator feels uncomfortable.
  • either one of the adjustment time and the target opening may be the same when the boom 4 is stopped during the combined turning operation and when the boom 4 is stopped during the boom raising single operation.
  • FIG. 7 is a circuit diagram of a hydraulic drive circuit. 7 is provided with independent pilot cushion circuits 60a, 60b for the spool valves 17-1, 17-2, and a fixed throttle valve 64a, instead of the variable throttle valve 64, 4 is different from the hydraulic drive circuit of FIG. 4 in that 64b is provided. Further, FIG. 4 shows that variable throttle valves 65d and 65e are provided in the hydraulic circuit portion 17A, and that a CT port (port for connecting the boom cylinder 7 and the tank) is added to the spool valve 17-1. This is different from the hydraulic drive circuit. However, the hydraulic drive circuit of FIG. 7 and the hydraulic drive circuit of FIG. 4 are common in other respects. Therefore, description of common parts is omitted, and different parts are described in detail.
  • the fixed throttle valves 64a and 64b form an oil passage for returning the pressure oil generating the pilot pressure to the tank when the pilot pressure for boom operation is made zero. Then, the fixed throttle valve 64a suppresses the flow rate of the return oil related to the spool valve 17-1, thereby suppressing the spool return speed of the spool valve 17-1. Similarly, the fixed throttle valve 64b suppresses the flow rate of the return oil related to the spool valve 17-2 and suppresses the spool return speed of the spool valve 17-2.
  • the check valves 62a and 62b are valves that prevent the pressure oil generating the pilot pressure from flowing in the tank direction, and correspond to the check valve 64 of FIG.
  • the opening of the fixed throttle valve 64a is smaller than the opening of the fixed throttle valve 64b. Therefore, when the lever 26A for boom operation is returned to the neutral position, the spool valve 17-1 returns to the neutral position more slowly than the spool valve 17-2.
  • the hydraulic drive circuit of FIG. 7 controls the deceleration when the boom 4 is stopped by controlling the variable throttle valves 65d and 65e in the control valve 17 instead of the variable throttle valve 64 in the pilot cushion circuit 60, as an operating condition or the like. It can be changed according to.
  • variable throttle valves 65d and 65e are valves whose opening degree can be changed by a signal from the controller 30.
  • the variable throttle valve 65d is disposed between the main pump 14-1 and the spool valve 17-1, and the flow rate of the pressure oil flowing from the main pump 14-1 to the boom cylinder 7 is reduced as the opening degree is reduced. .
  • the variable throttle valve 65d may be disposed between the spool valve 17-1 and the boom cylinder 7 downstream thereof.
  • variable throttle valve 65e is disposed between the spool valve 17-1 and a tank downstream thereof, and the flow rate of the pressure oil flowing from the boom cylinder 7 to the tank is reduced as the opening degree is reduced.
  • the variable throttle valve 65e may be disposed between the boom cylinder 7 and the spool valve 17-1 downstream thereof.
  • the controller 30 reduces the opening of the variable throttle valves 65d and 65e to a predetermined target opening over a predetermined adjustment time when the boom operation lever 26A is returned to the neutral position.
  • the target opening when the boom 4 is stopped during the combined turning operation is larger than the target opening when the boom 4 is stopped during the boom raising single operation. That is, the controller 30 sets the opening of the variable throttle valves 65d and 65e when the boom 4 is stopped during the combined turning operation to be larger than the opening when the boom 4 is stopped during the boom raising single operation. To control the opening degree. Further, the adjustment time for stopping the boom 4 during the combined turning operation is longer than the adjustment time for stopping the boom 4 during the boom raising single operation.
  • the controller 30 slowly reduces the opening degree of the variable throttle valves 65d and 65e when stopping the boom 4 during the combined turning operation compared to when stopping the boom 4 during the boom raising single operation.
  • the deceleration at the time of stopping the boom 4 during the combined turning operation is made smaller than the deceleration at the time of stopping the boom 4 during the single operation of raising the boom, thereby preventing the vibration of the upper turning body 3 in the turning direction. Because. Thereby, the controller 30 can prevent the vehicle body vibration that the operator feels uncomfortable.
  • either one of the adjustment time and the target opening may be the same when the boom 4 is stopped during the combined turning operation and when the boom 4 is stopped during the boom raising single operation.
  • the opening degree of the fixed throttle valve 64a may be larger than the opening degree of the fixed throttle valve 64b.
  • the variable throttle valve 65d is disposed between the main pump 14-2 and the spool valve 17-2, or between the spool valve 17-2 and the boom cylinder 7 downstream thereof.
  • the variable throttle valve 65e is disposed between the spool valve 17-2 and a tank downstream thereof, or between the boom cylinder 7 and the spool valve 17-2 downstream thereof.
  • the controller 30 adjusts the opening degree of each of the variable throttle valves 65d and 65e, thereby adjusting the spool return speed. Be substantially adjustable. As a result, the deceleration when the boom 4 is stopped can be controlled as in the case where the variable throttle valve 64 of FIG. 4 is adjusted.
  • variable throttle valve 64 is provided in the pilot cushion circuit 60 or the control valve 17 as in the above-described embodiment, for example, the opening degree of the variable throttle valve 64 can be reduced in the long reach state.
  • the vibration of the boom bottom pressure can be suppressed. Thereby, it is possible to suppress and mitigate the longitudinal impact or vibration of the vehicle body that occurs when the boom 4 is stopped in the long reach state, not during the turning operation.
  • the determination unit 30a determines whether or not it is in the long reach state, and supplies a control signal to the variable throttle valve in the long reach state.
  • the determination as to whether or not the vehicle is in the long reach state can be made based on, for example, a detection value of an angle detection sensor that detects an angle of the arm 5 with respect to the boom 4.
  • control of the variable throttle valve during compound turning may be combined with the control of the variable throttle valve in the long reach state.
  • the opening degree of the variable throttle may be adjusted even when it is determined that the operation is combined with the arm 5 and turning.
  • the pilot hydraulic circuit that generates the pilot pressure described above can also be achieved by a proportional valve that is electrically controlled by the controller 30.
  • the proportional valve functions as a variable throttle valve according to the present invention.
  • FIG. 8 is a circuit diagram of a hydraulic drive circuit when the pilot pressure is controlled by the proportional valve 80.
  • a signal indicating the operation amount of the lever 26A for boom operation and a signal indicating the operation amount of the lever 26B for turning operation are supplied to the controller 30. Based on these signals, the controller 30 adjusts the pressure oil from the pilot pump 15 to an appropriate pilot pressure and supplies it to the spool valves 17-1, 17-2, 17-3.
