CN104011400A - 液压闭合回路的驱动装置 - Google Patents

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Abstract

提供一种在由液压泵驱动单杆液压缸的液压闭合回路系统中，能够抑制负载反转时的液压缸速度变动并提高操作性的驱动装置。该液压闭合回路的驱动装置具有双向型液压泵(2)、由液压泵(2)排出的压力油而驱动的单杆液压缸(7a)、操作装置(10a)、和排出流量控制机构(12)，其还具有：检测液压缸的活塞杆侧油室(7a4)压力和活塞头侧油室(7a5)压力的压力检测装置(17a、17b)、和控制装置(11)，该控制装置具有：负载计算机构(11a)，根据活塞杆侧油室的压力和活塞头侧油室的压力来运算液压缸的负载量；负载切换机构(11c)，根据算出的负载量的极性来运算第一比例增益；和乘法机构(11d)，将算出的第一比例增益与来自操作装置的操作量相乘来计算指令信号，并将指令信号输出至排出流量控制机构(12)。

Description

液压闭合回路的驱动装置
技术领域
本发明涉及液压闭合回路的驱动装置，更具体地说，涉及一种通过液压泵直接驱动液压执行机构的液压闭合回路的驱动装置。
背景技术
近几年，对于液压挖掘机和轮式装载机等工程机械，节能化逐渐成为重要的开发项目。在工程机械的节能化中，液压系统自身的节能化非常重要，由此正在研究一种通过液压泵以闭合回路的方式连接液压执行机构并对其直接控制的液压闭合回路系统的应用。该系统不产生因控制阀造成的压损，并且由于仅在必要时排出泵流量，所以也不会发生流量损失，因此，能够实现节能化。
由于在工程机械中作为液压执行机构而使用了单杆液压缸，所以为了进行闭合回路式的连接，需要吸收随着液压缸内活塞的头侧与杆侧的受压面积差而产生的流量差，从而为此提出了对策。
例如，在专利文献1中记载了一种结构，在将单杆液压缸与液压泵以闭合回路的方式连接的执行机构回路中设有低压选择阀，当发生流量过剩或流量不足时，经由低压选择阀自动地在与油箱之间对回路内的油进行吸排作用。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2001-2371号公报
与像液压机那样地负载的方向始终固定的装置不同，在工程机械中负载的方向会频繁变动。例如，在液压挖掘机的斗杆液压缸中，在斗杆伸长的状态下，斗杆重量作用于牵引液压缸的方向上，由此活塞杆侧油室变成高压；而在斗杆折叠的状态下，相反地作用于推压液压缸的方向上，由此活塞头侧油室变成高压。同样地，在动臂液压缸中，当动臂处于空中时，动臂重量作用于推压液压缸的方向上，由此活塞头侧油室变成高压，当铲斗接地而变成挖掘姿势时，牵引力作用在动臂液压缸上而使活塞杆侧油室变成高压。这样，液压缸负载根据使用状况而变化，但从操作性上来讲，优选为活塞杆速度不因负载而大幅变动。
然而，在专利文献1记载的液压闭合回路系统中，当负载方向反转时，存在活塞杆速度大幅变动而使操作性降低的课题。
发明内容
本发明是基于上述情况提出的，其目的是，提供一种在通过液压泵驱动单杆液压缸的液压闭合回路系统中，能够抑制负载反转时的活塞杆速度的变动并提高操作性的驱动装置。
为了达成上述目的，第一发明是一种液压闭合回路的驱动装置，其具有：双向型液压泵；对所述双向型液压泵的排出流量进行控制的排出流量控制机构；通过所述双向型液压泵排出的压力油而驱动的单杆液压缸；第一管路，其一端与所述双向型液压泵的一方的排出口连接，且另一端与所述单杆液压缸的活塞杆侧油室连接；第二管路，其一端与所述双向型液压泵的另一方的排出口连接，且另一端与所述单杆液压缸的活塞头侧油室连接；和对所述单杆液压缸的驱动发出指令的操作装置，其中，所述液压闭合回路的驱动装置具有：检测所述单杆液压缸的活塞杆侧油室的压力的活塞杆侧油室压力检测机构；检测所述单杆液压缸的活塞头侧油室的压力的活塞头侧油室压力检测机构；和控制装置，该控制装置具有：负载计算机构，根据由所述活塞杆侧油室压力检测机构检测出的所述单杆液压缸的活塞杆侧油室的压力、和由所述活塞头侧油室压力检测机构检测出的活塞头侧油室的压力，来运算所述单杆液压缸的负载量；负载切换机构，根据由所述负载计算机构算出的所述负载量的极性来运算第一比例增益；和乘法机构，将由所述负载切换机构算出的第一比例增益与来自所述操作装置的操作量相乘来计算指令信号，并将所述指令信号输出至所述排出流量控制机构。
另外，第二发明的特征在于，在第一发明中，所述负载计算机构从由所述活塞头侧油室压力检测机构检测出的所述单杆液压缸的活塞头侧油室的压力与所述单杆液压缸的活塞头侧的受压面积相乘得到的值中，减去由所述活塞杆侧油室压力检测机构检测出的所述单杆液压缸的活塞杆侧油室的压力与所述单杆液压缸的活塞杆侧的受压面积相乘得到的值，由此，运算所述单杆液压缸的负载量。
而且，第三发明的特征在于，在第二发明中，所述负载切换机构的所述第一比例增益的输出特性在所述单杆液压缸的负载量的极性发生变化的区域内具有不敏感区或滞后。
另外，第四发明的特征在于，在第一至第三发明的任意一项中，具有控制装置，所述控制装置具有：负载感应机构，运算根据由所述负载计算机构算出的所述负载量的增加而逐渐减小的第二比例增益；和乘法机构，将由所述负载切换机构算出的第一比例增益、由所述负载感应机构算出的第二比例增益、和来自所述操作装置的操作量相乘来计算指令信号，并将所述指令信号输出至所述排出流量控制机构。
而且，第五发明提供一种液压闭合回路的驱动装置，其具有：多个双向型液压泵；对多个所述双向型液压泵的排出流量进行控制的多个排出流量控制机构；通过多个所述双向型液压泵排出的压力油而驱动的多个单杆液压缸；多个切换阀，能够将多个所述单杆液压缸内的一个单杆液压缸的活塞杆侧油室或活塞头侧油室中的某一方、与多个所述双向型液压泵内的一个或两个双向型液压泵的一方的排出口连接，并且，能够将多个所述单杆液压缸内的一个所述单杆液压缸的活塞杆侧油室或活塞头侧油室中的另一方、与多个所述双向型液压泵内的一个或两个所述双向型液压泵的另一方的排出口连接；和对多个所述单杆液压缸的驱动发出指令的多个操作装置，其中，所述液压闭合回路的驱动装置具有：检测多个所述单杆液压缸的各活塞杆侧油室的压力的活塞杆侧油室压力检测机构；检测多个所述单杆液压缸的各活塞头侧油室的压力的活塞头侧油室压力检测机构；和控制装置，该控制装置具有：负载计算机构，根据由所述活塞杆侧油室压力检测机构检测出的多个所述单杆液压缸的各活塞杆侧油室的压力、和由所述活塞头侧油室压力检测机构检测出的多个所述单杆液压缸的各活塞头侧油室的压力，来运算多个所述单杆液压缸的各负载量；负载切换机构，根据由所述负载计算机构算出的各所述负载量的极性来运算各第一比例增益；和乘法机构，将由所述负载切换机构算出的各第一比例增益与来自多个所述操作装置的各操作量相乘来计算各指令信号，并将各所述指令信号输出至各所述排出流量控制机构。
另外，第六发明的特征在于，在第五发明中，具有控制装置，所述控制装置具有：输出限制机构，将所述乘法机构的输出限制为预先确定的指令值，并将所述限制的信号作为指令信号向与多个所述双向型液压泵内的一个双向型液压泵对应的一个所述排出流量控制机构输出；和减法机构，从所述乘法机构的输出中减去所述预先确定的指令值，并将通过所述减去而算出的信号作为指令信号，向一个所述排出流量控制机构输出，该排出流量控制机构是与多个所述双向型液压泵内的所述一个双向型液压泵以外的一个双向型液压泵对应的机构。
发明效果
根据本发明，能够抑制负载反转时的活塞杆速度的变动，因此能够实现灵敏的控制并提高操作性、控制性。由此，能够抑制随着速度变动而产生的振动或冲击，并向操作员提供操作性和舒适性。其结果为提高生产性。
附图说明
