WO2005031172A1 - 産業機械の油圧制御装置 - Google Patents

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WO2005031172A1
WO2005031172A1 PCT/JP2004/013611 JP2004013611W WO2005031172A1 WO 2005031172 A1 WO2005031172 A1 WO 2005031172A1 JP 2004013611 W JP2004013611 W JP 2004013611W WO 2005031172 A1 WO2005031172 A1 WO 2005031172A1
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PCT/JP2004/013611
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Masanobu Matsumoto
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Mitsubishi Heavy Industries, Ltd.
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    • F15B2211/6306—Electronic controllers using input signals representing a pressure
    • F15B2211/6313—Electronic controllers using input signals representing a pressure the pressure being a load pressure

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic control device for an industrial machine, and more particularly to a hydraulic control device suitable for use in a large cargo handling vehicle such as a reach stat force having a plurality of main hydraulically driven working machines.
  • Patent Document 1 discloses a technique in a hydraulic drive device of a working machine such as a hydraulic shovel, particularly provided with a joining valve for joining hydraulic oils of two hydraulic pumps.
  • the engine 100 is connected to the first and second hydraulic pumps 101, 102 of the variable displacement type driven by the engine 100, and the first hydraulic pump 101.
  • the second directional control valve is connected to the most downstream directional control valve of the group via a center bypass passage 105, and joins the pressure oil of the first hydraulic pump 101 with the pressure oil of the second hydraulic pump 102.
  • a convergence valve 106 for allowing supply to the convergence control valve 104 of the group, a convergence circuit 107 connecting the convergence valve 106 and a supply port of the convergence control valve 104, And a merging factor controller 108 controlled by 104.
  • the merging directional control valve 104 when driving the merging actuator 108, the merging directional control valve 104 is switched to the right position in FIG. 4 by the pilot pressure, and the merging valve 106 is switched to the closed position against the spring force.
  • the hydraulic circuit between the center bypass passage 105 and the tank is blocked. Refused.
  • the hydraulic oil of the second hydraulic pump 102 is supplied to the supply port of the directional control valve 104 for confluence via the hydraulic pressure center bypass passage 105 and the confluence circuit 107 of the first hydraulic pump 101.
  • the combined hydraulic oil of the first hydraulic pump 101 and the second hydraulic pump 102 is supplied from the directional control valve 104 to a merging actuator 108, which operates to break a hydraulic shovel (not shown). Tools (as attachments) are driven to perform rock crushing work.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-295803 (FIG. 5)
  • Patent Document 1 states that in the case of the above-described combined operation, the number of cases in which the corresponding directional control valve 103 completely closes the center binos passage 105 in actual work is small. There is a tendency for a part of the pressure oil of the pump 101 to be supplied, and the merging factor 108 is likely to be driven by a part of the pressure oil of the first hydraulic pump 101 and the pressure oil of the second hydraulic pump 102. ,, Are described.
  • an object of the present invention is to efficiently control a large amount of pressurized oil with a simple hydraulic device configuration.
  • An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an industrial machine that can be controlled.
  • a hydraulic control device for an industrial machine includes a plurality of variable displacement hydraulic pumps driven by a prime mover, and a plurality of these hydraulic pumps and a plurality of hydraulic drive operating machines. And a control valve for controlling the flow rate and the direction of the pressure oil supplied to the hydraulically driven working machine, each of which is interposed in the middle of the plurality of main hydraulic circuits.
  • a merging circuit for merging pressure oil of the plurality of main hydraulic circuits with a main hydraulic circuit located upstream of each control valve in accordance with operating conditions of the hydraulically driven working machine. It is characterized by the provision of a merging block that constitutes
  • hydraulic oil from a discharge (rod side) port of the hydraulically driven working machine is supplied to a main hydraulic (cylinder drive) circuit between each of the control valves and the hydraulically driven working machine corresponding to the control valve. It is preferable to provide a differential circuit block for returning to the supply (head side) port of the hydraulic drive working machine, and to return the pressure oil when the pressure oil joins.
  • each of the hydraulic pumps is configured to be load-sensitive, and when these hydraulic pumps and the control valve corresponding to the hydraulic pumps are connected by load pressure (load sensing pressure) circuits, respectively. It is suitable.