  • the proportional valve 80 is controlled so that the pilot pressure changes as shown in FIG. To do.

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Abstract

　ショベルの旋回体（３）は、油圧ポンプ（１４）から供給される圧油によって駆動される旋回用油圧モータ（２１Ｂ）により旋回駆動される。油圧シリンダ（７）は、油圧ポンプ（１４）から供給される圧油によって駆動される。パイロット回路は、操作レバーの操作に応じてパイロット圧を調整する。油圧制御弁（１７）は、パイロット圧に応じて、油圧ポンプ（１４）から油圧シリンダ（７）へ供給する圧油を調整する。操作レバー（２６Ａ）の操作状態に対応して開度が変化する可変絞り弁（６４）をパイロット回路に設ける。

Description

ショベル及びショベルの制御方法
　本発明はショベル及びショベルの制御方法に関する。
　ショベルにおいて、一般的にブーム、アーム、及びバケットはそれぞれ油圧シリンダにより駆動される。油圧シリンダに供給される圧油又は油圧シリンダから排出される圧油は、コントロールバルブと称される制御バルブにより制御される。また、コントロールバルブにおける弁の開閉は、駆動油圧系とは異なるパイロット油圧系により制御される。
　例えば、ブームを駆動するためのブームシリンダを駆動制御するためのパイロット圧は、ブーム操作レバーにより調整され、コントロールバルブに供給される。すなわち、ブーム操作レバーの操作量に応じたパイロット圧がコントロールバルブに供給される。このパイロット圧に応じてコントロールバルブが開閉することにより、ブームシリンダに圧油が供給されたり、ブームシリンダから圧油が排出されたりする。
　ここで、例えば、ショベルのオペレータが、旋回中にブーム操作レバーを操作して、ブームを上昇させてから停止させた場合を考える。この場合、まず、ブーム操作レバーの操作量に応じたパイロット圧がコントロールバルブに供給され、コントロールバルブが制御されてブームシリンダのボトム側に高圧の圧油が供給される。これによりブームは上昇する。そして、オペレータがブームを停止するためにブーム操作レバーを中立位置に戻すと、パイロット圧はほぼゼロとなり、コントロールバルブが閉じてブームシリンダのボトム側への圧油の供給が停止される。通常、オペレータがブーム操作レバーを中立位置に戻す動作は急激であり、このためパイロット圧も急激に減少してゼロに近い値となる。
　上述の例のように、ブームが上昇してから急減速して停止すると、ブームの急減速によりブームシリンダにおける油圧が変動する。この油圧変動により、旋回用油圧モータの油圧供給ポートにおける油圧も変動し、ショベルの旋回体が旋回方向に振動してしまう。このようなショベルの車体の振動はオペレータにとって不快なものである。
特開平１１－６１８８９号公報
　特許文献１に開示された作業機の油圧回路は、上昇しているブームを停止させる際に、方向切換弁のスプールが中立位置に急激に戻ることを抑制し、ブームの停止時の慣性負荷に起因した衝撃を緩和する。しかしながら、ショベルの動作条件は様々であるため、固定式の絞り機構のみでは、方向切換弁のスプールが中立位置に戻ることを十分に抑制できず、旋回体の振動が大きくなってしまうことがある。
　そこで、オペレータのレバー操作に起因した車体の振動を抑制することが求められる。
　上述の目的を達成するために、本発明の実施例によれば、油圧ポンプから供給される圧油によって駆動され、ショベルの旋回体を旋回駆動する旋回用油圧モータと、前記油圧ポンプから供給される圧油によって駆動される油圧シリンダと、操作レバーの操作に応じて、パイロット圧を調整するパイロット回路と、該パイロット回路から供給されるパイロット圧に応じて、前記油圧ポンプから前記油圧シリンダへ供給する圧油を調整する油圧制御弁と、前記操作レバーの操作状態に対応して開度が変化する可変絞り弁と、該可変絞り弁の開度を変更する制御装置とを有することを特徴とするショベルが提供される。
　また、油圧ポンプから供給される圧油によって駆動され、ショベルの旋回体を旋回駆動する旋回用油圧モータと、前記油圧ポンプから供給される圧油によって駆動される油圧シリンダと、操作レバーの操作に応じて、パイロット圧を調整するパイロット回路と、該パイロット回路から供給されるパイロット圧に応じて、前記油圧ポンプから前記油圧シリンダへ供給する圧油を調整する油圧制御弁と、前記操作レバーの操作状態に対応して開度が変化する可変絞り弁と該可変絞り弁の開度を変更する制御装置と、を有するショベルの制御方法であって、前記可変絞り弁の開度を、操作レバーの操作状態に対応して変更することを特徴とするショベルの制御方法が提供される。
　上述の手段により、車体振動が緩和されたショベルが提供される。
ショベルの側面図である。 図１に示すショベルの駆動系の構成例を示すブロック図である。 複合旋回動作における、パイロット圧の変化、旋回油圧モータの回転数及びブームの速度の変化、並びに旋回Ｂポート圧及びブームボトム圧の変化を示す図である。 パイロット油圧回路を含む油圧駆動回路の構成例を示す回路図である。 可変絞り弁の開度を小さくしたときの、パイロット圧の変化、旋回油圧モータの回転数及びブームの速度の変化、並びに旋回Ｂポート圧及びブームボトム圧の変化を示す図である。 油圧駆動回路の別の構成例を示す回路図である。 油圧駆動回路の更に別の構成例を示す回路図である。 比例弁でパイロット圧を制御するときの油圧駆動回路の回路図である。
　図１は、本発明の一実施例に係るショベル（掘削機）の側面図である。ショベルの下部走行体１には、旋回機構２を介して上部旋回体３が搭載される。上部旋回体３には、ブーム４が取り付けられる。ブーム４の先端にはアーム５が取り付けられ、アーム５の先端にはバケット６が取り付けられる。ブーム４、アーム５、及びバケット６は、油圧シリンダであるブームシリンダ７、アームシリンダ８、及びバケットシリンダ９によりそれぞれ油圧駆動される。上部旋回体３には、キャビン１０が設けられ、且つエンジン等の動力源が搭載される。
　図２は、図１に示すショベルの駆動系の構成例を示すブロック図である。図２において、機械的動力系は二重線、高圧油圧ラインは太実線、パイロットラインは点線、電気駆動・制御系は細実線でそれぞれ示されている。
　機械式駆動部としてのエンジン１１の出力軸には、油圧ポンプとしてのメインポンプ１４及びパイロットポンプ１５が接続される。メインポンプ１４には、高圧油圧ライン１６を介して油圧制御弁としてのコントロールバルブ１７が接続される。また、パイロットポンプ１５には、パイロットライン２５を介して操作装置２６が接続される。