图1是表示具有本发明液压闭合回路的驱动装置的第一实施方式的液压挖掘机的侧视图。
图2是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第一实施方式的液压回路图。
图3是表示构成本发明液压闭合回路的驱动装置的第一实施方式的控制器的运算内容的结构图。
图4是表示液压闭合回路系统中的斗杆液压缸驱动时的伺服泵流量、液压缸压力、斗杆速度、和斗杆位移量的关系的一例的参考特性图。
图5是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第一实施方式中的斗杆液压缸驱动时的伺服泵流量、液压缸压力、斗杆速度、和斗杆位移量的关系的一例的特性图。
图6是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式的液压回路图。
图7是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式中的回路切换时的电磁切换阀与伺服泵的动作示例的图表。
图8是表示构成本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式的控制器的运算内容的结构图。
图9是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式中的斗杆液压缸驱动时的伺服泵流量、液压缸压力、斗杆速度、和斗杆位移量的关系的一例的特性图。
图10是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第三实施方式的液压回路图。
图11是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第四实施方式的液压回路图。
具体实施方式
<第一实施方式>
以下，使用附图对本发明的液压闭合回路的实施方式进行说明。图1是表示具有本发明液压闭合回路的驱动装置的第一实施方式的液压挖掘机的侧视图。在该图1中，液压挖掘机具有行驶体31、能够旋转地设在行驶体31上的旋转体32、配置在旋转体32上的驾驶室33、和能够在上下方向上转动地(能够俯仰动作地)安装在旋转体32上的前方部的多关节型的前部装置34。
在旋转体32上，搭载有具体后述的液压闭合回路20、对构成液压闭合回路20的逆变器12(参照图2)供给电力的蓄电池13、和控制液压闭合回路20的控制器11。
前部装置34具有基端部能够转动地轴支承在旋转体32上的动臂35、能够转动地轴支承在该动臂35的前端部上的斗杆36、和能够转动地轴支承在该斗杆36的前端上的铲斗37，动臂35、斗杆36和铲斗37分别通过动臂用液压缸7b、斗杆用液压缸7a、和铲斗用液压缸7c来动作。
在此，当探讨斗杆液压缸7a中的活塞杆侧油室与活塞头侧油室的压力时，在由虚线所示的斗杆36的伸长状态下，斗杆36的重量作用于牵引斗杆液压缸7a的活塞杆的方向上，由此活塞杆侧油室的压力变成高压。在由实线所示的斗杆36的弯曲状态下，斗杆36的重量作用于推压斗杆液压缸7a的活塞杆的方向上，由此活塞头侧油室的压力变成高压。
即，斗杆36转动，并根据斗杆36的轴方向是否超过了从动臂35的前端部的将斗杆36轴支承的轴心向大致垂直方向的下方延伸的线(图中由单点划线示出)，而使对斗杆液压缸7a施加的负载的方向反转。
接着，使用图2对液压闭合回路20进行说明。图2是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第一实施方式的液压回路图。在本实施方式中，示出了对构成液压挖掘机的斗杆液压缸7a进行驱动的例子。在图2中，与图1所示的附图标记相同的附图标记表示的是同一部分，因此省略其具体说明。
在图2中，1表示电动机，2表示双向型液压泵，3a、3b表示第一及第二单向阀，4a、4b表示第一及第二溢流阀，6a、6b表示第一及第二先导式单向阀，7a表示斗杆液压缸，8表示低压泵，9表示油箱，10a表示斗杆用操作杆，11表示控制器，12表示逆变器，13表示蓄电池。电动机1通过电力而驱动旋转，该电力是从蓄电池13经由作为排出流量控制机构的逆变器12而供给的。逆变器12向电动机1供给与来自控制器11的驱动转矩指令相应的电力。电动机1的旋转轴与双向型液压泵2的旋转轴机械式地连接，通过使液压泵2正反旋转，而使工作油的吸入/排出方向反转，从而使斗杆液压缸7a往复动作。以下，将电动机1与液压泵2的组合称为伺服泵SP1。
斗杆液压缸7a具有液压缸主体7a1、能够移动地设在液压缸主体7a1内的活塞7a2、和设在活塞7a2一侧的活塞杆7a3，从而构成了具有活塞杆侧油室7a4和活塞头侧油室7a5的单杆式液压缸。
低压泵8吸入来自油箱9的工作油，并向排出配管(低压管线)16供给低压的压力油。排出配管16分别与第一及第二先导式单向阀6a、6b的入口侧、以及第一及第二单向阀3a、3b的入口侧连接。
液压泵2具有两个工作油排出/吸入口2x、2y。在一方的工作油排出/吸入口2x上连接有第一管路14的一端，而第一管路14的另一端与斗杆液压缸7a的活塞杆侧油室7a4的连接端口连接。在另一方的工作油排出/吸入口2y上连接有第二管路15的一端，而第二管路15的另一端与斗杆液压缸7a的活塞头侧油室7a5的连接端口连接。
在第一管路14上，分别连接有仅允许吸入的第一单向阀3a的出口侧、和将第二管路15的压力作为先导压且仅允许吸入的第一先导式单向阀6a的出口侧。第一单向阀3a的入口侧和第一先导式单向阀6a的入口侧分别连接在与低压泵8的排出配管16连通的管路上。
在第二管路15上，分别连接有仅允许吸入的第二单向阀3b的出口侧、和将第一管路14的压力作为先导压且仅允许吸入的第二先导式单向阀6b的出口侧。第二单向阀3b的入口侧和第二先导式单向阀6b的入口侧分别连接在与低压泵8的排出配管16连通的管路上。
另外，在第一管路14上连接有第一溢流阀4a的入口侧，且第一溢流阀4a的出口侧与第二管路15连接，其中，该第一溢流阀4a当第一管路14的压力变成设定压力以上的高压时，将工作油释放到第二管路15中。同样地，在第二管路15上连接有第二溢流阀4b的入口侧，且第二溢流阀4b的出口侧与第一管路14连接，其中，该第二溢流阀4b当第二管路15的压力变成设定压力以上的高压时，将工作油释放到第一管路14中。第一及第二溢流阀4a、4b用于防止泵和配管的破损。
当回路内的压力(第一管路14或第二管路15的压力)下降时，第一及第二单向阀3a、3b从低压管线16吸入来自低压泵8的工作油，用于防止回路内发生汽蚀。
为了配合随着单杆液压缸即斗杆液压缸7a的往复动作而产生的流量差的增减，第一及第二先导式单向阀6a、6b将回路内的工作油排出到低压管线16中，或者向回路内吸入低压管线16内的工作油。
在斗杆液压缸7a的活塞杆侧的液压缸主体7a1中，设有检测活塞杆侧油室7a4的压力的第一压力传感器17a(活塞杆侧油室压力检测机构)，在斗杆液压缸7a的活塞头侧的液压缸主体7a1中，设有检测活塞头侧油室7a5的压力的第二压力传感器17b(活塞头侧油室压力检测机构)。第一及第二压力传感器17a、17b检测出的各油室的压力输入至控制器11。
斗杆用操作杆10a设在驾驶室33内。斗杆用操作杆10a的操作量信号输入至控制器11，控制器11由该操作量信号和第一及第二压力传感器17a、17b的信号等来运算电动机1/液压泵2的转速指令，并向逆变器12输出驱动指令信号。
接着，使用图3说明由控制器11执行的驱动指令信号的运算内容。图3是表示构成本发明液压闭合回路的驱动装置的第一实施方式的控制器的运算内容的结构图。在图3中，与图1及图2所示的附图标记相同的附图标记表示的是同一部分，因此省略其具体说明。
