JP2008088776A - 旋回作業機のスイングシリンダ制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】作業装置がスイングシリンダにより揺動可能な旋回作業機において、作業装置に要求される剛性や負荷を小さくできるスイングシリンダ制御装置及び制御方法を提供する。
【解決手段】旋回作業機のスイングシリンダ制御装置は、スイングシリンダ（３４）のロッド側圧力室（３４ａ）及びボトム側圧力室（３４ｂ）のリリーフ圧（Ｐｓ）をそれぞれ設定するリリーフ弁（１００）に設けられ、そのリリーフスプリング（１０２）の付勢力に抗する方向の制御圧を受取可能な制御圧室（１０４）と、パイロット圧ポンプ（５８）からの供給パイロット圧を元圧として、旋回操作レバー（４６ｍ）の操作信号に基づいた制御圧を発生させ、この制御圧を対象リリーフ弁（１００）の制御圧室（１０４）に向けて供給する電磁比例減圧弁（１１４ａ，１１４ｂ）とを備える。
【選択図】図４

Description

本発明は、先端に掘削バケット等の作業アタッチメントを有した作業装置がスイングシリンダの伸縮により左右に揺動可能となっている旋回作業機において、スイングシリンダの伸縮剛性を制御する制御装置に関する。

この種の旋回作業機としてスイング式油圧ショベルが知られており、このスイング式油圧ショベルの場合、掘削バケットを有する作業装置がその上部旋回体に対して左右方向に揺動可能となっている（例えば、特許文献１参照）。
より詳しくは、作業装置は、上部旋回体から延びるブーム及びアームを有し、このアームの先端に掘削バケットが取り付けられている。一方、上部旋回体の前部には、水平面内にて揺動自在なスイングポストが設けられており、このスイングポストに作業装置におけるブームの基端部が起伏可能に支持されている。一方、スイングポスト及び上部旋回体は複動型のスイングシリンダにより互いに連結されており、このスイングシリンダを伸縮させることで、スイングポストを介して作業装置が揺動し、これにより、上部旋回体に対して作業装置を所望の揺動角に位置決めすることができる。

それ故、上述のスイング式油圧ショベルにあっては、掘削すべき側溝に対して上部旋回体の前部が正対しない状態にあっても、その揺動により作業装置を側溝に沿わせて配置できるから、側溝の掘削作業に好適する。
特許第3119293号公報

掘削作業中、スイングシリンダの伸縮剛性は極めて高く維持されている。
一方、掘削作業には上部旋回体の旋回操作を伴うことから、上部旋回体の旋回時、作業装置の掘削バケット等が予期しない障害物に衝突することがある。このような旋回衝突は、スイングシリンダの伸縮剛性が極めて高いことから、作業装置におけるブームの基端部に多大な捻りモーメントや曲げモーメントが加わる。

このため、作業装置には旋回衝突時の衝撃に耐え得るべく過剰な剛性が要求され、作業装置のスケールアップや重量増加を余儀なくされ、これらは作業装置の製造コストを上昇させる大きな要因となっている。
本発明は上述の事情に基づいてなされたもので、その目的とするところは、作業装置が旋回衝突しても、作業装置が受ける旋回衝撃力を軽減し、作業装置に要求される剛性を低下させ、作業装置の構造上の簡略化や軽量化が図られ、その製造コストを減少させることができる旋回作業機のスイングシリンダ制御装置を提供することにある。

上記目的を達成するため、本発明は、下部走行体と、この下部走行体に旋回可能に設けられ、操作レバーからの操作量により旋回する上部旋回体と、この上部旋回体の前部に支持され、水平面内にて左右に揺動自在なスイングポストと、このスイングポストを中心とした上部旋回体の左右の何れかに配置されて上部旋回体とスイングポストとを連結し、スイングポストを揺動させる複動型のスイングシリンダと、このスイングポストに起伏可能に支持され、前後及び上下方向に移動可能な作業アタッチメントを有する作業装置とを備えた旋回作業機において、本発明のスイングシリンダ制御装置は、スイングシリンダに対して作動油の給排をなす油圧経路に設けられ、スイングシリンダの両圧力室のリリーフ圧をそれぞれ決定する一対のリリーフ弁と、一対のリリーフ弁のうちスイングシリンダの配置及び上部旋回体の旋回方向により選択されるリリーフ弁のリリーフ圧を操作レバーの操作量に応じて低減する低減手段とを備えている（請求項１）。

上述した請求項１のスイングシリンダ制御装置によれば、上部旋回体の旋回中、スイングポストに対するスイングシリンダの配置及び上部旋回体の旋回方向により選択されるリリーフ弁、具体的には、作業装置の旋回衝突を考慮したとき、上部旋回体の旋回方向とは逆向きに作業装置の揺動を許容すべくスイングシリンダを伸長又は収縮させる側のリリーフ弁が選択され、この選択されたリリーフ弁のリリーフ圧が操作レバーの操作量に応じて低減される。

それ故、作業装置が万一旋回衝突し、作業装置の基端部にスイングシリンダの伸縮剛性に打ち勝つような多大な捻りモーメントや曲げモーメントが加わると、このとき、前記リリーフ弁のリリーフ圧が低減されているので、スイングシリンダはそのリリーフ圧が上部旋回体の旋回方向とは逆向きに作業装置を受動的に揺動させるべく伸長又は収縮し、これにより、作業装置が受ける旋回衝撃力が軽減される。

また、前記リリーフ弁のリリーフ圧は、操作レバーの操作量が大きく、上部旋回体の旋回速度が速ければ速いほど大きく低減され、作業装置に対する旋回衝撃力は最適に軽減される。
具体的には、各リリーフ弁は、弁体を一方向に付勢するリリーフスプリングと、このリリーフスプリングの付勢方向は逆向きに弁体を付勢する制御圧の供給を受ける制御圧室とを含み、そして、低減手段は、選択されたリリーフ弁の制御圧室に操作レバーの操作量に応じた制御圧を供給し、選択されたリリーフ弁のリリーフ圧を低減する（請求項２）。

具体的には、旋回作業機は、パイロット圧源と、このパイロット圧源に接続され且つ操作レバーにより操作される一対のパイロット弁であって、操作レバーの操作方向及び操作量に従い、対応するパイロット弁が作動してパイロット圧源の元圧から操作量としての操作パイロット圧を発生する、一対のパイロット弁と、パイロット弁からの操作パイロット圧に基づき、上部旋回体を所定の方向に旋回させる旋回装置とを備え、この場合、低減手段は、パイロット圧源とリリーフ弁の制御圧室との間にそれぞれ設けられた減圧弁を含み、各パイロット弁からの操作パイロット圧に基づいて、選択されたリリーフ弁側の減圧弁を作動させることができる（請求項３）。