　コントロールバルブ１７は、油圧ショベルにおける油圧系の制御を行う装置である。下部走行体１用の走行用油圧モータ１Ａ（右用）及び１Ｂ（左用）、ブームシリンダ７、アームシリンダ８、バケットシリンダ９、旋回油圧モータ２１Ｂ等の油圧アクチュエータは、高圧油圧ラインを介してコントロールバルブ１７に接続される。操作装置２６はパイロットラインとしての油圧ライン２７を介してコントロールバルブ１７に接続される。
　操作装置２６は、レバー２６Ａ、レバー２６Ｂ、及びペダル２６Ｃを含む。レバー２６Ａ、レバー２６Ｂ、及びペダル２６Ｃは、油圧ライン２７及び油圧ライン２８を介して、コントロールバルブ１７及び圧力センサ２９にそれぞれ接続される。圧力センサ２９は、電気系の駆動制御を行うコントローラ３０に接続される。
　コントローラ３０は、油圧ショベルの駆動制御を行う主制御部として機能する。コントローラ３０は、ＣＰＵ(Central Processing Unit)及び内部メモリを含む演算処理装置で構成され、内部メモリに格納された駆動制御用のプログラムをＣＰＵが実行することにより実現される制御装置である。
　以上のような構成のショベルにおいて、オペレータがブーム４を操作するためのレバーが操作装置２６のレバー２６Ａとする。例えば、オペレータがブーム４を上昇させようとしてレバー２６Ａを操作すると、パイロットポンプ１５からのパイロット圧（油圧）がレバー２６Ａの操作量に応じて操作装置２６により調整される。操作装置２６により調整されたパイロット圧はコントロールバルブ１７に供給される。コントロールバルブ１７では、供給されたパイロット圧に基づいてブーム駆動油圧回路が開き、メインポンプ１４からの高圧の圧油がブームシリンダ７のボトム側に供給される。これにより、ブーム４は上昇する。
　また、旋回操作用のレバーを２６Ｂとすると、オペレータはレバー２６Ｂを操作することで、旋回油圧モータ２１Ｂを駆動させ、上部旋回体３を左右いずれかの方向に旋回させることができる。
　ここで、例えば、上部旋回体３を旋回させながらブーム４を上昇させる場合を考える。この場合、メインポンプ１４からの圧油で旋回油圧モータ２１Ｂが駆動され、同時にブームシリンダ７のボトム側に圧油が供給される。このように旋回中にブーム４やアーム５等を駆動することを複合旋回と称することもある。
　以上のような複合旋回動作中にブーム４の上昇を停止した場合を考える。図３は、複合旋回動作における、パイロット圧の変化（図３（ａ））、旋回油圧モータ２１Ｂの回転数及びブーム４の速度の変化（図３（ｂ））、並びに旋回Ｂポート圧及びブームボトム圧の変化（図３（ｃ））を示すグラフである。
　図３に示す例では、時刻ｔ１にブーム操作用のレバー２６Ａと旋回操作用のレバー２６Ｂとが同時に操作され、旋回動作とブーム上げ動作が開始されている。そして、時刻ｔ２において、レバー２６Ａ及びレバー２６Ｂは最大に傾けられた状態で保持されている。時刻ｔ３になると、ブーム４の上昇を止めるため、ブーム操作用のレバー２６Ａだけが中立位置に戻されている。そして時刻ｔ４を過ぎて時刻ｔ５になると、旋回操作用のレバー２６Ｂも中立位置に戻される。
　以上のような複合旋回操作を行うと、ブーム操作用のパイロット圧（実線）及び旋回操作用のパイロット圧（点線）は、図３（ａ）に示すように変化する。すなわち、ブーム操作用のパイロット圧及び旋回操作用のパイロット圧は、時刻ｔ１において上昇し始め、時刻ｔ２において最大（Ｐｍａｘ）となり、時刻ｔ３まで最大のまま維持される。
　そして、時刻ｔ３においてブーム操作用のレバー２６Ａが中立位置へ戻されると、ブーム操作用のパイロット圧（実線）は急激にゼロ近辺まで下降し、その後はゼロ近辺に維持される。一方、旋回操作用のパイロット圧（点線）は時刻ｔ５まで最大（Ｐｍａｘ）に維持され、時刻ｔ５において旋回操作用のレバー２６Ｂが中立位置に戻されると、時刻ｔ５から下降してゼロ近辺となる。
　ブーム４の速度（ブーム速度：実線）は、図３（ｂ）に示すように、時刻ｔ２を過ぎてから最大上昇速度Ｖ１に達し、そのままＶ１に維持されてから、ブーム操作用のレバー２６Ａが中立位置に戻された時刻ｔ３において急激に下降し始める。そして、ブーム速度はゼロになってからマイナス方向に振れ（反対向きに動く（下降する））、上昇、下降を数回繰り返してからゼロとなり、ブーム４は時刻ｔ４で停止する。ブーム４の振動に起因して、図３（ｃ）に示すように、ブームシリンダ７のボトム側の油圧（ブームボトム圧：実線）が時刻ｔ３から時刻ｔ４までの間に振動する。
　一方、上部旋回体３の旋回速度、すなわち上部旋回体３の回転数（旋回回転数：点線）は、図３（ｂ）に示すように、時刻ｔ２から時刻ｔ３までの間は一定の上昇率で上昇していくが、時刻ｔ３を過ぎたあたりで上昇率が急に増大する。時刻ｔ３でブームシリンダ７のボトム側への圧油供給が停止されるためである。これは、時刻ｔ３を過ぎたあたりで旋回回転数を示す線の傾きが急に大きくなっていることでわかる。そして、ブームボトム圧が振動しながら一定の圧力に収束するので、その影響が旋回油圧モータ２１ＢのＢポート（油圧供給側ポート）に及ぶ。すなわち、ブームボトム圧が大きく変動するとその影響が旋回油圧モータのＢポートの油圧（旋回Ｂポート圧：点線）に現れ、図３（ｃ）に示すように旋回Ｂポート圧も変動する。ブームシリンダ７に油圧を供給する回路と、旋回油圧モータ２１Ｂに油圧を供給する回路とが同じ１つの油圧駆動回路内に形成されているためである。
　このように旋回Ｂポート圧が変動（振動）すると、旋回油圧モータ２１Ｂの回転力も変動し、上部旋回体３の回転速度（旋回回転数）に小さな変動が生じる。これが上部旋回体３の旋回方向の振動となり、オペレータが不快に思うような車体振動となる。なお、図３（ｂ）には、時刻ｔ３から時刻ｔ４までの間は、旋回回転数は一定の上昇率で上昇しているように示されているが、微視的に見ると、図３（ｃ）に示すように旋回Ｂポート圧の振動に伴い旋回回転数の上昇率は振動している。
　本実施例では、上述のような車体の振動を抑制するために、パイロット油圧回路に特別な回路を設けている。以下、本実施例によるパイロット油圧回路について説明する。
　図４は本実施例によるパイロット油圧回路を含む油圧駆動回路の構成例を示す回路図である。図４には、旋回油圧モータ２１Ｂとブームシリンダ７を駆動するための油圧駆動回路とそれらを制御するためのパイロット油圧回路が示されている。しかしながら、説明を簡素化するために、例えばアームシリンダ８やバケットシリンダ９を駆動するための油圧駆動回路は省略されている。