如图3所示，控制器11具有负载计算机构11a、负载感应机构11b、负载切换机构11c、和乘法机构11d。另外，在控制器11中输入有来自斗杆用操作杆10a的操作量信号、第一压力传感器17a检测出的斗杆液压缸7a的活塞杆侧油室7a4的压力、和第二压力传感器17b检测出的斗杆液压缸7a的活塞头侧油室7a5的压力。而且，从控制器11向逆变器12输出了驱动伺服泵SP1的指令信号。
在负载计算机构11a中输入有第一压力传感器17a检测出的斗杆液压缸7a的活塞杆侧油室7a4的压力、和第二压力传感器17b检测出的斗杆液压缸7a的活塞头侧油室7a5的压力。负载计算机构11a根据如下数式(1)计算对斗杆液压缸7a施加的液压缸负载F。
F＝Phead×Ahead-Prod×Arod          ·····(1)
在此，Phead为第二压力传感器17b检测出的斗杆液压缸7a的活塞头侧油室7a5的压力，Ahead为斗杆液压缸7a中的活塞7a2的活塞头侧的受压面积，Prod为第一压力传感器17a检测出的斗杆液压缸7a的活塞杆侧油室7a4的压力，Arod为斗杆液压缸7a中的活塞7a2的活塞杆侧的受压面积。
算出的液压缸负载F的信号输出至负载感应机构11b和负载切换机构11c。
在负载感应机构11b中输入有液压缸负载F的信号。负载感应机构11b根据预先确定的增益常数K1相对于液压缸负载F的特性来计算增益常数K1。如图3所示，该特性为：随着液压缸负载F变得越大，增益常数K1逐渐减小。在此，例如，当液压缸负载F为0时，增益常数K1为1；当液压缸负载F最小时，增益常数K1为最大值；当液压缸负载F为负时，增益常数K1为1以上；当液压缸负载F为正时，增益常数K1不足1；当液压缸负载F最大时，增益常数K1为最小值。算出的增益常数K1的信号输出至乘法机构11d。
在负载切换机构11c中输入有液压缸负载F的信号。负载切换机构11c根据预先确定的增益常数K2相对于液压缸负载F的特性来计算增益常数K2。如图3所示，该特性为：根据液压缸负载F的方向，使增益常数K2仅以如下量进行变化，该量为，斗杆液压缸7a中的活塞7a2的活塞头侧的受压面积(Ahead)/活塞7a2的活塞杆侧的受压面积(Arod)之比。在此，例如，将液压缸负载F为负时的增益常数K2设为1；将液压缸负载F为正时的增益常数K2设为斗杆液压缸7a中的活塞7a2的活塞头侧的受压面积(Ahead)/活塞7a2的活塞杆侧的受压面积(Arod)之比，例如为1.3。算出的增益常数K2的信号输出至乘法机构11d。
此外，增益常数K2的切换特性还兼具图3所示的不敏感区和滞后。由此，防止了因微小的压力脉动和传感器噪音而频繁切换的发生，从而防止了摆动(hunting)或振动的发生。另外，从液压缸负载F的方向发生变化起，到低压选择阀即先导式单向阀6a、6b进行开闭为止的过程中具有延迟，因此，形成如下的特性：在先导式单向阀6a、6b确实地切换而使压力上升到某种程度之后，将增益常数K2切换。而且，形成如下的特性：使增益常数K2的切换具有斜率，从而使增益常数平稳地变化。由此，液压泵2的流量平稳地切换，能够抑制斗杆液压缸7a的冲击(shock)并得到良好的操作性。
在乘法机构11d中输入有来自斗杆用操作杆10a的操作量信号、负载感应机构11b的输出即增益常数K1、和负载切换机构11c的输出即增益常数K2。乘法机构11d将这些输入相乘来计算电动机1的转矩指令。算出的电动机1的转矩指令输出至逆变器12。逆变器12基于该转矩指令来控制电动机1和液压泵2(伺服泵SP1)的转速。
这样，将增益常数K1和K2与来自斗杆用操作杆10a的操作量信号相乘，并输出伺服泵SP1的驱动指令，因此，能够根据液压缸负载F的大小和方向来控制液压泵2的流量。
接着，使用图4说明液压闭合回路系统中的液压缸负载对液压缸速度的影响。图4是表示液压闭合回路系统中的斗杆液压缸驱动时的伺服泵流量、液压缸压力、斗杆速度、和斗杆位移量的关系的一例的参考特性图，并且为了表示本实施方式的特征，示出了将图3的负载感应机构11b的输出即增益常数K1和负载切换机构11c的输出即增益常数K2均设为固定值1的情况下的斗杆液压缸7a的动作的一例。
在图4中，横轴表示时间，纵轴的(a)～(e)从上到下依次表示斗杆操作杆操作量La、伺服泵流量Qs、斗杆液压缸压力Ps、斗杆速度Va、斗杆的位移量Da。另外，从时刻t1到时刻t5为止，表示斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的伸长动作时的各特性；从时刻t6到时刻t10为止，表示斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的收缩动作时的各特性。
首先，对活塞杆7a3的伸长动作进行说明。返回图1，液压挖掘机的斗杆36的初始状态为由虚线所示的斗杆伸长状态。此时，斗杆36的重量作用于牵引斗杆液压缸7a的活塞杆7a3的方向上，因此，活塞杆侧油室7a4的压力变成高压，活塞头侧油室7a5变成低压。
在时刻t1时，操作员开始将斗杆用操作杆10a向活塞杆7a3的伸长方向进行操作，当到时刻t2为止操作了操作量LV1时，作为与操作量成比例的工作油流量Qs而从伺服泵SP1排出Q1，并使其流入至斗杆液压缸7a的活塞头侧油室7a5内，斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3开始伸长动作。
此时，在图2中，由于活塞杆侧油室7a4为高压，所以与第一管路14连接的第一单向阀3a和第一先导式单向阀6a闭合，从活塞杆侧油室7a4流出的工作油的流量全部吸入至液压泵2的工作油排出/吸入口2x中。此时，根据液压缸活塞头侧油室7a5与液压缸活塞杆侧油室7a4之间的容积差，导致泵吸入流量与液压泵2的必要排出流量相比较少，由此造成了流量不足，但不足部分的工作油流量会从低压泵8经由低压管线16而供给，并通过打开的先导式单向阀6b及单向阀3b而吸入到第二管路15内。
此时的斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的速度V1能够由如下数式(2)算出，其中，伺服泵流量Qs为(该情况下为吸入流量)Q1，斗杆液压缸7a中的活塞7a2的活塞杆侧的受压面积为Arod。
V1＝Q1÷Arod         ·····(2)
如上所述，斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3伸长，由此斗杆36向下方转动，与此同时，液压缸活塞杆侧油室7a4的压力也降低。而且，在斗杆36的轴方向超过从动臂35的前端部的将斗杆36轴支承的轴心向大致垂直方向的下方延伸的线的时间点(时刻t3)上，对斗杆液压缸7a施加的液压缸负载F的方向发生反转。也就是说，液压缸活塞头侧油室7a5的压力变成高压，液压缸活塞杆侧油室7a4的压力变成低压。此外，操作员直到时刻t4为止都以操作量LV1保持斗杆用操作杆10a，并从时刻t4使操作量返回而在时刻t5回到0。
此时(时刻t3～t4之间)，在图2中，活塞头侧油室7a5为高压，由此与第二管路15连接的第二单向阀3b和第二先导式单向阀6b闭合，从伺服泵SP1排出的工作油的流量Qs全部流入至液压缸活塞头侧油室7a5内。此时，根据液压缸活塞头侧油室7a5与液压缸活塞杆侧油室7a4之间的容积差，使泵吸入流量与液压泵2的必要排出流量相比较少，由此造成了流量不足，但不足部分的工作油流量会从低压泵8经由低压管线16而供给，并通过打开的先导式单向阀6a及单向阀3a而吸入到第一管路14内。由此，流量不足得以补充。
此时的斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的速度V2能够由如下数式(3)算出，其中，伺服泵流量Qs为(该情况下为排出流量)Q1，斗杆液压缸7a中的活塞7a2的活塞头侧的受压面积为Ahead。