更に、低減手段は、スイングシリンダの作動姿勢及び作業アタッチメントの作業位置を含む作業状況を検出する検出器を更に含み、検出器にて検出した作業状況に基づき、減圧弁の作動を補正することができる（請求項４）。
上述の低減手段は、操作レバーの操作量のみならず、上述の作業状況にも基づいて、選択されたリリーフ弁のリリーフ圧を低減し、スイングシリンダの伸縮剛性が不所望に低下するようなことはない。

一方、低減手段は、パイロット弁とリリーフ弁の制御圧室とをそれぞれ接続する接続経路を含み、パイロット弁からの操作パイロット圧を直接前記リリーフ弁の制御圧室に作用させることができる（請求項５）。この場合、操作レバーが操作されたとき、対応するパイロット弁は操作量としての操作パイロット圧を発生させ、この操作パイロット圧は前記リリーフ弁の制御圧室に直接に供給される。即ち、この場合、操作パイロット圧が制御圧として利用される。

更に、低減手段は、パイロット弁とリリーフ弁の制御圧室とをそれぞれ接続する接続経路に設けられた減圧弁を含み、減圧弁の元圧としてパイロット弁からの操作パイロット圧を使用することができる（請求項６）。

請求項１〜６の旋回作業機のスイングシリンダ制御装置は、上部旋回体の旋回中、操作レバーの操作量及びスイングシリンダ及び作業アタッチメントの作業状況のうち、少なくとも操作レバーの操作量に応じてスイングシリンダのリリーフ圧を低下させて、スイングシリンダの伸縮剛性を小さくしているので、作業装置の作業アタッチメント等が障害物に万一衝突しても、スイングシリンダの伸長又は収縮を介して作業装置が受動的に揺動し、作業装置が受ける旋回衝突力は効果的に低減される。また、スイングシリンダのリリーフ圧が可変できるようにしたことで、スイングシリンダの伸縮剛性が過度に大きくなることもない。この結果、作業装置に要求される剛性を小さくでき、その構造上の簡略化及び軽量化を共に図ることができ、安価な作業装置を得ることができる。

図１及び図２は、旋回作業機としてスイング式ミニ油圧ショベルを示す。
ミニ油圧ショベルは、自走可能なクローラ型の下部走行体２を備え、この下部走行体２の上側には旋回装置４を介して上部旋回体６が搭載されている。そして、上部旋回体６の前部には掘削作業等を行うための作業装置８が備えられており、この作業装置８は上部旋回体６から延びるブーム１０と、このブーム１０の先端にアームフートピン１２を介して連結されたアーム１４と、このアーム１４の先端にバケットフートピン１６を介して連結された作業アタッチメントとしての掘削バケット１８とからなり、これらブーム１０、アーム１４及び掘削バケット１８はブームシリンダ２０、アームシリンダ２２及びバケットシリンダ２４により、それらの起伏及び回動がなされる。なお、バケットシリンダ２４はリンク２６を介して掘削バケット１８に連結されている。

上部旋回体６に対するブーム１０及びブームシリンダ２０の取付けについて詳述すると、上部旋回体６の前部にはスイングポスト２８が配置され、このスイングポスト２８は上部旋回体６に対し、水平面内にて左右に揺動自在に支持されている。ブーム１０の基端部はブームフートピン３０を介してスイングポスト２８の上部に枢支され、ブームシリンダ２０の下端はスイングポスト２８の前端に連結ピンを介して支持されている。

図２に示されるようにスイングポスト２８の左側面からはブラケット３２が突設されており、このブラケット３２と上部旋回体６とが複動型のスイングシリンダ３４により互いに連結されている。それ故、スイングシリンダ３４が伸縮されると、作業装置８はスイングポスト２８を中心に左右に揺動することができる。
ここで、本実施例の場合、図２から明らかなように、スイングシリンダ３４は上部旋回体６の前方に向かってスイングポスト２８の左側に配置されていることに留意すべきである。

図３はスイングポスト２８を拡大して示す。
スイングポスト２８は上部旋回体６側の後端部にピン孔３６を備え、このピン孔３６は上下方向に延びる軸線を有する。一方、上部旋回体６の前部にはピン孔３６に対応したピン穴（図示しない）が備えられ、このピン穴にスイングポスト２８のピン孔３６を合致させ、これらピン孔３６及びピン穴に枢着ピン３８を差し込むことで、スイングポスト２８は上部旋回体６に対して、枢着ピン３８の回りを揺動自在に連結されている。なお、枢着ピン３８の下端はピン穴の底に支持されている。

また、スイングポスト２８のブラケット３２にはその先端にピン孔４０が形成され、一方、スイングシリンダ３４のロッド先端にはピン孔４０に対応したピン孔が形成されている。それ故、これらピン孔を互いに合致させ、これらピン孔に連結ピン４２を差し込むことで、ブラケット３２にスイングシリンダ３４が連結されている。
なお、図３中の１点鎖線３０ａ、２０ａ，８ａはブームフートピン３０の軸線、スイングポスト２８にブームシリンダ２０の下端を連結する連結ピンの軸線、そして、作業装置８の長手軸線をそれぞれ示す。

上述した下部走行体２の走行、上部旋回体６の旋回及び作業装置８の作動に関し、これらの操作は上部旋回体６上の運転席４４に着座したオペレータによってなされ、このため、図１に示されるように運転席４４の近傍には、操作レバー４６や操作ペダル４８が配置されている。
なお、図１，２中、参照符号５０，５２は運転席４４の上方を覆うキャノピー及び排土ブレードをそれぞれ示す。

図４は、前述したミニ油圧ショベルが備える油圧回路の一部、具体的には旋回装置４及びスイングシリンダ３４に関連した第１実施例の油圧回路の一部を示す。
油圧回路は油圧源５４を備え、この油圧源５４はメイン油圧ポンプ５６及びパイロット圧ポンプ５８を含む。これらポンプ５６，５８はエンジン６０により駆動され、油圧タンクＴから作動油を吸い込み、吸い込んだ作動油をそれぞれ吐出することができる。なお、エンジン６０は上部旋回体６に搭載されている。

メイン油圧ポンプ５６の吐出口からはメイン油圧管路６２が延び、このメイン油圧管路６２は制御弁ユニット６４を経て旋回装置４の旋回油圧モータ６６に一対のモータ管路６８ａ，６８ｂを介して接続され、また、スイングシリンダ３４のロッド側圧力室３４ａ及びボトム側圧力室３４ｂに油圧経路としての一対のシリンダ側管路７０ａ，７０ｂを介して接続されている。

詳しくは、制御弁ユニット６４は旋回油圧モータ６６の駆動方向、つまり、上部旋回台６の旋回方向を制御する旋回方向制御弁７２及びスイングシリンダ３４の伸縮、つまり、スイングポスト２８の揺動を制御する揺動方向制御弁７４を含む。これら方向制御弁７２，７４は何れもパイロット方式の６ポート３位置の方向切り換え弁であり、これら方向制御弁７２、７４が中立の切換位置にあると、メイン油圧管路６２を通じて供給される作動油は方向制御弁７２，７４及びブリードオフ経路７６を経て油圧タンクＴに戻される。