　図４において、点線で囲まれた油圧駆動回路部分５０には、上部旋回体３を旋回駆動するための旋回油圧モータ２１Ｂを駆動するための油圧回路と、ブームシリンダ７を往復駆動するための油圧回路とが含まれている。また、油圧駆動回路部分５０の中の点線で囲まれた油圧回路部分１７Ａは、コントロールバルブ１７の中に設けられた油圧回路を表す。
　油圧回路部分１７Ａには、パイロット油圧回路からパイロット圧が供給される。より具体的には、ブーム操作用のレバー２６Ａで調整されたパイロット圧が、コントロールバルブ１７のスプール弁１７－１及び１７－２に供給される。また、旋回操作用のレバー２６Ｂで調整されたパイロット圧が、コントロールバルブ１７のスプール弁１７－３に供給される。スプール弁１７－１、１７－２、及び１７－３は、パイロット圧によりスプールが押されるとパイロット圧に比例してスプールが移動し、これに伴って油路が開く弁である。
　すなわち、ブーム操作用のレバー２６Ａがブーム４を上昇する方向に操作されると、パイロットポンプ１５からの圧油は、レバー２６Ａの操作量に応じたパイロット圧に調整され、調整されたパイロット圧がスプール弁１７－１及び１７－２に供給される。パイロット圧によりスプール弁１７－１及び１７－２のスプールが移動して油路が開き、メインポンプ１４－１及び１４－２からの圧油がそれぞれスプール弁１７－１及び１７－２を介してブームシリンダ７のボトム側に供給される。これにより、ブーム４は上昇する。
　レバー２６Ａを操作してから、ブーム４の上昇を停止するために、オペレータは、レバー２６Ａを中立位置に戻す。レバー２６Ａが中立位置に戻されると、パイロット圧はゼロまたはゼロ近辺まで下がる。これにより、スプール弁１７－１及び１７－２のスプールが移動して油路が閉じられ、ブームシリンダ７への圧油の供給は停止される。このとき、スプール弁１７－１及び１７－２に供給されていたパイロット圧の圧油はレバー２６Ａ（操作装置２６）を介してタンクに戻される。このパイロット圧の圧油をタンクに戻すために、レバー２６Ａとスプール弁１７－１及び１７－２との間にパイロットクッション回路６０が設けられる。パイロットクッション回路６０は、逆止弁６２と、逆止弁６２に並列に接続された可変絞り弁６４とを含む油圧回路である。可変絞り弁６４はパイロット圧をゼロにする際に、パイロット圧の圧油がタンク方向に流れる油路を形成する。
　ここで、本実施例では、このようにパイロットクッション回路６０に可変絞り弁６４を設けて、パイロット圧の圧油をタンクに戻す速度を調整し、スプール弁１７－１及び１７－２のスプールが中立位置に戻る速度を調整する。
　可変絞り弁６４はコントローラ３０からの信号により、その開度を変更することができる弁である。コントローラ３０内には、パイロット圧の状態を判別する判別部３０ａが設けられており、パイロット圧が所定の状態となると、可変絞り弁６４の開度を変更する。例えば、ブーム上げ単独動作を停止するときの可変絞り弁６４の開度よりも、ブーム上げと旋回の複合動作を停止するときの可変絞り弁６４の開度を小さくする。
　判別部３０ａは、図３（ａ）を参照しながら説明したパイロット圧の状態を判別する。判別部３０ａには、ブーム操作用のパイロット圧を検出する圧力センサ７０の検出値と、旋回操作用のパイロット圧を検出する圧力センサ７２からの検出値が入力される。判別部３０ａはこれら二つの検出値に基づいて、上部旋回体３の旋回中にブーム４の上昇が停止され得る状態にあるか否かを判別する。より具体的には、判別部３０ａは、圧力センサ７０からの検出値及び圧力センサ７２からの検出値がともに最大（Ｐｍａｘ）の状態になっているか否かを判別する。
　なお、本実施例では判別部３０ａは圧力センサ７０及び圧力センサ７２を用いてパイロット圧を検出することで、ブーム操作用のレバー２６Ａ及び旋回操作用のレバー２６Ｂが共に操作されている状態（複合旋回状態）を判別している。しかし、判別部３０ａは、例えば、レバー２６Ａの傾きとレバー２６Ｂの傾きを傾きセンサで直接検出することで、ブーム操作用のレバー２６Ａ及び旋回操作用のレバー２６Ｂが共に操作されている状態（複合旋回状態）を判別してもよい。
　圧力センサ７０からの検出値及び圧力センサ７２からの検出値がともに最大（Ｐｍａｘ）の状態になっていると判別すると（図３（ａ）における時刻ｔ２から時刻ｔ３までの状態）、判別部３０ａは、開度を小さくするように制御信号を可変絞り弁６４に出力する。この制御信号を受けると、可変絞り弁６４はその開度を通常の開度より小さくする。可変絞り弁６４の開度が小さくなると、パイロット圧の圧油がブーム操作用のレバー２６Ａの方向に戻る油路の抵抗が大きくなり、パイロット圧の圧油はレバー２６Ａの方向に戻りにくくなる。したがって、図５（ａ）に示すように、ブーム操作用のパイロット圧（実線）の時刻ｔ３からの下降率は小さくなる。なお、図５は図３に示すレバー操作と同じ操作条件で、時刻ｔ３より以前に可変絞り弁６４の開度を小さくした場合のパイロット圧の変化（図５（ａ））、ブーム速度及び旋回回転数の変化（図５（ｂ））、ブームボトム圧及び旋回Ｂポート圧の変化（図５（ｃ））を示すグラフである。
　すなわち、旋回操作とブーム上昇操作が同時に行われると、例えば時刻ｔ２近辺にて可変絞り弁６４の開度が小さくされ、その後にブーム上昇操作が停止された際には、単独で行われたブーム上昇操作が停止された際よりも、ブーム操作用のパイロット圧がゆっくりとゼロ近辺に下降するようになる。すると、ブーム速度（実線）は、図３（ｂ）に示すように時刻ｔ３から急激に減少するようなことなく、図５（ｂ）に示すように時刻ｔ３からゆっくりと減少し、変動（振動）もせずに時刻ｔ４でゼロになる。ブーム４がゆっくりと停止するため、図３（ｃ）に示すような時刻ｔ３から時刻ｔ４までのブームボトム圧の変動もない。したがって、図５（ｃ）に示すように、ブームボトム圧（実線）は時刻ｔ３から滑らかに上昇して時刻ｔ４でほぼ一定の圧力（ブーム４の重量による圧力）となる。そのため、旋回Ｂポート圧（点線）には図３（ｃ）に示すような時刻ｔ３から時刻ｔ４までの変動は生じることがなく、上部旋回体３の旋回方向における衝撃又は振動は抑制される。
　なお、可変絞り弁６４の開度を小さくするタイミングは、旋回操作とブーム上昇操作が同時になされたと判断した時点でよく、時刻ｔ３より前であればよい。また、可変絞り弁６４の開度が小さすぎると（絞りが強すぎると）、ブームシリンダ７への圧油の供給停止が遅くなり、ブーム４の停止が遅くなる。このため、レバー２６Ａの操作に対するブーム４の動作の反応が鈍くなり、ブーム４の操作性が悪くなる。したがって、可変絞り弁６４による絞り具合は、ブーム４の動作の反応を考慮して適当な値に設定する。
