WO2019022029A1 - ショベル - Google Patents

ショベル Download PDF

Info

Publication number
WO2019022029A1
WO2019022029A1 PCT/JP2018/027564 JP2018027564W WO2019022029A1 WO 2019022029 A1 WO2019022029 A1 WO 2019022029A1 JP 2018027564 W JP2018027564 W JP 2018027564W WO 2019022029 A1 WO2019022029 A1 WO 2019022029A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
hydraulic
valve
control valve
bypass
pressure
Prior art date
Application number
PCT/JP2018/027564
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
英祐 松嵜
Original Assignee
住友重機械工業株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 住友重機械工業株式会社 filed Critical 住友重機械工業株式会社
Priority to JP2019532611A priority Critical patent/JP7003135B2/ja
Publication of WO2019022029A1 publication Critical patent/WO2019022029A1/ja

Links

Images

Classifications

    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/02—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member

Definitions

  • the present invention relates to a shovel.
  • the shovel according to the embodiment of the present invention is provided with a hydraulic motor for turning, a hydraulic pump for supplying hydraulic fluid to the hydraulic motor for turning, a pipe provided in a pipeline connecting the hydraulic motor for turning and the hydraulic pump A control line, a first line connecting the turning hydraulic motor and the turning control valve, and a second line upstream of control valves of other hydraulic actuators arranged downstream of the turning control valve And a bypass circuit which can communicate with each other.
  • FIG. 1 A block diagram showing a configuration example of a drive system of the shovel of FIG. 1 Schematic which shows the 1st structural example of the hydraulic system mounted in the shovel of FIG. 1 Block diagram showing the flow of the operation of the controller in the first configuration example Flow chart of one example of turning regeneration processing Schematic which shows the 2nd structural example of the hydraulic system mounted in the shovel of FIG. 1 Block diagram showing the flow of the operation of the controller in the second configuration example Block diagram showing the flow of the operation of the controller in the second configuration example Schematic which shows the 3rd structural example of the hydraulic system mounted in the shovel of FIG. 1 Schematic which shows the 4th structural example of the hydraulic system mounted in the shovel of FIG. 1
  • FIG. 1 is a side view of a shovel according to an embodiment of the present invention.
  • the upper swinging body 3 is rotatably mounted on the lower traveling body 1 of the shovel via the turning 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 as an end attachment is attached to the tip of the arm 5.
  • the boom 4, the arm 5 and the bucket 6 are hydraulically driven by the boom cylinder 7, the arm cylinder 8 and the bucket cylinder 9 respectively.
  • a cabin 10 is provided in the upper revolving superstructure 3 and a power source such as an engine 11 is mounted.
  • FIG. 2 is a block diagram showing a configuration example of a drive system of the shovel of FIG.
  • the mechanical power system, the high pressure hydraulic line, the pilot line, and the electrical control system are shown by double lines, thick solid lines, broken lines, and dashed dotted lines, respectively.
  • the drive system of the shovel mainly includes the engine 11, the regulator 13, the main pump 14, the pilot pump 15, the control valve 17, the operating device 26, the discharge pressure sensor 28, the operating pressure sensor 29, and the controller 30 includes a pressure control valve 31 and the like.
  • the engine 11 is a driving source of a shovel.
  • the engine 11 is, for example, a diesel engine that operates to maintain a predetermined number of revolutions.
  • the output shaft of the engine 11 is connected to the input shaft of the main pump 14 and the pilot pump 15.
  • the main pump 14 supplies hydraulic fluid to the control valve 17 via a high pressure hydraulic line.
  • the main pump 14 is a swash plate type variable displacement hydraulic pump.
  • the regulator 13 controls the discharge amount of the main pump 14.
  • the regulator 13 controls the discharge amount of the main pump 14 by adjusting the swash plate tilt angle of the main pump 14 in accordance with the control command from the controller 30.
  • the pilot pump 15 supplies hydraulic fluid to various hydraulic control devices including the operating device 26 and the pressure control valve 31 via a pilot line.
  • the pilot pump 15 is a fixed displacement hydraulic pump.
  • the control valve 17 is a hydraulic control device that controls a hydraulic system in the shovel.
  • the control valve 17 includes control valves 171 to 176 and a control valve 177.
  • the control valve 17 can selectively supply the hydraulic fluid discharged by the main pump 14 to one or more hydraulic actuators through the control valves 171 to 176.
  • the control valves 171 to 176 control the flow rate of hydraulic fluid flowing from the main pump 14 to the hydraulic actuator and the flow rate of hydraulic fluid flowing from the hydraulic actuator to the hydraulic fluid tank.
  • the hydraulic actuator includes a boom cylinder 7, an arm cylinder 8, a bucket cylinder 9, a left traveling hydraulic motor 1A, a right traveling hydraulic motor 1B, and a turning hydraulic motor 2A.
  • the control valve 17 also causes the hydraulic oil flowing out of the hydraulic actuator to selectively flow out to the hydraulic oil tank through the control valve 177.
  • the control valve 177 controls the flow rate of hydraulic fluid flowing from the hydraulic actuator to the hydraulic fluid tank.
  • the operating device 26 is a device used by the operator for operating the hydraulic actuator.
  • the operating device 26 supplies the hydraulic fluid discharged by the pilot pump 15 to the pilot port of the control valve corresponding to each of the hydraulic actuators via the pilot line.
  • the pressure (pilot pressure) of the hydraulic oil supplied to each of the pilot ports is a pressure corresponding to the operation direction and the amount of operation of the lever or pedal (not shown) of the operation device 26 corresponding to each of the hydraulic actuators. .
  • the discharge pressure sensor 28 detects the discharge pressure of the main pump 14. In the present embodiment, the discharge pressure sensor 28 outputs the detected value to the controller 30.
  • the operation pressure sensor 29 detects the operation content of the operator using the operation device 26.
  • the operation pressure sensor 29 detects the operation direction and operation amount of the lever or pedal of the operation device 26 corresponding to each of the hydraulic actuators in the form of pressure (operation pressure), and outputs the detected value to the controller 30. Output against.
  • the operation content of the operation device 26 may be detected using another sensor other than the operation pressure sensor 29.
  • the controller 30 functions as a main control unit that performs drive control of the shovel.
  • the controller 30 is configured by a computer including a CPU, a RAM, a ROM, and the like.
  • the various functions of the controller 30 are realized, for example, by the CPU executing a program stored in the ROM. Details of the controller 30 will be described later.
  • the pressure control valve 31 operates in response to a control command output from the controller 30.
  • the pressure control valve 31 is an electromagnetic valve that adjusts the secondary pressure introduced from the pilot pump 15 to the pilot port of the control valve 177 in the control valve 17 according to the current command output from the controller 30.
  • the pressure control valve 31 operates, for example, such that the secondary pressure introduced to the pilot port of the control valve 177 increases as the current command increases.
  • FIG. 3 is a schematic view showing a first configuration example of a hydraulic system mounted on the shovel of FIG.
  • the mechanical power system, the high pressure hydraulic line, the pilot line, and the electrical control system are shown by double lines, thick solid lines, dashed lines, and dashed lines, respectively.
  • the hydraulic system includes an engine 11, regulators 13L and 13R, main pumps 14L and 14R, a pilot pump 15, turning pressure sensors 24L and 24R, an operating device 26, discharge pressure sensors 28L and 28R, and operating pressure. It includes a sensor 29, a controller 30, a swing hydraulic circuit TC, a bypass circuit 60 and the like.
  • the hydraulic system circulates the hydraulic fluid from the main pumps 14L, 14R driven by the engine 11 to the hydraulic fluid tank via the center bypass pipelines 40L, 40R and the parallel pipelines 42L, 42R.
  • the main pumps 14L, 14R correspond to the main pump 14 of FIG.
  • the center bypass line 40L is a high pressure hydraulic line passing through control valves 171, 173, 175A and 176A disposed in the control valve 17.
  • the center bypass line 40R is a high pressure hydraulic line passing through control valves 172, 174, 175B and 176B disposed in the control valve 17.
  • the control valve 171 supplies the hydraulic oil discharged by the main pump 14L to the left traveling hydraulic motor 1A, and the flow of the hydraulic oil for discharging the hydraulic oil discharged by the left traveling hydraulic motor 1A to the hydraulic oil tank. It is a spool valve which switches.
  • the control valve 172 supplies the hydraulic fluid discharged by the main pump 14R to the right-side traveling hydraulic motor 1B, and the flow of the hydraulic oil for discharging the hydraulic fluid discharged by the right-side traveling hydraulic motor 1B to the hydraulic oil tank. It is a spool valve which switches.
  • the control valve 173 supplies the hydraulic fluid discharged by the main pump 14L to the swing hydraulic motor 2A, and switches the flow of the hydraulic fluid to discharge the hydraulic fluid discharged by the swing hydraulic motor 2A to the hydraulic fluid tank. It is a spool valve.
  • the control valve 174 is a spool valve for supplying the hydraulic fluid discharged by the main pump 14R to the bucket cylinder 9 and discharging the hydraulic fluid in the bucket cylinder 9 to a hydraulic fluid tank.
  • the control valves 175A and 175B supply hydraulic fluid discharged by the main pumps 14L and 14R to the boom cylinder 7, and switch the flow of hydraulic fluid to discharge the hydraulic fluid in the boom cylinder 7 to the hydraulic fluid tank. It is a spool valve as a first control valve. Further, in the present embodiment, the control valve 175A operates only when the boom 4 is raised and does not operate when the boom 4 is lowered.
  • the control valves 176A, 176B supply hydraulic fluid discharged by the main pumps 14L, 14R to the arm cylinder 8, and switch the flow of hydraulic fluid to discharge the hydraulic fluid in the arm cylinder 8 to the hydraulic fluid tank. It is a spool valve as a first control valve.
  • the control valve 177A is a spool valve as a second control valve for arm that controls the flow rate of the hydraulic fluid flowing out from the rod side oil chamber of the arm cylinder 8 to the hydraulic fluid tank.
  • the control valve 177B is a spool valve as a boom second control valve that controls the flow rate of the hydraulic fluid flowing out from the bottom side oil chamber of the boom cylinder 7 to the hydraulic fluid tank.
  • the control valves 177A, 177B correspond to the control valve 177 of FIG.
  • the control valves 177A, 177B have a first valve position with a minimum opening area (opening degree 0%) and a second valve position with a maximum opening area (opening degree 100%).
  • the control valves 177A, 177B are continuously movable between the first valve position and the second valve position.
  • the parallel pipeline 42L is a high pressure hydraulic line parallel to the center bypass pipeline 40L.
  • the parallel pipeline 42L supplies hydraulic fluid to the control valve further downstream if the flow of hydraulic fluid through the center bypass pipeline 40L is restricted or shut off by any of the control valves 171, 173, 175A.
  • the parallel pipeline 42R is a high pressure hydraulic line parallel to the center bypass pipeline 40R.
  • the parallel pipeline 42R supplies hydraulic fluid to the control valve further downstream if the flow of hydraulic fluid through the center bypass pipeline 40R is restricted or shut off by any of the control valves 172, 174, 175B.
  • the regulators 13L, 13R control the discharge amounts of the main pumps 14L, 14R by adjusting the swash plate tilt angles of the main pumps 14L, 14R according to the discharge pressures of the main pumps 14L, 14R.
  • the regulators 13L and 13R correspond to the regulator 13 of FIG. Specifically, the regulators 13L and 13R adjust the swash plate tilt angles of the main pumps 14L and 14R to decrease the discharge amount when the discharge pressures of the main pumps 14L and 14R become equal to or higher than a predetermined value. This is to prevent the absorption horsepower of the main pump 14 represented by the product of the discharge pressure and the discharge amount from exceeding the output horsepower of the engine 11.