また、制御弁ユニット６４は、メイン油圧管路６２を油圧タンクＴに接続する戻り管路にメインリリーフ弁７８を備えており、このメインリリーフ弁７８はメイン油圧ポンプ５６の最大吐出圧、つまり、旋回油圧モータ６６やスイングシリンダ３４に供給される許容最大供給圧Ｐｒを設定する。
なお、図４に示す旋回装置４において、参照符号８０，８２はモータ管路６８の過負荷を防止するクロスオーバリリーフ弁及びこのクロスオーバリリーフ弁のリリーフスプリングの付勢力を調整する調整シリンダをそれぞれ示す。

一方、方向制御弁７２，７４の切換作動は、前述した操作レバー４６及び操作ペダル４８のうち、旋回操作レバー４６ｍ及びスイング操作ペダル４８ｓの操作によってなされる。図４から明らかなように、旋回操作レバー４６ｍ及びスイング操作ペダル４８ｓは共に、一対ずつのパイロット弁８４，８６と組み合わされており、これらパイロット弁８４，８６は入力ポート、出力ポート及び戻りポートをそれぞれ有する。パイロット弁８４，８６の入力ポート及び戻りポートからはパイロット供給管路８８及び戻り管路９０が延び、このパイロット供給管路８８は前述したパイロット圧ポンプ５８の吐出口に接続され、そして、戻り管路９０は油圧タンクＴに接続されている。なお、図４中、参照符号９２，９４はパイロット圧ポンプ５８のためのリリーフ管路及びリリーフ弁をそれぞれ示す。

そして、一対のパイロット弁８４の出力ポートａ，ｂは旋回方向制御弁７２の対応する入力ポートａ，ｂにパイロット伝達管路を介して接続され、一対のパイロット弁８６の出力ポートｃ，ｄは揺動方向制御弁７４の対応する入力ポートｃ，ｄにそれぞれ接続される。
旋回操作レバー４６ｍが操作されると、この操作方向に対応したパイロット弁８４が開かれ、パイロット圧ポンプ５８から吐出された作動油の圧力、つまり、供給パイロット圧は操作パイロット圧（操作量）として、その開弁したパイロット弁８４の出力ポート（ａ又はｂ）から旋回方向制御弁７２の対応する入力ポートに供給され、旋回方向制御弁７２を中立位置から一方の切換位置に切り換える。

それ故、メイン油圧ポンプ５６から吐出された作動油が旋回油圧モータ６６に供給され、旋回油圧モータ６６は一方向に駆動され、この結果、上部旋回体６は旋回操作レバー４６ｍの操作方向に従って旋回する。なお、旋回油圧モータ６６を通過した作動油は旋回方向制御弁７２を経て油圧タンクＴに戻される。
パイロット弁８４は旋回操作レバー４６ｍの操作量に応じた大きさの操作パイロット圧を出力する。それ故、旋回方向制御弁７２が切り換えられたときの弁開度、つまり、旋回油圧モータ６６による上部旋回体６の旋回速度もまた旋回操作レバー４６ｍの操作量に応じて制御される。

一方、スイング操作ペダル４８ｓが踏み込まれると、この踏み込み方向に対応したパイロット弁８６から踏み込み量に応じた大きさの操作パイロット圧が揺動方向制御弁７４の対応する入力ポートに供給され、揺動方向制御弁７４はその中立位置から一方の切換位置に切り換えられる。それ故、メイン油圧ポンプ５６から吐出された作動油は揺動方向制御弁７４及び一方のシリンダ側管路７０を通じてスイングシリンダ３４の一方の圧力室（３４ａ又は３４ｂ）に供給され、これに対し、スイングシリンダ３４の他方の圧力室（３４ｂ又は３４ａ）から他方のシリンダ側管路７０及び揺動方向制御弁７４を経て、作動油が油圧タンクＴに戻される。この結果、スイングシリンダ３４はスイング操作ペダル４８ｓの踏み込みに従い、伸長又は収縮される。

上述したようにスイングシリンダ３４が伸縮されたとき、図５に示されるようにスイングポスト２８、つまり、作業装置８は上部旋回体６に対してスイングポスト２８の枢着ピン３０を中心に水平面内にて左右に揺動する。図５（ａ）は、スイングシリンダ３４が収縮して、作業装置８が図２に示す状態から上部旋回体６の左側に揺動された状態を示しており、この場合、ミニ油圧ショベルの作業装置８は右側の側溝を掘削するために使用される。

これに対し、図５（ｂ）は、スイングシリンダ３４が伸長して、作業装置８が図２に示す状態から上部旋回体６の右側に揺動された状態を示し、この場合には、作業装置８は左側の側溝を掘削するために使用される。
更に、図４から明らかなようにシリンダ側管路７０ａ，７０ｂにはリリーフ装置９６ａ，９６ｂがそれぞれ備えられている。これらリリーフ装置９６ａ，９６ｂは同一の構造を有するので、一方のリリーフ装置９６の要素についてのみ以下に説明し、他方のリリーフ装置９６の要素に関しては同一の参照符号を付して、それらの説明は省略する。

リリーフ装置９６は、シリンダ側管路７０と油圧タンクＴ側の戻り管路とを接続するリリーフ管路９８を有し、このリリーフ管路９８にリリーフ弁１００が介挿されている。このリリーフ弁１００はその弁体を一方向に付勢し、リリーフ弁１００のリリーフ圧を決定するリリーフスプリング１０２と、このリリーフスプリング１０２とは反対側に配置された制御圧室１０４とを有する。この制御圧室１０４に制御圧が供給されたとき、制御圧は、リリーフスプリング１０２の付勢力とは逆向きの付勢力を弁体に加え、リリーフ弁１００のリリーフ圧を低下させる。

更に、リリーフ装置９６は、リリーフ管路９８から分岐され、リリーフ弁１００をバイパスするバイパス管路１０６を更に備え、このバイパス管路１０６にメイクアップバルブ１０８が介挿されている。メイクアップバルブ１０８は、スイングシリンダ３４の対応する側の圧力室に向けてのみ開く逆止弁であって、その圧力室が負圧になるのを避けるべく作動油を補給し、キャビテーションの発生を阻止する。

上述したリリーフ装置９６ａ，９６ｂの制御圧室１０４からは制御圧管路１１０ａ，１１０ｂがそれぞれ延び、これら制御圧管路１１０ａ，１１０ｂは前述したパイロット供給管路８８らそれぞれ分岐されている。制御圧管路１１０ａ，１１０ｂの途中には減圧弁ユニット１１２が設けられており、この減圧弁ユニット１１２は一対の電磁比例減圧弁１１４ａ，１１４ｂを含む。これら電磁比例減圧弁１１４は３ポート２位置の電磁圧力制御弁であって、制御圧管路１１０ａ，１１０ｂにそれぞれ介挿されている。

