CN104619996A - 电动式液压作业机械的液压驱动装置 - Google Patents

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Abstract

一种电动式液压作业机械的液压驱动装置，使用控制器(50)并通过电动机(1)的转速控制来进行主泵(2)的负载敏感控制，并且进行当主泵(2)的排出压上升至接近主溢流阀(14)的设定压力Pmax的第1规定压力Ppso以上时以使主泵(2)的排出流量减少的方式控制主泵(2)的转速的截断控制。由此，在由电动机驱动液压泵而驱动执行机构并由电动机的转速控制进行负载敏感控制的电动式液压作业机械中，能够抑制基于溢流阀动作造成的无谓的动力消耗，且抑制电动机转速的急剧上升，以更高的效率确保舒适性。

Description

电动式液压作业机械的液压驱动装置
技术领域
本发明涉及由电动机驱动液压泵而驱动执行机构来进行各种作业的液压挖掘机等电动式液压作业机械的液压驱动装置，尤其涉及以使液压泵的排出压比最高负载压仅高出固定压力的方式控制液压泵的排出流量的、所谓的负载敏感式(load sensing type)的液压驱动装置。
背景技术
在专利文献1以及2中记载了由电动机驱动液压泵而驱动执行机构来进行各种作业的液压挖掘机等电动式液压作业机械。专利文献1的电动式液压作业机械构成为，具有由电动机驱动的固定容量式的液压泵，以使该液压泵的排出压与多个液压执行机构的最大负载压之间的压差恒定的方式控制电动机的转速，由此进行负载敏感控制(load sensing control)。
专利文献2所记载的电动式液压作业机械构成为，具有由电动机(可变速马达)驱动的可变容量式的液压泵，通过电动机的转速控制、和液压泵的调节器的截断控制(cutoff control)(当液压泵的排出压成为某压力以上时，将液压泵的容量截断至几乎为0的控制)的组合，而使液压泵由电动机驱动并控制排出压力以及排出流量，此时能够降低无谓的电力消耗。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2008-256037号公报
专利文献2：日本特开2003-172302号公报
在专利文献1所记载的液压驱动装置中，能够不使用进行复杂的流量控制的可变容量泵地，由电动机的转速控制来进行负载敏感控制，因此，能够在小型的液压挖掘机等上容易地搭载负载敏感系统。
但是，在专利文献1所记载的液压驱动装置中具有如下问题。
在专利文献1所记载的液压驱动装置中，例如当动臂液压缸等执行机构到达冲程终点时，通过从液压泵与液压油供给油路连接的溢流阀的工作，而使该液压油供给油路的液压油向油箱排出，并使液压泵的排出压力保持为溢流阀的设定压(溢流压)。
但是，因为从溢流阀排出的液压油不发挥作用，所以当将由溢流阀保持的液压油供给油路的压力设为P，并将从液压油供给油路向油箱流出的流量设为Q时，由P[MPa]×Q[L/min]/60表示的动力无谓地变换为热量或声音而消耗。此时，电动机冷却用的消耗电力增大，由此具有如下问题：作为电动机的电力源的蓄电池(蓄电装置)的放电量增大，蓄电池的衰减变快，作业机械的工作时间变短。另外，具有无谓消耗的动力变为热量，无法使动作油的冷却系统的容量变小的问题。
另外，在专利文献1的液压驱动装置中，构成为通过电动机的转速控制仅进行负载敏感控制，因此，例如当如上述那样地动臂液压缸等执行机构到达冲程终点时，液压泵的排出压与最高负载压的压差几乎为0，以使该压差与目标压差相等的方式控制电动机的转速，因此，电动机的转速会急剧上升至最大转速。该结果为，液压泵的排出流量也增加至最大，从溢流阀向油箱流出的流量也增加至最大，由此，上述问题(基于以无谓的动力消耗的发生为原因的蓄电池放电量增大而造成作业机械的工作时间的缩短、动作油冷却系统容量的增大)变得特别明显。
而且，每当动臂液压缸等执行机构到达冲程终点时，电动机转速都会急剧上升至最大转速，因此，具有因随着电动机转速的急剧上升所产生的不舒服的噪音/振动而会损害操作员的舒适性的问题。
另一方面，在专利文献2所记载的液压单元中，液压泵的排出流量最终减少至将从液压单元的泄漏量补充的程度的流量，因此能够构筑非常高效的系统。但是，作为流量控制没有设想将液压泵的排出压与各执行机构的最高负载压之间的压差控制为恒定的负载敏感控制，假设在进行负载敏感控制的情况下，与专利文献1的实施例1同样地，每当例如液压缸到达冲程终点时，电动机转速都会急剧上升至最高转速，具有因随着电动机转速的急剧上升所产生的不舒服的噪音/振动而损害操作员的舒适性的问题。
发明内容
本发明的目的在于，提供一种电动式液压作业机械的液压驱动装置，在由电动机驱动液压泵而驱动执行机构并由电动机的转速控制进行负载敏感控制的电动式液压作业机械中，抑制基于溢流阀动作造成的无谓的动力消耗，且抑制电动机转速的急剧上升，能够以更高的效率确保舒适性。
(1)为了实现上述目的，本发明的电动式液压作业机械的液压驱动装置具有：电动机；由该电动机驱动的液压泵；由从该液压泵排出的液压油驱动的多个执行机构；控制从所述液压泵向多个执行机构供给的液压油的流量的多个流量控制阀；溢流阀，其与向多个所述流量控制阀供给所述液压泵的排出油的液压油供给油路连接，且当所述液压泵的排出压为设定压力以上时成为开状态而使所述液压油供给油路的液压油返回至油箱；和对所述电动机提供电力的蓄电装置，其中，所述电动式液压作业机械的液压驱动装置具有进行负载敏感控制和截断控制的电动机转速控制装置，其中，该负载敏感控制为，控制所述液压泵的转速以使所述液压泵的排出压比多个所述执行机构的最高负载压仅高出目标压差，该截断控制为，当所述液压泵的排出压上升至接近所述溢流阀的设定压力的第1规定压力以上时，控制所述液压泵的转速以使所述液压泵的排出流量减少。
这样，在电动机转速控制装置中不仅进行负载敏感控制，而且进行截断控制，该截断控制为，当液压泵的排出压上升至接近溢流阀的设定压力的第1规定压力以上时，以使液压泵的排出流量减少的方式控制液压泵的转速，由此，多个执行机构包含液压缸，当该液压缸到达冲程终点时等，能够抑制从液压泵排出的流量，由此能够抑制从溢流阀无谓消耗的动力。该结果为，由于电动机的消耗电力减少，所以能够长时间保持作为电动机的电力源的蓄电装置，并能够延长电动式液压作业机械的工作时间。而且，由于溢流阀动作时的发热量也减少，所以能够使动作油的冷却系统小型化。
另外，同样地，当该液压缸到达冲程终点时等，能够抑制电动机的转速增加，因此，能够抑制随着电动机转速上升所产生的噪音、振动的增加，能够防止损害操作员的舒适性。
(2)在上述(1)中，优选为，所述电动机转速控制装置具有：检测所述液压泵的排出压的第1压力传感器；检测所述最大负载压的第2压力传感器；控制所述电动机的转速的换流器；和控制器，所述控制器具有：负载敏感控制运算部，其基于所述第1压力传感器以及第2压力传感器检测到的所述液压泵的排出压以及所述最高负载压、和目标LS压差，来运算与如下的压差偏差的正负对应地增减的所述液压泵的虚拟容量，该压差偏差是所述液压泵的排出压和所述最高负载压的压差、与所述目标LS压差之间的压差偏差；和容量限制控制运算部，其基于所述第1压力传感器检测到的所述液压泵的排出压，来运算当所述液压泵的排出压上升至所述第1规定压力以上时使其急剧减少的截断控制的所述虚拟容量的限制值，并选择由所述负载敏感控制运算部运算的所述虚拟容量与所述虚拟容量的限制值中的较小一个来求出新的虚拟容量，所述控制器对所述新的虚拟容量乘以所述基准转速来运算所述液压泵的目标流量，并向所述换流器输出用于以使所述液压泵的排出流量成为所述目标流量的方式控制所述电动机的转速的控制指令。
这样，对负载敏感控制运算部导入了液压泵的虚拟容量这一概念来求出负载敏感控制的目标流量，并控制电动机的转速，由此能够进行基于电动机的转速控制的负载敏感控制。另外，在容量限制控制运算部中运算截断控制的虚拟容量的限制值，并由负载敏感控制运算部来选择所运算的虚拟容量和该虚拟容量的限制值中的较小一个来求出新的虚拟容量，并控制电动机的转速，由此能够容易地实现基于电动机的转速控制的截断控制。
(3)在上述(1)中，优选为，所述电动式液压作业机械的液压驱动装置还具有转矩控制装置，其在所述液压泵的排出压处于第2规定压力以上且所述第1规定压力以下的压力范围内时，进行控制，随着所述液压泵的排出压上升而使所述液压泵的排出流量减少，由此使所述液压泵的吸收转矩不超过预先设定的最大转矩。
这样，在由电动机转速控制装置进行负载敏感控制和截断控制的基础上，设置转矩控制装置来进行转矩控制，该转矩控制为，当液压泵的排出压处于第2规定压力以上且第1规定压力以下的压力范围内时，以随着液压泵的排出压上升而使液压泵的排出流量减少的方式限制液压泵的吸收转矩，由此，当液压泵的排出压上升时，即使在基于电动机转速控制装置的截断控制开始之前的期间，也通过限制液压泵的吸收转矩的转矩控制来抑制液压泵的消耗马力。由此，由于电动机的消耗电力减少，所以能够更长时间保持作为电动机的电力源的蓄电装置，并能够更加延长电动式液压作业机械的工作时间。另外，由于电动机的消耗电力减少，所以能够使电动机小型化。