V2＝Q1÷Ahead          ·····(3)
由上述数式(2)及数式(3)可知，即使伺服泵SP1的流量Qs固定为Q1，根据液压缸负载F的方向的反转，也能够使斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的速度以活塞7a2的活塞杆侧的受压面积与活塞7a2的活塞头侧的受压面积之比而从V1变动成V2。工程机械中使用的液压缸的活塞的活塞杆侧的受压面积/活塞的活塞头侧的受压面积的比率一般为0.5～0.7左右，因此，速度也会变化30～50％左右，并成为操作性降低的主要原因。另外，由于速度骤变，对车身的冲击也会变大，并成为损害舒适性的主要原因。
虽然省略了具体说明，但关于从时刻t6到时刻t10为止斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3进行收缩动作时的情况，是与上述的斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3进行伸长动作时相同的，根据液压缸负载F的反转，液压缸7a中的活塞杆7a3的速度也会从-V2变动成-V1，并依然成为操作性降低的主要原因。
另外，如图4所示，除液压缸负载F反转时之外，斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的速度均保持固定的速度。这是基于如下特性而造成的，即，液压闭合回路中的活塞杆的速度依赖于液压泵2的流量，且基本上不受负载压力的影响。该特性从负载鲁棒性的观点来看是优选的，尤其在要求高精度的驱动控制的情况下会成为优点。
但是，对于习惯了对具有通常的阀控制方式的液压回路的液压挖掘机进行操作的操作员来说，该特性有可能会造成不适感。在阀控制方式的液压回路的情况下，通过缩小控制阀的端口口径来控制向液压缸流动的工作油的流量，因此，液压缸负载F变得越大，控制阀中的压力差越减少，工作油的流量越会减少，其结果是活塞杆的速度会降低。例如，在液压挖掘机的挖掘作业中，当液压缸受到阻力时，在阀控制方式的液压回路中活塞杆的速度会下降，但这会对操作员付与自然的操作感觉。相对于此，在液压闭合回路中，即使液压缸受到了阻力，活塞杆的速度也不会变化，因此，有可能会在操作员的操作感觉中产生不适感。
为了解决这种问题，在本实施方式中，当进行图3的负载感应机构11b中的增益常数K1的运算时，随着液压缸负载F变得越大，使增益常数K1逐渐减小。由此，活塞杆的速度与液压缸负载F的上升相应地降低。另外，当进行图3的负载切换机构11c中的增益常数K2的运算时，使增益常数K2仅以如下量进行变化，该量为，斗杆液压缸7a中的活塞7a2的活塞头侧的受压面积(Ahead)/活塞7a2的活塞杆侧的受压面积(Arod)之比。
也就是说，当将活塞杆侧油室7a4与活塞头侧油室7a5相比为高压的区域内的增益常数K2例如设为1，并将斗杆液压缸7a中的活塞7a2的活塞头侧的受压面积(Ahead)/活塞7a2的活塞杆侧的受压面积(Arod)之比例如设为1.3时，在活塞头侧油室7a5与活塞杆侧油室7a4相比为高压的区域内，使增益常数K2增加到1.3。由此，在活塞头侧油室7a5与活塞杆侧油室7a4相比为高压的区域内，伺服泵SP1的工作油的流量会增加，因此，能够防止上述的液压缸速度的降低。
接着，使用图5对本发明液压闭合回路的驱动装置的第一实施方式的动作进行说明。图5是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第一实施方式中的斗杆液压缸驱动时的伺服泵流量、液压缸压力、斗杆速度、和斗杆位移量的关系的一例的特性图。
在图5中，横轴表示时间，纵轴的(a)～(e)从上到下依次表示斗杆操作杆操作量La、伺服泵流量Qs、斗杆液压缸压力Ps、斗杆速度Va、斗杆的位移量Da。另外，从时刻t1到时刻t5为止，表示斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的伸长动作时的各特性；从时刻t6到时刻t10为止，表示斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的收缩动作时的各特性。
首先，对活塞杆7a3的伸长动作进行说明。返回图1，液压挖掘机的斗杆36的初始状态为由虚线所示的斗杆伸长状态。此时，斗杆36的重量作用于牵引斗杆液压缸7a的活塞杆7a3的方向上，因此，活塞杆侧油室7a4的压力变成高压，活塞头侧油室7a5变成低压。
在时刻t1时，操作员开始将斗杆用操作杆10a向活塞杆7a3的伸长方向进行操作，当到时刻t2为止操作了操作量LV1时，分别从图3中的负载感应机构11b和负载切换机构11c输出增益常数K1和增益常数K2，其中，增益常数K1为1以上，增益常数K2为1。因此，从伺服泵SP1排出使增益常数K1和增益常数K2与操作量相乘所得到的工作油的流量Qs(Q1以上)，并使其流入至斗杆液压缸7a的活塞头侧油室7a5内，从而使斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3开始伸长动作。
图2中的液压闭合回路的动作是与图4的情况相同的。但是，由于工作油的流量为Q1以上，所以斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的速度变成V1以上。这样，斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3伸长，由此，斗杆36向下方转动，并且在斗杆36的轴方向超过从动臂35的前端部的将斗杆36轴支承的轴心向大致垂直方向的下方延伸的线的时间点(时刻t3)上，对斗杆液压缸7a施加的液压缸负载F的方向发生反转。根据图3中的负载感应机构11b的特性，时刻t3时增益常数K1变成1，由此，此时工作油的流量Qs变成Q1，斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的速度变成V1。此外，操作员直到时刻t4为止都以操作量LV1保持斗杆用操作杆10a，并从时刻t4使操作量返回而在时刻t5使其回到0。
在时刻t3～t4之间，图2中的液压闭合回路的动作是与图4的情况相同的。但是，根据液压缸负载F发生方向反转，使得从图3中的负载切换机构11c输出的增益常数K2例如为1.3。因此，从伺服泵SP1排出使增益常数K1和增益常数K2与操作量相乘所得到的工作油的流量Qs(Q2)，并使其流入至斗杆液压缸7a的活塞头侧油室7a5内，从而使斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3继续进行伸长动作。也就是说，使伺服泵SP1的流量Qs与负载方向反转前相比增加，由此，防止了斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的速度降低。时刻t3时的伺服泵SP1的流量QS为Q2，且时刻t4时的伺服泵SP1的流量QS为Q2以下，是基于负载感应机构11b的特性而决定的。
如上所述，通过在负载方向反转时将伺服泵SP1的流量Qs从Q1增加到Q2，能够防止斗杆速度的急剧变动。工作油的流量Q2与Q1相比仅以液压缸的受压面积之比的量增加。也就是说，通过Q2＝Q1×Ahead÷Arod来求出。另外，通过负载感应机构11b，随着活塞头侧油室7a5的压力变得越大且液压缸负载F变得越大而减小伺服泵SP1的流量Qs，由此，能够降低斗杆速度并实现自然的操作感觉。