  • the hydraulic drive working machine is a tilt cylinder and a telescopic cylinder in a telescopic boom of reach stat force, and when the two cylinders are operated in a combined manner, the confluence block causes the hydraulic oil and load of the main hydraulic circuits of the plurality of systems to be combined. It is preferable from the viewpoint of system efficiency to combine the load pressure of the pressure circuit and the load pressure simultaneously.
  • the pressure oil of the plurality of main hydraulic circuits is reduced when the load pressure is smaller than when the machine is loaded, and when the hydraulically-driven working machine is combinedly operated when there is no load.
  • the high-pressure operation with no load can be realized by efficiently controlling a large amount of hydraulic oil.
  • the present invention since the present invention has a configuration in which only the merging block is provided in the main hydraulic circuit positioned upstream of each control valve, the desired function can be achieved with a simple hydraulic device configuration.
  • FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of reach statistic force showing an embodiment of a hydraulic control device for an industrial machine.
  • FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing different states of operation.
  • FIG. 3 is a side view of the reach stat force.
  • FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram showing a conventional example.
  • FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a reach stat force showing an embodiment of a hydraulic control device of an industrial machine
  • FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing different operation states
  • FIG. 3 is a side view of a reach stat force. .
  • the reach boom 6 is raised and lowered via a tower 5 on a chassis 4 having a pair of front wheels 1 and rear wheels 2 and capable of traveling by an engine (motor) 3. It is supported as much as possible.
  • a spreader 7 capable of holding a long container or the like is hung.
  • the telescopic boom 6 is raised and lowered by two tilt cylinders (hydraulic drive working machines) 8 provided as a pair between the chassis 4 and the outer boom 6b, and the inner boom 6a and the upper boom 6b
  • the telescopic cylinder (hydraulic drive working machine) 9 provided between them performs the stretching operation.
  • a cabinet 11 is provided on the chassis 4 via a pair of left and right rails 10. It is slidably provided in the direction.
  • the two tilt cylinders 8 are mainly connected to a first hydraulic pump 20 of a variable displacement type driven by the engine 3. It is connected via a hydraulic (cylinder drive) circuit 21, and pressurized oil from the first hydraulic pump 20 is supplied and discharged by an up / down control valve (device) 22 provided in the middle of the main hydraulic circuit 21. It expands and contracts by doing.
  • the one telescopic cylinder 9 is connected via a main hydraulic (cylinder drive) circuit 24 to a variable displacement type second hydraulic pump 23 which is also driven by the engine 3.
  • the pressure oil from the second hydraulic pump 23 is supplied and discharged by the expansion / contraction control valve (device) 25 interposed in the middle, so that the expansion / contraction operation is performed.
  • the undulating control valve (device) 22 is an electromagnetic proportional valve 26a for controlling the flow rate and the direction of the pressure oil supplied to the tilt cylinder 8, and a pressure (a) provided in a passage before the electromagnetic proportional valve 26a. It has a pressure compensating valve 27a that keeps a constant flow rate even if the load changes, and a pressure control valve 28a provided in a passage leading to the tank 29.
  • the expansion / contraction control valve (device) 25 includes an electromagnetic proportional valve 26b for controlling the flow rate and direction of the pressure oil supplied to the telescopic cylinder 9, and a pressure (load) provided in a passage before the electromagnetic proportional valve 26b. ) Is provided with a pressure compensating valve 27b that always maintains a constant flow rate even when the pressure changes, and a pressure control valve 28b provided in a passage leading to the tank 29.
  • the tilt control of the first hydraulic pump 20 and the second hydraulic pump 23 is of a load-sensitive type, and the hydraulic pumps 20, 23 and the electromagnetic proportional valves 26 a, 26b are connected by load pressure circuits 30, 31.
  • 32 and 33 are check valves.
  • the main hydraulic circuits 21, 24 and the load pressure circuits 30, 31 located upstream of the control valves 22, 25 are provided in the main hydraulic circuits 21, 24 and the load pressure circuits 30, 31 in accordance with the operating conditions of the tilt cylinder 8 and the telescopic cylinder 9.
  • a merging block which forms a merging circuit for merging the hydraulic oil of the main hydraulic circuits 21 and 24 with the load pressure of the load pressure circuits 30 and 31. That is, an independent electromagnetic switching valve 35 is provided in a passage connecting the two main hydraulic circuits 21, 24, and an independent electromagnetic switching valve 35 is provided in the passage connecting the two load pressure circuits 30, 31. Is provided.
  • the main hydraulic circuits 21 and 24 between the control valves 22 and 25 and the tilt cylinder 8 and the telescopic cylinder 9 have discharges (ports) when the tilt cylinder 8 and the telescopic cylinder 9 extend.