(4)在上述(2)中，优选为，所述液压泵为可变容量型的液压泵，所述电动式液压作业机械的液压驱动装置还具有调节器，其设在所述液压泵上，在所述液压泵的排出压上升时，进行控制使所述液压泵的排出流量减少，由此使所述液压泵的吸收转矩不超过预先设定的最大转矩。
由此，通过使用具有转矩控制功能的通常的液压泵来进行电动机的转速控制，而能够容易地实现负载敏感控制、截断控制和转矩控制。
(5)在上述(2)中，优选为，所述液压泵为固定容量型的液压泵，所述电动式液压作业机械的液压驱动装置还具有转矩控制装置，其是作为所述控制器的一个功能而编入的，当所述液压泵的排出压上升时，进行控制使所述液压泵的排出流量减少，由此使所述液压泵的吸收转矩不超过预先设定的最大转矩。
由此，能够实现负载敏感控制、截断控制和转矩控制，并且液压泵为固定容量型，因此能够将液压泵的尺寸抑制为较小，能够实现空间节省。
(6)在上述(2)中，优选为，所述液压泵为固定容量型的液压泵，所述容量限制控制运算部基于所述第1压力传感器检测到的所述液压泵的排出压，当所述液压泵的排出压处于第2规定压力以上且所述第1规定压力以下的压力范围内时，运算随着所述液压泵的排出压变高而减少的转矩限制控制的虚拟容量的限制值，并当所述液压泵的排出压上升至所述第1规定压力以上时，运算从所述转矩限制控制的虚拟容量的限制值急剧减少的截断控制的虚拟容量的限制值，并选择由所述负载敏感控制运算部运算的所述虚拟容量和所述虚拟容量的限制值中的较小一个来求出新的虚拟容量。
由此，能够实现基于电动机转速控制的负载敏感控制、截断控制和转矩控制这3个控制，并且液压泵为固定容量型，因此能够将液压泵的尺寸抑制为较小，能够实现空间节省。
(7)在上述(2)中，优选为，所述电动式液压作业机械的液压驱动装置还具有指示所述基准转速的操作装置，所述控制器基于所述操作装置的指示信号而设定所述基准转速，且基于该基准转速来运算与所述基准转速的大小对应的所述目标LS压差和所述目标流量。
由此，操作员通过操作操作装置而使基准转速变小，从而使目标LS压差和目标流量变小，由此，电动机的转速变化和转速变小，能够得到良好的微操作性。
发明的效果
在由电动机驱动液压泵而驱动执行机构并由电动机的转速控制进行负载敏感控制的电动式液压作业机械中，能够抑制基于溢流阀动作造成的无谓的动力消耗，且抑制电动机转速的急剧上升，能够以更高的效率确保舒适性。另外，由于电动机的消耗电力减少，所以能够长时间保持作为电动机的电力源的蓄电装置，并能够延长电动式液压作业机械的工作时间。而且，由于溢流阀动作时的发热量也减少，所以能够使动作油的冷却系统小型化。
附图说明
图1是表示本发明的第1实施方式的电动式液压作业机械的液压驱动装置的构成的图。
图2是表示控制器的处理内容的功能框图。
图3是表示模拟设定在运算部的截断控制的特性(截断控制特性)的图。
图4是表示转矩控制装置的泵转矩特性(Pq特性：泵排出压-泵容量特性)的特性图。
图5是表示搭载有本实施方式的液压驱动装置的液压挖掘机的外观的图。
图6A是表示以往的由电动机转速控制进行负载敏感控制的液压驱动装置的马力特性的图。
图6B是表示本实施方式的液压驱动装置的马力特性的图。
图7是表示本发明的第2实施方式的电动式液压作业机械的液压驱动装置的构成的图。
图8是表示控制器的处理内容的功能框图。
图9是表示使模拟设定在运算部的转矩控制的特性(转矩控制特性)与模拟截断控制的特性(截断控制特性)组合而成的特性的图。
图10是表示主泵的转矩特性的图。
具体实施方式
以下，使用附图说明本发明的实施方式。
实施例1
～构成～
图1是表示本发明的第1实施方式的电动式液压作业机械的液压驱动装置的构成的图。本实施方式是将本发明适用于前旋转式的液压挖掘机的液压驱动装置的情况。
在图1中，本实施方式的液压驱动装置具有：电动机1；由该电动机1驱动的作为主泵的可变容量型的液压泵(以下称为主泵)2以及固定容量型的先导泵30；由从主泵2排出的液压油驱动的多个执行机构3a、3b、3c…；位于主泵2与多个执行机构3a、3b、3c…之间的控制阀4；经由先导油路31与先导泵30连接且基于先导泵30的排出油生成先导一次压的先导液压源38；和位于先导液压源38的下游侧且由门锁杆24操作的作为安全阀的门锁阀100。
控制阀4具有：与使主泵2的排出油供给的第1液压油供给油路2a(配管)连接的第2液压油供给油路4a(内部通路)；中位封闭型(closed center type)的多个流量控制阀6a、6b、6c…，其与从第2液压油供给油路4a分支的油路8a、8b、8c…连接，且分别控制从主泵2向执行机构3a、3b、3c…供给的液压油的流量和方向；压力补偿阀7a、7b、7c…，其与将流量控制阀6a、6b、6c…的进口节流部和方向切换部连接的油路25a、25b、25c…连接，且以使流量控制阀6a、6b、6c…的进口节流部的下游压力与最高负载压(后述)相等的方式进行控制；梭形滑阀9a、9b、9c…，其选择执行机构3a、3b、3c…的负载压中的最高压力(最高负载压)并向信号油路27输出；主溢流阀14，其与第2液压油供给油路4a连接，，当第2液压油供给油路4a的压力(主泵2的排出压)为设定压力以上时成为开状态而使所述液压油供给油路的液压油返回至油箱，从而以避免第2液压油供给油路4a的压力(主泵2的排出压)成为设定压力以上的方式进行限制；和卸载阀15，其与作为供主泵2的排出油引导的油路的第2液压油供给油路4a连接，当主泵2的排出压比向最高负载压加上启开压(弹簧15a的设定压)所得的压力高时，成为开状态而使主泵2的排出油返回至油箱T，来限制主泵2的排出压的上升。
流量控制阀6a、6b、6c…分别具有负载端口26a、26b、26c…，这些负载端口26a、26b、26c…当流量控制阀6a、6b、6c…处于中立位置时与油箱T连通，作为负载压而输出油箱压，当流量控制阀6a、6b、6c…从中立位置切换至图示左右的操作位置时，分别与执行机构3a、3b、3c…连通，并输出执行机构3a、3b、3c…的负载压。
梭形滑阀9a、9b、9c…以晋级形式(tournament type)连接，与负载端口26a、26b、26c…以及信号油路27一同构成最高负载压检测回路。即，梭形滑阀9a选择流量控制阀6a的负载端口26a的压力和流量控制阀6b的负载端口26b的压力中的高压侧压力并将其输出，梭形滑阀9b选择梭形滑阀9b的输出压与流量控制阀6c的负载端口26c的压力中的高压侧压力并将其输出，梭形滑阀9c选择梭形滑阀9b的输出压与未图示的其他同样的梭形滑阀的输出压中的高压侧压力并将其输出。梭形滑阀9c为最终级的梭形滑阀，其输出压作为最高负载压而向信号油路27输出，向信号油路27输出的最高负载压经由信号油路27a、27b、27c…而向压力补偿阀7a、7b、7c…和卸载阀15引导。
压力补偿阀7a、7b、7c…具有：从梭形滑阀9c经由信号油路27、27a、27b、27c…引导最高负载压的闭方向动作的受压部21a、21b、21c…；和引导流量控制阀6a、6b、6c…的进口节流部的下游压力的开方向动作的受压部22a、22b、22c…，并且该压力补偿阀7a、7b、7c…进行控制以使流量控制阀6a、6b、6c…的进口节流部的下游压力与最高负载压相等。该结果为，流量控制阀6a、6b、6c…的进口节流部的前后压差被控制为与主泵2的排出压和最高负载压之间的压差相等。
卸载阀15具有：设定卸载阀15的启开压Pun0的闭方向动作的弹簧15a；引导第2液压油供给油路4a的压力(主泵2的排出压)的开方向动作的受压部15b；和经由信号油路27引导最高负载压的闭方向动作的受压部15c，当液压油供给油路4a的压力比最高负载压高出弹簧15a的设定压Pun0(启开压)时，该卸载阀15成为开状态并使液压油供给油路4a的液压油返回至油箱T，并将液压油供给油路4a的压力(主泵2的排出压)控制为向最高负载压加上弹簧15a的设定压和由卸载阀15的过调特性产生的压力所得的压力。卸载阀的过调特性是指，随着经由卸载阀返回至油箱的液压油的流量增加而卸载阀的入口压力，即液压油供给油路4a的压力上升的特性。在本说明书中，将向最高负载压加上弹簧15a的设定压和由卸载阀15的过调特性产生的压力所得的压力称为卸载压力。
执行机构3a、3b、3c例如为液压挖掘机的动臂液压缸、斗杆液压缸、旋转马达，流量控制阀6a、6b、6c分别例如为动臂用、斗杆用、旋转用的流量控制阀。为了方便图示，省略了铲斗液压缸、旋转液压缸、行驶马达等其他执行机构以及与这些执行机构有关的流量控制阀的图示。
先导液压源38具有与先导油路31连接且将先导油路31的压力保持为恒定的先导溢流阀32。门锁阀100通过操作门锁杆24而能够切换至将先导油路31a与先导油路31连接的位置、和将先导油路31a与油箱T连接的位置。
在先导油路31a上连接有生成指令先导压(指令信号)的操作杆装置122、123、124(参照图5)，这些指令先导压用于操作流量控制阀6a、6b、6c…而使所对应的执行机构3a、3b、3c…动作。该操作杆装置122、123、124当门锁杆24切换至将先导油路31a与先导油路31连接的位置时，根据各操作杆的操作量而将先导液压源38的液压作为一次压来生成指令先导压(指令信号)。另一方面，当门锁阀100切换至将先导油路31a与油箱T连接的位置时，操作杆装置122、123、124成为即使操作操作杆也不能生成指令先导压的状态。
