CN103765016A - 液压控制装置及液压控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种液压控制装置及液压控制方法。在液压驱动器经由中位封闭型方向切换阀连接于液压泵并且能够按照操作部件的操作量改变所述方向切换阀的位置的施工机械中，本发明的液压控制装置对所述液压泵进行控制，其特征在于，具备：假想负控压计算机构，根据操作部件的操作量和所述液压泵的吐出压，计算假想负控系统时的假想负控压；以及控制指令值计算机构，根据假想负控压，计算对所述液压泵的控制指令值。

Description

液压控制装置及液压控制方法

技术领域

本发明涉及一种在液压驱动器经由中位封闭型方向切换阀连接于液压泵并且能够按照操作部件的操作量改变方向切换阀的位置的施工机械中，对液压泵进行控制的液压控制装置及液压控制方法。

背景技术

一直以来，已知有代替一般的泄放控制的可变容量泵的控制方法，所述一般的泄放控制中，通过按照控制阀的操作量改变泄放流量，由此来控制液压驱动器的速度，所述可变容量泵的控制方法中，使用中位封闭型控制阀，另一方面，对控制阀设定假想的泄放开口，并按照操作量改变该假想泄放开口的面积(假想泄放开口面积)（例如，参考专利文献1）。该控制方法中，利用假想泄放开口面积和基于其的假想泄放量来计算所需的泵吐出压力，并执行泵控制以实现该泵吐出压力。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开平10-47306号公报

发明的概要

发明要解决的技术课题

然而，上述的专利文献1所述的技术中，仅仅是设定假想的泄放开口，而没有假想负控节流器，因此不能假想地再现负控系统。如一般所知，负控系统在负荷较高的情况下液压驱动器的速度成为低速，而在负荷较低的情况下液压驱动器的速度成为高速，在这一点上符合人的惯性。

因此，本发明的目的在于提供一种在液压驱动器经由中位封闭型方向切换阀连接于泵的施工机械用的液压回路中能够假想地再现负控系统的液压控制装置及液压控制方法。

用于解决技术课题的手段

为了实现上述的目的，根据本发明的一方面提供一种液压控制装置，在液压驱动器经由中位封闭型方向切换阀连接于液压泵并且按照操作部件的操作量可改变所述方向切换阀的位置的施工机械中，所述液压控制装置对所述液压泵进行控制，其特征在于，具备：

假想负控压计算机构，根据所述操作部件的操作量和所述液压泵的吐出压，计算假想负控系统时的假想负控压；以及

控制指令值计算机构，根据所述假想负控压，计算对所述液压泵的控制指令值。

发明效果

根据本发明，在液压驱动器经由中位封闭型方向切换阀连接于泵的施工机械用的液压回路中能够假想地再现负控系统。

附图说明

图1是表示本发明所涉及的施工机械1的结构例的图。

图2是表示基于本发明的一实施例的液压控制系统60的回路图。

图3是中位全开型（负控）系统中使用的方向切换阀的概要图。

图4是通过本实施例的控制器10实现的假想泄放系统中再现的负控系统的块图。

图5是表示假想方向切换阀及方向切换阀的特性的一例的图。

图6是表示通过本实施例的控制器10实现的假想泄放系统的一例的控制块图。

图7是表示假想泄放系统中再现的负控系统的一例的概要的图。

图8是表示假想负控压-流量表及开口面积-流量表的各一例的图。

图9是表示通过本实施例的控制器10实现的假想泄放系统的另一例的控制块图。

图10是表示通过本实施例的控制器10实现的泵吐出压校正系数K_μ的计算方法的一例的流程图。

图11是与图10有关联的泵吐出压校正系数K_μ的计算块图。

图12是表示通过本实施例的控制器10实现的泵吐出指令校正系数K_Q的计算方法的一例的流程图。

图13是与图12有关联的泵吐出指令校正系数K_Q的计算块图。

具体实施方式

以下，参考附图对用于实施本发明的最佳方式进行说明。

图1是表示本发明所涉及的施工机械1的结构例的图。施工机械1为如液压挖土机、叉车、起重机等搭载有人进行操作的液压系统的机械。在图1中，施工机械1在履带式下部行走体2之上经由回转机构以X轴为中心回转自如地搭载有上部回转体3。并且，上部回转体3在前方中央部具备由动臂4、斗杆5及铲斗6、以及分别对它们进行驱动的作为液压驱动器的动臂缸7、斗杆缸8及铲斗缸9构成的挖掘装置。挖掘装置可以为轧碎机和破碎机等其他装置。