关于活塞杆7a3的收缩动作也同样地，由负载感应机构11b和负载切换机构11c执行控制，其结果为，不会在负载反转时发生速度变动地，能够平稳地得到与液压缸负载F相应的斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的速度。
根据上述本发明液压闭合回路的驱动装置的第一实施方式，能够抑制负载反转时的活塞杆7a3的速度变动，因此能够实现灵敏的控制而提高操作性、控制性。由此，能够抑制随着速度变动而产生的振动或冲击，并向操作员提供操作性和舒适性。其结果能够提高生产性。
另外，根据上述本发明液压闭合回路的驱动装置的第一实施方式，能够根据液压缸负载F而降低活塞杆7a3的速度，因此，能够实现与标准的工程机械和作业机械同等的操作感觉，还能向习惯了标准机械的操作员提供无不适感的高操作性。其结果能够提高生产性。
<第二实施方式>
以下，使用附图对本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式进行说明。图6是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式的液压回路图。在本实施方式中，示出了对构成液压挖掘机的斗杆液压缸7a和动臂液压缸7b进行驱动的例子。在图6中，与图1至图5所示的附图标记相同的附图标记表示的是同一部分，因此省略其具体说明。
在图6所示的本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式中，液压闭合回路200基本上构成为，设有两套第一实施方式的液压闭合回路，并通过电磁切换阀来改变连接。电磁切换阀5a～5d发挥对伺服泵SP1、2与斗杆液压缸7a、动臂液压缸7b的连接进行切换的作用，例如当电磁切换阀V1A设为ON时，伺服泵SP1与斗杆液压缸7a连接。
在图6中，1a、1b表示第一及第二电动机，2a、2b表示双向型的第一及第二液压泵，3a～3d表示第一～第四单向阀，3e～3h表示第五～第八单向阀，4a～4d表示第一～第四溢流阀，4e～4h表示第五～第八溢流阀，5a、5b表示二位四通的第一电磁切换阀(V1A)及第二电磁切换阀(V1B)，5c、5d表示二位四通的第三电磁切换阀(V2A)及第四电磁切换阀(V2B)，6a～6d表示第一～第四先导式单向阀，7a表示斗杆液压缸，7b表示动臂液压缸，8表示低压泵，9表示油箱，10a表示斗杆用操作杆，10b表示动臂用操作杆，110表示控制器，12a、12b表示逆变器，13表示蓄电池。第一及第二电动机1a、1b通过电力而驱动旋转，该电力是从蓄电池13经由作为排出流量控制机构的逆变器12a、12b而供给的。逆变器12a、12b向第一及第二电动机1a、1b供给与来自控制器110的驱动转矩指令相应的电力。以下，将第一电动机1a与第一液压泵2a的组合称为第一伺服泵SP1，将第二电动机1b与第二液压泵2b的组合称为第二伺服泵SP2。
动臂液压缸7b具有液压缸主体7b1、能够移动地设在液压缸主体7b1内的活塞7b2、和设在活塞7b2一侧的活塞杆7b3，从而构成了具有活塞杆侧油室7b4和活塞头侧油室7b5的单杆式液压缸。
低压泵8吸入来自油箱9的工作油，并向排出配管(低压管线)16供给低压的压力油。排出配管16分别与第一及第二先导式单向阀6a、6b的入口侧、第三及第四先导式单向阀6c、6d的入口侧、第一及第二单向阀3a、3b的入口侧、第三及第四单向阀3c、3d的入口侧、第五及第六单向阀3e、3f的入口侧、以及第七及第八单向阀3g、3h的入口侧连接。
第一液压泵2a具有两个工作油排出/吸入口2ax、2ay。在一方的工作油排出/吸入口2ax上连接有第一上游管路14a1的一端，而第一上游管路14a1的另一端分别与第一电磁切换阀(V1A)5a及第二电磁切换阀(V1B)5b的两个上游侧连接端口中的一方连接。在另一方的工作油排出/吸入口2ay上连接有第二上游管路15a1的一端，而第二上游管路15a1的另一端分别与第一电磁切换阀(V1A)5a及第二电磁切换阀(V1B)5b的两个上游侧连接端口中的另一方连接。
在第一上游管路14a1上连接有仅允许吸入的第一单向阀3a的出口侧、和第一溢流阀4a的入口侧，而第一溢流阀4a的出口侧与第二上游管路15a1连接，其中，第一溢流阀4a当第一上游管路14a1的压力变成设定压力以上的高压时，将工作油释放到第二上游管路15a1中。第一单向阀3a的入口侧连接在与低压泵8的排出配管16连通的分支管路上。
在第二上游管路15a1上连接有仅允许吸入的第二单向阀3b的出口侧、和第二溢流阀4b的入口侧，而第二溢流阀4b的出口侧与第一上游管路14a1连接，其中，该第二溢流阀4b当第二上游管路15a1的压力变成设定压力以上的高压时，将工作油释放到第一上游管路14a1中。
在第一电磁切换阀(V1A)5a的两个下游侧连接端口中的一方上连接有第一下游管路14a2的一端，而第一下游管路14a2的另一端与斗杆液压缸7a的活塞杆侧油室7a4的连接端口连接。另外，该下游侧连接端口的一方与第三电磁切换阀(V2A)5c的两个下游侧连接端口中的一方连接。
在第一电磁切换阀(V1A)5a的两个下游侧连接端口中的另一方上连接有第二下游管路15a2的一端，而第二下游管路15a2的另一端与斗杆液压缸7a的活塞头侧油室7a5的连接端口连接。另外，该下游侧连接端口的另一方与第三电磁切换阀(V2A)5c的两个下游侧连接端口中的另一方连接。
在第一下游管路14a2上，连接有：仅允许吸入的第五单向阀3e的出口侧；将第二下游管路15a2的压力作为先导压且仅允许吸入的第一先导式单向阀6a的出口侧；和第五溢流阀4e的入口侧，而第五溢流阀4e的出口侧与第二下游管路15a2连接，该第五溢流阀4e当第一下游管路14a2的压力变成设定压力以上的高压时，将工作油释放到第二下游管路15a2中。第五单向阀3e的入口侧和第一先导式单向阀6a的入口侧分别连接在与低压泵8的排出配管16连通的分支管路上。
在第二下游管路15a2上，连接有：仅允许吸入的第六单向阀3f的出口侧；将第一下游管路14a2的压力作为先导压且仅允许吸入的第二先导式单向阀6b的出口侧；和第六溢流阀4f的入口侧，而第六溢流阀4f的出口侧与第一下游管路14a2连接，该第六溢流阀4f当第二下游管路15a2的压力变成设定压力以上的高压时，将工作油释放到第一下游管路14a2中。第六单向阀3f的入口侧和第二先导式单向阀6b的入口侧分别连接在与低压泵8的排出配管16连通的分支管路上。
第二液压泵2b具有两个工作油排出/吸入口2bx、2by。在一方的工作油排出/吸入口2bx上连接有第三上游管路14b1的一端，而第三上游管路14b1的另一端分别与第三电磁切换阀(V2A)5c及第四电磁切换阀(V2B)5d的两个上游侧连接端口中的一方连接。在另一方的工作油排出/吸入口2by上连接有第四上游管路15b1的一端，而第四上游管路15b1的另一端分别与第三电磁切换阀(V2A)5c及第四电磁切换阀(V2B)5d的两个上游侧连接端口中的另一方连接。
在第三上游管路14b1上，连接有：仅允许吸入的第三单向阀3c的出口侧；和第三溢流阀4c的入口侧，而第三溢流阀4c的出口侧与第四上游管路15b1连接，该第三溢流阀4c当第三上游管路14b1的压力变成设定压力以上的高压时，将工作油释放到第四上游管路15b1中。第三单向阀3c的入口侧连接在与低压泵8的排出配管16连通的分支管路上。
在第四上游管路15b1上，连接有：仅允许吸入的第四单向阀3d的出口侧；和第四溢流阀4d的入口侧，而第四溢流阀4d的出口侧与第三上游管路14b1连接，该第四溢流阀4d当第四上游管路15b1的压力变成设定压力以上的高压时，将工作油释放到第三上游管路14b1中。