本实施方式的液压驱动装置在上述构成的基础上，还具有：成为电动机1的电源的蓄电池70(蓄电装置)；将蓄电池70的直流电力升压的斩波器61；将由斩波器61升压的直流电力变换为交流电力且向电动机1供给的换流器60；由操作员操作且指示电动机1的基准转速的基准转速指示刻度盘51(操作装置)；与控制阀4的液压油供给油路4a连接且检测主泵2的排出压的压力传感器40；与信号油路27连接且检测最高负载压力的压力传感器41；和输入基准转速指示刻度盘51的指示信号和压力传感器40、41的检测信号来控制换流器60的控制器50。
图2是表示控制器50的处理内容的功能框图。
控制器50具有运算部50a～50m的各功能。
运算部50a、50b分别输入压力传感器40、41的检测信号VPS、VPLmax，并将这些值分别变换为主泵2的排出压PPS以及最高负载压PPLmax。接下来，运算部50c取得该压力PPS与压力PPLmax的差并算出实际负载敏感压差PLS(＝PPS-PPLmax)。接着，运算部50d将基准转速指示刻度盘51的指示信号VEC变换为基准转速N0，运算部50e将基准转速N0变换为目标LS压差PGR。
运算部50f算出目标LS压差PGR与实际负载敏感压差PLS的压差偏差ΔP。运算部50g从压差偏差ΔP算出主泵2的虚拟容量q*的增减值Δq。运算部50g构成为，随着ΔP变高而使虚拟容量变化量Δq也变大。另外，增减值Δq被运算为在ΔP为正的情况下为正值，在ΔP为负的情况为负值。运算部50h通过向1个运算循环前的虚拟容量q*加上增减值Δq而算出本次的虚拟容量q*。
在此，主泵2的虚拟容量q*是指，用于通过电动机1的转速控制而以使实际负载敏感压差PLS与目标LS压差PGR一致的方式进行控制的主泵2的容量的运算值。
运算部50r具有对模拟主泵2的排出压的截断控制的特性(以下仅称为截断控制特性)进行了设定的表，对运算部50r输入了由运算部50a变换的主泵2的排出压PPS，运算部50r使该主泵2的排出压PPS参照表而算出截断控制的虚拟容量q*的限制值(最大虚拟容量)q*limit。
图3是表示模拟设定在运算部50r的截断控制的特性(截断控制特性)的图。
设定于运算部50r的截断控制特性由特性TPOr1和截断控制特性TP3构成，特性TPOr1对应于在主泵2的排出压比预先设定的设定值Ppso低时的主泵2的最大容量的特性线TPO(参照图4)，截断控制特性TP3是主泵2的排出压超过设定值Ppso时的特性线。特性TPOr1中的限制值q*limit是主泵2的最大容量qmax而为恒定的。截断控制特性TP3设定为，从设定值Ppso至最大排出压Pmax而使限制值q*limit从qmax急剧且线性地变小至最小值q*limit0。主泵2的最大排出压Pmax为主溢流阀14的设定压力(溢流压)。设定值Ppso是比吸收转矩恒定控制的开始压力PO(后述)高且接近最大排出压Pmax的压力。另外，最小值q*limit0是接近主泵2的最小容量qmin的小容量。最小值q*limit0也可以与主泵2的最小容量qmin相同。
运算部50s选择由运算部50h运算的负载敏感控制的虚拟容量q*和由运算部50r求出的虚拟容量q*的限制值q*limit中的较小一个并作为新的虚拟容量q**而输出。在此，预先规定规则，使得当负载敏感控制的虚拟容量q*与虚拟容量的限制值q*limit为相同值时，选择其任意一方，例如选择负载敏感控制的虚拟容量q*。
运算部50i进行施加限制的处理，以使所得到的新的虚拟容量q**收入在主泵2的最小容量qmin与最大容量qmax的范围内(不成为最小容量qmin以下，且不成为最大容量qmax以上)。
运算部50j对所得到的虚拟容量q**乘以基准转速N0而算出主泵2的目标流量Qd。运算部50k使目标流量Qd与主泵2的最大容量qmax相除而算出主泵2的目标转速Nd。运算部50m将目标转速Nd换算为作为换流器60的控制指令的指令信号(电压指令)VINV并将该指令信号VINV向换流器60输出。
控制器50的上述功能和换流器60以及压力传感器40、41构成进行负载敏感控制和截断控制的电动机转速控制装置200，其中，该负载敏感控制为，以使主泵2的排出压比多个执行机构3a、3b、3c…的最高负载压仅高出目标压差的方式控制主泵2的转速，该截断控制为，当主泵2的排出压上升至接近主溢流阀14的设定压力Pmax的第1规定压力Ppso以上时以使主泵2的排出流量减少的方式控制主泵2的转速。
另外，控制器50的运算部50a～50c、50f～50h构成负载敏感控制运算部201，该负载敏感控制运算部201基于压力传感器40、41检测到的主泵2的排出压PPS以及最高负载压PPLmax和目标LS压差PGR，来运算与压差偏差ΔP的正负对应地增减的主泵2的虚拟容量q*，该压差偏差ΔP是主泵2的排出压和最高负载压的压差PLS与目标LS压差PGR之间的压差偏差。
控制器50的运算部50r、50s构成容量限制控制运算部202，该容量限制控制运算部202基于压力传感器40检测到的主泵2的排出压来运算当主泵2的排出压上升至接近主溢流阀14的设定压力Pmax的第1规定压力Ppso以上时使其急剧减少的截断控制的虚拟容量限制值q*limit，并选择由负载敏感控制运算部运算的虚拟容量q*和虚拟容量限制值q*limit中的较小一个而求出新的虚拟容量q**。
返回至图1，本实施方式的液压驱动装置具有设在主泵2上的转矩控制装置17，该转矩控制装置17以随着主泵2的排出压变高而减少主泵2的容量，而不使主泵2的吸收转矩超过预先设定的最大转矩的方式进行控制。转矩控制装置17为设在主泵2上的调节器，具有使主泵2的排出压经由油路17c引导的转矩控制倾转活塞17a和弹簧17b1、17b2。
图4是表示转矩控制装置17的泵转矩特性(Pq特性：泵排出压-泵容量特性)的特性图。横轴表示主泵2的排出压，纵轴表示主泵2的容量。另外，TPO是主泵2的最大容量的特性线，TP1以及TP2是由弹簧17b1、17b2设定的转矩控制的特性线，PO是由弹簧17b1、17b2决定的第2规定压力(吸收转矩恒定控制的开始压力)。
转矩控制装置17的转矩控制倾转活塞17a当主泵2的排出压为第2规定压力PO以下时不动作，主泵2的容量位于特性线TPO上的最大容量qmax。当主泵2的排出压上升并超过第2规定压力PO时，转矩控制装置17的转矩控制倾转活塞17a动作，主泵2的排出压处于从第2规定压力PO至主泵2的最大排出压Pmax(主溢流阀14的设定压力)之间，在此期间，主泵2的容量沿着特性线TP1、TP2从qmax向qlimit-min减少。该结果为，主泵2的吸收转矩(泵排出压与容量的积)以不超过与特性线TP1、TP2相切的最大转矩(限制转矩)TM的方式控制为大概恒定的值。在本说明书中，将该控制称为转矩限制控制，并将由将液压泵的容量转换为排出流量的特性来看的控制称为马力控制。最大转矩TM的大小能够通过选定弹簧17b1、17b2的强弱而预先自由设定。
即，转矩控制装置17当主泵2的排出压处于图4所示的第2规定压力PO以上且第1规定压力Ppso以下的压力范围(PO～Ppso范围内)时，以通过随着主泵2的排出压上升而使主泵2的排出流量减少，从而不使主泵2的吸收转矩超过预先设定的最大转矩的方式进行控制。
图5是表示搭载有本实施方式的液压驱动装置的液压挖掘机的外观的图。
在图5中，作为作业机械而公知的液压挖掘机具有上部旋转体300、下部行驶体301、和旋转式的前作业机302，前作业机302由动臂306、斗杆307、铲斗308构成。上部旋转体300能够通过图1所示的旋转马达3c的旋转而相对于下部行驶体301旋转。在上部旋转体300的前部安装有摆动柱303，在该摆动柱303上能够上下活动地安装有前作业机302。摆动柱303通过未图示的摆动液压缸的伸缩而能够相对于上部旋转体300沿水平方向转动，前作业机302的动臂306、斗杆307、铲斗308能够通过动臂液压缸3a、斗杆液压缸3b、铲斗液压缸12的伸缩而沿上下方向转动。下部行驶体301在中央车架上安装有通过铲板液压缸304的伸缩来进行上下动作的铲板305。下部行驶体301通过行驶马达6、8的旋转来驱动左右的履带310、311，由此进行行驶。在图1中，仅表示动臂液压缸3a、斗杆液压缸3b、旋转马达3c，省略了铲斗液压缸3d、左右的行驶马达3f、3g、铲板液压缸3h和其他回路要素。
在上部旋转体300设置有舱室(驾驶室)313，在舱室313内设有驾驶席121、前作业/旋转用的操作杆装置122、123(在图5中仅图示右侧)、行驶用的操作杆装置124、门锁杆24。
～动作～
接下来说明本实施方式的动作。
＜操作杆中立时＞
当包含操作杆装置122、123、124的操作杆在内的所有操作装置处于中立时，流量控制阀6a、6b、6c…也全部处于中立位置。由此，执行机构3a、3b、3c…的负载端口26a、26b、26c…分别与油箱连接，由梭形滑阀9a、9b、9c…检测到的执行机构3a、3b、3c…的最高负载压也与油箱压相等。压力传感器41检测该油箱压。