電磁比例減圧弁１１４は通常、図示の休止位置にあって、この休止位置にて、対応する制御圧管路１１０は分断され、その制御圧室１０４側の部位が戻り管路１１６を通じて油圧タンクＴに接続されている。電磁比例減圧弁１１４のソレノイドに指令信号に供給されたとき、電磁比例減圧弁１１４は休止位置から作動位置に切り換えられ、この作動位置にて、制御圧管路１１０が繋がり、そして、戻り管路１６は閉じられる。

従って、電磁比例減圧弁１１４が作動位置に切り換えられたとき、パイロット圧ポンプ５８はその電磁比例減圧弁１１４を介して対応するリリーフ装置９６の制御圧室１０４に接続されるので、供給パイロット圧は電磁比例減圧弁１１４より減圧され、そして、電磁比例減圧弁１１４から対応するリリーフ装置９６の制御圧室１０４に制御圧として供給される。ここで、制御圧の大きさは電磁比例減圧弁１１４の弁開度、つまり、そのソレノイドへの指令信号により決定される。

図４に示されるように、電磁比例減圧弁１１４ａ，１１４ｂのソレノイドはコントローラ（ＥＣＵ）１１８に電気的に接続されており、コントローラ１１８は、前述した旋回操作レバー４６ｍの操作方向及び操作量に基づいて、電磁比例減圧弁１１４への指令信号を生成し、生成した指令信号を対応する電磁比例制御弁１１４のソレノイドに供給する。
それ故、本実施例の場合、旋回操作レバー４６ｍの操作方向及び操作量を検出するため、旋回操作レバー４６ｍにおける一対のパイロット弁８４にはその出力ポート側に圧力センサ１２０ａ，１２０ｂがそれぞれ割り当てられており、これら圧力センサ１２０は旋回操作レバー４６ｍが操作されたときの操作パイロット圧Ｐisを検出し、このセンサ信号をコントローラ１１８に送信する。ここで、センサ信号（操作パイロット圧Ｐis）を出力する側の圧力センサ１２０が旋回操作レバー４６ｍの操作方向を示し、センサ信号の大きさ（操作パイロット圧Ｐisの値）が旋回操作レバー４６ｍの操作量を示す。

具体的には、コントローラ１１８は操作パイロット圧Ｐisに基づき、下式から電磁比例減圧弁１１４への指令信号Ｓ_Ｄを演算する。
Ｓ_Ｄ＝Ｇ_ＩＳ・Ｐis
Ｇ_ＩＳは、コントローラ１１８が内蔵する図６のゲインマップから操作パイロット圧Ｐisに基づいて設定されるゲインである。具体的には、図６のゲインマップは、操作パイロット圧Ｐisが下限値Ｐisc以下にあるとき、ゲインＧ_ＩＳを０とし、操作パイロット圧Ｐisが下限値Ｐiscを越え、上限値Ｐimaxに向けて上昇するに従い、ゲインＧ_ＩＳを０から徐々に増加させる特性を有する。

それ故、操作パイロット圧Ｐisが下限値Ｐiscを越えない限り、ゲインＧ_ＩＳは０に維持されるので、コントローラ１１８から電磁比例減圧弁１１４に指令信号Ｓ_Ｄが供給されることはなく、電磁比例減圧弁１１４は図示の休止位置に保持される。
この結果、電磁比例減圧弁１１４は対応する側のリリーフ弁１００の制御圧室１０４を油圧タンクＴに接続するから、そのリリーフ弁１００のリリーフ圧Ｐsは自身のリリーフスプリング１０２の付勢力により決定される。

しかしながら、操作パイロット圧Ｐisが下限値Ｐiscを越えると、ゲインＧ_ＩＳはその値が徐々に増加するので、コントローラ１１８は操作パイロット圧Ｐisの上昇に連れて増加する指令信号Ｓ_Ｄを生成し、この指令信号Ｓ_Ｄを対応する電磁比例減圧弁１１４に供給する。それ故、この電磁比例減圧弁１１４は図示の休止位置から作動位置に向けて切り換えられ、パイロット圧ポンプ５８からの供給パイロット圧は電磁比例減圧弁１１４により減圧され、その作動位置での弁開度に応じて制御圧Ｐixが電磁比例減圧弁１１４から対応する側のリリーフ弁１００の制御圧室１０４に供給される。

制御圧室１０４内の制御圧Ｐixは、そのリリーフ弁１００におけるリリーフスプリング１０２の付勢力と対抗する方向に弁体に対して働くから、リリーフ弁１００のリリーフ圧Ｐsが減少されることなる。
ここで、操作パイロット圧Ｐisが下限値Ｐiscを越えて上昇するに連れて、電磁比例減圧弁１１４への指令信号Ｓ_Ｄ、即ち、電磁比例減圧弁１１４から制御圧室１０４に供給される制御圧Ｐixもまた増加し、制御圧Ｐix及びリリーフ弁１００のリリーフ圧Ｐsは図７に示す関係を有し、この図７は制御圧Ｐixに基づいて、リリーフ圧Ｐs が任意に設定可能であることを示している。

図７中、Ｐsmaxはリリーフスプリング１０２の付勢力のみによって決定されるリリーフ弁１００の最大リリーフ圧を示し、Ｐsminは電磁比例減圧弁１１４から制御圧室１０４に最大制御圧Ｐixmaxが供給されたときのリリーフ弁１００の最小リリーフ圧を示す。
ここで、最大リリーフ圧Ｐsmaxは、前述したメインリリーフ弁７８（図４参照）により決定されるメイン油圧ポンプ５６の最大吐出圧Ｐrよりも低いことに留意すべきである。

更に、本実施例の場合、リリーフ弁１００のリリーフ圧Ｐsは、操作パイロット圧Ｐisのみならず、スイングポスト２８の作動姿勢や、掘削バケット１８の作業位置等の作業状況をも考慮して設定され、具体的には、これら作動姿勢及び作業状況により、前述のゲインＧ_ＩＳが補正されることになる。
先ず、スイングポスト２８の作動姿勢及び掘削バケット１８の作業状況について、以下に説明する。

コントローラ１１８には、図４に示されるように前述した圧力センサ１２０の他に、ストロークセンサ１２２、ブーム角度センサ１２４、アーム角度センサ１２６及びバケット角度センサ１２８がそれぞれ電気的に接続されており、ストロークセンサ１２２は、例えばワイヤ引き出し式の長さ計であって、スイングシリンダ３４の伸縮ストローク、つまり、その伸縮長さを検出し、このセンサ信号をコントローラ１１８に送信する。