  • the swing control lever 26A is an example of the control device 26, and is used to control the swing of the upper swing body 3. Further, the turning operation lever 26A introduces the control pressure corresponding to the lever operation amount to the pilot port of the control valve 173 using the hydraulic oil discharged by the pilot pump 15. Specifically, when the turning operation lever 26A is operated in the right turning direction, the hydraulic oil is introduced to the left pilot port of the control valve 173. Further, when the turning operation lever 26A is operated in the left turning direction, the hydraulic oil is introduced to the right pilot port of the control valve 173.
  • the boom control lever 26 ⁇ / b> B is an example of the controller 26 and is used to operate the boom 4. Further, the boom control lever 26B uses the hydraulic fluid discharged by the pilot pump 15 to introduce a control pressure corresponding to the lever operation amount into the pilot ports of the control valves 175A and 175B. Specifically, when the boom control lever 26B is operated in the boom raising direction, hydraulic fluid is introduced to the right pilot port of the control valve 175A and hydraulic fluid is introduced to the left pilot port of the control valve 175B. . On the other hand, when the boom control lever 26B is operated in the boom lowering direction, the hydraulic fluid is introduced only to the right pilot port of the control valve 175B without introducing the hydraulic fluid to the left pilot port of the control valve 175A.
  • the discharge pressure sensors 28L, 28R are an example of the discharge pressure sensor 28, detect the discharge pressure of the main pumps 14L, 14R, and output the detected values to the controller 30.
  • the operation pressure sensors 29A and 29B are an example of the operation pressure sensor 29, detect the operation content of the operator with respect to the turning operation lever 26A and the boom operation lever 26B in the form of pressure, and output the detected values to the controller 30. Do.
  • the operation content is, for example, a lever operation direction, a lever operation amount (lever operation angle), and the like.
  • Operations for operating the traveling of the lower traveling body 1, opening and closing of the arm 5, and opening and closing of the bucket 6 are respectively performed by the left and right traveling lever (or pedal), the arm operating lever, and the bucket operating lever (not shown). It is an apparatus. These operation devices may have the same configuration as the turning operation lever 26A and the boom operation lever 26B. That is, these operating devices make use of the hydraulic oil discharged by the pilot pump 15 to control pressure corresponding to the lever operation amount (or pedal operation amount) to either the left or right of the control valve corresponding to each of the hydraulic actuators. Introduce to the pilot port. In addition, the operation content of the operator with respect to each of these operation devices is detected in the form of pressure by the corresponding operation pressure sensor, similarly to the operation pressure sensor 29A, and the detected value is output to the controller 30.
  • the controller 30 receives the output of the operation pressure sensor 29A and the like, outputs a control signal to the regulators 13L and 13R as needed, and changes the discharge amount of the main pumps 14L and 14R.
  • the pressure control valves 31A and 31B adjust the control pressure introduced from the pilot pump 15 to the pilot ports of the control valves 177A and 177B according to the current command output from the controller 30.
  • the pressure control valves 31A, 31B correspond to the pressure control valve 31 of FIG.
  • the pressure control valve 31A can adjust the control pressure so that the control valve 177A can be stopped at any position between the first valve position and the second valve position.
  • the pressure control valve 31B can adjust the control pressure so that the control valve 177B can be stopped at any position between the first valve position and the second valve position.
  • the swing hydraulic circuit TC is a hydraulic circuit for realizing the swing of the upper swing body 3.
  • the swing hydraulic circuit TC includes a swing hydraulic motor 2A, relief valves 22L and 22R, check valves 23L and 23R, and the like.
  • the turning hydraulic motor 2A is a hydraulic motor that turns the upper swing body 3.
  • the ports 21L and 21R of the turning hydraulic motor 2A are connected to the control valve 173, and are connected to the oil passage 44 via the relief valves 22L and 22R and the check valves 23L and 23R.
  • the relief valve 22L opens when the pressure on the port 21L side reaches a predetermined relief pressure, and causes the hydraulic oil on the port 21L side to flow out to the oil path 44 side.
  • the relief valve 22R opens when the pressure on the port 21R side reaches a predetermined relief pressure, and causes the hydraulic oil on the port 21R side to flow out to the oil path 44 side.
  • the check valve 23L opens when the pressure on the port 21L side becomes lower than the pressure on the oil path 44 side, and causes the hydraulic oil to flow from the oil path 44 side to the port 21L side.
  • the check valve 23R opens when the pressure on the port 21R side becomes lower than the pressure on the oil path 44 side, and causes the hydraulic oil to flow from the oil path 44 to the port 21R side.
  • the swing pressure sensors 24L, 24R detect the pressure of the hydraulic fluid at the ports 21L, 21R of the swing hydraulic motor 2A, and output the detected values to the controller 30.
  • the bypass circuit 60 includes motor pipelines 51A and 51B connecting the swing hydraulic motor 2A and the control valve 173, and a parallel pipeline 42L on the upstream side of the control valves 175A and 176A disposed downstream of the control valve 173. Can be communicated.
  • the bypass circuit 60 has a selection valve 62 disposed in the control valve 17 and a bypass valve 64.
  • the selection valve 62 brings the side of the motor pipeline 51A and the motor pipeline 51B where the pressure is high into communication with the parallel pipeline 42L. On the other hand, the selection valve 62 shuts off the low pressure side of the motor pipeline 51A and the motor pipeline 51B from the parallel pipeline 42L.
  • the motor pipeline 51A is a pipeline between one side of the turning hydraulic motor 2A and the control valve 173.
  • the motor pipeline 51 B is a pipeline between the other side of the turning hydraulic motor 2 A and the control valve 173.
  • the selection valve 62 includes a first inlet 62A connected to the motor pipeline 51A, a second inlet 62B connected to the motor pipeline 51B, and an outlet 62C connected to the parallel pipeline 42L. It has a shuttle valve.
  • the selection valve 62 communicates the side of the first inlet 62A and the second inlet 62B where the pressure is high with the outlet 62C. On the other hand, the selection valve 62 shuts off the low pressure side of the first inlet 62A and the second inlet 62B from the outlet 62C.
  • the selection valve 62 may be configured by combining two check valves. Further, the outlet 62C of the selection valve 62 may be connected to the parallel pipeline 42R.
  • the bypass valve 64 is a pressure control valve provided between the outlet 62C of the selection valve 62 and the parallel conduit 42L.
  • the bypass valve 64 is opened when the decelerating pressure of the turning hydraulic motor 2A is higher than the pressure of the parallel conduit 42L.
  • the decelerating pressure of the turning hydraulic motor 2A is detected by, for example, a pressure sensor (not shown) provided on the discharge side of the turning hydraulic motor 2A.
  • the pressure sensor outputs the detected value to the controller 30.
  • the pressure of the parallel pipeline 42L may be, for example, the discharge pressure of the main pump 14L detected by the discharge pressure sensor 28L.
  • the bypass valve 64 is preferably opened when the operation of the shovel is a combined operation.
  • the bypass valve 64 is a proportionally controllable spool valve.
  • the bypass valve 64 may be a relief valve.
  • the bypass valve 64 may have a configuration in which relief valves of different set pressures are connected in multiple stages.
  • the return valve 70 is a flow control valve that is provided downstream of the control valve 173 and controls the flow rate of the hydraulic fluid discharged to the hydraulic fluid tank.
  • the return valve 70 is shut off when the decelerating pressure of the turning hydraulic motor 2A is higher than the pressure of the parallel conduit 42L. Further, it is preferable that the return valve 70 be shut off when the operation of the shovel is a combined operation. With this configuration, it is possible to prevent the hydraulic fluid discharged from the discharge side of the hydraulic swing motor 2A from flowing through the control valve 173 and flowing to the hydraulic fluid tank when the hydraulic swing motor 2A is decelerating.
  • the return valve 70 is a spool valve.
  • negative control (hereinafter referred to as "negative control") employed in the hydraulic system of FIG. 3 will be described.
  • the center bypass lines 40L, 40R are provided with negative control throttles 18L, 18R between each of the control valves 176A, 176B located most downstream and the hydraulic oil tank.
  • the flow of hydraulic fluid discharged by the main pumps 14L, 14R is limited by the negative control throttles 18L, 18R.
  • the negative control diaphragms 18L and 18R generate control pressure (hereinafter referred to as "negative control pressure") for controlling the regulators 13L and 13R.
  • the negative control pressure lines 41L, 41R indicated by broken lines are control pressure lines for transmitting the negative control pressure generated upstream of the negative control throttles 18L, 18R to the regulators 13L, 13R.
  • the regulators 13L and 13R control the discharge amounts of the main pumps 14L and 14R by adjusting the swash plate tilt angles of the main pumps 14L and 14R according to the negative control pressure. Further, the regulators 13L, 13R decrease the discharge amount of the main pumps 14L, 14R as the introduced negative control pressure is larger, and increase the discharge amounts of the main pumps 14L, 14R as the introduced negative control pressure is smaller.
  • the hydraulic fluid discharged by the main pumps 14L, 14R is the center
  • the bypass lines 40L, 40R lead to the negative control throttles 18L, 18R.
  • the flow of hydraulic fluid discharged by the main pumps 14L, 14R increases the negative control pressure generated upstream of the negative control throttles 18L, 18R.
  • the regulators 13L and 13R reduce the discharge amount of the main pumps 14L and 14R to the allowable minimum discharge amount, and the pressure loss (pumping loss) when the discharged hydraulic oil passes through the center bypass pipelines 40L and 40R. Suppress.
  • the hydraulic fluid discharged by the main pumps 14L, 14R flows into the hydraulic actuator to be operated via the control valve corresponding to the hydraulic actuator to be operated.
  • the flow of the hydraulic fluid discharged by the main pumps 14L, 14R reduces or eliminates the amount reaching the negative control throttles 18L, 18R and reduces the negative control pressure generated upstream of the negative control throttles 18L, 18R.
  • the regulators 13L and 13R which receive the lowered negative control pressure increase the discharge amount of the main pumps 14L and 14R, circulate sufficient hydraulic oil to the hydraulic actuator to be operated, and ensure the driving of the hydraulic actuator to be operated It shall be.
  • wasteful energy consumption includes the pumping loss which the hydraulic fluid which the main pump 14L, 14R discharges generate
  • FIG. 4 is a block diagram showing the flow of the operation of the controller 30. As shown in FIG.
  • the controller 30 includes an operation determination unit 301, a bypass circuit control unit 302, and a pump flow control unit 303.
  • the operation determination unit 301 determines whether the shovel is performing a turning deceleration operation. In the present embodiment, the operation determination unit 301 determines, based on the operation amount of the turning operation lever 26A, whether or not the shovel is performing a turning deceleration operation. The operation amount of the turning operation lever 26A is determined by the value detected by the operation pressure sensor 29A. Specifically, when the turning operation lever 26A is operated in the direction of returning to the neutral position, the operation determining unit 301 determines that the shovel is performing the turning deceleration operation. In addition, the operation determination unit 301 may determine whether the shovel is performing the swing deceleration operation based on the pressure on the discharge side and the pressure on the suction side of the swing hydraulic motor 2A. Specifically, when the pressure on the discharge side of the swing hydraulic motor 2A is larger than the pressure on the suction side, the operation determination unit 301 determines that the shovel is performing the swing decelerating operation.