图2是表示基于本发明的一实施例的液压控制系统60的回路图。液压控制系统60包含每次旋转时的吐出量（cc／rev）可变的可变容量型液压泵11。液压泵11连接于引擎17，通过引擎17旋转驱动。液压泵11经由供给管路13及中位封闭型方向切换阀（控制阀）20、22、24而与动臂缸7、斗杆缸8及铲斗缸9并联连接（液压驱动器的一例）。并且，在与油箱T相连的返回管路14上经由方向切换阀20、22、24并联连接有动臂缸7、斗杆缸8及铲斗缸9。液压泵11被调节装置12控制。另外，方向切换阀20、22、24可以为通过液压而被位置控制的类型，也可以为如图所示的通过来自控制器10的电信号（驱动信号）而被位置控制的类型。

另外，液压控制系统60可以包含如行走用液压马达和回转用液压马达那样的其他的液压驱动器。并且，液压控制系统60所包含的液压驱动器的个数，在图2所示的例子中为3个，但也可以为包括1个在内的任意个数。

自液压泵11的供给管路13上设置有检测液压泵11的吐出压（泵吐出压）的液压传感器30。液压传感器30可以向控制器10输入与泵吐出压对应的电信号。

在供给管路13上设置有卸荷阀18。卸荷阀18连接与油箱T相连的返回管路14。由此，供给管路13经由卸荷阀18而与油箱T连通。卸荷阀18根据其位置来切换供给管路13与油箱T连通的状态和供给管路13被从油箱T截断的状态。可以根据各方向切换阀20、22、24的向各液压驱动器（动臂缸7、斗杆缸8及铲斗缸9）的流路（驱动器管路）的开闭状态来控制卸荷阀18。例如，只要各方向切换阀20、22、24的各驱动器管路的任意一个被打开，卸荷阀18就会被关闭，以免从液压泵11吐出的油排出到油箱T中。另一方面，当各方向切换阀20、22、24的各驱动器管路全部被关闭时，卸荷阀18被打开而形成从液压泵11吐出的油排出到油箱T中的状态。另外，卸荷阀18可以为通过液压而被位置控制的类型，也可以为如图所示的通过电信号而被位置控制的类型。

并且，在供给管路13上设置有溢流阀19。并且，返回管路14经由各对应的溢流阀21a、21b、23a、23b、25a、25b而分别连接于动臂缸7、斗杆缸8及铲斗缸9的各无杆侧及有杆侧。另外，图示的例子中，溢流阀21a、21b、23a、23b、25a、25b包含补充止回阀。溢流阀19、21a、21b、23a、23b、25a、25b可以为通过液压而被位置控制的类型，也可以为如图所示的通过电信号而被位置控制的类型。

控制器10以微型计算机为中心构成，例如具有CPU、存储控制程序等的ROM、存储运算结果等的可读写的RAM、定时器、计数器、输入界面及输出界面等。

在控制器10上电连接有各种操作部件40、42、43。操作部件40、42为用于对各方向切换阀20、22、24的位置进行可变操作以便用户操作施工机械1的部件。操作部件40、42、43可以为例如操纵杆或踏板方式。本例子中，操作部件40、42、43分别为用于操作斗杆5的斗杆操作操纵杆、用于操作动臂4的动臂操作操纵杆、用于操作铲斗6的铲斗操作操纵杆。由用户操作的操作部件40、42、43的操作量（冲程）作为电信号而被输入到控制器10。由用户操作的操作部件40、42、43的操作量的检测方法可以为用压力传感器检测先导压的方法，也可以为检测操纵杆角度的方法。

控制器10根据操作部件40、42、43的操作量等，控制方向切换阀20、22、24以及卸荷阀18。另外，当方向切换阀20、22、24为通过液压而被位置控制的类型时，方向切换阀20、22、24通过根据操作部件40、42、43的操作发生变化的先导压而被直接控制。例如，当斗杆操作量LS1、动臂操作量LS2及铲斗操作量LS3分别为各自对应的规定阈值LS_{tｈ 1}、LS_tｈ2、LS_tｈ3以下时，可以使卸荷阀18打开，当斗杆操作量LS1、动臂操作量LS2及铲斗操作量LS3中的任意一个大于各自对应的规定阈值LS_{tｈ 1}、LS_tｈ2、LS_tｈ3时，可以使卸荷阀18关闭。规定阈值LS_tｈ1、LS_tｈ2、LS_tｈ3可以对应各方向切换阀20、22、24的驱动器管路的开口开始打开时的操作量。