  • the differential circuit blocks 37 and 38 are provided to recirculate the pressure oil from the (head side) port to the supply (head side) port during extension. That is, electromagnetic switching valves 39a, 39b which can be opened at a predetermined extension are provided in a bypass passage connecting the head side passages 21a, 24a of the main hydraulic circuits 21, 24 and the mouth side passages 21b, 24b.
  • Electromagnetic switching valves 40a, 40b that can be closed at a predetermined extension are provided in rod-side passages 21b, 24b on the control valves 22, 25 side from the branch point of the bypass passage.
  • the electromagnetic proportional valves 26a, 26 merge with the independent electromagnetic switching valves 35, 36 and the electromagnetic switching valves 39a, 39b, 40a, 40b are driven and controlled by a work equipment controller (ECU) not shown.
  • ECU work equipment controller
  • the working machine controller includes a joystick (not shown) operated by an operator in the cabinet 11, a hydraulic sensor (not shown) built in the tilt cylinder 8 and the telescopic cylinder 9, and the like.
  • a joystick not shown
  • the two main hydraulic circuits 21 , 24 and the load pressure circuit 30, 31 are controlled simultaneously so that the tilt cylinder 8 or telescopic cylinder 9, which requires a large amount of pressure oil, is extended when the pressure oil is extended.
  • the differential circuit block 37 or 38 is controlled so that the pressure oil on the pressure side is returned to the head side, so that high-speed operation at no-load of reach stat force can be realized. It is! /, Ru.
  • the two main hydraulic circuits 21 and 24 The merging block 34 is controlled so that the pressure oil and the load pressure of the load pressure circuits 30 and 31 are not combined and the system becomes a single system, thereby achieving the load-sensitive operation of the reach stat force under load.
  • the hydraulic oil of the first hydraulic pump 20 is supplied to the rod side of the tilt cylinder 8 by the main hydraulic circuit.
  • the fluid is supplied to the specified flow rate by the electromagnetic proportional valve 26a without being merged with the pressure oil of the second hydraulic pump 23 through the passage 21.
  • the discharge amount of the first hydraulic pump 20 is variable according to the load pressure of the load pressure circuit 30, and efficient control is performed.
  • the differential circuit block 37 does not function.
  • the electromagnetic proportional valve 26a of the up / down control valve 22 The position is switched to the position, and the merging 'independent electromagnetic switching valves 35 and 36 of the merging block 34 are both closed. Further, the electromagnetic switching valve 39a of the differential circuit block 37 is closed, while the electromagnetic switching valve 40a is opened.
  • the hydraulic oil of the first hydraulic pump 20 passes through the main hydraulic circuit 21 and does not merge with the hydraulic oil of the second hydraulic pump 23 on the head side of the tilt cylinder 8, and the electromagnetic proportional valve 26 a It is supplied to the specified flow rate.
  • the discharge amount of the first hydraulic pump 20 is variable according to the load pressure of the load pressure circuit 30, and efficient control is performed.
  • the differential circuit block 37 does not function.
  • the pressure oil of the second hydraulic pump 23 merges with the pressure oil of the first hydraulic pump 20 via the independent electromagnetic switching valve 35 on the head side of the tilt cylinder 8, and the electromagnetic proportional valve
  • the large flow pressure oil required by 26a is supplied. That is, in the initial stage of the vertical rise of the telescopic boom 6, the tilt cylinder 8 has a larger load than the telescopic cylinder 9 and requires a large amount of hydraulic oil, but the flow rate corresponding to this is adjusted by the first hydraulic pump 20 and the second hydraulic pump. 23 can also be supplied by functioning as one pump.
  • the differential circuit block 37 also functions, and the pressure oil on the rod side of the tilt cylinder 8 does not return to the tank 29 side but returns to the head side via the electromagnetic switching valve 39a. Supplied The flow rate of pressurized oil to be increased increases, and a higher speed operation is realized. Also, at this time, the same load pressure acts on the first hydraulic pump 20 and the second hydraulic pump 23 through the independent electromagnetic switching valve 36, and the discharge amount is variable according to this load pressure, so that the efficiency is improved. Good control is performed.
  • the telescopic cylinder 9 has the same operation as the tilt cylinder 8, the description is omitted. Further, in the above embodiment, the differential circuit blocks 37 and 38 need not be particularly provided, and the first and second hydraulic pumps 20 and 23 do not need to directly respond to the load pressure in the load pressure circuits 30 and 31 in particular. Is also good.