  • the operation determination unit 301 determines whether the operation of the shovel is a combined operation. In the present embodiment, the operation determination unit 301 determines, based on the operation state of the operating device 26, whether or not the operation of the shovel is a combined operation. The operating state of the operating device 26 is determined by the value detected by the operating pressure sensor 29. Specifically, when a plurality of operating devices 26 are operated at the same time, the operation determination unit 301 determines that the operation of the shovel is a combined operation.
  • the bypass circuit control unit 302 controls the opening and closing of the bypass valve 64 and the return valve 70.
  • the bypass circuit control unit 302 controls the opening and closing of the bypass valve 64 and the return valve 70 based on the decelerating pressure of the turning hydraulic motor 2A and the discharge pressure and discharge flow rate of the main pump 14L. The calculation of the discharge flow rate will be described later. Specifically, when the decelerating pressure of the turning hydraulic motor 2A is higher than the discharge pressure of the main pump 14L and the discharge flow rate of the main pump 14L can be reduced, the return valve 70 is shut off and the bypass valve 64 is opened.
  • the bypass circuit control unit 302 opens the return valve 70 when the decelerating pressure of the swing hydraulic motor 2A is equal to or less than the discharge pressure of the main pump 14L and the discharge flow rate of the main pump 14L can not be reduced. Shut off the valve 64.
  • the discharge flow rate of the main pump 14L is the standby flow rate. Further, whether or not reduction is possible may be determined using the discharge command value (current value) of the main pump 14L without using the discharge flow rate of the main pump 14L.
  • the pump flow rate control unit 303 controls the discharge amount of the main pump 14L.
  • the pump flow control unit 303 as shown in FIG. 4, so as to be obtained flow rate by subtracting the flow rate Q is calculated on the basis of the flow rate Q p of the main pump 14L to a predetermined calculation formula Outputs a control command to the regulator 13L.
  • the predetermined calculation formula is a calculation formula in which the flow rate Q is output with the opening area A of the bypass valve 64, the discharge pressure P s of the main pump 14L, and the reduction pressure P swo of the turning hydraulic motor 2A as inputs.
  • the regulator 13L controls the discharge amount of the main pump 14L by adjusting the swash plate tilt angle of the main pump 14L according to the control command of the pump flow rate control unit 303.
  • the pump flow rate control unit 303 outputs a control command to the regulator 13L such that the discharge amount of the main pump 14L decreases as the decelerating pressure of the turning hydraulic motor 2A increases.
  • FIG. 5 is a flowchart of an example of the turning regeneration process.
  • the controller 30 repeatedly executes this process at a predetermined control cycle while the shovel is in operation.
  • the operation determination unit 301 determines whether the shovel is performing a turning deceleration operation (step ST1). In the present embodiment, when the turning operation lever 26A is operated in the direction of returning to the neutral position, the operation determining unit 301 determines that the shovel is performing the turning deceleration operation.
  • step ST1 determines whether the operation of the shovel is a combined operation.
  • step ST2 determines that the operation of the shovel is a combined operation when the plurality of operating devices 26 are operated at the same time.
  • step ST1 may be performed after step ST2, or step ST1 and step ST2 may be performed simultaneously.
  • step ST2 If the operation determination unit 301 determines that the operation of the shovel is not a combined operation (No in step ST2), the process ends.
  • the bypass circuit control unit 302 determines whether the decelerating pressure of the swing hydraulic motor 2A is higher than the discharge pressure of the main pump 14L. It is determined (step ST3).
  • Step ST3 If the decelerating pressure of the turning hydraulic motor 2A is lower than the discharge pressure of the main pump 14L (No in step ST3), the process ends. On the other hand, when the decelerating pressure of the swing hydraulic motor 2A is higher than the discharge pressure of the main pump 14L (Yes in step ST3), the bypass circuit control unit 302 determines whether the discharge flow rate of the main pump 14L can be reduced ( Step ST4).
  • step ST4 If the discharge flow rate of the main pump 14L can not be reduced (No in step ST4), the process ends. On the other hand, when the discharge flow rate of the main pump 14L can be reduced (Yes in step ST4), the bypass circuit control unit 302 closes the return valve 70 (step ST5). Subsequently, the bypass circuit control unit 302 opens the bypass valve 64 (step ST6). Note that step ST5 may be performed after step ST6, or step ST5 and step ST6 may be performed simultaneously.
  • the pump flow rate control unit 303 controls the discharge amount of the main pump 14L (step ST7).
  • the pump flow rate control unit 303 outputs a control command to the regulator 13L so as to be the flow rate obtained by subtracting the flow rate calculated based on a predetermined calculation formula from the discharge rate of the main pump 14L. Do.
  • the regulator 13L controls the discharge amount of the main pump 14L by adjusting the swash plate tilt angle of the main pump 14L according to the control command of the pump flow rate control unit 303.
  • step ST7 the process ends.
  • This configuration prevents the hydraulic fluid from flowing through the control valve 173 to the hydraulic fluid tank during turning and decelerating in the half lever state, and the hydraulic fluid flows through the bypass circuit 60 to the parallel pipeline 42L. . Therefore, unnecessary energy loss generated in the control valve 173 can be reduced. Further, since the discharge amount of the main pump 14L can be reduced according to the hydraulic oil flowing into the parallel pipe line 42L through the bypass circuit 60, energy saving can be achieved.
  • FIG. 6 is a schematic view showing a second configuration example of a hydraulic system mounted on the shovel of FIG.
  • the mechanical power system, the high pressure hydraulic line, the pilot line, and the electrical control system are shown by double lines, thick solid lines, dashed lines, and dashed lines, respectively.
  • the hydraulic system of FIG. 6 includes the swing hydraulic circuit TC in the same manner as the hydraulic system of FIG. 3, the swing hydraulic circuit TC is omitted in FIG. 7A and 7B are block diagrams showing the flow of the operation of the controller in the second configuration example.
  • the hydraulic system according to the second configuration example has a first configuration in that the outlet 62C of the selection valve 62 is configured to be able to communicate with the center bypass pipeline 40L instead of the parallel pipeline 42L.
  • the outlet 62C of the selection valve 62 is configured to be able to communicate with the center bypass pipeline 40L instead of the parallel pipeline 42L.
  • the other points are the same as those of the hydraulic system of the first configuration example.
  • the bypass circuit control unit 302 controls the opening area of the bypass valve 64 based on the value (pilot pressure) detected by the operation pressure sensor 29A, as shown in FIG. 7A, for example. You may Further, as shown in FIG. 7B, for example, the bypass circuit control unit 302 subtracts the value (actual pump pressure) detected by the discharge pressure sensor 28L from the target value (target pump pressure) of the discharge pressure of the main pump 14L.
  • the opening area of the bypass valve 64 may be controlled by PI control using the difference calculated.
  • This configuration prevents the hydraulic fluid from flowing through the control valve 173 and to the hydraulic fluid tank during turning and decelerating in the half lever state, and the hydraulic fluid passes through the bypass circuit 60 to the center bypass pipeline 40L. Flow. Therefore, unnecessary energy loss generated in the control valve 173 can be reduced. Further, since the negative control pressure is reduced according to the hydraulic fluid flowing into the center bypass pipeline 40L through the bypass circuit 60, the discharge amount of the main pump 14L can be reduced. As a result, energy saving can be achieved.
  • FIG. 8 is a schematic view showing a third configuration example of the hydraulic system mounted on the shovel of FIG.
  • the mechanical power system, the high pressure hydraulic line, the pilot line, and the electrical control system are shown by double lines, thick solid lines, dashed lines, and dashed lines, respectively.
  • the hydraulic system of FIG. 8 includes the swing hydraulic circuit TC in the same manner as the hydraulic system of FIG. 3, the swing hydraulic circuit TC is not shown in FIG. 8.
  • the outlet 62C of the selection valve 62 is configured to be able to communicate with the parallel pipeline 42L and the center bypass pipeline 40L. Different from hydraulic system.
  • This configuration prevents the hydraulic fluid from flowing through the control valve 173 to the hydraulic fluid tank during the swing deceleration in the half lever state, and the hydraulic fluid passes through the bypass circuit 60 to the parallel pipeline 42L and the center It flows to the bypass line 40L. Therefore, unnecessary energy loss generated in the control valve 173 can be reduced. Further, since the discharge amount of the main pump 14L can be reduced according to the hydraulic oil flowing through the bypass circuit 60 and flowing into the parallel pipe line 42L and the center bypass pipe line 40L, energy saving can be achieved.
  • FIG. 9 is a schematic view showing a fourth configuration example of the hydraulic system mounted on the shovel of FIG. 9, the mechanical power system, the high pressure hydraulic line, the pilot line, and the electrical control system are shown by double lines, thick solid lines, broken lines, and dashed lines, respectively, as in FIG.
  • the hydraulic system of FIG. 9 includes the swing hydraulic circuit TC in the same manner as the hydraulic system of FIG. 3, the swing hydraulic circuit TC is omitted in FIG.
  • the hydraulic system of the fourth configuration example is the second in that the bypass circuit 60 does not have the selection valve 62 and has a bypass conduit 66A and a bypass conduit 66B.
  • the bypass pipeline 66A connects the motor pipeline 51A and the center bypass pipeline 40L via the bypass valve 64A.
  • the bypass pipeline 66B connects the motor pipeline 51B and the center bypass pipeline 40L via the bypass valve 64B.
  • the bypass circuit control unit 302 discharges the swing hydraulic motor 2A when the deceleration pressure of the swing hydraulic motor 2A is larger than the pressure of the center bypass pipeline 40L at the time of swing deceleration of the shovel.
  • a bypass valve 64A (64B) provided in a bypass pipeline 66A (66B) connecting the motor pipeline 51A (51B) on the side and the center bypass pipeline 40L is opened.
  • This configuration prevents the hydraulic fluid from flowing through the control valve 173 and to the hydraulic fluid tank during turning and decelerating in the half lever state, and the hydraulic fluid passes through the bypass circuit 60 to the center bypass pipeline 40L. Flow. Therefore, unnecessary energy loss generated in the control valve 173 can be reduced. Further, since the negative control pressure is reduced according to the hydraulic fluid flowing into the center bypass pipeline 40L through the bypass circuit 60, the discharge amount of the main pump 14L can be reduced. As a result, energy saving can be achieved.
  • bypass pipelines 66A and 66B are configured to be able to communicate with the center bypass pipeline 40L, but the bypass pipelines 66A and 66B can be communicated to the center bypass pipeline 40R It may be configured. Further, the bypass pipelines 66A, 66B may be configured to be able to communicate with the parallel pipelines 42L, 42R. Furthermore, the bypass pipelines 66A, 66B may be configured to be able to communicate with the center bypass pipelines 40L, 40R and the parallel pipelines 42L, 42R.
  • each of control valves 171, 173, 175A, 176A for controlling the flow of hydraulic fluid from main pump 14L to the hydraulic actuator is connected in series between main pump 14L and the hydraulic fluid tank. ing. However, each of the control valves 171, 173, 175A, and 176A may be connected in parallel with each other between the main pump 14L and the hydraulic oil tank.
  • control valves 172, 174, 175B and 176B for controlling the flow of hydraulic fluid from the main pump 14R to the hydraulic actuator are connected in series with each other between the main pump 14R and the hydraulic fluid tank.
  • each of the control valves 172, 174, 175B, and 176B may be connected in parallel between the main pump 14R and the hydraulic oil tank.