并且，控制器10根据操作部件40、42、43的操作量等，经由调节装置12控制液压泵11。另外，对于该液压泵11的控制方法将在后面详述。

其次，对基于本实施例的控制器10的特征性控制方法进行说明。

本实施例的控制器10在图2所示的具备中位封闭型方向切换阀20、22、24的液压回路中，通过泵控制来再现中位全开型（负控系统）的控制特性。以下，将这种系统称作“假想泄放系统”。

图3是中位全开型（负控）系统中使用的方向切换阀的概要图。负控系统中，在方向切换阀处于中立状态时，如图3（A）所示，液压泵的吐出流量通过中位旁通管路全部卸载到油箱中。例如，在方向切换阀通过操作部件的操作向右侧移动时，如图3（B）所示，向液压驱动器的流路被打开，同时中位旁通管路被节流。若成为极限操作状态，则如图3（C）所示，中位旁通管路被完全关闭，液压泵的吐出流量全部供给到液压驱动器。它们的关系能够如下进行表示。

[数式1]

$Q_d=c_a{A}_a\sqrt{\frac{2(p_d-p_{\mathrm{acr}})}{\mathrm{\ρ}}}+c_b{A}_b\sqrt{\frac{{2p}_d}{\mathrm{\ρ}}}$

其中，ρ为密度，Q_ｄ、p_ｄ为液压泵的吐出流量及吐出压，c_b、A_b为与方向切换阀的中位旁通管路相关的流量系数及开口面积（泄放开口面积），c_a、A_a为与方向切换阀的驱动器管路相关的流量系数及开口面积，p_act为驱动器管路压。负控系统中，中位旁通管路在方向切换阀的后段设置有负控节流器，经由负控节流器而与油箱连通（参考图7）。

由数式1的公式可知，若驱动器管路压因负荷而上升则压差（p_ｄ-p_act）减小，流入到液压驱动器中的流量减小。若从液压泵的吐出流量Q_ｄ相同，则该减少的量会通过中位旁通管路流动。这意味着，根据液压驱动器的负荷，即使操作量相同，液压驱动器的速度也不同。

图4是在通过本实施例的控制器10实现的假想泄放系统中再现的负控系统的块图。另外，在图4中，Q_b表示卸荷阀通过流量，K表示体积弹性率，V_P表示泵-控制阀容量，V_a表示控制阀-缸容量，A表示缸受压面积，M表示缸容量、F表示外力干扰。

本实施例中，为了在假想泄放系统中再现负控系统，如图4的块70所示，假想中位全开型方向切换阀（参考图3），运算该假想方向切换阀的泄放部分来计算假想泄放量Q_b，并将从基于负控系统的控制规律的液压泵的吐出流量的目标值Q_ｄt减去假想泄放量Q_b的量作为指令值来控制液压泵11。

考虑到在实际的负控系统中，在中位旁通管路中通过负控节流器而产生背压的情况，假想泄放量Q_b可以如下进行计算。即，在假想泄放系统中，为了将实际的负控系统模型化，可以假想在自假想方向切换阀的中位旁通管路上设置与油箱连通的负控节流器，来考虑由该假想负控节流器产生的背压。

[数式2]

$Q_b=c_b{A}_b\sqrt{\frac{2(p_d-p_n)}{\mathrm{\ρ}}}$

其中，p_ｎ为由假想负控节流器产生的背压（以下称作“假想负控压”）。

另一方面，假想负控节流器中，以下公式成立。

[数式3]

$Q_b=c_n{A}_n\sqrt{\frac{2(p_n-p_l)}{\mathrm{\ρ}}}{=c}_n{A}_n\sqrt{\frac{{2p}_n}{\mathrm{\ρ}}}$

其中，p_t为油箱压，在此设为零。对于假想负控压p_ｎ，设定规定上限值p_ｎmax。上限值p_ｎmax可以对应假想的负控系统中的溢流阀的设定压。

由数式2和数式3的公式，假想负控压p_ｎ能够如下进行表示。

[数式4]

$p_n=\frac{{\left(c_b{A}_b\right)}^2}{{\left(c_b{A}_b\right)}^2+{\left(c_n{A}_n\right)}^2}{p}_d$