另一方面，由电动机1驱动主泵2，并向液压油供给油路2a、4a供给液压油。在液压油供给油路4a上连接有流量控制阀6a、6b、6c…、主溢流阀14、和卸载阀15。当所有操作杆处于中立时，流量控制阀6a、6b、6c…关闭，由此，主泵2的排出压上升至对卸载阀15的弹簧15a的设定压加上过调特性的压力所得的压力。
在此，卸载阀15的设定压由弹簧15a设定为恒定，该设定压比在基准转速N0为最大时由运算部50e算出的目标LS压差PGR设定得高。例如，当目标LS压差PGR设为2MPa时，弹簧15a的设定压为2.5MPa左右，主泵2的排出压(卸载压力)也大概成为2.5MPa。与液压油供给油路4a连接的压力传感器40检测该主泵2的排出压。由Pmin来表示此时的主泵2的排出压。
如上述那样，压力传感器40的检测信号为VPS、压力传感器41的检测信号为VPLmax。控制器50在运算部50a～50h中，基于压力传感器40、41的检测信号VPS、VPLmax和基准转速指示刻度盘51的指示信号VEC来计算主泵2的虚拟容量q*。
另外，控制器50在运算部50r中，通过对从由运算部50a求出的主泵2的排出压PPS来模拟截断控制特性所得的特性进行设定的表来计算虚拟容量q*的限制值q*limit。在此，此时的主泵2的排出压PPS与上述相同为Pmin，在运算部50r中，PPS＜Ppso，由此，作为图3所示的截断控制特性的虚拟容量的限制值q*limit而算出qmax。在图3中，以A点表示此时的运算点。
另外，q*≤q*limit，因此在运算部50s中，选择由运算部50h运算的负载敏感控制的虚拟容量q*并将其作为新的虚拟容量q**而输出。在运算部50j中，对虚拟容量q**乘以基准转速N0而算出目标流量Qd。而且，在运算部50k中，使目标流量Qd与主泵2的最大容量qmax相除而算出主泵2的目标转速Nd，在运算部50m中，将目标转速Nd换算为换流器60的指令信号VINV，并将该指令信号VINV向换流器60输出。
在此，如上述那样，在所有操作杆的中立时，最高负载压与油箱压相等，主泵2的排出压比目标LS压差PGR大。由此，PLS＝PPS-PPLmax＝PPS＞PGR，因此，在控制器50内运算的压差偏差ΔP(＝PGR-PLS)为负值，主泵2的虚拟容量q*减少。相对于该虚拟容量q*，在运算部50i设定了最小容量qmin和最大容量qmax，虚拟容量q*变小至最小容量qmin，并以该最小容量qmin而保持。由此，目标流量Qd减少而变为最小值，而且主泵2的目标转速Nd以及换流器60的指令信号VINV分别减少而成为最小值。该结果为，电动机1的转速保持于最小值。
另一方面，此时的主泵2的排出压与上述同样地为Pmin，由于Pmin＜PO，所以转矩控制装置17的转矩控制倾转活塞17a不动作，主泵2的容量为最大qmax。在图4中，以A点表示此时的动作点。
这样地主泵2的容量保持于最大容量qmax，但通过基于电动机1的转速控制进行的负载敏感控制，虚拟容量q**通过运算部50i的限制处理而变小至最小容量qmin，电动机1的转速保持于最小值，因此，通过主泵2排出的流量也保持于最小。
在此，当将电动机1的最小转速设为Nmin时，
Qd＝qmin×N0＝qmax×Nmin
Nmin＝N0×(qmin/qmax)。
即，当将此时的主泵2的实际容量设为q，并将电动机1的控制后的转速设为N(以下仅称为转速N)时，该实际容量q、虚拟容量q**、和转速N成为：
q＝qmax
q**＝qmin
N＝Nmin＝N0×(qmin/qmax)。
＜动臂上举单独操作(轻负载)＞
在将操作杆装置122、123中与动臂对应的操作杆装置的操作杆向动臂上举方向操作而进行动臂上举操作的情况下，从先导压供给路径31供给的先导压作为一次压，从动臂用的操作杆装置的动臂上举操作用的遥控阀(未图示)向流量控制阀6a的端面受压部作用先导压，流量控制阀6a切换至图中左侧。来自主泵2的液压油供给路径5的液压油经由压力补偿阀7a从流量控制阀6a通过，并供给至动臂液压缸3a的缸底侧。
此时，动臂液压缸3a的负载压经由流量控制阀6a的负载端口26a以及梭形滑阀9a、9b、9c，从信号油路27向卸载阀15的受压部15c引导。通过对卸载阀15的受压部15c引导动臂液压缸3a的负载压，而使卸载阀15的启开压设定为负载压+弹簧15a的设定压，使主泵2的排出压上升至负载压+弹簧15a的设定压+过调特性的压力。压力传感器40、41检测此时的主泵2的排出压和最高负载压。
控制器50在运算部50a～50h中，基于压力传感器40、41的检测信号VPS、VPLmax和基准转速指示刻度盘51的指示信号VEC来算出主泵2的虚拟容量q*。
在此，当动臂上举的起动时，主泵2的排出压通过上述卸载阀15的作用而比目标LS压差PGR设定得稍微高。
另一方面，当动臂上举起动时，动臂液压缸3a的负载压比主泵2的排出压高的情况下，负载敏感压差PLS(＝PPS-PPLmax)为PPS＜PPLmax，因此成为负值。该结果为，由运算部50f计算的压差偏差ΔP成为ΔP＝PPS-PLS＞PGR＞0，由运算部50g运算虚拟容量变化量Δq。运算部50g如上述那样地构成为，随着ΔP变高也使虚拟容量变化量Δq变大。另外，当动臂上举起动时ΔP＞0，由此Δq＞0。在运算部50h中，对1个循环前的虚拟容量q*加上该Δq而算出负载敏感控制的虚拟容量q*。因为Δq＞0，所以虚拟容量q*增加。
另外，主泵2的排出压PPS也向运算部50r引导。运算部50r在主泵2的排出压为设定值Ppso以下的情况下，使截断控制的虚拟容量限制值q*limit保持于qmax。在图3中，以B点表示此时的运算点的一例。主泵2的排出压为Pb。
在运算部50s中，将虚拟容量q*和qmax中的较小一个作为新的虚拟容量q**而输出。在虚拟容量q*比qmax小的情况下，不做改变地输出虚拟容量q*，当虚拟容量q*比qmax大时，输出qmax。接着，在运算部50i中，相对于新的虚拟容量q**，施加限制以使其不成为最小容量qmin以下且不成为最大容量qmax以上。
由此，当动臂上举起动时，虚拟容量q**从操作杆中立时的最小容量qmin增加至最大容量qmax。
控制器50对这样得到的虚拟容量q**在运算部50j中乘以基准转速N0而算出目标流量Qd。而且，在运算部50k中，使目标流量Qd与主泵2的最大容量qmax相除，而算出主泵2的目标转速Nd，在运算部50m中，将目标转速Nd换算为换流器60的指令信号VINV，并将该指令信号VINV向换流器60输出。
这样地当动臂起动时虚拟容量q**增加，因此电动机1的目标转速Nd即换流器60的指令信号VINV增加。
当电动机1的转速继续增加直到负载敏感压差PLS与目标LS压差PGR相等，成为PLS＝PGR时ΔP＝0，因此，Δq＝0，虚拟容量q**保持于某恒定值。
这样地进行所谓的负载敏感控制：以使第2液压油供给油路4a的压力，即主泵2的排出压比最高负载压仅高出目标LS压差PGR的方式使换流器的指令信号VINV增减，来控制电动机1的转速而使用电动机1。
另一方面，此时的主泵2的排出压Pb在轻负载下成为Pb＜PO，由此，转矩控制装置17的转矩控制倾转活塞17a不动作，主泵2的容量处于最大。在图4中，以B点表示此时的动作点的一例。
在此，电动机1的最大转速为当虚拟容量q**处于qmax时的转速，当将最大转速设为Nmax时，
Qd＝qmax×N0＝qmax×Nmax
Nmax＝N0。
即，此时的主泵2的实际容量q、虚拟容量q**和转速N成为
q＝qmax
qmin＜q**≦qmax
Nmin＜N≦Nmax
(Nmin＜N≦N0)。
＜动臂上举单独操作(重负载)＞
在动臂液压缸3a的负载压变高，且主泵2的排出压(液压油供给油路4a的压力)成为由转矩控制装置17的弹簧17b1、17b2决定的第2规定压力PO以上的情况下，在控制器50中，与“动臂上举单独操作(轻负载)”的情况同样地，在运算部50a～50c、50f～50h中运算负载敏感控制的虚拟容量q*。另外，在主泵2的排出压为PO以上且设定值Ppso以下的情况下，由运算部50r运算的截断控制的限制值q*limit保持于qmax。在图3中，以C点表示此时的运算点的一例。主泵2的排出压为Pc。而且，在运算部50s、50i中进行与“动臂上举单独操作(轻负载)”的情况同样的处理，在运算部50j～50m中，从虚拟容量q**运算换流器60的指令信号VINV，并向换流器60输出。因此，此时也与“动臂上举单独操作(轻负载)”的情况同样地，负载敏感控制的虚拟容量q*根据操作杆的操作量(要求流量)增减而从最小变化至最大，电动机1的转速(主泵2的转速)也同样地根据操作杆的操作量(要求流量)从最小变化至最大。
另一方面，此时，主泵2的排出压为第2规定压力PO以上，由此，转矩控制装置17的转矩控制倾转活塞17a动作，使主泵2的容量减少。由此，进行随着主泵2的排出压上升而使主泵2的容量减少的、所谓的转矩限制控制。在图4中，以C1点表示此时的动作点的一例。主泵2的容量(实际容量)为qc。
在此，如上述那样地，图4的TP1、TP2的特性线由弹簧17b1、17b2设定，根据主泵2的吸收转矩(泵排出压和容量的积)，电动机1的驱动转矩以不超过与特性线TP1、TP2相切的最大转矩(限制转矩)TM的方式被控制。