Landscapes

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

Abstract

本発明の実施形態に係るショベルは、旋回用油圧モータと、前記旋回用油圧モータに作動油を供給する油圧ポンプと、前記旋回用油圧モータと前記油圧ポンプとを接続する管路に設けられる旋回制御弁と、前記旋回用油圧モータと前記旋回制御弁とを接続する第１管路と、前記旋回制御弁の下流側に配置される他の油圧アクチュエータの制御弁の上流側の第２管路と、を連通可能なバイパス回路と、を備える。

Description

ショベル
　本発明は、ショベルに関する。
　従来、油圧ポンプと旋回用油圧モータとを接続する管路に配置される旋回リリーフ弁を用いて、旋回用油圧モータの旋回トルクを調整するショベルが知られている（例えば、特許文献１参照）。
特開２０１６－１６９５７０号公報
　しかしながら、上記のショベルでは、ハーフレバー状態での旋回減速の際、作動油が旋回用油圧モータから旋回制御弁を通過して作動油タンクに流れる際、旋回制御弁で不必要なエネルギー損失が生じる。
　そこで、上記課題に鑑み、旋回減速時のエネルギー損失を低減することが可能なショベルを提供することを目的とする。
　本発明の実施形態に係るショベルは、旋回用油圧モータと、前記旋回用油圧モータに作動油を供給する油圧ポンプと、前記旋回用油圧モータと前記油圧ポンプとを接続する管路に設けられる旋回制御弁と、前記旋回用油圧モータと前記旋回制御弁とを接続する第１管路と、前記旋回制御弁の下流側に配置される他の油圧アクチュエータの制御弁の上流側の第２管路と、を連通可能なバイパス回路と、を備える。
　本発明の実施形態によれば、旋回減速時のエネルギー損失を低減することができる。
本発明の実施形態に係るショベルの側面図 図１のショベルの駆動系の構成例を示すブロック図 図１のショベルに搭載される油圧システムの第１構成例を示す概略図 第１構成例におけるコントローラの動作の流れを示すブロック線図 旋回回生処理の一例のフローチャート 図１のショベルに搭載される油圧システムの第２構成例を示す概略図 第２構成例におけるコントローラの動作の流れを示すブロック線図 第２構成例におけるコントローラの動作の流れを示すブロック線図 図１のショベルに搭載される油圧システムの第３構成例を示す概略図 図１のショベルに搭載される油圧システムの第４構成例を示す概略図
　以下、図面を参照して発明を実施するための形態について説明する。各図面において、同一構成部分には同一符号を付し、重複した説明を省略する場合がある。
　最初に、図１を参照して、本発明の実施形態に係るショベルの全体構成について説明する。図１は本発明の実施形態に係るショベルの側面図である。
　図１に示されるように、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が旋回可能に搭載されている。上部旋回体３には、ブーム４が取り付けられている。ブーム４の先端には、アーム５が取り付けられ、アーム５の先端にはエンドアタッチメントとしてのバケット６が取り付けられている。ブーム４、アーム５、及びバケット６は、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１１等の動力源が搭載される。
　次に、図２を参照して、図１のショベルの駆動系の構成について説明する。図２は、図１の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中、機械的動力系、高圧油圧ライン、パイロットライン、及び電気制御系をそれぞれ二重線、太実線、破線、及び一点鎖線で示している。
　図２に示されるように、ショベルの駆動系は、主に、エンジン１１、レギュレータ１３、メインポンプ１４、パイロットポンプ１５、コントロールバルブ１７、操作装置２６、吐出圧センサ２８、操作圧センサ２９、コントローラ３０、圧力制御弁３１等を含む。
　エンジン１１は、ショベルの駆動源である。本実施形態では、エンジン１１は、例えば、所定の回転数を維持するように動作するディーゼルエンジンである。また、エンジン１１の出力軸は、メインポンプ１４及びパイロットポンプ１５の入力軸に連結されている。
　メインポンプ１４は、高圧油圧ラインを介して作動油をコントロールバルブ１７に供給する。本実施形態では、メインポンプ１４は、斜板式可変容量型油圧ポンプである。
　レギュレータ１３は、メインポンプ１４の吐出量を制御する。本実施形態では、レギュレータ１３は、コントローラ３０からの制御指令に応じてメインポンプ１４の斜板傾転角を調節することによってメインポンプ１４の吐出量を制御する。
　パイロットポンプ１５は、パイロットラインを介して操作装置２６及び圧力制御弁３１を含む各種油圧制御機器に作動油を供給する。本実施形態では、パイロットポンプ１５は、固定容量型油圧ポンプである。
　コントロールバルブ１７は、ショベルにおける油圧システムを制御する油圧制御装置である。コントロールバルブ１７は、制御弁１７１～１７６、及び制御弁１７７を含む。コントロールバルブ１７は、制御弁１７１～１７６を通じ、メインポンプ１４が吐出する作動油を１又は複数の油圧アクチュエータに選択的に供給できる。制御弁１７１～１７６は、メインポンプ１４から油圧アクチュエータに流れる作動油の流量、及び油圧アクチュエータから作動油タンクに流れる作動油の流量を制御する。油圧アクチュエータは、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、左側走行用油圧モータ１Ａ、右側走行用油圧モータ１Ｂ、及び旋回用油圧モータ２Ａを含む。また、コントロールバルブ１７は、制御弁１７７を通じ、油圧アクチュエータから流出する作動油を作動油タンクに選択的に流出させる。制御弁１７７は、油圧アクチュエータから作動油タンクに流れる作動油の流量を制御する。
　操作装置２６は、操作者が油圧アクチュエータの操作のために用いる装置である。本実施形態では、操作装置２６は、パイロットラインを介して、パイロットポンプ１５が吐出する作動油を油圧アクチュエータのそれぞれに対応する制御弁のパイロットポートに供給する。パイロットポートのそれぞれに供給される作動油の圧力（パイロット圧）は、油圧アクチュエータのそれぞれに対応する操作装置２６のレバー又はペダル（図示せず。）の操作方向及び操作量に応じた圧力である。
　吐出圧センサ２８は、メインポンプ１４の吐出圧を検出する。本実施形態では、吐出圧センサ２８は、検出した値をコントローラ３０に対して出力する。
　操作圧センサ２９は、操作装置２６を用いた操作者の操作内容を検出する。本実施形態では、操作圧センサ２９は、油圧アクチュエータのそれぞれに対応する操作装置２６のレバー又はペダルの操作方向及び操作量を圧力（操作圧）の形で検出し、検出した値をコントローラ３０に対して出力する。操作装置２６の操作内容は、操作圧センサ２９以外の他のセンサを用いて検出されてもよい。
　コントローラ３０は、ショベルの駆動制御を行う主制御部として機能する。本実施形態では、コントローラ３０は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ等を含むコンピュータで構成されている。コントローラ３０の各種機能は、例えばＲＯＭに格納されたプログラムをＣＰＵが実行することで実現される。コントローラ３０の詳細については後述する。
　圧力制御弁３１は、コントローラ３０が出力する制御指令に応じて動作する。本実施形態では、圧力制御弁３１は、コントローラ３０が出力する電流指令に応じてパイロットポンプ１５からコントロールバルブ１７内の制御弁１７７のパイロットポートに導入される二次圧を調整する電磁弁である。圧力制御弁３１は、例えば、電流指令が大きいほど、制御弁１７７のパイロットポートに導入される二次圧が大きくなるように動作する。
　次に、図３を参照して、ショベルに搭載される油圧システムの第１構成例について説明する。図３は、図１のショベルに搭載される油圧システムの第１構成例を示す概略図である。図３では、図２と同様に、機械的動力系、高圧油圧ライン、パイロットライン、及び電気制御系を、それぞれ二重線、太実線、破線、及び一点鎖線で示している。
　図３に示されるように、油圧システムは、エンジン１１、レギュレータ１３Ｌ、１３Ｒ、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒ、パイロットポンプ１５、旋回圧センサ２４Ｌ、２４Ｒ、操作装置２６、吐出圧センサ２８Ｌ、２８Ｒ、操作圧センサ２９、コントローラ３０、旋回油圧回路ＴＣ、バイパス回路６０等を含む。油圧システムは、エンジン１１によって駆動されるメインポンプ１４Ｌ、１４Ｒから、センターバイパス管路４０Ｌ、４０Ｒ、パラレル管路４２Ｌ、４２Ｒを経て作動油タンクまで作動油を循環させる。メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒは、図２のメインポンプ１４に対応する。
　センターバイパス管路４０Ｌは、コントロールバルブ１７内に配置された制御弁１７１、１７３、１７５Ａ及び１７６Ａを通る高圧油圧ラインである。
　センターバイパス管路４０Ｒは、コントロールバルブ１７内に配置された制御弁１７２、１７４、１７５Ｂ及び１７６Ｂを通る高圧油圧ラインである。
　制御弁１７１は、メインポンプ１４Ｌが吐出する作動油を左側走行用油圧モータ１Ａへ供給し、且つ、左側走行用油圧モータ１Ａが吐出する作動油を作動油タンクへ排出するために作動油の流れを切り換えるスプール弁である。
　制御弁１７２は、メインポンプ１４Ｒが吐出する作動油を右側走行用油圧モータ１Ｂへ供給し、且つ、右側走行用油圧モータ１Ｂが吐出する作動油を作動油タンクへ排出するために作動油の流れを切り換えるスプール弁である。
　制御弁１７３は、メインポンプ１４Ｌが吐出する作動油を旋回用油圧モータ２Ａへ供給し、且つ、旋回用油圧モータ２Ａが吐出する作動油を作動油タンクへ排出するために作動油の流れを切り換えるスプール弁である。
　制御弁１７４は、メインポンプ１４Ｒが吐出する作動油をバケットシリンダ９へ供給し、且つ、バケットシリンダ９内の作動油を作動油タンクへ排出するためのスプール弁である。