由数式4的公式可知，能够根据假想方向切换阀的中位旁通管路相关的流量系数c_b及开口面积A_b、以及假想负控节流器的流量系数c_ｎ及开口面积A_ｎ，由液压泵11的吐出压p_ｄ计算假想负控压p_ｎ。其中，关于流量系数c_b及开口面积A_b、以及流量系数c_ｎ及开口面积A_ｎ，能够在初期设定为假想值（因此，它们是已知的）。关于流量系数c_ｎ及开口面积A_ｎ，取决于设想的假想负控节流器的特性。关于开口面积A_b的特性的一例将后述。

由此，即使没有实际的泄放开口（即，即使不存在中位旁通管路和负控节流器），也能够根据假想的负控系统的特性（流量系数c_b及开口面积A_b、以及流量系数c_ｎ及开口面积A_ｎ），由液压泵11的吐出压p_ｄ（例如液压传感器30的检测值）计算假想负控压p_ｎ，并能够基于假想负控压p_ｎ来控制液压泵11的吐出流量。即，对于假想负控压p_ｎ，与负控系统中所得的负控压同样地进行处理来控制液压泵11的吐出流量，从而能够再现负控系统。

图5是表示假想方向切换阀及方向切换阀的特性的一例的图。具体而言，特性C1为表示假想方向切换阀的操作量（冲程）与开口面积（假想泄放开口面积）A_b之间的关系的曲线。特性C2表示方向切换阀的入口节流侧的开口特性，特性C3表示方向切换阀的入口节流侧的开口特性。分别对方向切换阀20、22、24准备表示特性C1的表作为泄放开口数据表。

图6是表示通过本实施例的控制器10实现的假想泄放系统的一例的控制块图。另外，以下说明中，将对选择性实现负控系统和正控系统的结构进行说明，但也可以在假想泄放系统中仅再现负控系统。另外，负控系统对应图5的块90，正控系统对应图5的块92。正控系统的控制块与通常的正控系统相同，因此在此特别对负控系统的控制块进行说明。另外，图6所示的块90对应图4所示的块70部分。

该假想泄放系统中，作为一例，再现如图7所示的负控系统。该负控系统中，串联连接有分别与中位封闭型方向切换阀20、22、24对应的中位全开型方向切换阀V1、V2、V3（对应假想泄放系统中的假想方向切换阀），在中位旁通管路100的后段配置有负控节流器104（对应假想泄放系统中的假想负控节流器）。另外，图7中，对各方向切换阀V1、V2、V3设置的各液压驱动器（动臂缸7、斗杆缸8及铲斗缸9）省略图示。

如图6所示，在负控系统的块90及正控系统的块92中被输入表示操作部件40、42、43的操作量即斗杆操作量LS1、动臂操作量LS2及铲斗操作量LS3的信号。并且，在负控系统的块90及正控系统的块92中被输入表示液压泵11的吐出压p_ｄ（以下仅称作“泵吐出压p_ｄ”）的信号。另外，泵吐出压p_ｄ可以为液压传感器30的检测值。

斗杆操作量LS1、动臂操作量LS2及铲斗操作量LS3分别在对应的泄放开口数据表（参考图5）90-1中转换为开口面积A_b，在块90-2中乘以对应的流量系数c_b，并输入到块90-5中。块90-5根据能够用以下公式表示串联连接的节流器的等效开口面积A_e这一情况，计算作为各假想方向切换阀整体的参数c_eA_e。

[数式5]

$A_e=\frac{1}{\sqrt{\underset{j=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}}{\left(\frac{1}{A_i}\right)}^2}$

其中，A_ｉ为各假想方向切换阀（分别对应方向切换阀20、22、24的各假想方向切换阀）的假想泄放开口面积。若在此基础上加入流量系数，则成为如下。

[数式6]

$c_e{A}_e=\frac{1}{\sqrt{\underset{i=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{\left(\frac{1}{c_i{A}_i}\right)}^2}}$

其中，c_ｉ为各假想方向切换阀（分别对应方向切换阀20、22、24的各假想方向切换阀）的流量系数。另外，ｉ对应方向切换阀的个数（进一步对应液压驱动器的个数），例如在只存在方向切换阀20的结构中，成为不取西格玛的计算公式（即，仅计算与方向切换阀20有关的流量系数c与开口面积A之积）。