在第四电磁切换阀(V2B)5d的两个下游侧连接端口中的一方上连接有第三下游管路14b2的一端，而第三下游管路14b2的另一端与动臂液压缸7b的活塞杆侧油室7b4的连接端口连接。另外，该下游侧连接端口的一方与第二电磁切换阀(V1B)5b的两个下游侧连接端口中的一方连接。
在第四电磁切换阀(V2B)5d的两个下游侧连接端口中的另一方上连接有第四下游管路15b2的一端，而第四下游管路15b2的另一端与动臂液压缸7b的活塞头侧油室7b5的连接端口连接。另外，该下游侧连接端口的另一方与第二电磁切换阀(V1B)5b的两个下游侧连接端口中的另一方连接。
在第三下游管路14b2上，连接有：仅允许吸入的第七单向阀3g的出口侧；将第四下游管路15b2的压力作为先导压且仅允许吸入的第三先导式单向阀6c的出口侧；和第七溢流阀4g的入口侧，而第七溢流阀4g的出口侧与第四下游管路15b2连接，该第七溢流阀4g当第三下游管路14b2的压力变成设定压力以上的高压时，将工作油释放到第四下游管路15b2中。第七单向阀3g的入口侧和第三先导式单向阀6c的入口侧分别连接在与低压泵8的排出配管16连通的分支管路上。
在第四下游管路15b2上，连接有：仅允许吸入的第八单向阀3h的出口侧；将第三下游管路14b2的压力作为先导压且仅允许吸入的第四先导式单向阀6d的出口侧；和第八溢流阀4h的入口侧，而第八溢流阀4h的出口侧与第三下游管路14b2连接，该第八溢流阀4h当第四下游管路15b2的压力变成设定压力以上的高压时，将工作油释放到第三下游管路14b2中。第八单向阀3h的入口侧和第四先导式单向阀6d的入口侧分别连接在与低压泵8的排出配管16连通的分支管路上。
在动臂液压缸7b的活塞杆侧的液压缸主体7b1中，设有检测活塞杆侧油室7b4的压力的第三压力传感器18a(活塞杆侧油室压力检测机构)。在动臂液压缸7b的活塞头侧的液压缸主体7b1中，设有检测活塞头侧油室7a5的压力的第四压力传感器18b(活塞头侧油室压力检测机构)。第三及第四压力传感器18a、18b检测出的各油室的压力输入至控制器110。另外，第一及第二压力传感器17a、17b检测出的斗杆液压缸7a的各油室的压力也输入至控制器110。
动臂用操作杆10b和斗杆用操作杆10a设在驾驶室33内，它们的操作量信号输入至控制器110。控制器110根据这些操作量信号和各种传感器信号等来运算第一～第四电磁切换阀5a～5d的切换时机和第一及第二伺服泵SP1、SP2的各转速指令，并向第一～第四电磁切换阀5a～5d及逆变器12a、12b输出驱动指令信号。
接着，使用图7及图8对由控制器110执行的驱动指令信号的运算内容进行说明。图7是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式中的回路切换时的电磁切换阀与伺服泵的动作示例的图表，图8是表示构成本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式的控制器的运算内容的结构图。在图7及图8中，与图1至图6所示的附图标记相同的附图标记表示的是同一部分，因此省略其具体说明。
图7是表示在本实施方式中控制器110控制的回路切换时的电磁切换阀与伺服泵的动作示例的图表。
首先，在图7所示的停止时，控制器110将第一～第四电磁切换阀(V1A～V2B)5a～5d设为非励磁，并且将第一及第二伺服泵SP1、SP2设为停止状态。在该状态下，通过第一～第四电磁切换阀5a～5d能够阻止工作油的移动，因此，能够防止斗杆液压缸7a及动臂液压缸7b因自重而落下。
在斗杆单独动作时，控制器将第一电磁切换阀(V1A)5a励磁，并且驱动第一伺服泵SP1。另外，在动臂单独动作时，控制器110将第四电磁切换阀(V2B)5d励磁，并且驱动第二伺服泵SP2。
另外，在动臂动作和斗杆动作的混合动作的情况下，控制器110使第一电磁切换阀(V1A)5a和第四电磁切换阀(V2B)5d励磁，并且驱动第一伺服泵SP1和第二伺服泵SP2。
另一方面，在斗杆单独动作时，操作杆操作量增加，若想使斗杆以最高输出进行动作的话，控制器4在第一电磁切换阀(V1A)5a的基础上使第三电磁切换阀(V2A)5c励磁，并且驱动第一伺服泵SP1和第二伺服泵SP2。由此，来自第一及第二伺服泵SP1、SP2两者的工作油被供给至斗杆液压缸7a。
通过这种结构，能够使每台伺服泵的容积小型化，并同时在必要时产生较大的液压缸输出。尤其是，由于能够缩小电动机的容积，所以在液压挖掘机那样的将液压闭合回路搭载在有限的空间内的情况下非常有效。
图8是表示控制器110的运算内容的一部分的结构图。在此，示出了输入斗杆用操作杆10a和斗杆液压缸7a的各油室的压力，并向第一及第二伺服泵SP1、SP2输出指令信号的部分。在此，虽未图示，但动臂液压缸7b动作时的控制结构也同样地构成。
在图8中，负载计算机构11a、负载感应机构11b、负载切换机构11c、及乘法机构11d具有与第一实施方式中说明的图3相同的功能。控制器110除了这些回路之外，还具有输出限制机构11e、减法机构11f、和继电器机构11g。
若将乘法机构11d的输出即转矩指令设为转速指令Vref，则在输出限制机构11e中输入有该转矩指令(转速指令)Vref。输出限制机构11e具有将输出限制为相当于预先确定的伺服泵SP1的最大转速Nmax的限制功能。由此，即使在输入即转速指令Vref超过了最大转速Nmax的情况下，输出限制机构11e也不会输出Nmax以上的指令。该指令信号输出至逆变器12a。逆变器12a基于该指令信号来控制第一电动机1a和第一液压泵2a(第一伺服泵SP1)的转速。
在减法机构11f中输入有转速指令Vref和预先确定的伺服泵SP1的最大转速Nmax的信号。减法机构11f从转速指令Vref中减去预先确定的伺服泵SP1的最大转速Nmax的信号，来计算转速指令Vref的超过最大转速Nmax的超过量。算出的超过量的信号输出至继电器机构11g。
在继电器机构11g中输入有超过量的信号。继电器机构11g由仅在图7所示的斗杆液压缸最高输出动作时设为ON的继电器的接点构成。也就是说，控制器110仅在判断为处于斗杆液压缸最高输出动作状态的情况下，将输入即转速指令Vref的超过最大转速Nmax的超过量的信号输出。继电器机构11g的输出信号输出至逆变器12b。逆变器12b基于该指令信号来控制第二电动机1b和第二液压泵2b(第二伺服泵SP2)的转速。
这样，在斗杆液压缸最高输出动作时，将转速指令Vref的超过最大转速Nmax的超过量向第二伺服泵SP2发出指令，因此，能够以简单的控制结构来高精度地控制伺服泵的合计流量。
接着，使用图9对本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式的动作进行说明。图9是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式中的斗杆液压缸驱动时的伺服泵流量、液压缸压力、斗杆速度、和斗杆位移量的关系的一例的特性图。
在图9中，横轴表示时间，纵轴的(a)～(g)从上到下依次表示斗杆操作杆操作量La、第一伺服泵流量Qs1、第二伺服泵流量Qs2、第一伺服泵与第二伺服泵的合计流量Qs、斗杆液压缸压力Ps、斗杆速度Va、斗杆的位移量Da。另外，从时刻t1到时刻t5为止，表示斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的伸长动作时的各特性；从时刻t6到时刻t10为止，表示斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的收缩动作时的各特性。另外，在本实施方式中对如下情况进行说明：在图7所示的斗杆最高输出动作时，控制器110使第一电磁切换阀(V1A)5a和第三电磁切换阀(V2A)5c励磁，并且驱动第一伺服泵SP1和第二伺服泵SP2。