即，主泵2的实际容量q、虚拟容量q**和转速N成为
q＝qc
qmin＜q**≦qmax
Nmin＜N≦Nmax
(Nmin＜N≦N0)。
当动臂液压缸3a的负载压变得更高，且主泵2的排出压成为设定值Ppso以上的例如压力Pe的情况下，控制器50在运算部50r中，从截断控制特性TP3作为截断控制的限制值q*limit而运算图3的M点与N点之间的例如E点的值q*limite(qmax与q*limit0之间的值)。接着，由运算部50s将虚拟容量q*和q*limit中的较小一个作为新的虚拟容量q**而输出。接着，在运算部50i中，相对于新的虚拟容量q**施加限制，在运算部50j～50m中，从虚拟容量q**运算换流器60的指令信号VINV，并向换流器60输出。
当这样地动臂液压缸3a的负载压变得更高，且主泵2的排出压成为设定值Ppso以上的情况下，虚拟容量q**被限制，因此，电动机1的转速被抑制得低。此时，主泵2A在图4中的E1点动作，泵容量(实际容量)为qe。
＜动臂上举单独操作(溢流时)＞
在动臂液压缸3a例如伸长而到达冲程终点的那样的情况下，主泵2的排出压(第2液压油供给油路4a的压力)变得更高，上升至溢流阀14的设定压。当溢流阀14动作时，第2液压油供给油路4a的压力由溢流阀14的弹簧保持于预先设定的压力(所谓的溢流压-Pmax)。另外，向信号油路27经由流量控制阀6a的负载端口26a而引导有动臂液压缸3a的负载压，但该压力与上述溢流压相等。即，在该状态中，第2液压油供给油路4a的压力与信号油路27的压力相等，并与由溢流阀14设定的溢流压相等。
另外，向控制器50引导有基于压力传感器40的第2液压油供给油路4a的压力的检测信号VPS、和基于压力传感器41的信号油路27的压力的检测信号VPLmax，这些压力相等，并与由溢流阀14设定的溢流压相等。
此时，控制器50以使第2液压油供给油路4a的压力比信号油路27的压力仅高出目标LS压差PGR的方式使主泵2的虚拟容量q*增减，但在该情况下，为PLS＝PPS-Plmax＝0＜PGR，因此ΔP(＝PGR-PLS)为正值，主泵2的虚拟容量q*会增加。
但是，主泵2的排出压，即液压油供给油路4a的压力在溢流阀14动作的溢流时成为Pmax，因此，在运算部50r中，从截断控制特性TP3作为截断控制的虚拟容量限制值q*limit而运算图3的N点的值，即最小值q*limit0。接着，虽然由运算部50s，将虚拟容量q*和q*limit中的较小一个作为新的虚拟容量q**而输出，但此时，虚拟容量q*＞q*limit0，因此，虚拟容量q**保持于q*limit0。接着，在运算部50i中，相对于新的虚拟容量q**施加限制，在运算部50j～50m中，从虚拟容量q**运算换流器60的指令信号VINV，并向换流器60输出。在此，虚拟容量q**为q*limit0，因此在运算部50j中运算的目标流量Qd也为接近Qmin的Qsmall，在运算部50k中运算的主泵2的目标转速Nd也为接近Nmin的Nsmall。由此，电动机1的转速被抑制为与Nsmall相当的极小值。
另一方面，此时，主泵2的排出压(Pmax)也为第2规定压力PO以上，由此，转矩控制装置17的转矩控制倾转活塞17a动作而进行使主泵2的容量减少的转矩限制控制。在图4中，以D点表示此时的动作点。主泵2的容量减少至转矩限制控制的最小容量qlimit-min。
即，此时的主泵2的实际容量q、虚拟容量q**、转速N成为
q＝qlimit-min
q**＝q*limit0
N＝Nsmall。
以上为进行动臂操作的情况下的动作，但在操作与斗杆307等其他作业要素对应的操作杆装置的操作杆的情况下，也是同样的。
～效果～
＜效果1＞
在本实施方式中，构成为，对控制器50不仅进行负载敏感控制，还进行截断控制，该截断控制为，当主泵2的排出压上升至接近主溢流阀14的设定压力Pmax的设定值Ppso以上时以使主泵2的排出流量减少的方式控制主泵2的转速。由此，当动臂液压缸3a、斗杆液压缸3b等液压缸到达冲程终点时，能够抑制从主泵2排出的流量，由此，能够抑制从主溢流阀14无谓消耗的动力。该结果为，由于使电动机1的消耗电力减少，所以能够长时间保持作为电动机1的电力源的蓄电池70，能够延长电动式液压作业机械(液压挖掘机)的工作时间。而且，主溢流阀14的动作时的发热量也减少，由此能够使动作油的冷却系统小型化。
另外，当上述动臂液压缸3a、斗杆液压缸3b等液压缸到达冲程终点时等，能够抑制电动机1的转速增加，因此能够抑制随着电动机1的转速上升所产生的噪音、振动的增加，能够防止损害操作员的舒适性。
＜效果2＞
另外，本实施方式中，在通过控制器50的电动机转速控制进行负载敏感控制和截断控制的基础上，构成为，在主泵2设置转矩控制装置17来进行转矩控制，该转矩控制为，在主泵2的排出压处于接近主溢流阀14的设定压力Pmax的设定值Ppso以下的压力范围(PO～Ppso范围内)时，随着主泵2的排出压上升而使主泵2的排出流量减少，来限制主泵2的吸收转矩。由此，当主泵2的排出压上升时，在基于电动机转速控制的截断控制开始之前的过程中，也通过限制主泵2的吸收转矩的转矩控制来抑制主泵2的消耗马力，使电动机1的消耗电力减少，由此，能够更长时间地保持作为电动机1的电力源的蓄电池70，能够更加延长电动式液压作业机械的工作时间。另外，由于使电动机1的消耗电力减少，所以能够使电动机1小型化。
使用图6A以及图6B进一步说明该效果。
图6A是表示通过对不具有转矩控制装置的固定容量式液压泵进行电动机转速控制来进行负载敏感控制的以往的液压驱动装置的马力特性的图，图6B是表示本实施方式的液压驱动装置的马力特性的图。以往的液压驱动装置中的固定容量式的液压泵的容量(恒定)假设与图3所示的本实施方式的主泵2的最大容量相同而为qmax。
在以往的液压驱动装置中，液压泵为固定容量式的液压泵，由此，当液压泵的排出压成为最大Pmax时，液压泵的容量以最大qmax固定保持。由此，当通过负载敏感控制将电动机的转速控制为最大时，液压泵的排出流量成为最大Qmax，液压泵的消耗马力增加至由最大排出压Pmax和最大排出流量Qmax的积来表示的值(图6A斜线部的面积)。该结果为，电动机的输出马力变大为与液压泵的消耗马力对应的HM*。电动机的消耗电力增加。而且此时，电动机冷却用的消耗电力也增大。因此，具有作为电动机的电力源的蓄电池(蓄电装置)的放电量增大，蓄电池的衰减变快，作业机械的工作时间变短的问题。
另外，电动机需要考虑液压泵的最大的消耗马力来决定输出，还具有需要大输出的电动机的问题。
相对于此，在本实施方式中，不仅通过电动机转速控制来进行负载敏感控制，而且将主泵2作为可变容量型并设置转矩控制装置17，如由“动臂上举单独操作(重负载)”以及“动臂上举单独操作(溢流时)”的动作例所说明地那样，以当主泵2的排出压上升时不使主泵的吸收转矩超过最大转矩TM的方式进行控制。通过这样地进行主泵2的转矩限制控制，当主泵2的排出压上升时，主泵2的吸收转矩被控制于最大转矩TM以下，主泵2的消耗马力被控制为不超过对最大转矩TM乘以此时的主泵2的转速所得的最大马力HM。该结果为，能够抑制主泵2的消耗马力，与通过以往的电动机转速控制来进行负载敏感控制的情况相比电动机1的输出马力也减少至HM，电动机1的消耗电力减少。由此，能够长时间保持蓄电池70，延长电动式液压作业机械的工作时间。另外，通过减少电动机1的输出马力而能够使电动机1小型化。
＜效果3＞
另外，在本实施方式中，通过对控制器50的负载敏感控制运算部50a～50c、50f～50h导入液压泵的虚拟容量q*这一概念来求出负载敏感控制的目标流量Qd来控制电动机1的转速，而进行基于电动机1的转速控制的负载敏感控制，由此，能够容易地向负载敏感控制编入其他功能。
例如，如上述那样地，由运算部50r运算截断控制的虚拟容量限制值q*limit，由运算部50s选择由负载敏感控制运算部50a～50c、50f～50h运算的虚拟容量和该虚拟容量的限制值中的较小一个来求出新的虚拟容量，而控制电动机1的转速，由此，能够容易地实现基于电动机1的转速控制的截断控制。
另外，控制器50基于基准转速指示刻度盘51的指示信号VEC来设定基准转速N0，且基于该基准转速N0来运算与基准转速N0的大小对应的目标LS压差PGR和目标流量Qd。
由此，操作员通过操作基准转速指示刻度盘51使基准转速N0变小，而使目标LS压差PGR和目标流量Qd变小，由此，能够使电动机1的转速变化和转速变小，而得到良好的微操作性。
而且，如作为第2实施方式后述地那样，也能够向控制器50编入进行与转矩控制装置17同样的工作的控制算法。
＜效果4＞
另外，在本实施方式中，将主泵2设为可变容量型，使转矩控制装置17设在主泵2上，由此，使用具有转矩控制功能的通常的液压泵来进行电动机的转速控制，由此能够容易地实现负载敏感控制、截断控制和转矩控制。
实施例2
图7是表示本发明的第2实施方式的电动式液压作业机械的液压驱动装置的构成的图。本实施方式也是将本发明适用于前旋转式的液压挖掘机的液压驱动装置的情况。
～构成～