如此所得的c_eA_e被输入到块90-6中。除此之外，块90-6中还被输入A_ｎc_ｎ及泵吐出压p_ｄ。A_ｎc_ｎ为对假想负控节流器的开口面积A_ｎ乘以假想负控节流器的流量系数c_ｎ之值，其从块90-3及90-4输入。块90-6中，根据上述的数式4的公式计算假想负控压p_ｎ。如此计算出的假想负控压p_ｎ输入到块90-7及90-8中。

块90-7中，由泵吐出压p_ｄ和假想负控压p_ｎ，根据上述的数式2的公式计算液压泵11的假想泄放量Q_b。块90-8中，根据给定的假想负控压-流量表（参考图8（A）），由假想负控压p_ｎ计算液压泵11的吐出流量的目标值Q_ｄt。液压泵11的吐出流量的目标值Q_ｄt是根据负控系统的控制规律来决定的。即，假想负控压-流量表表示假想负控压p_ｎ与液压泵11的吐出流量的目标值Q_ｄt之间的关系，该关系可以根据假想的负控系统的控制规律来决定。图8（A）所示的假想负控压-流量表具有如下关系：在假想负控压p_ｎ较高时吐出流量的目标值Q_ｄt减小，若假想负控压p_ｎ下降，则吐出流量的目标值Q_ｄt增大。在此，假想泄放系统中，与实际的负控系统不同，假想泄放量Q_b存在余量，因此从液压泵11的吐出流量的目标值Q_ｄt减去假想泄放量Q_b，来计算液压泵11的吐出流量的指令值（假想负控控制目标值）。另外，虽未图示，但由引擎转速和设定转矩能够计算马力控制时的最大流量（马力控制目标值），并选择假想负控控制目标值和马力控制目标值中的任一较小值作为最终目标值。

另外，模式选择器94对实现正控系统的正控模式和实现负控系统的负控模式进行切换。模式选择器94可以按照用户的操作来切换这些模式，也可以按规定条件自动切换模式。另外，在正控模式下，块92-1中，根据斗杆操作量LS1、动臂操作量LS2及铲斗操作量LS3计算驱动器管路的开口面积，块92-2中，根据表示开口面积与驱动器要求流量之间的关系的开口面积-流量表（参考图8（B））能够计算各液压驱动器的驱动器要求流量的指令值（正控控制目标值）。另外，各液压驱动器的驱动器要求流量也可以根据斗杆操作量LS1、动臂操作量LS2及铲斗操作量LS3，由操作量-流量表直接计算。并且，与假想负控控制目标值的情况相同，能够由引擎转速和设定转矩计算马力控制时的最大流量（马力控制目标值），并选择正控控制目标值和马力控制目标值中的任一较小值作为最终目标值。

通过如此设定模式选择器94，能够将可实现精密操作的正控系统和符合人的感受性的负控系统适当切换来使用。

根据以上说明的本实施例的液压控制装置，尤其能够得到如下优异的効果。

如上所述，由于使用中位封闭型方向切换阀20、22、24，因此不需进行负控系统中所需的泄放，能够提高节能性。并且，由于假想方向切换阀的特性取决于电子数据，因此能够轻松地进行变更，其结果，能够轻松地实现假想方向切换阀的特性（尤其是假想泄放开口面积的特性，参考图5的特性C1）的调整。关于此，对于假想负控节流器的特性也相同。并且，由于使用中位封闭型方向切换阀20、22、24，因此不需要方向切换阀的泄放管路，能够降低方向切换阀的成本。

然而，在上述的假想泄放系统中，检测泵吐出压的液压传感器30从其控制原理来讲优选设置于方向切换阀20、22、24的附近（正前方）。但是，从机械协调性和成本等观点考虑，有时无法实现这种液压传感器30的配置。例如，液压传感器30有时设置于液压泵11上。在这种情况下，通过液压传感器30检测的泵吐出压成为另加上由从液压传感器30到方向切换阀20、22、24为止的配管阻力引起的压力损失量的压力。因此，优选以液压泵11的吐出流量的指令值作为参考，对通过液压传感器30检测的泵吐出压预先加上增益或偏置，由此预测施加到方向切换阀20、22、24的真正的压力。由此，即使在液压传感器30没有配置于方向切换阀20、22、24附近的情况下，通过预测施加到方向切换阀20、22、24的真正的压力，也能够计算精度良好地适合实际负控压的假想负控压，随此，能够在假想泄放系统中提高负控系统的再现性。