在时刻t1时，操作员开始将斗杆用操作杆10a向活塞杆7a3的伸长方向进行操作，当在时刻t1a超过操作量Nmax并到时刻t2为止操作了操作量LV1时，则在时刻t1a时，分别从图8中的负载感应机构11b和负载切换机构11c输出增益常数K1和增益常数K2，其中，增益常数K1为1以上，增益常数K2为1，并且，从作为乘法机构11d的输出的转速指令Vref，经由输出限制机构11e而输出最大转速Nmax的信号。由此，从第一伺服泵SP1排出工作油的流量Qs1(Qmax)，并使其流入至斗杆液压缸7a的活塞头侧油室7a5内，从而斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3开始伸长动作。
在时刻t1a～时刻t2之间，图8中的乘法机构11d的输出即转速指令Vref进一步上升，但由于向第一伺服泵SP1发出的转速指令由输出限制机构11e限制在Nmax，所以不会发生变化。另一方面，通过减法机构11f和继电器机构11g，使转速指令Vref的超过最大转速Nmax的超过量的信号输出至第二伺服泵SP2。由此，从第一伺服泵SP1排出该超过量的工作油流量。其结果是，如图9的(d)所示，第一伺服泵与第二伺服泵的合计流量Qs变成Q1以上，并流入至斗杆液压缸7a的活塞头侧油室7a5内。
此时，在图6中，由于使第一电磁切换阀(V1A)5a和第三电磁切换阀(V2A)5c励磁，所以使斗杆液压缸7a的成为高压的活塞杆侧油室7a4与第一下游管路14a2、第一上游管路14a1、第三上游管路14b1连通。另外，使斗杆液压缸7a的成为低压的活塞头侧油室7a5与第二下游管路15a2、第二上游管路15a1、第四上游管路15b1连通。
由于活塞杆侧油室7a4为高压，所以与第一上游管路14a1连接的第一单向阀3a、与第三上游管路14b1连接的第三单向阀3c、与第一下游管路14a2连接的第一先导式单向阀6a和第五单向阀3e闭合，从活塞杆侧油室7a4流出的工作油的流量全部吸入至第一液压泵2a的工作油排出/吸入口2ax和第二液压泵2b的工作油排出/吸入口2bx。此时，根据液压缸活塞头侧油室7a5与液压缸活塞杆侧油室7a4之间的容积差，使泵吸入流量与第一及第二液压泵2a、2b的必要排出流量相比较少，因此造成了流量不足，但不足部分的工作油流量会从低压泵8经由低压管线16而供给，并分别通过打开的第二先导式单向阀6b和第六单向阀3f而吸入到第二下游管路15a2中，并通过打开的第二单向阀3b而吸入到第二上游管路15a1中，并通过打开的第四单向阀3d而吸入到第四上游管路15b1中。
这样，斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3伸长，由此，使斗杆36向下方转动，并且在斗杆36的轴方向超过从动臂35的前端部的将斗杆36轴支承的轴心向大致垂直方向的下方延伸的线的时间点(时刻t3)上，对斗杆液压缸7a施加的液压缸负载F的方向发生反转。根据图8中的负载感应机构11b的特性，由于在时刻t3时增益常数K1变成1，所以此时工作油的合计流量Qs变成Q1，斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的速度变成V1。此外，操作员直到时刻t4为止都以操作量LV1保持斗杆用操作杆10a，并从时刻t4使操作量返回而在时刻t5使其回到0。
此时(时刻t3～t4之间)，在图6中，活塞头侧油室7a5为高压，因此与第二上游管路15a1连接的第二单向阀3b、与第四上游管路15b1连接的第四单向阀3d、与第二下游管路15a2连接的第二先导式单向阀6b和第六单向阀3f闭合，从第一伺服泵SP1和第二伺服泵SP2排出的工作油的合计流量Qs全部流入至液压缸活塞头侧油室7a5内。此时，根据液压缸活塞头侧油室7a5与液压缸活塞杆侧油室7a4之间的容积差，使合计泵吸入流量与第一液压泵2a及第二液压泵2b的必要合计排出流量相比较少，因此造成了流量不足，但不足部分的工作油流量会从低压泵8经由低压管线16而供给，并分别通过打开的第一先导式单向阀6a和第五单向阀3e而吸入到第一下游管路14a2，并通过打开的第一单向阀3a而吸入到第一上游管路14a1，并通过打开的第三单向阀3c而吸入到第三上游管路14b1。由此，流量不足得以补充。
另外，通过液压缸负载F的方向反转，从图8中的负载切换机构11c输出增益常数K2，该增益常数K2例如为1.3。由此，虽然乘法机构11d的输出即转速指令Vref增加，但由于如上所述向第一伺服泵SP1发出的指令由输出限制机构11e限制在Nmax，所以向第二伺服泵SP2发出的指令会增加。第一伺服泵SP1与第二伺服泵SP2的合计流量Qs(Q2)流入至斗杆液压缸7a的活塞头侧油室7a5内，斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3继续伸长动作。也就是说，伺服泵SP1的流量Qs与负载方向反转前相比增加，由此，防止了斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的速度降低。时刻t3时的伺服泵SP1的流量QS为Q2，且时刻t4时的伺服泵SP1的流量QS为Q2以下，是基于负载感应机构11b的特性而产生的。
如上所述，在负载方向反转时将第二伺服泵SP1和第二伺服泵SP2的合计流量Qs从Q1增加到Q2，由此能够防止斗杆速度的急剧变动。工作油的流量Q2与Q1相比仅以液压缸的受压面积之比的量增加。也就是说，通过Q2＝Q1×Ahead÷Arod而求出。另外，通过负载感应机构11b，随着活塞头侧油室7a5的压力变得越大且液压缸负载F变得越大而减小伺服泵SP1和第二伺服泵SP2的合计流量Qs，从而能够降低斗杆速度并实现自然的操作感觉。
关于活塞杆7a3的收缩动作也同样地，由负载感应机构11b和负载切换机构11c执行控制，其结果是，不会在负载反转时发生速度变动地，能够平稳地得到与液压缸负载F相应的斗杆液压缸7a中的活塞杆7a3的速度。即，根据本实施方式，基于使多个泵的排出流量合流，而能够同时实现高速大输出方式的活塞杆7a3的驱动、和高操作性。
此外，在本实施方式中，将第一伺服泵SP1的流量设为Qmax，而使第二伺服泵SP2的流量变化，由此使合计流量发生变化，但并不限定于此。还可以使第一伺服泵SP1的流量和第二伺服泵SP2的流量两者都发生变化。
根据上述本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式，能够得到与上述第一实施方式相同的效果。
另外，根据上述本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式，在由多个液压泵来驱动一个液压缸中的活塞杆的情况下，也能抑制负载反转时的液压缸中的活塞杆的速度变动。由此，能够同时实现高速大输出的方式的作业机械的驱动、和高操作性。其结果是，能够谋求生产性的提高。
<第三实施方式>
以下，使用附图对本发明液压闭合回路的驱动装置的第三实施方式进行说明。图10是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第三实施方式的液压回路图。在图10中，与图1至图9所示的附图标记相同的附图标记表示的是同一部分，因此省略其具体说明。
在本实施方式中，虽然与第一实施方式中的液压回路大致相同，但排出流量控制机构不同。在第一实施方式中，作为排出流量控制机构，而由逆变器12可变速地控制电动机1来控制双向型液压泵2的泵排出流量，但在本实施方式中，省略了逆变器12、电动机1。
在图10中，50表示双向可变型液压泵，30表示驱动双向可变型液压泵50的发动机，40表示控制双向可变型液压泵50的斜板倾转角的液压调节器。