在图7中，本实施方式的液压驱动装置与图1所示的第1实施方式不同，主泵2A为固定容量型，主泵2A不具有马力控制用的转矩控制装置17。另一方面，控制器50A在模拟主泵2A的截断控制的控制功能的基础上，还具有模拟主泵2A的马力控制的控制功能(转矩控制装置的功能)。
图8是表示控制器50A的处理内容的功能框图。
控制器50A代替图2所示的功能框图的运算部50r而具有运算部50Ar。
运算部50Ar具有对使模拟转矩控制的特性(转矩控制特性)与模拟截断控制的特性(截断控制特性)组合而成的特性进行设定的表。对运算部50Ar输入有由运算部50a变换的主泵2A的排出压PPS，运算部50Ar将该主泵2A的排出压PPS与表参照而算出所对应的虚拟容量的限制值(最大虚拟容量)q*limit。
图9是表示在运算部50Ar设定的使模拟转矩控制的特性(转矩控制特性)与模拟截断控制的特性(截断控制特性)组合而成的特性的图。图10是表示主泵2A的转矩特性的图。
如图10所示，主泵2A为固定容量型，由此主泵2A的容量在主泵2A的排出压的整个范围内是恒定的，处于特性线TPO上的最大容量qmax。另外，当主泵2A的排出压上升时，主泵2A的消耗转矩在排出压的整个范围内以直线比例增大。
对运算部50Ar设定的转矩控制特性是由当主泵2A的排出压比PO低时的与主泵2A的最大容量的特性线TPO对应的特性TPOr2、当主泵2A的排出压为PO以上时的转矩恒定曲线TP4、和当主泵2A的排出压超过设定值Ppso时的截断控制特性TP5构成的。截断控制特性TP5设定为，当主泵2A的排出压从设定值Ppso上升至最大排出压Pmax时，使限制值q*limit从q*limit1急剧且线性地变小至最小值q*limit2。设定值Ppso如上述那样地，是比吸收转矩恒定控制的开始压力PO(后述)高且接近最大排出压Pmax的压力。另外，限制值q*limit1是当主泵2A的排出压为设定值Ppso时的转矩恒定曲线TP4上的值。最小值q*limit2是接近主泵2A的最小容量qmin的小容量，例如为最小容量qmin。
这样地在运算部50Ar设定使转矩控制特性与截断控制特性组合而成的特性的结果为，在运算部50Ar中，当主泵2A的排出压PPS低，PPS＜PO时，基于特性线TPOr2运算q*limit＝qmax，当主泵2A的排出压PPS上升，成为PPS≥PO时，基于转矩恒定曲线TP4来运算q*limit＝qlimit。另外，当主泵2A的排出压PPS进一步上升，成为PPS≥Ppso时，基于截断控制特性TP5来运算q*limit＝qlimit，当动臂液压缸3a到达冲程终点，主泵2A的排出压到达最大的Pmax时，运算最小容量q*limit2(＝qmin)。
运算部50s选择由运算部50h运算的负载敏感控制的虚拟容量q*和由运算部50r求出的虚拟容量的限制值q*limit中的较小一个并作为新的虚拟容量q**而输出。
除此之外的处理(运算部50a～50h、运算部50i～50m的处理)是与图2所示的处理相同的。
与第1实施方式同样地，控制器50A的上述功能和换流器60以及压力传感器40、41构成进行负载敏感控制和截断控制的电动机转速控制装置200A，其中，该负载敏感控制以使主泵2A的排出压比多个执行机构3a、3b、3c…的最高负载压仅高出目标压差的方式控制主泵2A的转速，该截断控制当主泵2A的排出压上升至接近主溢流阀14的设定压力Pmax的第1规定压力Ppso以上时以使主泵2A的排出流量减少的方式控制主泵2A的转速。
另外，控制器50A的运算部50a～50c、50f～50h构成负载敏感控制运算部201，该负载敏感控制运算部201基于压力传感器40、41检测到的主泵2A的排出压PPS以及最高负载压PPLmax和目标LS压差PGR，来运算根据主泵2A的排出压与最高负载压的压差PLS和目标LS压差PGR之间的压差偏差ΔP的正负而增减的主泵2A的虚拟容量q*。
控制器50A的运算部50Ar、50s构成容量限制控制运算部202A，该容量限制控制运算部202A基于压力传感器40检测到的主泵2A的排出压来运算当主泵2A的排出压上升至接近主溢流阀14的设定压力Pmax的第1规定压力Ppso以上时急剧减少的截断控制的虚拟容量限制值q*limit，并选择由负载敏感控制运算部运算的虚拟容量q*和虚拟容量限制值q*limit中的较小一个而求出新的虚拟容量q**。
另外，控制器50A的运算部50Ar以及50s构成转矩控制装置，该转矩控制装置是作为控制器50A的一个功能而编入至控制器50A的，并以当主泵2A的排出压上升时通过减少主泵2A的排出流量，而不使主泵2A的吸收转矩超过预先设定的最大转矩的方式进行控制。
而且，运算部50Ar、50s构成容量限制控制运算部202A，该容量限制控制运算部202A基于压力传感器40检测到的主泵2A的排出压，当主泵2A的排出压处于第2规定压力PO以上且接近主溢流阀14的设定压力Pmax的第1规定压力Ppso以下的压力范围(PO～Ppso范围内)时，运算随着主泵2A的排出压变高而减少的转矩限制控制的虚拟容量限制值q*limit，并当主泵2A的排出压上升至接近主溢流阀14的设定压力Pmax的第1规定压力Ppso以上时，运算从转矩限制控制的虚拟容量的限制值急剧减少的截断控制的虚拟容量限制值q*limit，并选择由负载敏感控制运算部运算的虚拟容量q*和虚拟容量限制值q*limit中的较小一个而求出新的虚拟容量q**。
运算部50Ar、50s也能够称为转矩限制控制运算部，该转矩限制控制运算部基于压力传感器40检测到的主泵2A的排出压来运算随着主泵2A的排出压变高而减少的虚拟容量限制值q*limit，并选择由上述负载敏感控制运算部(运算部50a～50c、50f～50h)计算的虚拟容量q*和虚拟容量限制值q*limit中的较小一个而求出新的虚拟容量q**。
～动作～
接下来，说明本实施方式的动作。
＜操作杆中立时＞
当包含操作杆装置122、123、124的操作杆在内的所有操作装置处于中立时，如由第1实施方式的“操作杆中立时”的动作例所说明地那样，主泵2A的排出压为与卸载阀15的弹簧15a的设定压相当的Pmin。在该情况下，如上述那样地，由控制器50A的运算部50f运算的压差偏差ΔP(＝PGR-PLS)为负值，负载敏感控制的虚拟容量q*减少。
另一方面，由控制器50A的运算部50a求出的主泵2A的排出压PPS为Pmin，在运算部50Ar中，PPS＜PO，由此，从模拟转矩控制的特性中作为虚拟容量的限制值q*limit而算出qmax。在图9中，以A1点表示此时的运算点。
在此，q*≤q*limit，因此在运算部50s中，选择由运算部50h运算的负载敏感控制的虚拟容量q*，并将其作为新的虚拟容量q**而输出。
此后的处理是与第1实施方式的“操作杆中立时”的情况相同的。
在此，虚拟容量q**通过运算部50i的限制处理而变小至最小容量qmin，目标流量Qd、主泵2A的目标转速Nd、换流器60的指令信号VINV分别成为最小值。由此，电动机1的转速保持于最小值，主泵2A的排出流量也保持为最小。
另一方面，主泵2A在图10中的A1点动作，泵容量(实际容量)为qmax(恒定)。
即，主泵2A的实际容量q、虚拟容量q*和转速N成为
q＝qmax(恒定)
q**＝qmin
N＝Nmin＝N0×(qmin/qmax)。
＜动臂上举单独操作(轻负载)＞
在将操作杆装置122、123中与动臂对应的操作杆装置的操作杆向动臂上举方向操作而进行动臂上举操作的情况下，由控制器50A运算的负载敏感控制的虚拟容量q*与操作杆的操作量(要求流量)相应地增减。此时，在主泵2A的排出压为设定值PO以下的情况下，在运算部50Ar中，从模拟转矩控制的特性(图9的特性线TPOr2)作为虚拟容量的限制值q*limit而算出qmax。在图9中，以B1点表示此时的运算点。主泵2A的排出压为Pb。
而且，在该情况下，也为q*≤q*limit，因此在运算部50s中，选择由运算部50h运算的负载敏感控制的虚拟容量q*，并将其作为新的虚拟容量q**而输出。
此后的处理是与第1实施方式的“动臂上举单独操作(轻负载)”的情况相同的。
在此，虚拟容量q**与操作杆的操作量(要求流量)对应地增减，通过运算部50i的限制处理从最小变化至最大。该结果为，电动机1的转速(主泵2A的转速)也同样地与操作杆的操作量(要求流量)对应地从最小变化至最大。
另一方面，主泵2A在图10中的B1点动作，泵容量(实际容量)为qmax(恒定)。
即，此时的主泵2A的实际容量q、虚拟容量q*和转速N成为
q＝qmax(恒定)
qmin＜q**≦qmax
Nmin＜N≦Nmax
(Nmin＜N≦N0)。
＜动臂上举单独操作(重负载)＞
当动臂液压缸3a的负载压变高的重负载时，由控制器50A运算的负载敏感控制的虚拟容量q*与操作杆的操作量(要求流量)对应地增减。此时，在重负载时主泵2A的排出压为PO以上且设定值Ppso以下的情况下，在运算部50Ar中，从模拟转矩控制的特性(图9的转矩恒定曲线TP4)作为虚拟容量的限制值q*limit而算出qlimit(＜qmax)。在图9中，以C2点表示此时的运算点。主泵2A的排出压为Pc。在C2点中，q*limit＝q*limitc。