  • the hydraulic control device for an industrial machine can be applied not only to a large cargo handling vehicle such as a reach stat force but also to an industrial (transport) machine such as a crane.

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Abstract

　シンプルな油圧機器構成で大流量の圧油を効率よく制御することができる産業機械の油圧制御装置を提供する。そのために、リーチスタッカのエンジン（３）により駆動される可変容量形の第１及び第２油圧ポンプ（２０，２３）と、これら油圧ポンプと同油圧ポンプに対応するチルトシリンダ（８）及びテレスコピックシリンダ（９）とを結ぶ２系統の主油圧回路（２１，２４）と、前記２系統の主油圧回路途中にそれぞれ介装されて前記チルトシリンダ（８）及びテレスコピックシリンダ（９）に供給する圧油の流量及び方向を制御する起伏用制御弁（２２）及び伸縮用制御弁（２５）と、を備えたリーチスタッカの油圧制御装置において、前記両制御弁（２２，２５）の上流側に位置した主油圧回路に、前記チルトシリンダ（８）及びテレスコピックシリンダ（９）の作動条件に応じて、前記２系統の主油圧回路（２１，２４）の圧油を合流させる合流回路を構成する合流ブロック（３４）を設けた。                                                                                 

Description

明 細 書
産業機械の油圧制御装置
技術分野
[0001] 本発明は、産業機械の油圧制御装置に係り、主たる油圧駆動作業機を複数有する リーチスタツ力等大型荷役車両に用いて好適な油圧制御装置に関する。
背景技術
[0002] 伸縮ブームの先端にスプレッダを吊持してなるリーチスタツ力は、伸縮ブームを伸縮 させるテレスコピックシリンダと伸縮ブームを起伏させるチルトシリンダとの 2つの主た る油圧駆動作業機を有し、その油圧回路も伸縮用と起伏用の 2系統で構成され、作 業速度により各々大流量の圧油が要求される。このため、スプレッダの垂直上昇作業 時 (リーチスタツ力の無負荷時における）等には、各系統に大流量の圧油を供給し得 る固定ポンプが必要となると 、う問題点があった。
[0003] また、特許文献 1では、油圧ショベル等の作業機械の油圧駆動装置において、特 に 2つの油圧ポンプの圧油を合流させる合流弁を備えた技術が開示されている。
[0004] 即ち、図 4に示すように、エンジン 100と、このエンジン 100により駆動される可変容 量形の第 1油圧ポンプ 101,第 2油圧ポンプ 102と、前記第 1油圧ポンプ 101に接続 されるセンタバイパス形の第 1方向制御弁 103群と、前記第 2油圧ポンプ 102に接続 され合流用方向制御弁 104を含むセンタバイパス形の第 2方向制御弁群と、前記第 1方向制御弁 103群の最下流の方向制御弁にセンタバイパス通路 105を介して接続 され、前記第 1油圧ポンプ 101の圧油を、前記第 2油圧ポンプ 102の圧油に合流させ て、前記第 2方向制御弁群の前記合流用方向制御弁 104に供給可能にする合流弁 106と、この合流弁 106と前記合流用方向制御弁 104の供給ポートとを連絡する合 流回路 107と、前記合流用方向制御弁 104によって制御される合流用ァクチユエ一 タ 108とを備える。
[0005] これによれば、合流用ァクチユエータ 108の駆動に際し、パイロット圧により合流用 方向制御弁 104が図 4の右位置に切り換えられると共に、合流弁 106がばね力に抗 して閉位置に切り換えられると、センタバイパス通路 105とタンク側との油圧回路が遮 断される。従って、第 1油圧ポンプ 101の圧油力 センタバイパス通路 105、合流回 路 107を介して、合流用方向制御弁 104の供給ポートに第 2油圧ポンプ 102の圧油 に合流して供給される。第 1油圧ポンプ 101、第 2油圧ポンプ 102の合流された圧油 は、合流用方向制御弁 104から合流用ァクチユエータ 108に供給され、この合流用 ァクチユエータ 108が作動して、図示しない油圧ショベルの破砕具（アタッチメントとし ての）が駆動し、岩石の破砕作業等が実施される。