控制器11通过与第一实施方式相同的运算来计算指令信号，并将该指令信号输出至液压调节器40。通过液压调节器40来控制双向可变型液压泵50的斜板倾转角，并使排出流量变化。
根据上述本发明液压闭合回路的驱动装置的第三实施方式，能够得到与上述第一实施方式相同的效果。
<第四实施方式>
以下，使用附图对本发明液压闭合回路的驱动装置的第四实施方式进行说明。图11是表示本发明液压闭合回路的驱动装置的第二实施方式的液压回路图。在图11中，与图1至图10所示的附图标记相同的附图标记表示的是同一部分，因此省略其具体说明。
在本实施方式中，虽然与第二实施方式中的液压回路大致相同，但排出流量控制机构不同。在第二实施方式中，作为排出流量控制机构，由逆变器12a、12b可变速地控制电动机1a、1b来控制双向型液压泵2a、2b的泵排出流量，但在本实施方式中，省略了逆变器12a、12b和电动机1a、1b。
在图11中，50a、50b表示双向可变型液压泵，30表示分别驱动双向可变型液压泵50a、50b的发动机，40a、40b表示分别控制双向可变型液压泵50a、50b的斜板倾转角的液压调节器。
控制器110通过与第二实施方式相同的运算来计算指令信号，并将该指令信号分别输出至液压调节器40a、40b。通过液压调节器40a、40b来分别控制双向可变型液压泵50a、50b的各斜板倾转角，并使排出流量变化。
根据上述本发明液压闭合回路的驱动装置的第四实施方式，能够得到与上述第一实施方式相同的效果。
此外，在上述各实施方式中，说明了使用先导式单向阀作为液压闭合回路中的流量差吸收机构的示例，但并不限定于此。还可以是如下的液压闭合回路，该液压闭合回路由如冲洗阀和梭阀(shuttlevalve)那样的低压选择阀、或者电磁阀来进行流量差吸收。
附图标记说明
1     电动机
2     液压泵(双向型液压泵)
3a    第一单向阀
3b    第二单向阀
4a    第一溢流阀
4b    第二溢流阀
5a    第一电磁切换阀
5b    第二电磁切换阀
5c    第三电磁切换阀
5d    第四电磁切换阀
6a    第一先导式单向阀
6b    第二先导式单向阀
7a    斗杆液压缸(单杆液压缸)
7b    动臂液压缸(单杆液压缸)
8     低压泵
9     油箱
10a   斗杆用操作杆(操作装置)
11    控制器(控制装置)
11a   负载计算机构
11b   负载感应机构
11c   负载切换机构
11d   乘法机构
11e   输出限制机构
11f   减法机构
12    逆变器(排出流量控制机构)
13    蓄电池
14    第一管路
15    第二管路
17a   压力传感器(活塞杆侧油室压力检测机构)
17b   压力传感器(活塞头侧油室压力检测机构)
18a   压力传感器(活塞杆侧油室压力检测机构)
18b   压力传感器(活塞头侧油室压力检测机构)
20    液压闭合回路
30    发动机
40    液压调节器(排出流量控制机构)
50    液压泵(双向可变型)
110   控制器(控制装置)
200   液压闭合回路
SP1   伺服泵
SP2   第二伺服泵

Claims (6)

1.一种液压闭合回路的驱动装置，其具有：
双向型液压泵；
对所述双向型液压泵的排出流量进行控制的排出流量控制机构；
通过所述双向型液压泵排出的压力油而驱动的单杆液压缸；
第一管路，其一端与所述双向型液压泵的一方的排出口连接，且另一端与所述单杆液压缸的活塞杆侧油室连接；
第二管路，其一端与所述双向型液压泵的另一方的排出口连接，且另一端与所述单杆液压缸的活塞头侧油室连接；和
对所述单杆液压缸的驱动发出指令的操作装置，其特征在于，所述液压闭合回路的驱动装置具有：
检测所述单杆液压缸的活塞杆侧油室的压力的活塞杆侧油室压力检测机构；
检测所述单杆液压缸的活塞头侧油室的压力的活塞头侧油室压力检测机构；和
控制装置，该控制装置具有：负载计算机构，根据由所述活塞杆侧油室压力检测机构检测出的所述单杆液压缸的活塞杆侧油室的压力、和由所述活塞头侧油室压力检测机构检测出的活塞头侧油室的压力，来运算所述单杆液压缸的负载量；负载切换机构，根据由所述负载计算机构算出的所述负载量的极性来运算第一比例增益；和乘法机构，将由所述负载切换机构算出的第一比例增益与来自所述操作装置的操作量相乘来计算指令信号，并将所述指令信号输出至所述排出流量控制机构。
2.根据权利要求1所述的液压闭合回路的驱动装置，其特征在于，
所述负载计算机构从由所述活塞头侧油室压力检测机构检测出的所述单杆液压缸的活塞头侧油室的压力与所述单杆液压缸的活塞头侧的受压面积相乘得到的值中，减去由所述活塞杆侧油室压力检测机构检测出的所述单杆液压缸的活塞杆侧油室的压力与所述单杆液压缸的活塞杆侧的受压面积相乘得到的值，由此，运算所述单杆液压缸的负载量。
3.根据权利要求2所述的液压闭合回路的驱动装置，其特征在于，
所述负载切换机构的所述第一比例增益的输出特性在所述单杆液压缸的负载量的极性发生变化的区域内具有不敏感区或滞后。
4.根据权利要求1～3中任一项所述的液压闭合回路的驱动装置，其特征在于，具有控制装置，所述控制装置具有：
负载感应机构，运算根据由所述负载计算机构算出的所述负载量的增加而逐渐减小的第二比例增益；和乘法机构，将由所述负载切换机构算出的第一比例增益、由所述负载感应机构算出的第二比例增益、和来自所述操作装置的操作量相乘来计算指令信号，并将所述指令信号输出至所述排出流量控制机构。
5.一种液压闭合回路的驱动装置，其具有：
多个双向型液压泵；
对多个所述双向型液压泵的排出流量进行控制的多个排出流量控制机构；
通过多个所述双向型液压泵排出的压力油而驱动的多个单杆液压缸；
多个切换阀，能够将多个单杆液压缸内的一个单杆液压缸的活塞杆侧油室或活塞头侧油室中的某一方、与多个所述双向型液压泵内的一个或两个双向型液压泵的一方的排出口连接，并且，能够将多个所述单杆液压缸内的一个所述单杆液压缸的活塞杆侧油室或活塞头侧油室中的另一方、与多个所述双向型液压泵内的一个或两个所述双向型液压泵的另一方的排出口连接；和
对多个所述单杆液压缸的驱动发出指令的多个操作装置，其特征在于，所述液压闭合回路的驱动装置具有：
检测多个所述单杆液压缸的各活塞杆侧油室的压力的活塞杆侧油室压力检测机构；
检测多个所述单杆液压缸的各活塞头侧油室的压力的活塞头侧油室压力检测机构；和
控制装置，该控制装置具有：负载计算机构，根据由所述活塞杆侧油室压力检测机构检测出的多个所述单杆液压缸的各活塞杆侧油室的压力、和由所述活塞头侧油室压力检测机构检测出的多个所述单杆液压缸的各活塞头侧油室的压力，来运算多个所述单杆液压缸的各负载量；负载切换机构，根据由所述负载计算机构算出的各所述负载量的极性来运算各第一比例增益；和乘法机构，将由所述负载切换机构算出的各第一比例增益与来自多个所述操作装置的各操作量相乘来计算各指令信号，并将各所述指令信号输出至各所述排出流量控制机构。
6.根据权利要求5所述的液压闭合回路的驱动装置，其特征在于，具有控制装置，所述控制装置具有：
输出限制机构，将所述乘法机构的输出限制为预先确定的指令值，并将所述限制的信号作为指令信号向与多个所述双向型液压泵内的一个双向型液压泵对应的一个所述排出流量控制机构输出；和
减法机构，从所述乘法机构的输出中减去所述预先确定的指令值，并将通过所述减去而算出的信号作为指令信号，向一个所述排出流量控制机构输出，该一个所述排出流量控制机构是与多个所述双向型液压泵内的所述一个双向型液压泵以外的一个双向型液压泵对应的机构。
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