在运算部50s中，选择虚拟容量q*和虚拟容量的限制值q*limit中的较小一个并作为新的虚拟容量q**而输出。即，在q*≤q*limit的情况下，选择q*，在q*＞q*limit的情况下选择q*limit，并分别将这些值作为新的虚拟容量q**而输出。
此后的处理是与第1实施方式的“动臂上举单独操作(重负载)”的情况相同的。
在此，虚拟容量q**被限制为q*limit，因此目标流量Qd、主泵2A的目标转速Nd、换流器60的指令信号VINV分别同样地被限制，电动机1的转速也被限制。
这样，在控制器50的内部具有进行与第1实施方式的转矩控制装置17相同的工作的控制功能，以不使主泵2A的吸收转矩超过最大转矩(限制转矩)TM的方式进行控制。
另一方面，主泵2A在图10中的C3点动作，泵容量(实际容量)为qmax(恒定)。
当将与此时的P点的虚拟容量限制值q*limit1对应的转速设为Nlimit1时，主泵2A的实际容量q、虚拟容量q**和转速N成为
q＝qmax(恒定)
q*limit1＜q**≦qmax
Nlimit1＜N≦Nmax。
当动臂液压缸3a的负载压变得更高，且主泵2A的排出压为设定值Ppso以上的例如Pf的压力的情况下，控制器50在运算部50Ar中，从截断控制特性TP5作为截断控制的限制值q*limit而运算处于图9的P点与Q点之间的F点的值q*limitf。接着，由运算部50s选择虚拟容量q*和q*limit中的较小一个并作为新的虚拟容量q**而输出。接着，在运算部50i中，相对于新的虚拟容量q**施加限制，在运算部50j～50m中，从虚拟容量q**运算换流器60的指令信号VINV，并向换流器60输出。
这样，当动臂液压缸3a的负载压变得更高，且主泵2A的排出压为设定值Ppso以上的情况下，虚拟容量q**被限制，因此，电动机1的转速被抑制得低。此时，主泵2A在图10中的F1点动作，泵容量(实际容量)为qmax(恒定)。
＜动臂上举单独操作(溢流时)＞
当动臂液压缸3a例如伸长而到达冲程终点那样的情况下，如上述那样地，主泵2A的排出压保持于溢流压Pmax，最高负载压也与溢流压相同。在图10中，此时，主泵2A在D1点动作。在该情况下，如上述那样地，由控制器50A的运算部50f运算的压差偏差ΔP(＝PGR-PLS)为正值，负载敏感控制的虚拟容量q*增加。
另一方面，由控制器50A的运算部50a求出的主泵2A的排出压PPS为Pmax，由此，在运算部50Ar中，从截断控制特性TP5作为截断控制的限制值q*limit而运算图9的Q点的值，即最小容量q*limit2(＝qmin)。接着，由于q*＞q*limit，所以，在运算部50s中，选择由运算部50r运算的虚拟容量的限制值q*limit并将其作为新的虚拟容量q**而输出。
此后的处理是与“动臂上举单独操作(溢流时)”的情况相同的。
在此，虚拟容量q**被限制为qlimit2(＝qmin)，因此，目标流量Qd、主泵2A的目标转速Nd、换流器60的指令信号VINV也分别同样地被限制为最小值，电动机1的转速被限制为最小的Nmin。
即，此时的主泵2A的实际容量q、虚拟容量q**和转速N成为
q＝qmax(恒定)
q**＝qlimit2(＝qmin)
N＝Nmin。
以上为进行动臂操作的情况下的动作，但是，在操作与斗杆307等其他作业要素对应的操作杆装置的操作杆的情况下，也是同样的。
～效果～
＜效果1＞
通过本实施方式，当动臂液压缸3a、斗杆液压缸3b等液压缸到达冲程终点时，也能够抑制从主泵2A排出的流量，由此，能够抑制从主溢流阀14无谓消耗的动力。该结果为，由于使电动机1的消耗电力减少，所以能够长时间保持作为电动机1的电力源的蓄电池70，能够延长电动式液压作业机械(液压挖掘机)的工作时间。而且，主溢流阀14的动作时的发热量也减少，由此能够使动作油的冷却系统小型化。
另外，当上述动臂液压缸3a、斗杆液压缸3b等液压缸到达冲程终点时等，能够抑制电动机1的转速增加，因此能够抑制随着电动机1的转速上升所产生的噪音、振动的增加，能够防止损害操作员的舒适性。
另外，当主泵2A的排出压上升时，在基于电动机转速控制的截断控制开始之前的过程中，也通过基于电动机转速控制的转矩控制来抑制主泵2A的消耗马力，使电动机1的消耗电力减少，由此，更长时间保持作为电动机1的电力源的蓄电池70，能够更加延长电动式液压作业机械的工作时间。另外，由于使电动机1的消耗电力减少，所以能够使电动机1小型化。
＜效果2＞
另外，根据本实施方式，主泵2A为固定容量型，因此能够将主泵2A的尺寸抑制得小，能够实现空间节省。
＜其他＞
以上的实施方式能够在本发明的精神范围内进行各种变更。例如，在上述实施方式中，设为如下的后置类型，该后置类型为，压力补偿阀7a、7b、7c…配置在流量控制阀6a、6b、6c…的进口节流部的下游侧，将所有流量控制阀6a、6b、6c…的下游压力控制为相同的最大负载压，由此将流量控制阀6a、6b、6c…的前后压差控制为相同压差，但是，也可以为如下的前置类型，该前置类型为，配置于流量控制阀6a、6b、6c…的进口节流部的上游侧，将进口节流部的前后压差控制为设定值。
另外，在上述实施方式中，说明了作业机械为液压挖掘机的情况，但是，只要为基于主泵的排出油驱动多个执行机构的作业机械，本发明也可以适用于液压挖掘机以外的工程机械(例如液压起重机，轮式挖掘机等)，并能够得到同样的效果。
附图标记说明
1  电动机
2、2A  液压泵(主泵)
2a  第1液压油供给油路
3a、3b、3c，…  执行机构
4  控制阀
4a  第2液压油供给油路
6a、6b、6c，…  流量控制阀
7a、7b、7c，…  压力补偿阀
8a、8b、8c，…  油路
9a、9b、9c，…  梭形滑阀
14  主溢流阀
15  卸载阀
15a  弹簧
15b  开方向动作的受压部
15c  闭方向动作的受压部
17  转矩控制装置
17a  转矩控制倾转活塞
17b1、17b2  弹簧
21a、21b、21c、…  闭方向动作的受压部
22a、22b、22c、…  开方向动作的受压部
24  门锁杆
25a、25b、25c、…  油路
26a、26b、26c、…  负载端口
27、27a、27b、27c、…  信号油路
30  先导泵
31、31a  先导油路
32  先导溢流阀
38  先导液压源
40、41  压力传感器
50、50A  控制器
50a～50m  运算部
50r、50Ar、50s  运算部
51  基准转速指示刻度盘
60  换流器
61  斩波器
70  蓄电池
100  门锁阀
122、123  操作杆装置
200、200A  电动机转速控制装置
201  负载敏感控制运算部
202、202A  容量限制控制运算部
q*  虚拟容量
q*limit  虚拟容量的限制值
q**  新的虚拟容量
TP1、TP2  转矩控制的特性线
TP3  截断控制特性
TP4  转矩恒定曲线
TP5  截断控制特性

Claims (7)

1.一种电动式液压作业机械的液压驱动装置，其具有：
电动机；
由该电动机驱动的液压泵；
由从该液压泵排出的液压油驱动的多个执行机构；
控制从所述液压泵向多个执行机构供给的液压油的流量的多个流量控制阀；
溢流阀，其与向多个所述流量控制阀供给所述液压泵的排出油的液压油供给油路连接，当所述液压泵的排出压为设定压力以上时成为开状态而使所述液压油供给油路的液压油返回至油箱；和
对所述电动机提供电力的蓄电装置，所述电动式液压作业机械的液压驱动装置的特征在于，
具有进行负载敏感控制和截断控制的电动机转速控制装置，其中，该负载敏感控制为，控制所述液压泵的转速以使所述液压泵的排出压比多个所述执行机构的最高负载压仅高出目标压差，该截断控制为，当所述液压泵的排出压上升至接近所述溢流阀的设定压力的第1规定压力以上时，控制所述液压泵的转速以使所述液压泵的排出流量减少。
2.根据权利要求1所述的电动式液压作业机械的液压驱动装置，其特征在于，
所述电动机转速控制装置具有：
检测所述液压泵的排出压的第1压力传感器；
检测所述最大负载压的第2压力传感器；
控制所述电动机的转速的换流器；和
控制器，
所述控制器具有：
负载敏感控制运算部，其基于所述第1压力传感器以及第2压力传感器检测到的所述液压泵的排出压以及所述最高负载压、和目标LS压差，来运算与如下的压差偏差的正负对应地增减的所述液压泵的虚拟容量，该压差偏差是所述液压泵的排出压和所述最高负载压的压差、与所述目标LS压差之间的压差偏差；和
容量限制控制运算部，其基于所述第1压力传感器检测到的所述液压泵的排出压，来运算当所述液压泵的排出压上升至所述第1规定压力以上时使其急剧减少的截断控制的所述虚拟容量的限制值，并选择由所述负载敏感控制运算部运算的所述虚拟容量与所述虚拟容量的限制值中的较小一个来求出新的虚拟容量，
所述控制器对所述新的虚拟容量乘以所述基准转速来运算所述液压泵的目标流量，并向所述换流器输出用于以使所述液压泵的排出流量成为所述目标流量的方式控制所述电动机的转速的控制指令。
3.根据权利要求1所述的电动式液压作业机械的液压驱动装置，其特征在于，
还具有转矩控制装置，其在所述液压泵的排出压处于第2规定压力以上且所述第1规定压力以下的压力范围内时，进行控制，随着所述液压泵的排出压上升而使所述液压泵的排出流量减少，由此使所述液压泵的吸收转矩不超过预先设定的最大转矩。