　制御弁１７５Ａ、１７５Ｂは、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒが吐出する作動油をブームシリンダ７へ供給し、且つ、ブームシリンダ７内の作動油を作動油タンクへ排出するために作動油の流れを切り換えるブーム用第１制御弁としてのスプール弁である。また、本実施例では、制御弁１７５Ａは、ブーム４の上げ操作が行われた場合にのみ作動し、ブーム４の下げ操作が行われた場合には作動しない。
　制御弁１７６Ａ、１７６Ｂは、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒが吐出する作動油をアームシリンダ８へ供給し、且つ、アームシリンダ８内の作動油を作動油タンクへ排出するために作動油の流れを切り換えるアーム用第１制御弁としてのスプール弁である。
　制御弁１７７Ａは、アームシリンダ８のロッド側油室から作動油タンクに流出する作動油の流量を制御するアーム用第２制御弁としてのスプール弁である。制御弁１７７Ｂは、ブームシリンダ７のボトム側油室から作動油タンクに流出する作動油の流量を制御するブーム用第２制御弁としてのスプール弁である。制御弁１７７Ａ、１７７Ｂは図２の制御弁１７７に対応する。
　制御弁１７７Ａ、１７７Ｂは、最小開口面積（開度０％）の第１弁位置と最大開口面積（開度１００％）の第２弁位置とを有する。制御弁１７７Ａ、１７７Ｂは、第１弁位置と第２弁位置との間で無段階に移動可能である。
　パラレル管路４２Ｌは、センターバイパス管路４０Ｌに並行する高圧油圧ラインである。パラレル管路４２Ｌは、制御弁１７１、１７３、１７５Ａの何れかによってセンターバイパス管路４０Ｌを通る作動油の流れが制限或いは遮断された場合に、より下流の制御弁に作動油を供給する。
　パラレル管路４２Ｒは、センターバイパス管路４０Ｒに並行する高圧油圧ラインである。パラレル管路４２Ｒは、制御弁１７２、１７４、１７５Ｂの何れかによってセンターバイパス管路４０Ｒを通る作動油の流れが制限或いは遮断された場合に、より下流の制御弁に作動油を供給する。
　レギュレータ１３Ｌ、１３Ｒは、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの吐出圧に応じてメインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの斜板傾転角を調節することによって、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの吐出量を制御する。レギュレータ１３Ｌ、１３Ｒは、図２のレギュレータ１３に対応する。具体的には、レギュレータ１３Ｌ、１３Ｒは、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの吐出圧が所定値以上となった場合にメインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの斜板傾転角を調節して吐出量を減少させる。吐出圧と吐出量との積で表されるメインポンプ１４の吸収馬力がエンジン１１の出力馬力を超えないようにするためである。
　旋回操作レバー２６Ａは、操作装置２６の一例であり、上部旋回体３の旋回を操作するために用いられる。また、旋回操作レバー２６Ａは、パイロットポンプ１５が吐出する作動油を利用して、レバー操作量に応じた制御圧を制御弁１７３のパイロットポートに導入させる。具体的には、旋回操作レバー２６Ａは、右旋回方向に操作された場合に、制御弁１７３の左側パイロットポートに作動油を導入させる。また、旋回操作レバー２６Ａは、左旋回方向に操作された場合に、制御弁１７３の右側パイロットポートに作動油を導入させる。
　ブーム操作レバー２６Ｂは、操作装置２６の一例であり、ブーム４を操作するために用いられる。また、ブーム操作レバー２６Ｂは、パイロットポンプ１５が吐出する作動油を利用して、レバー操作量に応じた制御圧を制御弁１７５Ａ、１７５Ｂのパイロットポートに導入させる。具体的には、ブーム操作レバー２６Ｂは、ブーム上げ方向に操作された場合に、制御弁１７５Ａの右側パイロットポートに作動油を導入させ、且つ、制御弁１７５Ｂの左側パイロットポートに作動油を導入させる。一方、ブーム操作レバー２６Ｂは、ブーム下げ方向に操作された場合には、制御弁１７５Ａの左側パイロットポートに作動油を導入させることなく、制御弁１７５Ｂの右側パイロットポートにのみ作動油を導入させる。
　吐出圧センサ２８Ｌ、２８Ｒは、吐出圧センサ２８の一例であり、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの吐出圧を検出し、検出した値をコントローラ３０に対して出力する。
　操作圧センサ２９Ａ、２９Ｂは、操作圧センサ２９の一例であり、旋回操作レバー２６Ａ、ブーム操作レバー２６Ｂに対する操作者の操作内容を圧力の形で検出し、検出した値をコントローラ３０に対して出力する。操作内容は、例えば、レバー操作方向、レバー操作量（レバー操作角度）等である。
　左右走行レバー（又はペダル）、アーム操作レバー、及びバケット操作レバー（何れも図示せず。）はそれぞれ、下部走行体１の走行、アーム５の開閉、及びバケット６の開閉を操作するための操作装置である。これらの操作装置は、旋回操作レバー２６Ａ、ブーム操作レバー２６Ｂと同様の構成であってよい。即ち、これらの操作装置は、パイロットポンプ１５が吐出する作動油を利用して、レバー操作量（又はペダル操作量）に応じた制御圧を油圧アクチュエータのそれぞれに対応する制御弁の左右何れかのパイロットポートに導入させる。また、これらの操作装置のそれぞれに対する操作者の操作内容は、操作圧センサ２９Ａと同様、対応する操作圧センサによって圧力の形で検出され、検出値がコントローラ３０に対して出力される。
　コントローラ３０は、操作圧センサ２９Ａ等の出力を受信し、必要に応じてレギュレータ１３Ｌ、１３Ｒに対して制御信号を出力し、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの吐出量を変化させる。
　圧力制御弁３１Ａ、３１Ｂは、コントローラ３０が出力する電流指令に応じてパイロットポンプ１５から制御弁１７７Ａ、１７７Ｂのパイロットポートに導入される制御圧を調整する。圧力制御弁３１Ａ、３１Ｂは、図２の圧力制御弁３１に対応する。
　圧力制御弁３１Ａは、制御弁１７７Ａを第１弁位置と第２弁位置の間の任意の位置で停止できるように制御圧を調整可能である。圧力制御弁３１Ｂは、制御弁１７７Ｂを第１弁位置と第２弁位置の間の任意の位置で停止できるように制御圧を調整可能である。
　旋回油圧回路ＴＣは、上部旋回体３の旋回を実現するための油圧回路である。この例では、旋回油圧回路ＴＣは、旋回用油圧モータ２Ａ、リリーフ弁２２Ｌ、２２Ｒ、チェック弁２３Ｌ、２３Ｒ等を含む。
　旋回用油圧モータ２Ａは、上部旋回体３を旋回させる油圧モータである。旋回用油圧モータ２Ａのポート２１Ｌ、２１Ｒは、制御弁１７３に接続され、且つ、リリーフ弁２２Ｌ、２２Ｒ及びチェック弁２３Ｌ、２３Ｒを介して油路４４に接続されている。
　リリーフ弁２２Ｌは、ポート２１Ｌ側の圧力が所定のリリーフ圧に達した場合に開き、ポート２１Ｌ側の作動油を油路４４側に流出させる。リリーフ弁２２Ｒは、ポート２１Ｒ側の圧力が所定のリリーフ圧に達した場合に開き、ポート２１Ｒ側の作動油を油路４４側に流出させる。
　チェック弁２３Ｌは、ポート２１Ｌ側の圧力が油路４４側の圧力より低くなった場合に開き、油路４４側からポート２１Ｌ側に作動油を流入させる。チェック弁２３Ｒは、ポート２１Ｒ側の圧力が油路４４側の圧力より低くなった場合に開き、油路４４側からポート２１Ｒ側に作動油を流入させる。この構成により、チェック弁２３Ｌ、２３Ｒは、旋回用油圧モータ２Ａの減速時又は制動時に油路４４側から吸入側ポート側に作動油を流入させることができる。
　旋回圧センサ２４Ｌ、２４Ｒは、旋回用油圧モータ２Ａのポート２１Ｌ、２１Ｒにおける作動油の圧力を検出し、検出した値をコントローラ３０に対して出力する。
　バイパス回路６０は、旋回用油圧モータ２Ａと制御弁１７３とを接続するモータ管路５１Ａ、５１Ｂと、制御弁１７３の下流側に配置される制御弁１７５Ａ、１７６Ａの上流側のパラレル管路４２Ｌとを連通可能に構成されている。バイパス回路６０は、コントロールバルブ１７内に配置された選択弁６２と、バイパス弁６４と、を有する。
　選択弁６２は、モータ管路５１Ａ及びモータ管路５１Ｂのうち圧力が高い側とパラレル管路４２Ｌとを連通させる。一方、選択弁６２は、モータ管路５１Ａ及びモータ管路５１Ｂのうち圧力が低い側とパラレル管路４２Ｌとを遮断する。モータ管路５１Ａは、旋回用油圧モータ２Ａの一方の側と制御弁１７３との間の管路である。モータ管路５１Ｂは、旋回用油圧モータ２Ａの他方の側と制御弁１７３との間の管路である。本実施形態では、選択弁６２は、モータ管路５１Ａに接続された第１入口６２Ａと、モータ管路５１Ｂに接続された第２入口６２Ｂと、パラレル管路４２Ｌに接続された出口６２Ｃとを有するシャトル弁である。選択弁６２は、第１入口６２Ａ及び第２入口６２Ｂのうち圧力が高い側と出口６２Ｃとを連通させる。一方、選択弁６２は、第１入口６２Ａ及び第２入口６２Ｂのうち圧力が低い側と出口６２Ｃとを遮断する。なお、選択弁６２は、２つのチェック弁を組み合わせて構成されていてもよい。また、選択弁６２の出口６２Ｃは、パラレル管路４２Ｒに接続されていてもよい。
　バイパス弁６４は、選択弁６２の出口６２Ｃとパラレル管路４２Ｌとの間に設けられる圧力制御弁である。バイパス弁６４は、旋回用油圧モータ２Ａの減速圧力がパラレル管路４２Ｌの圧力よりも高い場合に開口される。旋回用油圧モータ２Ａの減速圧力は、例えば旋回用油圧モータ２Ａの吐出側に設けられる圧力センサ（図示せず。）によって検出される。圧力センサは、検出した値をコントローラ３０に対して出力する。パラレル管路４２Ｌの圧力は、例えば吐出圧センサ２８Ｌによって検出されるメインポンプ１４Ｌの吐出圧であってよい。また、バイパス弁６４は、ショベルの動作が複合動作である場合に開口されることが好ましい。この構成により、旋回用油圧モータ２Ａの減速時のエネルギーを別の油圧アクチュエータで使用できる。本実施形態では、バイパス弁６４は、比例制御可能なスプール弁である。なお、バイパス弁６４は、リリーフ弁であってもよい。また、バイパス弁６４は、異なる設定圧力のリリーフ弁を多段に接続した構成であってもよい。