コントローラ１１８はストロークセンサ１２２からのセンサ信号、つまり、スイングシリンダ３４の伸縮ストロークを受け取ると、この伸縮ストロークに基づいて、図３に示すスイングシリンダ３４のスイングポスト角θを演算する。
ここで、スイングポスト角θとは、スイングポスト２８に対するスイングシリンダ３４の傾斜角、つまり、図３中、スイングシリンダ３４の軸線が参照符号Ｘで表され、そして、スイングポスト２８における枢着ピン３８の軸芯とスイングポスト２８及びスイングシリンダ３４を連結する連結ピン４２の軸芯との間を結ぶ線分が参照符号Ｙで表されるとき、軸線Ｘと線分Ｙとがなす内角を表し、一方、スイングシリンダ３４の基端と枢着ピン３８との間の距離や、線分Ｙを規定する軸芯間距離Ｒは何れも既知であるから、スイングシリンダ３４の伸縮ストロークが求められれば、スイングポスト角θは演算により求めることができる。

このようなスイングポスト角θはスイングシリンダ３４の作動姿勢を表すものであるが、本実施例では、スイングポスト角θに代えて、図３に示す離間距離Ｌｃを使用する。この離間距離Ｌｃは、スイングシリンダ３４が発生する推力Ｆｃの作用点からスイングポスト２８の揺動中心（枢着ピン３８の軸芯）までの距離で表され、このような離間距離Ｌｃは下式から求めることができる。

Ｌｃ＝Ｒ・sinθ
一方、上述の角度センサ１２４，１２６，１２８は、前述した作業装置８におけるブーム１０のブームフートピン３０、アームフートピン１２及びバケットフートピン１６のそれぞれ取り付けられ、ブーム１０、アーム１４及び掘削バケット１８の起伏及び回動角をそれぞれ検出し、これらセンサ信号をコントローラ１１８に送信する。

ブーム１０及びアーム１４の長さや、また、掘削バケット１８及び上部旋回体６の大きさが既知であるから、コントローラ１１８は、上述のセンサ１２４，１２６，１２８からのセンサ信号、つまり、それらの起伏角及び回動角に基づき、掘削バケット１８の作業位置、即ち、上部旋回体６の旋回中心から掘削バケット１８の先端までの離間距離Ｌｂ（図１参照）を演算により求めることができる。

上述した離間距離Ｌｃ，ＬｂはゲインＧ_ＬＣ,Ｇ_ＬＢの算出に使用され、これらゲインＧ_ＬＣ,Ｇ_ＬＢは、指令信号Ｓ_Ｄの補正に利用される。即ち、本実施例の場合、指令信号Ｓ_Ｄは実際上、次式から算出される。
Ｓ_Ｄ＝Ｇ_ＩＳ・Ｇ_ＬＣ・Ｇ_ＬＢ・Ｐis
ゲインＧ_ＬＣ,Ｇ_ＬＢを算出するため、コントローラ１１８は図８及び図９に示すゲインマップを更に含んでいる。図８のゲインマップは、離間距離Ｌｃが下限値Ｌcmin以下にあるとき、ゲインＧ_ＬＣを最小値とし、離間距離Ｌｃが下限値Ｌcminを越えて上限値Ｌcmaxに向けて長くなるに従い、ゲインＧ_ＬＣをその最小値から徐々に増加させる特性を有する。

それ故、離間距離Ｌｃが長くなって、ゲインＧ_ＬＣが増加すれば、指令信号Ｓ_Ｄもまた増加することから、制御圧Ｐixは高くなり、この結果、リリーフ弁１００のリリー圧Ｐｓは減少する。
一方、図９のゲインマップは、離間距離Ｌｂが下限値Ｌbmin以下の場合、ゲインＧ_ＬＢを最大値とし、離間距離Ｌｂが下限値Ｌbminを越えて上限値Ｌbmaxに向けて長くなるに従い、ゲインＧ_ＬＢをその最大値から徐々に減少させる特性を有する。

それ故、この場合には、離間距離Ｌｂが長くなって、ゲインＧ_ＬＢが減少すれば、指令信号ＳＤもまた減少することから、制御圧Ｐixは低くなり、この結果、リリーフ弁１００のリリー圧Ｐｓは増加する。
上述したＧ_ＩＳ，Ｇ_ＬＣ,Ｇ_ＬＢの働きは図１０のグラフからも明らかであり、図１０は、操作パイロット圧Ｐisと対応するリリーフ弁１００のリリーフ圧Ｐｓとの関係を示す。

前述したように操作パイロット圧Ｐisが下限値Ｐisc以下である場合、リリーフ圧Ｐｓは、リリーフスプリング１０２の付勢力により決定される最大リリーフ圧Ｐsmaxに維持される。そして、操作パイロット圧Ｐisが下限値Ｐiscから上限値Ｐismaxまでの間にある場合、リリーフ圧Ｐｓは操作パイロット圧Ｐisの増加に伴って低減される一方、例え操作パイロット圧Ｐisが同一であるとして、離間距離Ｌｂが大傾向、又は、離間距離Ｌｃが小傾向になればなるほど、リリーフ圧Ｐｓは増加し、逆に、離間距離Ｌｂが小傾向、又は、離間距離Ｌｃが大傾向になればなるほど、リリーフ圧Ｐｓは減少する。

図１１は、前述したリリーフ装置９６ａ，９６ｂにおけるリリーフ弁１００のリリーフ圧Ｐｓに関して、コントローラ１１８により実施される前述したリリーフ圧制御ルーチン、つまり、スイングシリンダ３４の制御方法を示す。
ここで、リリーフ圧制御ルーチンはコントローラ１１８により実施されるメインルーチンの一部を形成し、所定の制御周期毎に繰り返して実施されるものである。

先ず、コントローラ１１８は、前述した圧力センサ１２０ａ，１２０ｂ、ストロークセンサ１２２、ブーム角度センサ１２４，アーム角度センサ１２６及びバケット角度センサ１２８からセンサ信号をそれぞれ読み込み（ステップＳ１）、そして、圧力センサ１２０からのセンサ信号があれば、このセンサ信号から操作パイロット圧Ｐisを演算する（ステップＳ２）。

そして、操作パイロット圧Ｐisが下限値Ｐiscよりも高いか否かが判別され（ステップＳ３）、ここでの判別結果が偽(No)の場合、コントローラ１１８は本制御ルーチンから抜け出し、メインルーチンに戻って他の制御ルーチン（図示しない）を実施する。
従って、ステップＳ３の判別結果が偽の維持されている限り、操作パイロット圧Ｐisが下限値Ｐiscを越えない限り、図１１のリリーフ圧制御ルーチンはＳ１〜Ｓ３のステップが繰り返して実施されるに過ぎず、リリーフ弁１００のリリーフ圧Ｐｓは前述した最大リリーフ圧Ｐsmaxに維持されている。