特許文献 1：特開 2001— 295803号公報（図 5)
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0006] ところが、特許文献 1の油圧駆動装置にあっては、前記破砕具と図示しないアーム やブームとの複合操作の実施などのために、例えば第 1方向制御弁 103群に含まれ る該当する方向制御弁も併せて切換操作されたときには、第 1油圧ポンプ 101の圧 油は該当する方向制御弁 103に供給され、油圧回路上は該当する方向制御弁 103 によりセンタバイパス通路 105が遮断されるので、第 1油圧ポンプ 101の圧油が合流 回路 107に供給されることはない。つまり、第 1油圧ポンプ 101の圧油が第 2油圧ボン プ 102の圧油に合流して合流用ァクチユエータ 108に供給されることはないのである
[0007] 特許文献 1には、前記のような複合操作の場合、実作業においては該当する方向 制御弁 103がセンタバイノス通路 105を完全に閉じるケースは少なぐしたがって、 合流回路 107にも第 1油圧ポンプ 101の圧油の一部が供給される傾向にあり、合流 用ァクチユエータ 108は、第 1油圧ポンプ 101の圧油の一部と第 2油圧ポンプ 102の 圧油とによって駆動される状況となりやす 、、と記載されて 、る。
[0008] ところが、前記のような複合操作の場合、該当する方向制御弁 103のセンタバイパ ス通路 105が必然的に絞られることから、第 1油圧ポンプ 101から供給される圧油の 流量には自ずと限界があり、合流用ァクチユエータ 108に大流量の圧油（換言すれ ば高速動作）が要求される場合には十分に対応することができないという欠点があつ た。
[0009] そこで、本発明の目的は、シンプルな油圧機器構成で大流量の圧油を効率よく制 御することができる産業機械の油圧制御装置を提供することにある。
課題を解決するための手段
[0010] 前記目的を達成するための本発明に係る産業機械の油圧制御装置は、原動機に より駆動される可変容量形の複数の油圧ポンプと、これら油圧ポンプと複数の油圧駆 動作業機とをそれぞれ結ぶ複数系統の主油圧回路と、前記複数系統の主油圧回路 途中にそれぞれ介装されて前記油圧駆動作業機に供給する圧油の流量及び方向 を制御する制御弁と、を備えた産業機械の油圧制御装置において、前記各制御弁 の上流側に位置した主油圧回路に、前記油圧駆動作業機の作動条件に応じて、前 記複数系統の主油圧回路の圧油を合流させる合流回路を構成する合流ブロックを 設けたことを特徴とする。
[0011] また、前記各制御弁と同制御弁にそれぞれ対応する前記油圧駆動作業機との間の 主油圧 (シリンダ駆動）回路に油圧駆動作業機の排出（ロッド側)ポートからの圧油を 油圧駆動作業機の供給 (ヘッド側)ポートへ還流させる差動回路ブロックを設け、当 該圧油を前記圧油の合流時に還流させると好適である。
[0012] また、前記各油圧ポンプの傾転制御は負荷感応形で構成され、これら油圧ポンプ と同油圧ポンプに対応する前記制御弁とを負荷圧 (ロードセンシング圧）回路でそれ ぞれ接続すると好適である。
[0013] また、前記油圧駆動作業機は、リーチスタツ力の伸縮ブームにおけるチルトシリンダ とテレスコピックシリンダであり、これら両シリンダの複合操作時に、前記合流ブロック により前記複数系統の主油圧回路の圧油と負荷圧回路の負荷圧とを同時に合流さ せるとシステム効率上好適である。
発明の効果
[0014] 前記構成の本発明によれば、機械の負荷時に比べ負荷圧の小さ!/、無負荷時にお ける油圧駆動作業機の複合操作時等において、複数系統の主油圧回路の圧油を合 流して、複数の油圧ポンプをあた力も 1ポンプとして利用することで、大流量の圧油を 効率よく制御して無負荷時の高速動作を実現することができる。また、本発明は、各 制御弁の上流側に位置した主油圧回路に合流ブロックを設けるだけの構成であるの で、シンプルな油圧機器構成で所期の機能を達成することができる。 図面の簡単な説明