　戻り弁７０は、制御弁１７３の下流側に設けられ、作動油タンクに排出される作動油の流量を制御する流量制御弁である。戻り弁７０は、旋回用油圧モータ２Ａの減速圧力がパラレル管路４２Ｌの圧力よりも高い場合に遮断される。また、戻り弁７０は、ショベルの動作が複合動作である場合に遮断されることが好ましい。この構成により、旋回用油圧モータ２Ａの減速時に、旋回用油圧モータ２Ａの吐出側から吐出される作動油が制御弁１７３を通過して作動油タンクに流れることが防止される。そのため、制御弁１７３の旋回用油圧モータ２Ａの吐出側と接続されるポートと制御弁１７３の作動油タンクと接続されるポートとの間の開口で生じる不必要なエネルギー損失を低減できる。本実施形態では、戻り弁７０は、スプール弁である。
　次に、図３の油圧システムで採用されるネガティブコントロール制御（以下「ネガコン制御」と称する。）について説明する。
　センターバイパス管路４０Ｌ、４０Ｒは、最も下流にある制御弁１７６Ａ、１７６Ｂのそれぞれと作動油タンクとの間にネガティブコントロール絞り１８Ｌ、１８Ｒを備える。メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒが吐出した作動油の流れは、ネガティブコントロール絞り１８Ｌ、１８Ｒで制限される。そして、ネガティブコントロール絞り１８Ｌ、１８Ｒは、レギュレータ１３Ｌ、１３Ｒを制御するための制御圧（以下、「ネガコン圧」とする。）を発生させる。
　破線で示されるネガコン圧管路４１Ｌ、４１Ｒは、ネガティブコントロール絞り１８Ｌ、１８Ｒの上流で発生させたネガコン圧をレギュレータ１３Ｌ、１３Ｒに伝達するための制御圧ラインである。
　レギュレータ１３Ｌ、１３Ｒは、ネガコン圧に応じてメインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの斜板傾転角を調節することによって、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの吐出量を制御する。また、レギュレータ１３Ｌ、１３Ｒは、導入されるネガコン圧が大きいほどメインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの吐出量を減少させ、導入されるネガコン圧が小さいほどメインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの吐出量を増大させる。
　具体的には、図３で示されるように、ショベルにおける油圧アクチュエータが何れも操作されていない場合（以下、「待機モード」とする。）、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒが吐出する作動油は、センターバイパス管路４０Ｌ、４０Ｒを通ってネガティブコントロール絞り１８Ｌ、１８Ｒに至る。そして、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒが吐出する作動油の流れは、ネガティブコントロール絞り１８Ｌ、１８Ｒの上流で発生するネガコン圧を増大させる。その結果、レギュレータ１３Ｌ、１３Ｒは、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの吐出量を許容最小吐出量まで減少させ、吐出した作動油がセンターバイパス管路４０Ｌ、４０Ｒを通過する際の圧力損失（ポンピングロス）を抑制する。
　一方、何れかの油圧アクチュエータが操作された場合、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒが吐出する作動油は、操作対象の油圧アクチュエータに対応する制御弁を介して、操作対象の油圧アクチュエータに流れ込む。そして、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒが吐出する作動油の流れは、ネガティブコントロール絞り１８Ｌ、１８Ｒに至る量を減少或いは消失させ、ネガティブコントロール絞り１８Ｌ、１８Ｒの上流で発生するネガコン圧を低下させる。その結果、低下したネガコン圧を受けるレギュレータ１３Ｌ、１３Ｒは、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒの吐出量を増大させ、操作対象の油圧アクチュエータに十分な作動油を循環させ、操作対象の油圧アクチュエータの駆動を確かなものとする。
　上述のような構成により、図３の油圧システムは、待機モードにおいては、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒにおける無駄なエネルギー消費を抑制できる。なお、無駄なエネルギー消費は、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒが吐出する作動油がセンターバイパス管路４０Ｌ、４０Ｒで発生させるポンピングロスを含む。
　また、図３の油圧システムは、油圧アクチュエータを作動させる場合には、メインポンプ１４Ｌ、１４Ｒから必要十分な作動油を作動対象の油圧アクチュエータに確実に供給できるようにする。
　次に、図２から図４を参照し、図１のショベルのコントローラ３０の構成について説明する。図４は、コントローラ３０の動作の流れを示すブロック線図である。
　図２及び図３に示されるように、コントローラ３０は、動作判定部３０１と、バイパス回路制御部３０２と、ポンプ流量制御部３０３と、を有する。
　動作判定部３０１は、ショベルが旋回減速の動作を行っているか否かを判定する。本実施形態では、動作判定部３０１は、旋回操作レバー２６Ａの操作量に基づいて、ショベルが旋回減速の動作を行っているか否かを判定する。旋回操作レバー２６Ａの操作量は、操作圧センサ２９Ａが検出する値によって判断される。具体的には、動作判定部３０１は、旋回操作レバー２６Ａが中立位置に戻す方向に操作された場合、ショベルが旋回減速の動作を行っていると判定する。また、動作判定部３０１は、旋回用油圧モータ２Ａの吐出側の圧力と吸込側の圧力とに基づいて、ショベルが旋回減速の動作を行っているか否かを判定してもよい。具体的には、動作判定部３０１は、旋回用油圧モータ２Ａの吐出側の圧力が吸込側の圧力よりも大きい場合、ショベルが旋回減速の動作を行っていると判定する。
　また、動作判定部３０１は、ショベルの動作が複合動作であるか否かを判定する。本実施形態では、動作判定部３０１は、操作装置２６の操作状態に基づいて、ショベルの動作が複合動作であるか否かを判定する。操作装置２６の操作状態は、操作圧センサ２９が検出する値によって判断される。具体的には、動作判定部３０１は、複数の操作装置２６が同時に操作されている場合、ショベルの動作が複合動作であると判定する。
　バイパス回路制御部３０２は、バイパス弁６４及び戻り弁７０の開閉を制御する。本実施形態では、バイパス回路制御部３０２は、旋回用油圧モータ２Ａの減速圧力及びメインポンプ１４Ｌの吐出圧と吐出流量に基づいて、バイパス弁６４及び戻り弁７０の開閉を制御する。吐出流量の算出については後述する。具体的には、旋回用油圧モータ２Ａの減速圧力がメインポンプ１４Ｌの吐出圧より高く、メインポンプ１４Ｌの吐出流量が低減可能な場合、戻り弁７０を遮断し、バイパス弁６４を開口する。一方、バイパス回路制御部３０２は、旋回用油圧モータ２Ａの減速圧力がメインポンプ１４Ｌの吐出圧以下であり、メインポンプ１４Ｌの吐出流量が低減不可の場合、戻り弁７０を開口し、且つ、バイパス弁６４を遮断する。ここで、メインポンプ１４Ｌの吐出流量が低減不可の場合は、例えば、メインポンプ１４Ｌの吐出流量がスタンバイ流量の場合である。また、メインポンプ１４Ｌの吐出流量を用いずに、メインポンプ１４Ｌの吐出指令値（電流値）を用いて低減の可否を判断してもよい。
　ポンプ流量制御部３０３は、メインポンプ１４Ｌの吐出量を制御する。本実施形態では、ポンプ流量制御部３０３は、図４に示されるように、メインポンプ１４Ｌの流量Ｑｐから所定の計算式に基づいて算出される流量Ｑを減算して得られる流量となるようにレギュレータ１３Ｌに対して制御指令を出力する。所定の計算式は、バイパス弁６４の開口面積Ａ、メインポンプ１４Ｌの吐出圧Ｐｓ、及び旋回用油圧モータ２Ａの減速圧力Ｐｓｗｏを入力として流量Ｑを出力する計算式である。これにより、レギュレータ１３Ｌは、ポンプ流量制御部３０３の制御指令に応じてメインポンプ１４Ｌの斜板傾転角を調節することによってメインポンプ１４Ｌの吐出量を制御する。具体的には、ポンプ流量制御部３０３は、旋回用油圧モータ２Ａの減速圧力が大きいほど、メインポンプ１４Ｌの吐出量が小さくなるようにレギュレータ１３Ｌに対して制御指令を出力する。
　次に、図５を参照して、コントローラ３０がバイパス弁６４及び戻り弁７０の開閉を制御して旋回減速時のエネルギーを回生する処理（以下「旋回回生処理」と称する。）について説明する。図５は、旋回回生処理の一例のフローチャートである。コントローラ３０は、ショベルの稼働中に所定の制御周期で繰り返しこの処理を実行する。
　最初に、動作判定部３０１は、ショベルが旋回減速の動作を行っているか否かを判定する（ステップＳＴ１）。本実施形態では、動作判定部３０１は、旋回操作レバー２６Ａが中立位置に戻す方向に操作された場合、ショベルが旋回減速の動作を行っていると判定する。
　ショベルが旋回減速の動作を行っていないと動作判定部３０１が判定した場合（ステップＳＴ１のＮｏ）、処理を終了する。一方、ショベルが旋回減速の動作を行っていると動作判定部３０１が判定した場合（ステップＳＴ１のＹｅｓ）、動作判定部３０１は、ショベルの動作が複合動作であるか否かを判定する（ステップＳＴ２）。本実施形態では、動作判定部３０１は、複数の操作装置２６が同時に操作されている場合、ショベルの動作が複合動作であると判定する。なお、ステップＳＴ２の後にステップＳＴ１を行ってもよく、ステップＳＴ１及びステップＳＴ２を同時に行ってもよい。