しかしながら、ステップＳ３の判別結果が真(Yes)になると、コントローラ１１８は、操作パイロット圧Ｐisに基づいてゲインＧisを演算し（ステップＳ４）、そして、ストロークセンサ１２２により検出したスイングシリンダ３４の伸縮ストロークに基づきスイングポスト角θを算出する（ステップＳ５）。この後、コントローラ１１８は、スイングポスト角θに基づいて離間距離Ｌｃを算出し（ステップＳ６）、離間距離ＬｃからゲインＧ_ＬＣを演算して求める（ステップＳ７）。

更に、コントローラ１１８は、前述した角度センサ１２４，１２６，１２８からのセンサ信号に基づいてブーム１０の起伏角や、アーム１４及び掘削バケット１８の回動角をそれぞれ算出した後（ステップＳ８）、これら起伏角及び回動角から前述した離間距離Ｌｂを算出し（ステップＳ９）、そして、離間距離Ｌｂに基づき、ゲインＧ_ＬＢを演算する（ステップＳ１０）。

上述したようにして、操作パイロット圧Ｐis，ゲインＧ_ＩＳ，Ｇ_ＬＣ，Ｇ_ＬＢがそれぞれ求められると、コントローラ１１８は、これらＰis，ゲインＧ_ＩＳ，Ｇ_ＬＣ，Ｇ_ＬＢから指令信号Ｓ_Ｄを演算し、この指令信号Ｓ_Ｄを電磁比例減圧弁１１４ａ，１１４ｂのうちで対応する側の電磁比例減圧弁１１４のソレノイドに供給し、この電磁比例減圧弁１１４を休止位置から作動位置に切り換え作動させる。

従って、指令信号Ｓ_Ｄを受け取った電磁比例減圧弁１１４は組みをなす対象リリーフ装置９６のリリーフ弁１００に制御圧Ｐixを供給し、このリリーフ弁１００はその最大リリーフ圧Ｐsmaxから、制御圧Ｐix（指令信号Ｓ_Ｄ）により決定されるリリーフ圧Ｐｓまで減少される。
ここで、指令信号Ｓ_Ｄを受けて、そのリリーフ圧Ｐｓが減少される側となる対象リリーフ装置９６の選択について詳述する。

対象リリーフ装置９６は、上部旋回体６に対するスイングシリンダ３４の配置に加えて、上部旋回体６の旋回方向、つまり、旋回操作レバー４６ｍの旋回方向に基づいて決定される。具体的には、本実施例のように図２でみて、上部旋回体６に対しスイングシリンダ３４が左側に配置されており、そして、今、図２でみて上部旋回体６が反時計方向ＣＣに旋回しているとき、リリーフ装置９６ａ，９６ｂのうち、スイングシリンダ３４の伸長方向の剛性を弱める側のリリーフ装置９６ａ、つまり、スイングシリンダ３４のロッド側圧力室３４ａに接続されたリリーフ弁１００を有するリリーフ装置９６ａ（図４参照）が対象リリーフ装置９６として選択される。

これに対し、図２でみて上部旋回体６が時計方向Ｃに旋回しているときには、スイングシリンダ３４の収縮方向の剛性を弱める側のリリーフ装置９６ｂ、つまり、スイングシリンダ３４のボトム側圧力室３４ｂに接続されたリリーフ弁１００を有するリリーフ装置９６ｂが対象リリーフ装置９６として選択される。
なお、本実施例とは異なり、上部旋回体６に対してスイングシリンダ３４が右側に配置されている場合、対象リリーフ装置９６は前述の場合とは逆となる。

次に、前述したリリーフ装置９６ａ，９６ｂの働きを以下に説明する。
ミニ油圧ショベルの作業には、作業装置８の掘削バケット１８を上下に作動させる掘削作業のみならず、掘削に伴う余剰の土砂等を掘削バケット１８からダンプトラックに積載する積載作業や、掘削バケットを左右に往復動させて整地する整地作業が含まれ、これら積載作業及び整地作業は作業装置８とともに上部旋回体６を往復的に旋回させることで実施される。

それ故、上部旋回体６の旋回中、掘削バケット１８が周囲の予期せぬ障害物に衝突する場合があり、このとき、作業装置８におけるブーム１０の基端部に加わる捻りモーメントＴｂ及び曲げモーメントＭｂは下式によりそれぞれ表される。
Ｔｂ＝Ｆ’・Ｌ1 …（１）
Ｍｂ＝Ｆ’・Ｌ2 …（２）
Ｆ’は、衝突時、掘削バケット１８に加わる旋回衝撃力を示し、Ｌ1，Ｌ2は掘削バケット１８からブーム１０の基端部までの距離をそれぞれ示す（図１参照）。

より詳しくは、上部旋回体６の旋回トルクＴはブーム１０の基端部に旋回方向への接線力Ｆを発生させるが、この接線力Ｆの作用点が図１中にＺで示されるとき、距離Ｌ1は、ブーム１０の長手方向と上下に直交する方向に関しての作用点Ｚから掘削バケット１８までの距離を示し、距離Ｌ2はブーム１０の長手方向に関しての作用点Ｚから掘削バケット１８までの距離を示す。

ここで、接線力Ｆ、旋回衝撃力Ｆ’及び旋回トルクＴは次式により表される関係を有する。
Ｆ＝Ｔ／Ｌｂ …（３）
Ｆ’＝α・Ｔ／Ｌｂ …（４）
Ｔ＝Ｋ・Ｐ・ｑ …（５）
αは衝撃係数、Ｋは定数を表し、そして、Ｐは旋回油圧モータ６６の前後の圧力差、ｑは旋回油圧モータ６６の１回転当たりの吐出流量（押し退け容積）を表す。

一方、掘削バケット１８に旋回衝撃力Ｆ’が加わっても、スイングポスト２８がその揺動位置に保持されるためには、次式が満たされる必要ある。
Ｆ’・Ｌ3≦Ｆｃ・Ｌｃ …（６）
Ｆｃ＝Ｐｘ・Ａ …（７）
Ｌ3は、スイングポスト２８の揺動中心（枢着ピン３８の軸芯）から旋回衝撃力Ｆ’の作用点までの距離を表し、Ｐｘ，Ａはスイングシリンダ３４の内部圧力及びその受圧面積を表す。

ここで、離間距離Ｌｃは、図１２を参照すれば明らかなように、上部旋回体６に対する作業装置８の姿勢により大きく変化することから、作業装置８の姿勢に拘わらず、上記の（６）式が満たされるには、スイングシリンダ３４の内部圧力Ｐｘを大きく確保しておく必要がある。
このため、従来、スイングシリンダ３４の内部圧力Ｐｘは、油圧回路におけるメイン油圧ポンプ５６の最大吐出圧Ｐｒまで上昇され、それ故、従来の作業装置８には、スイングシリンダ３４が発生する大きな推力Ｆｃに耐え得るだける剛性が要求される。よって、前述したように作業装置８にあっては、その過度なスケールアップや重量の増大を招き、その製造コストの低減を図ることができなかった。