　以上のように、パイロットクッション回路６０に可変絞り弁６４を設けることで、ブーム操作用のパイロット圧を緩やかに減少させることができ、ブームボトム圧の振動を抑制することができる。これにより、旋回油圧モータ２１Ｂの旋回Ｂポート（油圧供給側ポート）における油圧の振動を抑制することができ、結果として、車体の振動を抑制し緩和することができる。
　次に、図６を参照し、パイロット油圧回路を含む油圧駆動回路の別の構成例について説明する。図６は油圧駆動回路の回路図である。また、図６の油圧駆動回路は、可変絞り弁６４の代わりに固定絞り弁６４ａが設けられた点、及び、油圧回路部分１７Ａ内に可変絞り弁６５ａ～６５ｃが設けられた点で図４の油圧駆動回路と相違するが、その他の点で共通する。そのため、共通部分の説明を省略し、相違部分を詳細に説明する。
　固定絞り弁６４ａはブーム操作用のパイロット圧をゼロにする際に、そのパイロット圧を生成している圧油をタンクに戻すための油路を形成する。そして、固定絞り弁６４ａは、その油路を流れる圧油（戻り油）の流量を抑制し、スプール弁１７－１及び１７－２の各スプールが中立位置に戻る速度（以下、「スプール復帰速度」とする。）を抑制する。しかしながら、固定絞り弁６４ａは、その開度が固定されているため、スプール復帰速度ひいてはブーム４を停止させるときのブーム４の減速度を操作条件等に応じて変更することはない。
　そこで、図６の油圧駆動回路は、パイロットクッション回路６０における可変絞り弁６４の代わりに、コントロールバルブ１７における可変絞り弁６５ａ～６５ｃを制御してブーム４を停止させるときの減速度を操作条件等に応じて変更できるようにする。
　可変絞り弁６５ａ～６５ｃはコントローラ３０からの信号により、その開度を変更できる弁である。
　可変絞り弁６５ａは、メインポンプ１４－２とスプール弁１７－２との間に配置され、その開度を小さくするほど、メインポンプ１４－２からブームシリンダ７に流れる圧油の流量を低下させる。なお、可変絞り弁６５ａはスプール弁１７－２とその下流にあるブームシリンダ７との間に配置されてもよい。
　可変絞り弁６５ｂは、メインポンプ１４－１とスプール弁１７－１との間に配置され、その開度を小さくするほど、メインポンプ１４－１からブームシリンダ７に流れる圧油の流量を低下させる。なお、可変絞り弁６５ｂはスプール弁１７－１とその下流にあるブームシリンダ７との間に配置されてもよい。
　可変絞り弁６５ｃは、ブームシリンダ７とその下流にあるスプール弁１７－２との間に配置され、その開度を小さくするほど、ブームシリンダ７からタンクに流れる圧油の流量を低下させる。なお、可変絞り弁６５ｂはスプール弁１７－２とその下流にあるタンクとの間に配置されてもよい。
　コントローラ３０は、ブーム操作用のレバー２６Ａが中立位置に戻されたときに可変絞り弁６５ａ～６５ｃの開度を所定の調整時間を掛けて所定の目標開度まで小さくする。本実施例では、複合旋回動作中にブーム４を停止するときの目標開度は、ブーム上げ単独動作中にブーム４を停止するときの目標開度よりも大きい。すなわち、コントローラ３０は、複合旋回動作中にブーム４を停止するときの可変絞り弁６５ａ～６５ｃの開度が、ブーム上げ単独動作中にブーム４を停止するときの開度より大きくなるようにそれぞれの開度を制御する。また、複合旋回動作中にブーム４を停止するときの調整時間は、ブーム上げ単独動作中にブーム４を停止するときの調整時間よりも大きい。すなわち、コントローラ３０は、ブーム上げ単独動作中にブーム４を停止するときに比べ、複合旋回動作中にブーム４を停止するときには可変絞り弁６５ａ～６５ｃの開度をゆっくりと低減させる。複合旋回動作中にブーム４を停止するときの減速度を、ブーム上げ単独動作中にブーム４を停止するときの減速度よりも小さくして上部旋回体３の旋回方向の振動の発生を防止するためである。これにより、コントローラ３０は、オペレータが不快に思うような車体振動を防止できる。但し、調整時間及び目標開度の何れか一方は、複合旋回動作中にブーム４を停止するときとブーム上げ単独動作中にブーム４を停止するときとで同じであってもよい。
　なお、可変絞り弁６５ａ及び可変絞り弁６５ｃのそれぞれの開度を急激に小さくすることは、あたかも、固定絞り弁６４ａによってスプール復帰速度が制限されているスプール弁１７－２のスプールを中立位置に急激に戻したときと同様の効果をもたらす。また、可変絞り弁６５ｂの開度を急激に小さくすることは、あたかも、固定絞り弁６４ａによってスプール復帰速度が制限されているスプール弁１７－１のスプールを中立位置に急激に戻したときと同様の効果をもたらす。すなわち、コントローラ３０は、スプール弁１７－１及び１７－２のそれぞれのスプール復帰速度が調整不可とされている場合であっても、可変絞り弁６５ａ～６５ｃのそれぞれの開度を調整することで、スプール復帰速度を実質的に調整できるようにする。その結果、図４の可変絞り弁６４を調整した場合と同様に、ブーム４を停止するときの減速度を制御できる。
　次に、図７を参照し、油圧駆動回路の更に別の構成例について説明する。図７は油圧駆動回路の回路図である。また、図７の油圧駆動回路は、スプール弁１７－１、１７－２のそれぞれに関して独立したパイロットクッション回路６０ａ、６０ｂが設けられた点、及び、可変絞り弁６４の代わりに固定絞り弁６４ａ、６４ｂが設けられた点で図４の油圧駆動回路と相違する。また、油圧回路部分１７Ａ内に可変絞り弁６５ｄ、６５ｅが設けられた点、及び、スプール弁１７－１にＣＴポート（ブームシリンダ７とタンクとを連通させるポート）が追加された点で図４の油圧駆動回路と相違する。しかしながら、図７の油圧駆動回路と図４の油圧駆動回路はその他の点で共通する。そのため、共通部分の説明を省略し、相違部分を詳細に説明する。
　固定絞り弁６４ａ、６４ｂはブーム操作用のパイロット圧をゼロにする際に、そのパイロット圧を生成している圧油をタンクに戻すための油路を形成する。そして、固定絞り弁６４ａはスプール弁１７－１に関する戻り油の流量を抑制してスプール弁１７－１のスプール復帰速度を抑制する。同様に、固定絞り弁６４ｂはスプール弁１７－２に関する戻り油の流量を抑制してスプール弁１７－２のスプール復帰速度を抑制する。なお、逆止弁６２ａ、６２ｂは、パイロット圧を生成している圧油がタンク方向に流れるのを防止する弁であり、図４の逆止弁６４に対応する。
　また、本実施例では、固定絞り弁６４ａの開度は固定絞り弁６４ｂの開度より小さい。そのため、ブーム操作用のレバー２６Ａが中立位置に戻された場合、スプール弁１７－１はスプール弁１７－２よりもゆっくりと中立位置に戻る。