[0015] [図 1]産業機械の油圧制御装置の一実施例を示すリーチスタツ力の油圧回路図であ る。
[図 2]同じく異なった作用状態を示す油圧回路図である。
[図 3]同じくリーチスタツ力の側面図である。
[図 4]従来例を示す油圧回路図である。
[0016] 符号の説明 1 前輪、 2 後輪、 3 エンジン、 4 車台、 5 タワー、 6 伸縮ブーム、 7 スプレッダ、 8 チルトシリンダ、 9 テレスコピックシリンダ、 10 レール、 11 キヤブ 、 20 第 1油圧ポンプ、 21 主油圧回路、 22 起伏用制御弁、 23 第 2油圧ポンプ、 24 主油圧回路、 25 伸縮用制御弁、 26a, 26b 電磁比例弁、 27a, 27b 圧力補 償弁、 28a, 28b 圧力制御弁、 29 タンク、 30, 31 負荷圧回路、 32, 33 逆止弁 、 34 合流ブロック、 35, 36 合流'独立電磁切換弁、 37, 38 差動回路ブロック、 3 9a, 39b 電磁切換弁、 40a, 40b 電磁切換弁。
発明を実施するための最良の形態
[0017] 以下、本発明に係る産業機械の油圧制御装置を実施例により図面を用いて詳細に 説明する。
実施例
[0018] 図 1は産業機械の油圧制御装置の一実施例を示すリーチスタツ力の油圧回路図、 図 2は同じく異なった作用状態を示す油圧回路図、図 3はリーチスタツ力の側面図で める。
[0019] 図 3に示すように、リーチスタツ力は、一対の前輪 1及び後輪 2を備えてエンジン (原 動機） 3により走行可能な車台 4上に、タワー 5を介して伸縮ブーム 6が起伏可能に支 持されてなる。そして、伸縮ブーム 6のインナブーム 6a先端には長尺コンテナ等を保 持し得るスプレッダ 7が吊持される。
[0020] 前記伸縮ブーム 6は、車台 4とァウタブーム 6bとの間に対で設けられた 2本のチルト シリンダ (油圧駆動作業機) 8により起伏動作すると共に、インナブーム 6aとァゥタブ ーム 6bとの間に設けられた 1本のテレスコピックシリンダ (油圧駆動作業機） 9により伸 縮動作する。また、前記車台 4上には左右一対のレール 10を介してキヤブ 11が前後 方向にスライド可能に設けられる。
[0021] 図 1に示すように、前記 2本のチルトシリンダ 8 (図中では、便宜上 1本のみ図示して いる）は、エンジン 3に駆動される可変容量形の第 1油圧ポンプ 20に主油圧 (シリンダ 駆動）回路 21を介して接続され、この主油圧回路 21の途中に介装された起伏用制 御弁 (装置） 22により前記第 1油圧ポンプ 20からの圧油が給，排されることで伸縮作 動する。また、前記 1本のテレスコピックシリンダ 9は、同じくエンジン 3に駆動される可 変容量形の第 2油圧ポンプ 23に主油圧 (シリンダ駆動）回路 24を介して接続され、こ の主油圧回路 24の途中に介装された伸縮用制御弁 (装置) 25により前記第 2油圧ポ ンプ 23からの圧油が給，排されることで伸縮作動する。
[0022] 前記起伏用制御弁 (装置） 22は、チルトシリンダ 8に供給する圧油の流量及び方向 を制御する電磁比例弁 26aと、この電磁比例弁 26aの手前の通路に設けられて圧力 (負荷）が変わっても常に一定の流量を保つ圧力補償弁 27aと、タンク 29に通じる通 路に設けられた圧力制御弁 28aとを備える。また、前記伸縮用制御弁 (装置) 25は、 テレスコピックシリンダ 9に供給する圧油の流量及び方向を制御する電磁比例弁 26b と、この電磁比例弁 26bの手前の通路に設けられて圧力（負荷)が変わっても常に一 定の流量を保つ圧力補償弁 27bと、タンク 29に通じる通路に設けられた圧力制御弁 28bとを備える。
[0023] 前記第 1油圧ポンプ 20と第 2油圧ポンプ 23の傾転制御は負荷感応形で構成され、 これら油圧ポンプ 20, 23と同油圧ポンプ 20, 23にそれぞれ対応する電磁比例弁 26 a, 26bとが負荷圧回路 30, 31で接続されている。図 1中 32, 33は逆止弁である。