しかしながら、本実施例の場合、スイングシリンダ３４の内部圧力Ｐｘ、即ち、そのリリーフ圧Ｐｓは一義的に決定されるものではない。即ち、前述の説明から既に明らかなように、上部旋回体６が旋回していないか、又は旋回していても、その旋回速度が低い状況にあるとき、リリーフ圧Ｐｓは、リリーフ弁１００のリリーフスプリング１０２により決定される最大リリーフ圧Ｐsmaxに維持され、この最大リリーフ圧Ｐsmaxはメイン油圧ポンプ５６の最大吐出圧Ｐｒよりも低い。

しかも、上部旋回体６の旋回中には、リリーフ圧Ｐｓは旋回操作レバー４６ｍの操作量、つまり、上部旋回体６の旋回速度や、スイングシリンダ３４の作動姿勢及び掘削バケット１８の作業位置に基づいて、最大リリーフ圧Ｐsmaxから減少される。
それ故、スイングシリンダ３４の推力Ｆｃは大きく低減され、作業装置８に要求される剛性を低くすることが可能となり、作業装置８が有していた上述の不具合を解消することができる。

一方、掘削バケット１８に加わる旋回衝撃力Ｆ’が上記の（６）式を満たさない程に大きい場合には、スイングシリンダ３４が伸長又は収縮し、スイングポスト２８を受動的に揺動させる。このようなスイングポスト２８の揺動は旋回衝撃力Ｆ’を吸収するので、作業装置８に過負荷が加わることはなく、作業装置８の損傷を確実に防止することができる。

なお、スイングシリンダ３４の伸縮を制御する揺動方向制御弁７４が中立位置にある状態で、上述した旋回衝撃力Ｆ’に起因してスイングシリンダ３４が伸長又は収縮される際、スイングシリンダ３４の負圧側となる圧力室（３４ａ又は３４ｂ）には対応する側のメイクアップバルブ１０８（図４参照）を通じて作動油が補給され、その圧力室にキャビテーションが発生するようなことはない。

旋回衝撃力Ｆ’に関して詳述すれば、リリーフ圧Ｐｓの制御には前述したように、上部旋回体６の旋回速度（ゲインＧ_ＩＳ）のみならず、スイングシリンダ３４の作動姿勢（離間距離Ｌｃ、ゲインＧ_ＬＣ）や掘削バケット１８の作業位置（離間距離Ｌｂ，ゲインＧ_ＬＢ）、が考慮されているから、万一、掘削バケット１８が障害物に衝突したとしても、ブーム１０の基端部に加わる捻りモーメントＴｂ及び曲げモーメントＭｂの強弱を推測してリリーフ圧Ｐｓを設定でき（図１０参照）、掘削バケット１８が受ける旋回衝撃力Ｆ’を効果的に軽減することができる。

本発明は、上述の第１実施例に制約されるものではなく種々の変形が可能である。
以下、図１３〜図１５を参照しながら、第２〜第４実施例の制御装置及び制御方法について説明する。なお、第２〜第４実施例を説明するにあたり、第１実施例又は既に説明した実施例の要素と同一の機能を発揮する要素には同一の参照符号を付して、それらの説明は省略する。

図１３は第２実施例の油圧回路を示す。
第２実施例の場合、リリーフ装置９６ａ，９６ｂにおけるリリーフ弁１００の制御圧室１０４は、旋回操作レバー４６ｍの対応する側のパイロット弁８４の出力ポートａ，ｂに接続経路１３０ａ，１３０ｂを介して接続されている。それ故、旋回操作レバー４６ｍが操作されたとき、その操作方向に対応する側のパイロット弁８４の出力ポートａ又はｂからは、旋回方向制御弁７２の対応する入力ポートａ又はｂに操作パイロット圧Ｐisが供給される一方、この操作パイロット圧Ｐisは前述した対象リリーフ装置９６（リリーフ弁１００）の制御圧室１０４にも供給される。それ故、ここでは、操作パイロット圧Ｐisが制御圧Ｐixとしても働き、これにより、対象リリーフ装置９６におけるリリーフ弁１００のリリーフ圧Ｐｓは旋回操作レバー４６ｍの操作に応じて減少される。

上述した第２実施例によれば、第１実施例で使用した種々のセンサやコントローラ１１８を使用することなく、リリーフ圧Ｐｓの制御が可能となる。また、旋回操作レバー４６ｍの操作方向と、対象リリーフ装置９６（リリーフ弁１００の制御圧室１０４）とを機械的に対応付けることができるので、制御エラーが発生することもない。
図１４は第３実施例の油圧回路を示す。

第３実施例の油圧回路は、第２実施例の場合と同様な接続経路１３０ａ，１３０ｂを備え、これら接続経路１３０ａ，１３０ｂに第１実施例の減圧弁ユニット１１２、つまり、その電磁比例減圧弁１１４ａ，１１４ｂをそれぞれ介挿し、電磁比例制御弁１１４ａ，１１４ｂの元圧としてパイロット弁８４からの操作パイロット圧Ｐisを使用している。
第３実施例によれば、リリーフ装置９６ａ，９６ｂ（リリーフ弁１００）の制御圧室１０４に供給すべき制御圧Ｐixの元圧として操作パイロット圧Ｐisを使用でき、しかも、制御圧Ｐixは第１実施例の場合と同様に、前述したゲインＧ_ＩＳ，Ｇ_ＬＣ，Ｇ_ＬＢを使用して制御可能である。

図１５は第４実施例の双腕型旋回作業機を示す。
第４実施例の場合、旋回作業機は上部旋回体６の左右に作業装置８_Ｌ，８_Ｒをそれぞれ備えている。これら作業装置８_Ｌ，８_Ｒは、前述した作業装置８と同様な構造をなしているが、それらの先端には掘削バケット１８の代わりに、開閉可能な解体グラップル１３２を有する。この解体グラップル１３２はグラップルシリンダ（図示せず）により開閉される。なお、図１５中、参照符号１３４は運転室を示す。

図１５（ｂ）から明らかなように、作業装置８_Ｌ，８_Ｒはスイングシリンダ３４_Ｌ，３４_Ｒをそれぞれ備え、これらスイングシリンダ３４_Ｌ，３４_Ｒのリリーフ圧Ｐｓは、第１実施例での場合と同様にして制御される。
上述した双腕型旋回作業機の場合、個々の作業装置８_Ｌ，８_Ｒは単腕型の旋回作業機に比べて軽量化が図られており、これは旋回作業機の重量バランスや特異な作業形態に起因する。しかしながら、旋回装置４には、上部旋回体６の慣性力に基づいて決定される旋回出力が要求され、この旋回出力は単腕型の作業機の場合と同等である。