　しかしながら、固定絞り弁６４ａ、６４ｂは何れも、その開度が固定されているため、スプール復帰速度ひいてはブーム４を停止させるときのブーム４の減速度を操作条件等に応じて変更することはない。
　そこで、図７の油圧駆動回路は、パイロットクッション回路６０における可変絞り弁６４の代わりに、コントロールバルブ１７における可変絞り弁６５ｄ、６５ｅを制御してブーム４を停止させるときの減速度を操作条件等に応じて変更できるようにする。
　可変絞り弁６５ｄ、６５ｅはコントローラ３０からの信号により、その開度を変更することができる弁である。
　可変絞り弁６５ｄは、メインポンプ１４－１とスプール弁１７－１との間に配置され、その開度を小さくするほど、メインポンプ１４－１からブームシリンダ７に流れる圧油の流量を低下させる。なお、可変絞り弁６５ｄはスプール弁１７－１とその下流にあるブームシリンダ７との間に配置されてもよい。
　可変絞り弁６５ｅは、スプール弁１７－１とその下流にあるタンクとの間に配置され、その開度を小さくするほど、ブームシリンダ７からタンクに流れる圧油の流量を低下させる。なお、可変絞り弁６５ｅはブームシリンダ７とその下流にあるスプール弁１７－１との間に配置されてもよい。
　コントローラ３０は、ブーム操作用のレバー２６Ａが中立位置に戻されたときに可変絞り弁６５ｄ、６５ｅの開度を所定の調整時間を掛けて所定の目標開度まで小さくする。本実施例では、複合旋回動作中にブーム４を停止するときの目標開度は、ブーム上げ単独動作中にブーム４を停止するときの目標開度よりも大きい。すなわち、コントローラ３０は、複合旋回動作中にブーム４を停止するときの可変絞り弁６５ｄ、６５ｅの開度が、ブーム上げ単独動作中にブーム４を停止するときの開度より大きくなるようにそれぞれの開度を制御する。また、複合旋回動作中にブーム４を停止するときの調整時間は、ブーム上げ単独動作中にブーム４を停止するときの調整時間よりも大きい。すなわち、コントローラ３０は、ブーム上げ単独動作中にブーム４を停止するときに比べ、複合旋回動作中にブーム４を停止するときには、可変絞り弁６５ｄ、６５ｅの開度をゆっくりと低減させる。複合旋回動作中にブーム４を停止するときの減速度を、ブーム上げ単独動作中にブーム４を停止するときの減速度よりも小さくして上部旋回体３の旋回方向の振動の発生を防止するためである。これにより、コントローラ３０は、オペレータが不快に思うような車体振動を防止できる。但し、調整時間及び目標開度の何れか一方は、複合旋回動作中にブーム４を停止するときとブーム上げ単独動作中にブーム４を停止するときとで同じであってもよい。
　また、可変絞り弁６５ｄ及び可変絞り弁６５ｅのそれぞれの開度を急激に小さくすることは、あたかも、固定絞り弁６４ａによってスプール復帰速度が制限されているスプール弁１７－１のスプールを中立位置に急激に戻したときと同様の効果をもたらす。すなわち、コントローラ３０は、スプール弁１７－１のスプール復帰速度が調整不可とされている場合であっても、可変絞り弁６５ｄ、６５ｅのそれぞれの開度を調整することで、スプール復帰速度を実質的に調整できるようにする。その結果、図４の可変絞り弁６４を調整した場合と同様に、ブーム４を停止するときの減速度を制御できる。
　なお、固定絞り弁６４ａの開度は固定絞り弁６４ｂの開度より大きくてもよい。この場合、ブーム操作用のレバー２６Ａが中立位置に戻された場合、スプール弁１７－２はスプール弁１７－１よりもゆっくりと中立位置に戻る。そのため、可変絞り弁６５ｄは、メインポンプ１４－２とスプール弁１７－２との間、又は、スプール弁１７－２とその下流にあるブームシリンダ７との間に配置される。また、可変絞り弁６５ｅは、スプール弁１７－２とその下流にあるタンクとの間、又は、ブームシリンダ７とその下流にあるスプール弁１７－２との間に配置される。その結果、コントローラ３０は、スプール弁１７－２のスプール復帰速度が調整不可とされている場合であっても、可変絞り弁６５ｄ、６５ｅのそれぞれの開度を調整することで、スプール復帰速度を実質的に調整できるようにする。その結果、図４の可変絞り弁６４を調整した場合と同様に、ブーム４を停止するときの減速度を制御できる。
　以上の説明では、パイロット圧の変化が旋回油圧モータ２１Ｂの駆動に与える影響による車体振動について説明したが、可変絞り弁を設けることで、他の操作条件に伴う車体の振動を抑制することもできる。
　例えば、ブーム４の上昇操作を停止した際に、ブーム操作用のパイロット圧が急激に減少すると、ブームシリンダ７のボトム圧が変動（振動）し、ブーム４が上下方向（縦方向）に振動しながら停止する（図３（ｃ）の時刻ｔ３から時刻ｔ４までの、ブームボトム圧の振動）。このようなブーム４の振動によって上部旋回体３に縦方向（ブーム４の運動方向）に衝撃や振動が発生することもある。
　このとき、ブーム４の先端に取り付けられているアーム５が大きく開いているほど、ブーム４の慣性モーメントが大きくなるので、急減速による反動も大きくなる。したがって、アーム５を閉じた状態（ショートリーチ状態という）でブーム４を急減速させたときと、アーム５を大きく開いた状態（ロングリーチ状態という）でブーム４を急減速させたときとでは、車体に加わる衝撃や振動が変化する。すなわち、アーム５を閉じた状態（ショートリーチ状態）でブーム４を急減速させたときにはほとんど車体に衝撃や振動が発生しないようにパイロットクッション（例えば固定絞りの開度）を調整した場合でも、アーム５を大きく開いた状態（ロングリーチ状態）でブーム４を急減速させると車体に加わる衝撃や振動が大きくなり、オペレータに不快感を与えるおそれがある。
　しかし、上述の実施例のように、パイロットクッション回路６０又はコントロールバルブ１７内に可変絞り弁を設けておけば、例えばロングリーチ状態のときに可変絞り弁６４の開度を小さくしておくことで、ブームボトム圧の振動を抑制することができる。これにより、旋回動作中ではなく、ロングリーチ状態でブーム４の上昇を停止したときに発生する車体の縦方向の衝撃又は振動を抑制し緩和することができる。
　なお、このときの判別部３０ａは、ロングリーチ状態であるか否かを判別してロングリーチ状態のときに制御信号を可変絞り弁に供給する。ロングリーチ状態か否かの判別は、例えば、ブーム４に対するアーム５の角度を検出する角度検出センサの検出値に基づいて行うことができる。
　もちろん、複合旋回中の可変絞り弁の制御と、ロングリーチ状態での可変絞り弁の制御を組み合わせてもよい。