更优选地，考虑由于油的经年劣化而导致油粘度发生变化的情况或由于设备的经年劣化而导致液压泵11的泄漏损失增加的情况（因此，有时无法实现指令值），而对它们进行补偿。

具体而言，关于油粘度的变化，可以通过将卸荷阀18设置于方向切换阀20、22、24附近（正前方）来解决。例如，在图2中，卸荷阀18可以设置于供给管路13的分支点P的正前方（此时，结构上允许的情况下，卸荷阀18可以安装于最靠近液压泵11的方向切换阀20的块）。此时，在卸荷阀18正在作动中（打开状态）且无节流器的状态下，通过液压传感器30检测的泵吐出压实质上就是配管压损本身。因此，通过比较预先设定好的压损值和通过液压传感器30检测的泵吐出压，能够求出动粘度之差或动粘度之比。另外，在进行该计算时可以利用例如下述的哈根-泊肃叶公式。而且，与通过液压传感器30检测的泵吐出压相加的增益或偏置可以按照该动粘度之差或动粘度之比来设定。

[数式7]

$Q=\frac{{\mathrm{\π\γ}}^4}{8\mathrm{l\μ}}\mathrm{\Δp}$

其中，r为管内径，l为配管长度，μ为动粘度，Δp为压差。

并且，关于液压泵11的经年劣化，可以通过由比例阀构成卸荷阀18来解决。此时，对液压泵11赋予一定的吐出流量的指令值，使其吐出一定流量之后，对卸荷阀18进行节流，则泵吐出压增加。卸荷阀18的节流器开度能够设为已知，因此能够由测定出的泵吐出压，通过下述的节流的公式（数式8）来计算通过卸荷阀18的流量即液压泵11的实际流量。而且，相对于液压泵11的吐出流量的指令值的增益或偏置可以根据如此计算出的实际流量与吐出流量的指令值之间的差异来设定。

[数式8]

$Q=C_u{A}_u\sqrt{\frac{2\mathrm{\Δp}}{\mathrm{\ρ}}}$

其中，c_U、A_U为卸荷阀18的流量系数及节流器开度。

以下，对用于补偿这种油粘度的变化或设备的经年劣化的具体例进行说明。

图9是表示通过本实施例的控制器10实现的假想泄放系统的另一例的控制块图。图9中，与图6不同，仅示出负控系统部分。当采用选择性地实现正控系统的结构时，与图6相同，追加模式选择器94以及正控系统的块92即可。

图9所示的负控系统的块90'相对于基于图6所示例子的块90而言，其主要不同点在于追加有：对泵吐出压p_ｄ乘以吐出压调整增益K_μ（以下，还称作泵吐出压校正系数K_μ）的块90-9；以及对液压泵11的吐出流量乘以吐出流量调整增益K_Q（以下，还称作泵吐出指令校正系数K_Q）来生成最终指令值的块90-10。以下，主要对该不同点进行详述。

图10是表示通过本实施例的控制器10实现的泵吐出压校正系数K_μ的计算方法的一例的流程图。图11是与图10有关联的泵吐出压校正系数K_μ的计算块图。

步骤1000中，检测施工机械1的运转状态。

步骤1002中，判定引擎17是否在怠速中。当引擎17在怠速中时，过渡到步骤1004，当引擎17不是怠速中时，待机直到发生怠速。另外，当引擎17在怠速中时，斗杆操作量LS1、动臂操作量LS2及铲斗操作量LS3全部为零，卸荷阀18维持打开状态（最大开度）。

步骤1004中，输出规定的液压泵11的吐出流量的指令。在此，所指示的规定的液压泵11的吐出流量只要是在步骤1006中能够适当检测泵吐出压p_ｄ的范围内，则可以为任意量。并且，所指示的规定的液压泵11的吐出流量可以为一定流量，也可以随着时间（例如以一定变化率）增减。

步骤1006中，获取通过液压传感器30检测的泵吐出压p_ｄ。

步骤1008中，根据上述步骤1004中指示的规定的液压泵11的吐出流量和通过液压传感器30检测的泵吐出压p_ｄ，计算（推算）从液压泵11吐出的油的粘度（实际粘度）μ_P。粘度μ_P可以利用数式7所示的哈根-泊肃叶公式来计算（参考图11的块90-9a）。另外，此时在数式7的公式中，代入通过液压传感器30检测的泵吐出压p_ｄ作为压差Δp。这是因为，如上所述，在卸荷阀18处于打开状态时通过液压传感器30检测的泵吐出压p_ｄ实质上就是配管压损本身。