　ショベルの動作が複合動作でないと動作判定部３０１が判定した場合（ステップＳＴ２のＮｏ）、処理を終了する。ショベルの動作が複合動作であると動作判定部３０１が判定した場合（ステップＳＴ２のＹｅｓ）、バイパス回路制御部３０２は、旋回用油圧モータ２Ａの減速圧力がメインポンプ１４Ｌの吐出圧より高いか否かを判定する（ステップＳＴ３）。
　旋回用油圧モータ２Ａの減速圧力がメインポンプ１４Ｌの吐出圧より低い場合（ステップＳＴ３のＮｏ）、処理を終了する。一方、旋回用油圧モータ２Ａの減速圧力がメインポンプ１４Ｌの吐出圧より高い場合（ステップＳＴ３のＹｅｓ）、バイパス回路制御部３０２は、メインポンプ１４Ｌの吐出流量が低減可能か否かを判定する（ステップＳＴ４）。
　メインポンプ１４Ｌの吐出流量が低減不可である場合（ステップＳＴ４のＮｏ）、処理を終了する。一方、メインポンプ１４Ｌの吐出流量が低減可能である場合（ステップＳＴ４のＹｅｓ）、バイパス回路制御部３０２は、戻り弁７０を閉口する（ステップＳＴ５）。続いて、バイパス回路制御部３０２は、バイパス弁６４を開口する（ステップＳＴ６）。なお、ステップＳＴ６の後にステップＳＴ５を行ってもよく、ステップＳＴ５及びステップＳＴ６を同時に行ってもよい。
　続いて、ポンプ流量制御部３０３は、メインポンプ１４Ｌの吐出量を制御する（ステップＳＴ７）。本実施形態では、ポンプ流量制御部３０３は、メインポンプ１４Ｌの吐出量から所定の計算式に基づいて算出される流量を減算して得られる流量となるようにレギュレータ１３Ｌに対して制御指令を出力する。これにより、レギュレータ１３Ｌは、ポンプ流量制御部３０３の制御指令に応じてメインポンプ１４Ｌの斜板傾転角を調節することによってメインポンプ１４Ｌの吐出量を制御する。ステップＳＴ７の後、処理を終了する。
　この構成により、ハーフレバー状態での旋回減速の際、作動油が制御弁１７３を通過して作動油タンクに流れることが防止され、作動油はバイパス回路６０を通過してパラレル管路４２Ｌに流れる。そのため、制御弁１７３で生じる不必要なエネルギー損失を低減できる。また、バイパス回路６０を通過してパラレル管路４２Ｌに流入する作動油に応じてメインポンプ１４Ｌの吐出量を低減できるので、省エネルギー化を図ることができる。
　次に、図６、図７Ａ及び図７Ｂを参照して、図１のショベルに搭載される油圧システムの第２構成例について説明する。図６は、図１のショベルに搭載される油圧システムの第２構成例を示す概略図である。図６では、図２と同様に、機械的動力系、高圧油圧ライン、パイロットライン、及び電気制御系を、それぞれ二重線、太実線、破線、及び一点鎖線で示している。なお、図６の油圧システムは図３の油圧システムと同様に旋回油圧回路ＴＣを有しているが、図６においては旋回油圧回路ＴＣの図示を省略している。図７Ａ及び図７Ｂは、第２構成例におけるコントローラの動作の流れを示すブロック線図である。
　図６に示されるように、第２構成例の油圧システムは、選択弁６２の出口６２Ｃがパラレル管路４２Ｌではなく、センターバイパス管路４０Ｌに連通可能に構成されている点で、第１構成例の油圧システムと異なる。なお、その他の点については、第１構成例の油圧システムと同様の構成である。
　第２構成例の油圧システムでは、バイパス回路制御部３０２は、例えば図７Ａに示されるように、操作圧センサ２９Ａにより検出される値（パイロット圧）に基づいて、バイパス弁６４の開口面積を制御してもよい。また、バイパス回路制御部３０２は、例えば図７Ｂに示されるように、メインポンプ１４Ｌの吐出圧の目標値（目標ポンプ圧力）から吐出圧センサ２８Ｌにより検出される値（実ポンプ圧力）を減算して算出される差分を用いたＰＩ制御によってバイパス弁６４の開口面積を制御してもよい。
　この構成により、ハーフレバー状態での旋回減速の際、作動油が制御弁１７３を通過して作動油タンクに流れることが防止され、作動油はバイパス回路６０を通過してセンターバイパス管路４０Ｌに流れる。そのため、制御弁１７３で生じる不必要なエネルギー損失を低減できる。また、バイパス回路６０を通過してセンターバイパス管路４０Ｌに流入する作動油に応じて、ネガコン圧が小さくなるので、メインポンプ１４Ｌの吐出量を低減できる。その結果、省エネルギー化を図ることができる。
　次に、図８を参照して、図１のショベルに搭載される油圧システムの第３構成例について説明する。図８は、図１のショベルに搭載される油圧システムの第３構成例を示す概略図である。図８では、図２と同様、機械的動力系、高圧油圧ライン、パイロットライン、及び電気制御系を、それぞれ二重線、太実線、破線、及び一点鎖線で示している。なお、図８の油圧システムは図３の油圧システムと同様に旋回油圧回路ＴＣを有しているが、図８においては旋回油圧回路ＴＣの図示を省略している。
　図８に示されるように、第３構成例の油圧システムは、選択弁６２の出口６２Ｃがパラレル管路４２Ｌ及びセンターバイパス管路４０Ｌに連通可能に構成されている点で、第１構成例の油圧システムと異なる。
　この構成により、ハーフレバー状態での旋回減速の際、作動油が制御弁１７３を通過して作動油タンクに流れることが防止され、作動油はバイパス回路６０を通過してパラレル管路４２Ｌ及びセンターバイパス管路４０Ｌに流れる。そのため、制御弁１７３で生じる不必要なエネルギー損失を低減できる。また、バイパス回路６０を通過してパラレル管路４２Ｌ及びセンターバイパス管路４０Ｌに流入する作動油に応じて、メインポンプ１４Ｌの吐出量を低減できるので、省エネルギー化を図ることができる。
　次に、図９を参照して、図１のショベルに搭載される油圧システムの第４構成例について説明する。図９は、図１のショベルに搭載される油圧システムの第４構成例を示す概略図である。図９では、図２と同様、機械的動力系、高圧油圧ライン、パイロットライン、及び電気制御系を、それぞれ二重線、太実線、破線、及び一点鎖線で示している。なお、図９の油圧システムは図３の油圧システムと同様に旋回油圧回路ＴＣを有しているが、図９においては旋回油圧回路ＴＣの図示を省略している。
　図９に示されるように、第４構成例の油圧システムは、バイパス回路６０が選択弁６２を有しておらず、バイパス管路６６Ａと、バイパス管路６６Ｂと、を有する点で、第２構成例の油圧システムと異なる。バイパス管路６６Ａは、モータ管路５１Ａとセンターバイパス管路４０Ｌとをバイパス弁６４Ａを介して接続する。バイパス管路６６Ｂは、モータ管路５１Ｂとセンターバイパス管路４０Ｌとをバイパス弁６４Ｂを介して接続する。
　第４構成例の油圧システムでは、ショベルの旋回減速時に、旋回用油圧モータ２Ａの減速圧力がセンターバイパス管路４０Ｌの圧力よりも大きい場合、バイパス回路制御部３０２は、旋回用油圧モータ２Ａの吐出側のモータ管路５１Ａ（５１Ｂ）とセンターバイパス管路４０Ｌとを接続するバイパス管路６６Ａ（６６Ｂ）に設けられたバイパス弁６４Ａ（６４Ｂ）を開口する。
　この構成により、ハーフレバー状態での旋回減速の際、作動油が制御弁１７３を通過して作動油タンクに流れることが防止され、作動油がバイパス回路６０を通過してセンターバイパス管路４０Ｌに流れる。そのため、制御弁１７３で生じる不必要なエネルギー損失を低減できる。また、バイパス回路６０を通過してセンターバイパス管路４０Ｌに流入する作動油に応じて、ネガコン圧が小さくなるので、メインポンプ１４Ｌの吐出量を低減できる。その結果、省エネルギー化を図ることができる。
　なお、第４構成例の油圧システムでは、バイパス管路６６Ａ、６６Ｂがセンターバイパス管路４０Ｌに連通可能に構成されているが、バイパス管路６６Ａ、６６Ｂは、センターバイパス管路４０Ｒに連通可能に構成されていてもよい。また、バイパス管路６６Ａ、６６Ｂは、パラレル管路４２Ｌ、４２Ｒに連通可能に構成されていてもよい。さらに、バイパス管路６６Ａ、６６Ｂは、センターバイパス管路４０Ｌ、４０Ｒ及びパラレル管路４２Ｌ、４２Ｒに連通可能に構成されていてもよい。
　以上、本発明を実施するための形態について説明したが、上記内容は、発明の内容を限定するものではなく、本発明の範囲内で種々の変形及び改良が可能である。
　上記の各実施形態では、メインポンプ１４Ｌから油圧アクチュエータに向かう作動油の流れを制御する制御弁１７１、１７３、１７５Ａ、１７６Ａのそれぞれは、メインポンプ１４Ｌと作動油タンクとの間で直列に接続されている。しかしながら、制御弁１７１、１７３、１７５Ａ、１７６Ａのそれぞれは、メインポンプ１４Ｌと作動油タンクとの間で互いに並列に接続されていてもよい。
　同様に、メインポンプ１４Ｒから油圧アクチュエータに向かう作動油の流れを制御する制御弁１７２、１７４、１７５Ｂ、１７６Ｂのそれぞれは、メインポンプ１４Ｒと作動油タンクとの間で互いに直列に接続されている。しかしながら、制御弁１７２、１７４、１７５Ｂ、１７６Ｂのそれぞれは、メインポンプ１４Ｒと作動油タンクとの間で並列に接続されていてもよい。
　本国際出願は、２０１７年７月２７日に出願した日本国特許出願第２０１７－１４５７５０号に基づく優先権を主張するものであり、当該出願の全内容を本国際出願に援用する。
１　　　下部走行体
１Ａ　　左側走行用油圧モータ
１Ｂ　　右側走行用油圧モータ
２　　　旋回機構
２Ａ　　旋回用油圧モータ
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
１３，１３Ｌ，１３Ｒ　レギュレータ
１４，１４Ｌ，１４Ｒ　メインポンプ
１５　　パイロットポンプ
１７　　コントロールバルブ
１８Ｌ，１８Ｒ　ネガティブコントロール絞り
２６　　操作装置
２６Ａ　旋回操作レバー
２６Ｂ　ブーム操作レバー
２８，２８Ｌ，２８Ｒ　吐出圧センサ
２９，２９Ａ，２９Ｂ　操作圧センサ
３０　　コントローラ
３１，３１Ａ，３１Ｂ　圧力制御弁
４０Ｌ，４０Ｒ　センターバイパス管路
４１Ｌ，４１Ｒ　ネガコン圧管路
４２Ｌ，４２Ｒ　パラレル管路
５１Ａ，５１Ｂ　モータ管路
６０　　バイパス回路
６２　　選択弁
６２Ａ　第１入口
６２Ｂ　第２入口
６２Ｃ　出口
６４，６４Ａ，６４Ｂ　バイパス弁
６６Ａ，６６Ｂ　バイパス管路
７０　　戻り弁
１７１～１７７，１７５Ａ～Ｂ，１７６Ａ～Ｂ，１７７Ａ～Ｂ　制御弁
３０１　動作判定部
３０２　バイパス回路制御部
３０３　ポンプ流量制御部