　また、上述の実施例ではブーム上げ旋回の複合動作時について説明したが、アーム５と旋回の複合動作時であると判断した場合にも可変絞りの開度を調整してもよい。
　なお、上述のパイロット圧を生成するパイロット油圧回路は、コントローラ３０により電気的に制御される比例弁によっても達成できる。この場合、比例弁が本願発明に係る可変絞り弁として機能する。図８は、比例弁８０でパイロット圧を制御するときの油圧駆動回路の回路図である。
　図８において、ブーム操作用のレバー２６Ａの操作量を表す信号と、旋回操作用のレバー２６Ｂの操作量を表す信号がコントローラ３０に供給される。コントローラ３０はこれらの信号に基づき、パイロットポンプ１５からの圧油を適当なパイロット圧に調整してスプール弁１７－１、１７－２、１７－３に供給する。また、ブーム操作用のレバー２６Ａが中立位置に戻されたときに、操作量の変化が急激である場合には、図５（ａ）に示すパイロット圧の変化となるように比例弁８０を制御する。
　また、本願は、２０１４年７月３日に出願した日本国特許出願２０１４－１３７９５３号に基づく優先権を主張するものであり、この日本国特許出願の全内容を本願に参照により援用する。
　１・・・下部走行体　　１Ａ、１Ｂ・・・走行用油圧モータ　　２・・・旋回機構　　３・・・上部旋回体　　４・・・ブーム　　５・・・アーム　　６・・・バケット　　７・・・ブームシリンダ　　８・・・アームシリンダ　　９・・・バケットシリンダ　　１０・・・キャビン　　１１・・・エンジン　　１４、１４－１、１４－２・・・メインポンプ　　１５・・・パイロットポンプ　　１６・・・高圧油圧ライン　　１７・・・コントロールバルブ　　１７－１、１７－２、１７－３・・・スプール弁　　２１Ｂ・・・旋回油圧モータ　　２５・・・パイロットライン　　２６・・・操作装置　　２６Ａ、２６Ｂ・・・レバー　　２６Ｃ・・・ペダル　　２７、２８・・・油圧ライン　　２９・・・圧力センサ　　３０・・・コントローラ　　３０ａ・・・判別部　　５０・・・油圧駆動回路部分　　６０、６０ａ、６０ｂ・・・パイロットクッション回路　　６２、６２ａ、６２ｂ・・・逆止弁　　６４・・・可変絞り弁　　６４ａ、６４ｂ・・・固定絞り弁　　６５ａ～６５ｅ・・・可変絞り弁　　７０、７２・・・圧力センサ　　８０・・・比例弁

Claims (9)

  1. 　油圧ポンプから供給される圧油によって駆動され、ショベルの旋回体を旋回駆動する旋回用油圧モータと、
    　前記油圧ポンプから供給される圧油によって駆動される油圧シリンダと、
    　操作レバーの操作に応じて、パイロット圧を調整するパイロット回路と、
    　該パイロット回路から供給されるパイロット圧に応じて、前記油圧ポンプから前記油圧シリンダへ供給する圧油を調整する油圧制御弁と、
    　前記操作レバーの操作状態に対応して開度が変化する可変絞り弁と
    　該可変絞り弁の開度を変更する制御装置と、
    　を有することを特徴とするショベル。
  2. 　請求項１記載のショベルであって、
    　前記可変絞り弁は前記パイロット回路に設けられ、
    　前記制御装置は、前記パイロット回路のパイロット圧が上昇している際に、前記操作レバーが中立位置に向かって戻されると、前記可変絞り弁の開度を小さくするショベル。
  3. 　請求項２記載のショベルであって、
    　前記制御装置は、前記旋回体が旋回状態であると判断すると、前記可変絞り弁の開度を小さくするショベル。
  4. 　請求項２記載のショベルであって、
    　前記制御装置は、前記ショベルがロングリーチ状態であると判断すると、前記可変絞り弁の開度を小さくするショベル。
  5. 　請求項１記載のショベルであって、
    　前記可変絞り弁は前記油圧ポンプと前記油圧制御弁の間に設けられ、
    　前記制御装置は、前記パイロット回路のパイロット圧が上昇している際に、前記操作レバーが中立位置に向かって戻されると、前記可変絞り弁の開度を大きくする、
    　ショベル。
  6. 　請求項５記載のショベルであって、
    　前記パイロット回路には絞り弁が設けられ、
    　前記絞り弁は、前記パイロット回路のパイロット圧が上昇している際に、前記操作レバーが中立位置に向かって戻されると、タンクへの戻り油を制限する、
    　ショベル。
  7. 　油圧ポンプから供給される圧油によって駆動され、ショベルの旋回体を旋回駆動する旋回用油圧モータと、前記油圧ポンプから供給される圧油によって駆動される油圧シリンダと、操作レバーの操作に応じて、パイロット圧を調整するパイロット回路と、該パイロット回路から供給されるパイロット圧に応じて、前記油圧ポンプから前記油圧シリンダへ供給する圧油を調整する油圧制御弁と、前記操作レバーの操作状態に対応して開度が変化する可変絞り弁と該可変絞り弁の開度を変更する制御装置と、を有するショベルの制御方法であって、
    　前記可変絞り弁の開度を、前記操作レバーの操作状態に対応して変更することを特徴とするショベルの制御方法。
  8. 　請求項７記載のショベルの制御方法であって、
    　前記可変絞り弁は、前記パイロット回路に設けられ、
    　前記パイロット圧が上昇している際に、前記操作レバーが中立位置に向かって戻されると、前記可変絞り弁の開度を小さくする、ショベルの制御方法。
  9. 　請求項７記載のショベルの制御方法であって、
    　前記可変絞り弁は前記油圧ポンプと前記油圧制御弁の間に設けられ、
    　パイロット圧が上昇している際に、前記操作レバーが中立位置に向かって戻されると、前記可変絞り弁の開度を大きくする、ショベルの制御方法。
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Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2019065956A (ja) * 2017-09-29 2019-04-25 日立建機株式会社 作業機械
WO2021025035A1 (ja) * 2019-08-05 2021-02-11 住友重機械工業株式会社 ショベル
WO2022114220A1 (ja) * 2020-11-30 2022-06-02 住友重機械工業株式会社 作業機械

Families Citing this family (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
USD843676S1 (en) * 2016-10-18 2019-03-19 Liebherr-Werk Nenzing Gmbh Dredger