步骤1010中，获取通过油温传感器（未图示）检测的油温。

步骤1012中，根据通过油温传感器检测出的油温和通过液压传感器30检测的泵吐出压p_ｄ，由给定的油温/压力-粘性特性表计算粘度μ_T（参考图11的块90-9b）。油温/压力-粘性特性表可以利用在没有油劣化等的标称状态下测定出的值来预先生成。因此，在此计算的粘度μ_T对应所期待的标称值（基准粘度）。

步骤1014中，判定上述步骤1008中计算出的粘度μ_P和上述步骤1012中计算出的粘度μ_T之差的绝对值是否为规定阈值以上。规定阈值为用于判断它们的差是否大至需要通过基于后述的泵吐出压校正系数K_μ的校正来进行补偿程度的阈值，可以根据所需的控制精度来决定。当粘度μ_P与粘度μ_T之差的绝对值为规定阈值以上时，过渡到步骤1016，当粘度μ_P与粘度μ_T之差的绝对值小于规定阈值时，判断为现阶段无需进行校正就终止处理。

步骤1016中，计算泵吐出压校正系数K_μ，并变更（更新）以往值。泵吐出压校正系数K_μ可以作为粘度μ_P与粘度μ_T之比（K_μ＝μ_P／μ_T）来计算（参考图11的块90-9c）。由此，在满足步骤1002和步骤1014的条件时，通过图11所示的块90-9a、90-9b、90-9c计算泵吐出压校正系数K_μ。在图9所示的块90-9中对泵吐出压p_ｄ乘以如此计算出的泵吐出压校正系数K_μ来校正泵吐出压p_ｄ。

如上，根据图9至图11所示的结构，即使在油粘度由于油的经年劣化而发生变化的情况下，也能够实现这种粘度变化得到补偿的假想泄放系统。即，通过补偿粘度变化，能够精度良好地计算施加到方向切换阀20、22、24的真正的压力，且能够在假想泄放系统中提高负控系统的再现性。

图12是表示通过本实施例的控制器10实现的泵吐出指令校正系数KQ的计算方法的一例的流程图。图13是与图12有关联的泵吐出指令校正系数K_Q的计算块图。

步骤1200中，检测施工机械1的运转状态。

步骤1202中，判定引擎17是否在怠速中。当引擎17在怠速中时，过渡到步骤1004，当引擎17不是怠速中时，待机直到发生怠速。另外，当引擎17在怠速中时，斗杆操作量LS1、动臂操作量LS2及铲斗操作量LS3全部为零，卸荷阀18维持打开状态（最大开度）。

步骤1204中，输出规定的液压泵11的吐出流量的指令。在此，所指示的规定的液压泵11的吐出流量Q₀只要是能够在步骤1208中适当检测泵吐出压p_ｄ的范围内，则可以为任意量。并且，所指示的规定的液压泵11的吐出流量Q₀可以为一定流量，也可以随着时间（例如以一定变化率）增减。

步骤1206中，卸荷阀18的开口以任意变化率变更。例如，卸荷阀18的开口可以以在规定时间内慢慢增大至最大开度的方式变更（例如，参考图13的卸荷阀开口指令A_U）。或者，卸荷阀18可以变更或维持为零与最大值之间的任意规定值。

步骤1208中，获取在卸荷阀18的开口变更期间通过液压传感器30检测的泵吐出压p_ｄ。或者，可以获取维持在任意规定值期间的泵吐出压p_ｄ。

步骤1210中，根据卸荷阀18的开口的指令值（卸荷阀开口指令A_U）与在卸荷阀18的开口变更的期间通过液压传感器30检测的泵吐出压p_ｄ，计算卸荷阀18的开口变更期间的液压泵11的实际吐出流量Q_R。液压泵11的实际吐出流量Q_R可以利用上述的节流的公式（数式8）来计算（参考图13的块90-10a）。图13的块90-10a中，使用泵吐出压p_ｄ与油箱压p_t的压差作为上述的节流的公式（数式8）中的压差。油箱压p_t可以假定为零。

步骤1212中，判定所指示的液压泵11的吐出流量Q₀与上述步骤1210中计算出的实际吐出流量Q_R之差的绝对值是否为规定阈值以上。规定阈值为用于判断它们的差是否大至需要通过基于后述的泵吐出指令校正系数K_Q的校正来进行补偿程度的阈值，可以根据所需的控制精度来决定。当所指示的液压泵11的吐出流量Q₀与实际吐出流量Q_R之差的绝对值为规定阈值以上时，过渡到步骤1214，当所指示的液压泵11的吐出流量Q₀与实际吐出流量Q_R之差的绝对值小于规定阈值时，判断为现阶段无需进行校正就结束处理。