Claims (12)

  1. 　旋回用油圧モータと、
    　前記旋回用油圧モータに作動油を供給する油圧ポンプと、
    　前記旋回用油圧モータと前記油圧ポンプとを接続する管路に設けられる旋回制御弁と、
    　前記旋回用油圧モータと前記旋回制御弁とを接続する第１管路と、前記旋回制御弁の下流側に配置される他の油圧アクチュエータの制御弁の上流側の第２管路と、を連通可能なバイパス回路と、
    　を備える、ショベル。
  2. 　前記バイパス回路は、前記第１管路と前記第２管路との間に配置されるバイパス弁を有し、
    　前記バイパス弁は、前記旋回制御弁を操作する操作装置の操作量に基づいて制御される、
    　請求項１に記載のショベル。
  3. 　前記バイパス弁は、前記旋回用油圧モータの減速圧力が前記第２管路の吐出圧より高い場合に開口される、
    　請求項２に記載のショベル。
  4. 　前記バイパス弁は、複合動作の時に開口される、
    　請求項２に記載のショベル。
  5. 　前記バイパス弁は、スプール弁又はリリーフ弁である、
    　請求項２に記載のショベル。
  6. 　前記第１管路は、前記旋回制御弁と前記旋回用油圧モータの第１ポートとを接続する第１モータ管路と、前記旋回制御弁と前記旋回用油圧モータの第２ポートとを接続する第２モータ管路と、を含み、
    　前記バイパス回路は、前記第２管路を前記第１モータ管路又は前記第２モータ管路のいずれかに連通される選択弁を有する、
    　請求項２に記載のショベル。
  7. 　前記選択弁は、シャトル弁である、
    　請求項６に記載のショベル。
  8. 　前記旋回制御弁の下流側に設けられ、作動油タンクに排出される作動油の流量を制御する戻り弁を有する、
    　請求項１に記載のショベル。
  9. 　前記戻り弁は、前記旋回用油圧モータの減速圧力が前記油圧ポンプの吐出圧より高い場合に遮断される、
    　請求項８に記載のショベル。
  10. 　前記戻り弁は、複合動作の時に遮断される、
    　請求項８に記載のショベル。
  11. 　前記第２管路は、センターバイパス管路である、
    　請求項１に記載のショベル。
  12. 　前記第２管路は、センターバイパス管路に並行して設けられるパラレル管路である、
    　請求項１に記載のショベル。
PCT/JP2018/027564 2017-07-27 2018-07-23 ショベル WO2019022029A1 (ja)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2019532611A JP7003135B2 (ja) 2017-07-27 2018-07-23 ショベル

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2017145750 2017-07-27
JP2017-145750 2017-07-27

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2019022029A1 true WO2019022029A1 (ja) 2019-01-31

Family

ID=65041369

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2018/027564 WO2019022029A1 (ja) 2017-07-27 2018-07-23 ショベル

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP7003135B2 (ja)
WO (1) WO2019022029A1 (ja)

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH09177139A (ja) * 1995-12-27 1997-07-08 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧ショベルの油圧回路
JP2010112493A (ja) * 2008-11-07 2010-05-20 Sumitomo (Shi) Construction Machinery Co Ltd 作業機械の制御装置
US20110262287A1 (en) * 2008-12-24 2011-10-27 Doosan Infracore Co., Ltd. Hydraulic pump controller for construction machine
JP2016038074A (ja) * 2014-08-11 2016-03-22 コベルコ建機株式会社 旋回式作業機械の制御装置

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH09177139A (ja) * 1995-12-27 1997-07-08 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧ショベルの油圧回路
JP2010112493A (ja) * 2008-11-07 2010-05-20 Sumitomo (Shi) Construction Machinery Co Ltd 作業機械の制御装置
US20110262287A1 (en) * 2008-12-24 2011-10-27 Doosan Infracore Co., Ltd. Hydraulic pump controller for construction machine
JP2016038074A (ja) * 2014-08-11 2016-03-22 コベルコ建機株式会社 旋回式作業機械の制御装置

Also Published As

Publication number Publication date
JPWO2019022029A1 (ja) 2020-07-30
JP7003135B2 (ja) 2022-01-20

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US8538612B2 (en) Device for controlling hybrid construction machine
JP6360824B2 (ja) 作業機械
US8321095B2 (en) Control device for hybrid construction machine
KR102460499B1 (ko) 쇼벨
WO2017164175A1 (ja) ショベル及びショベル用コントロールバルブ
KR101955751B1 (ko) 건설 기계
EP2899319A1 (en) Construction machine
WO2019054366A1 (ja) 建設機械の油圧駆動システム
KR101747519B1 (ko) 하이브리드식 건설 기계
JP5823932B2 (ja) 建設機械の油圧駆動装置
JP5622243B2 (ja) 流体圧制御回路および作業機械
EP3434910B1 (en) Shovel and control valve for shovel
JP7071979B2 (ja) ショベル
JP7003135B2 (ja) ショベル
JP7210451B2 (ja) ショベル
JP5859322B2 (ja) 油圧制御装置
JP6581061B2 (ja) ホイール式作業機械の油圧制御装置
JP7474626B2 (ja) ショベル
JP7463163B2 (ja) ショベル
WO2020203906A1 (ja) ショベル

Legal Events

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

Ref document number: 18839172

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2019532611

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 18839172

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1