[0024] 前記両制御弁 22, 25の上流側に位置した主油圧回路 21, 24と負荷圧回路 30, 3 1には、前記チルトシリンダ 8とテレスコピックシリンダ 9の作動条件に応じて、前記 2系 統の主油圧回路 21, 24の圧油と負荷圧回路 30, 31の負荷圧を合流させる合流回 路を構成する合流ブロック 34が設けられる。即ち、前記 2系統の主油圧回路 21, 24 を結ぶ通路に合流，独立電磁切換弁 35が設けられると共に、前記 2系統の負荷圧回 路 30, 31を結ぶ通路に合流'独立電磁切換弁 36が設けられるのである。
[0025] 前記両制御弁 22, 25とチルトシリンダ 8及びテレスコピックシリンダ 9との間の主油 圧回路 21 , 24には、チルトシリンダ 8及びテレスコピックシリンダ 9の伸長時の排出（口 ッド側）ポートからの圧油を伸長時の供給 (ヘッド側）ポートへ還流させる差動回路ブ ロック 37, 38が設けられる。即ち、主油圧回路 21, 24のヘッド側通路 21a, 24aと口 ッド側通路 21b, 24bとを結ぶバイパス通路に所定の伸長時に開弁し得る電磁切換 弁 39a, 39bが設けられると共に、前記バイパス通路の分岐点より制御弁 22, 25側 のロッド側通路 21b, 24bに所定の伸長時に閉弁し得る電磁切換弁 40a, 40bが設 けられるのである。
[0026] 前記電磁比例弁 26a, 26と合流 ·独立電磁切換弁 35, 36と電磁切換弁 39a, 39b , 40a, 40bは、図示しない作業機用コントローラ (ECU)により駆動制御される。
[0027] そして、作業機用コントローラは、キヤブ 11内でオペレータに操作されるジョイスティ ック（図示せず)ゃチルトシリンダ 8及びテレスコピックシリンダ 9に内蔵された油圧セン サ（図示せず)等からの入力信号により、例えばチルトシリンダ 8及びテレスコピックシ リンダ 9のリーチスタツ力の無負荷時 (スプレッダ 7が長尺コンテナ等を保持していない 時）における複合操作時に、前記 2系統の主油圧回路 21 , 24の圧油と負荷圧回路 3 0, 31の負荷圧を同時に合流させるよう合流ブロック 34を制御すると共に、大流量の 圧油が要求されるチルトシリンダ 8又はテレスコピックシリンダ 9の伸長時におけるロッ ド側の圧油をヘッド側に還流させるよう差動回路ブロック 37又は 38を制御し、リーチ スタツ力の無負荷時高速動作を実現し得るようになって!/、る。
[0028] 一方、チルトシリンダ 8及びテレスコピックシリンダ 9のリーチスタツ力の負荷時 (スプ レッダ 7が長尺コンテナ等を保持している時）における複合操作時には、前記 2系統 の主油圧回路 21, 24の圧油と負荷圧回路 30, 31の負荷圧を合流させないで単独 2 系統となるよう合流ブロック 34を制御し、リーチスタツ力の負荷時負荷感応動作を実 現し得るようになつている。
[0029] 図 2により、具体的に説明すると、先ず、リーチスタツ力の負荷状態にかかわらずチ ルトシリンダ 8の収縮時 (単独操作時）は、図 2の（a)に示すように、起伏用制御弁 22 の電磁比例弁 26aは図中右位置に切り換わると共に、合流ブロック 34の合流 '独立 電磁切換弁 35, 36はともに閉弁される。また、差動回路ブロック 37の電磁切換弁 39 aは閉弁される一方電磁切換弁 40aは開弁される。
[0030] これにより、チルトシリンダ 8のロッド側には、第 1油圧ポンプ 20の圧油が主油圧回 路 21を通り、第 2油圧ポンプ 23の圧油と合流されないで、電磁比例弁 26aにより所 定流量宛て供給される。この際、第 1油圧ポンプ 20は負荷圧回路 30の負荷圧に応じ て吐出量が可変となり、効率のよい制御が行われる。また、差動回路ブロック 37は機 能しない。
[0031] 次に、リーチスタツ力の負荷時におけるチルトシリンダ 8の伸長時 (単独操作時）は、 図 2の（b)に示すように、起伏用制御弁 22の電磁比例弁 26aは図中左位置に切り換 わると共に、合流ブロック 34の合流'独立電磁切換弁 35, 36はともに閉弁される。ま た、差動回路ブロック 37の電磁切換弁 39aは閉弁される一方電磁切換弁 40aは開 弁される。