4.根据权利要求2所述的电动式液压作业机械的液压驱动装置，其特征在于，
所述液压泵为可变容量型的液压泵，
还具有调节器，其设在所述液压泵上，在所述液压泵的排出压上升时，进行控制使所述液压泵的排出流量减少，由此使所述液压泵的吸收转矩不超过预先设定的最大转矩。
5.根据权利要求2所述的电动式液压作业机械的液压驱动装置，其特征在于，
所述液压泵为固定容量型的液压泵，
还具有转矩控制装置，其是作为所述控制器的一个功能而编入的，当所述液压泵的排出压上升时，进行控制使所述液压泵的排出流量减少，由此使所述液压泵的吸收转矩不超过预先设定的最大转矩。
6.根据权利要求2所述的电动式液压作业机械的液压驱动装置，其特征在于，
所述液压泵为固定容量型的液压泵，
所述容量限制控制运算部基于所述第1压力传感器检测到的所述液压泵的排出压，当所述液压泵的排出压处于第2规定压力以上且所述第1规定压力以下的压力范围内时，运算随着所述液压泵的排出压变高而减少的转矩限制控制的虚拟容量的限制值，当所述液压泵的排出压上升至所述第1规定压力以上时，运算从所述转矩限制控制的虚拟容量的限制值急剧减少的截断控制的虚拟容量的限制值，选择由所述负载敏感控制运算部运算的所述虚拟容量和所述虚拟容量的限制值中的较小一个来求出新的虚拟容量。
7.根据权利要求2所述的电动式液压作业机械的液压驱动装置，其特征在于，
还具有指示所述基准转速的操作装置，
所述控制器基于所述操作装置的指示信号而设定所述基准转速，且基于该基准转速来运算与所述基准转速的大小对应的所述目标LS压差和所述目标流量。
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Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN110091703A (zh) * 2019-05-31 2019-08-06 吉林大学 一种轮毂液压驱动系统极限状态的泵排量限制方法
CN110512686A (zh) * 2019-08-02 2019-11-29 江苏恒立液压科技有限公司 电控液压控制系统和具有其的工程机械
CN111094111A (zh) * 2018-03-28 2020-05-01 日立建机株式会社 轮式装载机
CN111148905A (zh) * 2018-09-05 2020-05-12 株式会社日立建机Tierra 电动式液压工程机械的液压驱动装置
CN113508208A (zh) * 2019-03-11 2021-10-15 住友建机株式会社 挖土机及挖土机的控制方法

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US11214940B2 (en) 2018-03-28 2022-01-04 Hitachi Construction Machinery Tierra Co., Ltd. Hydraulic drive system for construction machine
CN113508207B (zh) * 2019-03-29 2023-12-22 住友建机株式会社 挖土机
JP7396838B2 (ja) * 2019-09-12 2023-12-12 住友建機株式会社 ショベル
WO2021059337A1 (ja) * 2019-09-24 2021-04-01 株式会社日立建機ティエラ 電動式油圧作業機械
CN113027870B (zh) * 2021-03-17 2022-10-18 四川百纳科技有限责任公司 一种全地形装甲车独立散热系统及其控制方法

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1035868A (zh) * 1988-01-27 1989-09-27 日立建机株式会社 负载传感液压驱动线路的控制系统
US5317871A (en) * 1990-09-28 1994-06-07 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho Circuit capable of varying pump discharge volume in closed center-load sensing system
JPH08135606A (ja) * 1994-11-10 1996-05-31 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd 油圧ポンプの吐出量制御装置
CN1375643A (zh) * 2002-04-23 2002-10-23 浙江大学 工程机械中多执行器运动的电液数字分流控制系统
CN101040122A (zh) * 2005-07-13 2007-09-19 日立建机株式会社 液压驱动装置
CN201896601U (zh) * 2010-11-23 2011-07-13 宝鸡宝石特种车辆有限责任公司 固井水泥车多路负载敏感液压传动系统

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3799366B2 (ja) * 2001-08-30 2006-07-19 三菱重工プラスチックテクノロジー株式会社 射出成形機及びその制御方法
JP2003172302A (ja) * 2001-12-06 2003-06-20 Yuken Kogyo Co Ltd インバータ駆動油圧ユニット
JP4146676B2 (ja) * 2002-07-01 2008-09-10 株式会社ニクニ 液供給方法および液供給装置
JP2008256037A (ja) * 2007-04-03 2008-10-23 Hitachi Constr Mach Co Ltd 電動式油圧作業機
JP5147120B2 (ja) * 2008-04-21 2013-02-20 株式会社名機製作所 射出成形機
JP2008256224A (ja) * 2008-07-31 2008-10-23 Daishin Shoko:Kk 可変ピストンポンプを油浸状態で使用した油圧源分散型油圧ユニット

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1035868A (zh) * 1988-01-27 1989-09-27 日立建机株式会社 负载传感液压驱动线路的控制系统
US5317871A (en) * 1990-09-28 1994-06-07 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho Circuit capable of varying pump discharge volume in closed center-load sensing system
JPH08135606A (ja) * 1994-11-10 1996-05-31 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd 油圧ポンプの吐出量制御装置
CN1375643A (zh) * 2002-04-23 2002-10-23 浙江大学 工程机械中多执行器运动的电液数字分流控制系统
CN101040122A (zh) * 2005-07-13 2007-09-19 日立建机株式会社 液压驱动装置
CN201896601U (zh) * 2010-11-23 2011-07-13 宝鸡宝石特种车辆有限责任公司 固井水泥车多路负载敏感液压传动系统

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111094111A (zh) * 2018-03-28 2020-05-01 日立建机株式会社 轮式装载机
CN111148905A (zh) * 2018-09-05 2020-05-12 株式会社日立建机Tierra 电动式液压工程机械的液压驱动装置
CN111148905B (zh) * 2018-09-05 2021-08-27 株式会社日立建机Tierra 电动式液压工程机械的液压驱动装置
CN113508208A (zh) * 2019-03-11 2021-10-15 住友建机株式会社 挖土机及挖土机的控制方法
CN110091703A (zh) * 2019-05-31 2019-08-06 吉林大学 一种轮毂液压驱动系统极限状态的泵排量限制方法
CN110091703B (zh) * 2019-05-31 2021-03-09 吉林大学 一种轮毂液压驱动系统极限状态的泵排量限制方法
CN110512686A (zh) * 2019-08-02 2019-11-29 江苏恒立液压科技有限公司 电控液压控制系统和具有其的工程机械

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