JP1593401S (ja) * 2016-11-30 2017-12-18
KR102466641B1 (ko) * 2017-03-31 2022-11-11 스미도모쥬기가이고교 가부시키가이샤 쇼벨
US11078932B2 (en) * 2017-12-15 2021-08-03 Volvo Construction Equipment Ab Hydraulic machine
US10428844B1 (en) * 2018-06-08 2019-10-01 Eugene Holt Method and system for generating electrical power from a wheeled engine-driven vehicle for powering a transport refrigeration unit
JP7342437B2 (ja) * 2019-06-10 2023-09-12 コベルコ建機株式会社 作業機械
WO2021142826A1 (zh) * 2020-01-19 2021-07-22 徐工集团工程机械股份有限公司 臂架振动控制方法、装置及工程机械
TWI822499B (zh) * 2022-11-29 2023-11-11 財團法人金屬工業研究發展中心 液壓驅動裝置的控制方法及系統

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5332297U (ja) * 1976-08-25 1978-03-20
JPH05157101A (ja) * 1991-12-03 1993-06-22 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧作業機械の振動抑制装置
JP2008224039A (ja) * 2008-04-07 2008-09-25 Komatsu Ltd 油圧駆動機械の制御装置
US20140150416A1 (en) * 2011-07-12 2014-06-05 Volvo Construction Equipment Ab Hydraulic actuator damping control system for construction machinery

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0248602U (ja) * 1988-09-30 1990-04-04
EP0620370B2 (en) * 1992-10-29 2000-12-06 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulic control valve apparatus and hydraulic drive system
JP3606976B2 (ja) * 1995-12-26 2005-01-05 日立建機株式会社 油圧作業機の油圧制御システム
JPH1113702A (ja) * 1997-06-23 1999-01-22 Kobe Steel Ltd 油圧作業機械の振動抑制方法および同装置
JPH1161889A (ja) 1997-08-18 1999-03-05 Ishikawajima Constr Mach Co 作業機の油圧回路
JP3900949B2 (ja) * 2002-02-04 2007-04-04 コベルコ建機株式会社 液圧式作業機械の制御装置およびその制御方法
JP2004100759A (ja) * 2002-09-06 2004-04-02 Komatsu Ltd スイング式油圧ショベルのスイング制御装置
KR100964113B1 (ko) * 2003-11-24 2010-06-16 두산인프라코어 주식회사 굴삭기의 선회제어장치
CN101793042B (zh) * 2009-12-31 2011-12-07 福田雷沃国际重工股份有限公司 用于协调挖掘机机身回转和动臂摆动的液压回路装置
JP5079827B2 (ja) * 2010-02-10 2012-11-21 日立建機株式会社 油圧ショベルの油圧駆動装置
CN201729610U (zh) * 2010-07-26 2011-02-02 徐州重型机械有限公司 一种起重机回转液压系统及起重机
CN104302931B (zh) * 2012-10-30 2016-06-08 川崎重工业株式会社 液压控制装置
CN103132557B (zh) * 2012-12-10 2015-05-13 三一重机有限公司 挖掘机及其优先控制回路
CN202971435U (zh) * 2012-12-10 2013-06-05 李杰浩 基于can总线的多路换向多级调节液压系统

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5332297U (ja) * 1976-08-25 1978-03-20
JPH05157101A (ja) * 1991-12-03 1993-06-22 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧作業機械の振動抑制装置
JP2008224039A (ja) * 2008-04-07 2008-09-25 Komatsu Ltd 油圧駆動機械の制御装置
US20140150416A1 (en) * 2011-07-12 2014-06-05 Volvo Construction Equipment Ab Hydraulic actuator damping control system for construction machinery

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3165683A4 *

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2019065956A (ja) * 2017-09-29 2019-04-25 日立建機株式会社 作業機械
WO2021025035A1 (ja) * 2019-08-05 2021-02-11 住友重機械工業株式会社 ショベル
JP7367029B2 (ja) 2019-08-05 2023-10-23 住友重機械工業株式会社 ショベル
WO2022114220A1 (ja) * 2020-11-30 2022-06-02 住友重機械工業株式会社 作業機械

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