[0032] これにより、チルトシリンダ 8のヘッド側には、第 1油圧ポンプ 20の圧油が主油圧回 路 21を通り、第 2油圧ポンプ 23の圧油と合流されないで、電磁比例弁 26aにより所 定流量宛て供給される。この際、第 1油圧ポンプ 20は負荷圧回路 30の負荷圧に応じ て吐出量が可変となり、効率のよい制御が行われる。また、差動回路ブロック 37は機 能しない。
[0033] 次に、リーチスタツ力の負荷時に比べ負荷圧の小さい無負荷時におけるチルトシリ ンダ 8の伸長時 (伸縮ブーム 6が垂直上昇するテレスコピックシリンダ 9との複合操作 時）は、図 2の（c)に示すように、起伏用制御弁 22の電磁比例弁 26aは図中左位置 に切り換わると共に、合流ブロック 34の合流 '独立電磁切換弁 35, 36はともに開弁さ れる。また、差動回路ブロック 37の電磁切換弁 39aは開弁される一方電磁切換弁 40 aは閉弁される。
[0034] これにより、チルトシリンダ 8のヘッド側には、第 1油圧ポンプ 20の圧油に第 2油圧ポ ンプ 23の圧油が合流'独立電磁切換弁 35を介して合流し、電磁比例弁 26aにより要 求される大流量の圧油が供給される。即ち、伸縮ブーム 6の垂直上昇初期はテレスコ ピックシリンダ 9よりチルトシリンダ 8の方が負荷が大きく大流量の圧油を必要とするが 、これに見合う流量を第 1油圧ポンプ 20と第 2油圧ポンプ 23とをあた力も 1ポンプとし て機能させて供給することができるのである。
[0035] 上記の際、差動回路ブロック 37も機能し、チルトシリンダ 8のロッド側の圧油がタンク 29側に戻らず、電磁切換弁 39aを介してヘッド側に還流するので、ヘッド側に供給さ れる圧油の流量が増加し、より一層高速動作が実現される。また、この際、第 1油圧 ポンプ 20と第 2油圧ポンプ 23には合流 '独立電磁切換弁 36を介して同じ負荷圧が 作用し、この負荷圧に応じて吐出量が可変となるので、効率のよい制御が行われる。
[0036] 尚、テレスコピックシリンダ 9においても、チルトシリンダ 8と同様の作用を奏すること は自明であるので、説明は省略する。また、上記実施例において、差動回路ブロック 37, 38は特に無くても良いし、第 1及び第 2油圧ポンプ 20, 23は特に負荷圧回路 3 0, 31で負荷圧に直接応動させなくても良い。
産業上の利用可能性
[0037] 本発明に係る産業機械の油圧制御装置は、リーチスタツ力等大型荷役車両に限ら ず、クレーン等の産業 (運搬)機械にも適用することができる。

Claims

請求の範囲
[1] 原動機により駆動される可変容量形の複数の油圧ポンプと、
これら油圧ポンプと複数の油圧駆動作業機とをそれぞれ結ぶ複数系統の主油圧回 路と、
前記複数系統の主油圧回路途中にそれぞれ介装されて前記油圧駆動作業機に 供給する圧油の流量及び方向を制御する制御弁と、
を備えた産業機械の油圧制御装置において、
前記各制御弁の上流側に位置した主油圧回路に、前記油圧駆動作業機の作動条 件に応じて、前記複数系統の主油圧回路の圧油を合流させる合流回路を構成する 合流ブロックを設けたことを特徴とする産業機械の油圧制御装置。
[2] 前記各制御弁と同制御弁にそれぞれ対応する前記油圧駆動作業機との間の主油 圧回路に油圧駆動作業機の排出ポートからの圧油を油圧駆動作業機の供給ポート へ還流させる差動回路ブロックを設け、当該圧油を前記圧油の合流時に還流させる ことを特徴とする請求項 1記載の産業機械の油圧制御装置。
[3] 前記各油圧ポンプの傾転制御は負荷感応形で構成され、これら油圧ポンプと同油 圧ポンプに対応する前記制御弁とを負荷圧回路でそれぞれ接続したことを特徴とす る請求項 1又は 2記載の産業機械の油圧制御装置。
[4] 前記油圧駆動作業機は、リーチスタツ力の伸縮ブームにおけるチルトシリンダとテレ スコピックシリンダであり、これら両シリンダの複合操作時に、前記合流ブロックにより 前記複数系統の主油圧回路の圧油と負荷圧回路の負荷圧とを同時に合流させるこ とを特徴とする請求項 1, 2又は 3記載の産業機械の油圧制御装置。
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