それ故、双腕型旋回作業機の作業装置８_Ｌ，８_Ｒに対し、本発明の制御装置及び制御方法が適用されることで、個々の作業装置８_Ｌ，８_Ｒに要求される剛性や負荷を低減することができる。
一方、双腕型旋回作業機の作業装置８_Ｌ，８_Ｒにはそれらのスイングシリンダ３４_Ｌ，３４_Ｒを伸縮動作させ、作業装置８_Ｌ，８_Ｒの解体用ニブラー１３２を左右に揺動させる作業形態が要求される。このような作業形態は上部旋回体６の旋回操作を伴わないので、スイングシリンダ３４_Ｌ，３４_Ｒのリリーフ圧Ｐｓが不所望に低下されることはなく、スイングシリンダ３４_Ｌ，３４_Ｒの有効な伸縮動作が保証される。

更に、第１実施例の場合、旋回操作レバー４６ｍは電気レバーに置き換えることができ、この電気レバーはその操作方向及び操作量を示す電気的な操作信号をコントローラ１１８に直接に送信する。

旋回作業機としてのミニ油圧ショベルを示した側面図である。 図１のミニ油圧ショベルの平面図である。 図２のミニ油圧ショベルの一部を拡大して示した図である。 第１実施例の制御装置を含む油圧回路図である。 図２のミニ油圧ショベルの作業形態を示し、（ａ）は上部旋回体に対して作業装置が左に揺動した状態、（ｂ）は上部旋回体に対して作業装置が右に揺動した状態をそれぞれ示す。 ゲインＧ_ＩＳを求めるゲインマップを示したグラフである。 制御圧とリリーフ圧との関係を示したグラフである。 ゲインＧ_ＬＣを求めるゲインマップを示したグラフである。 ゲインＧ_ＬＢを求めるゲインマップを示したグラフである。 操作パイロット圧とリリーフ圧との関係を示したグラフである。 リリーフ圧制御ルーチンを示したフローチャートである。 作業装置の揺動形態によりスイングシリンダの作動姿勢が変化することを示し、（ａ）はスイングシリンダが通常状態から収縮した作動姿勢、（ｂ）はスイングシリンダの通常の作動姿勢、（ｃ）はスイングシリンダが通常状態から伸長した作動姿勢をそれぞれ示す。 第２実施例の制御装置を含んだ油圧回路図である。 第３実施例の制御装置を含んだ油圧回路である。 本発明が適用される他の形態の旋回作業機を示し、（ａ）は双腕型旋回作業機を示した側面図、（ｂ）は双腕型旋回作業機の平面図である。

符号の説明

２ 下部走行体
４ 旋回装置
６ 上部旋回体
８ 作業装置
１８ 掘削バケット（作業アタッチメント）
２８ スイングポスト
３４ スイングシリンダ
３４ａ ロッド側圧力室
３４ｂ ボトム側圧力室
４６ｍ 旋回操作レバー
５８ パイロット圧ポンプ（パイロット圧源）
８４ パイロット弁
９６ａ，９６ｂ リリーフ装置
１００ リリーフ弁
１０２ リリーフスプリング
１０４ 制御圧室
１１４ａ，１１４ｂ 電磁比例減圧弁（減圧弁）
１１８ コントローラ
１２０ａ，１２０ｂ 圧力センサ
１２２ ストロークセンサ（検出器）
１２４ ブーム角度センサ（検出器）
１２６ アーム角度センサ（検出器）
１２８ バケット角度センサ（検出器）

Claims (6)

1. 下部走行体と、この下部走行体に旋回可能に設けられ、操作レバーからの操作量により旋回する上部旋回体と、この上部旋回体の前部に支持され、水平面内にて左右に揺動自在なスイングポストと、前記スイングポストを中心とした前記上部旋回体の左右の何れかに配置されて前記上部旋回体と前記スイングポストとを連結し、前記スイングポストを揺動させる複動型のスイングシリンダと、前記スイングポストに起伏可能に支持され、前後及び上下方向に移動可能な作業アタッチメントを有する作業装置とを備えた旋回作業機において、
   前記スイングシリンダに対して作動油の給排をなす油圧経路に設けられ、前記スイングシリンダの両圧力室のリリーフ圧をそれぞれ決定する一対のリリーフ弁と、
   前記一対のリリーフ弁のうち、前記スイングシリンダの配置及び前記上部旋回体の旋回方向により選択されるリリーフ弁のリリーフ圧を前記操作レバーの操作量に応じて低減させる低減手段と
   を具備したことを特徴とする旋回作業機のスイングシリンダ制御装置。
2. 前記各リリーフ弁は、弁体を一方向に付勢するリリーフスプリングと、このリリーフスプリングの付勢方向は逆向きに前記弁体を付勢する制御圧の供給を受ける制御圧室とを含み、
   前記低減手段は、前記選択されたリリーフ弁の前記制御圧室に前記操作レバーの操作量に応じた制御圧を供給し、前記選択されたリリーフ弁のリリーフ圧を低減すること特徴とする請求項１に記載の旋回作業機のスイングシリンダ制御装置。
3. 前記旋回作業機は、
   パイロット圧源と、
   前記パイロット圧源に接続され且つ前記操作レバーにより操作される一対のパイロット弁であって、前記操作レバーの操作方向及び操作量に従い、対応するパイロット弁が作動して前記パイロット圧源の元圧から前記操作量としての操作パイロット圧を発生する、一対のパイロット弁と、
   前記パイロット弁からの前記操作パイロット圧に基づき、前記上部旋回体を所定の方向に旋回させる旋回装置と
   を更に具備し、
   前記低減手段は、
   前記パイロット圧源と前記リリーフ弁の前記制御圧室との間にそれぞれ設けられた減圧弁を含み、
   前記各パイロット弁からの前記操作パイロット圧に基づいて、前記選択されたリリーフ弁側の前記減圧弁を作動させることを特徴とする請求項２に記載の旋回作業機のスイングシリンダ制御装置。
4. 前記低減手段は、前記スイングシリンダの作動姿勢及び前記作業アタッチメントの作業位置を含む作業状況を検出する検出器を更に含み、
   前記検出器にて検出した前記作業状況に基づき、前記減圧弁の作動を補正することを特徴とする請求項３に記載の旋回作業機のスイングシリンダ制御装置。
5. 前記低減手段は、前記パイロット弁と前記リリーフ弁の前記制御圧室とをそれぞれ接続する接続経路を含み、前記パイロット弁からの前記操作パイロット圧を直接前記リリーフ弁の制御室へ作用させることを特徴とする請求項３又は４に記載の旋回作業機のスイングシリンダ制御装置。
6. 前記低減手段は、
   前記パイロット弁と前記リリーフ弁の前記制御圧室とをそれぞれ接続する減圧弁を含み、前記減圧弁の元圧として前記パイロット弁からの前記操作パイロット圧を使用したことを特徴とする請求項３又は４に記載の旋回作業機のスイングシリンダ制御装置。

Images