步骤1214中，计算泵吐出指令校正系数K_Q，并变更（更新）以往值。泵吐出指令校正系数K_Q可以作为所指示的液压泵11的吐出流量Q₀与实际吐出流量Q_R之比（K_Q＝Q_R／Q₀）来计算（参考图13的块90-10b）。由此，当满足步骤1202和步骤1212的条件时，通过图13所示的块90-10a、90-10b计算泵吐出指令校正系数K_Q。在图9所示的块90-10中，对液压泵11的吐出流量的指令值乘以如此计算出的泵吐出指令校正系数K_Q来校正吐出流量的指令值。

如上，根据图9、图12、图13所示的结构，即使在由于经年劣化而液压泵11的吐出流量的指令值与实际吐出流量之间发生背离的情况下，也能够实现这种背离得到补偿的假想泄放系统。即，通过补偿粘度变化，能够精度良好地计算施加到方向切换阀20、22、24的真正的压力，且能够在假想泄放系统中提高负控系统的再现性。

以上，对本发明的优选实施例进行了详述，但本发明不限于上述的实施例，只要不脱离本发明的范围，就能够对上述的实施例实施各种变形及替换。

另外，本国际申请主张基于2011年9月21日申请的日本专利申请2011-206441号的优先权，在此其所有内容通过参考援用于本国际申请中。

符号说明

1-施工机械，2-下部行走体，3-上部回转体，4-动臂，5-斗杆，6-铲斗，7-动臂缸，8-斗杆缸，9-铲斗缸，10-控制器，11-液压泵，12-调节装置，13-供给管路，14-返回管路，17-引擎，18-卸荷阀，19-溢流阀，20-方向切换阀，21a、21b-溢流阀，22-方向切换阀，23a、23b-溢流阀，24-方向切换阀，25a、25b-溢流阀，30-液压传感器，40、42、43-操作部件，60-液压控制系统，100-中位旁通管路，104-负控节流器。

Claims (5)

1.一种液压控制装置，在液压驱动器经由中位封闭型方向切换阀连接于液压泵并且按照操作部件的操作量能够改变所述方向切换阀的位置的施工机械中，所述液压控制装置对所述液压泵进行控制，其特征在于，具备：

假想负控压计算机构，根据所述操作部件的操作量和所述液压泵的吐出压，计算假想负控系统时的假想负控压；以及

控制指令值计算机构，根据所述假想负控压，计算对所述液压泵的控制指令值。

2.根据权利要求1所述的液压控制装置，其中，

所述假想负控压计算机构根据所述操作部件的操作量，根据给定的假想泄放开口面积特性计算假想泄放开口面积，并根据计算出的假想泄放开口面积和所述液压泵的吐出压计算所述假想负控压。

3.根据权利要求1或2所述的液压控制装置，其中，

所述施工机械在所述方向切换阀与所述液压泵之间设置有与油箱相连的卸荷阀，

所述液压控制装置具备校正机构，所述校正机构在怠速中对所述液压泵赋予规定吐出流量的指令值，根据由此时所得的所述液压泵的吐出压推算的实际粘度和由此时所得的油温推算的基准粘度，校正对所述液压泵的控制指令值。

4.根据权利要求1或2所述的液压控制装置，其中，

所述施工机械在所述方向切换阀与所述液压泵之间设置有与油箱相连的比例阀类型的卸荷阀，

所述液压控制装置具备校正机构，所述校正机构在怠速中对所述液压泵赋予规定吐出流量的指令值，并且将所述卸荷阀的开度维持在零与最大值之间的规定开度，根据由此时所得的所述液压泵的吐出压推算的实际吐出流量和所述规定吐出流量的指令值，校正对所述液压泵的控制指令值。

5.一种液压控制方法，其为在液压驱动器经由中位封闭型方向切换阀连接于液压泵并且按照操作部件的操作量能够改变所述方向切换阀的位置的施工机械中，对所述液压泵进行控制的方法，其特征在于，具备以下步骤：

假想负控压计算步骤，根据所述操作部件的操作量和所述液压泵的吐出压，计算假想负控系统时的假想负控压；和

控制指令值计算步骤，根据所述假想负控压，计算对所述液压泵的控制指令值。

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