JP2004116656A - Pressure oil energy recovery/regeneration device - Google Patents

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JP2004116656A
JP2004116656A JP2002280904A JP2002280904A JP2004116656A JP 2004116656 A JP2004116656 A JP 2004116656A JP 2002280904 A JP2002280904 A JP 2002280904A JP 2002280904 A JP2002280904 A JP 2002280904A JP 2004116656 A JP2004116656 A JP 2004116656A
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pressure
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hydraulic
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Shinobu Nagura
名倉 忍
Kazuhiro Maruta
丸田 和弘
Nobusane Yoshida
吉田 伸実
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Komatsu Ltd
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Komatsu Ltd
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To improve lever operability by accurately changing an output pressure of a pressure transducing part with favorable responsiveness in response to fluctuation of a discharge pressure of a main hydraulic pump. <P>SOLUTION: When the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 fluctuates, a flow control valve 21 is operated instead of changing a swash plate of a hydraulic pump 12, and a fore and aft differential pressure ΔP of a fixed restrictor 22 is maintained at a certain differential pressure ΔP2. By this, a pressure (an upstream pressure Pa of the fixed restrictor 22) in a junction passage 15 follows the fluctuation of the discharge pressure P3 (a downstream pressure Pb of the fixed restrictor 22) of the main hydraulic pump 2. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧アクチュエータから流出された戻り圧油のエネルギーを回収・回生する装置に関するものである。
【0002】
【従来の技術】
油圧ショベルなどの建設機械に圧油エネルギー回収・回生装置を適用することが提案されている。圧油エネルギー回収・回生装置は、ブームなどを作動する際に、油圧アクチュエータから流出された戻り圧油のエネルギーを回収し、油圧アクチュエータを駆動するエネルギーとして回生する。
【0003】
圧油エネルギー回収・回生装置の基本的な油圧回路を図5に示す。図5に示す油圧回路では、エンジン1によって主油圧ポンプ2が駆動され、主油圧ポンプ2から吐出された圧油が圧油供給管路3、方向制御弁4、管路7aを介して油圧アクチュエータである油圧シリンダ5の一方のシリンダ室5aへ供給される。油圧シリンダ5の一方のシリンダ室5aに圧油が供給されると油圧シリンダ5が駆動され、負荷であるブーム6が作動される。油圧シリンダ5の一方のシリンダ室5aに圧油が供給されると、他方のシリンダ室5bから戻り圧油が流出され、管路7b、回収弁9、回収用管路8を介して圧力変換部90に流入される。圧力変換部90は、油圧モータ11と油圧ポンプ12とからなり油圧モータ11と油圧ポンプ12とは回転軸同士が接続されている。戻り圧油が油圧モータ11に流入されることにより油圧モータ11が駆動される。油圧モータ11が駆動されると油圧ポンプ12が駆動され、油圧ポンプ12から圧油が吐出される。油圧ポンプ12から吐出された圧油は合流管路15を介して圧油供給管路3に合流される。圧油供給管路3に合流された圧油は主油圧ポンプ2から吐出された圧油とともに油圧シリンダ5へ供給される。
【0004】
図5の油圧回路において、油圧シリンダ5から流出される戻り圧油の圧力と油圧ポンプ2から吐出される圧油の圧力は異なる。このため戻り圧油を油圧ポンプ2から吐出される圧油に合流する際には、戻り圧油の圧力を主油圧ポンプ2から吐出される圧油とほぼ同圧にする必要がある。
【0005】
圧力変換部90は戻り圧油の圧力を主油圧ポンプ2から吐出される圧油の圧力とほぼ同圧にするために設けられている。
【0006】
油圧モータ11に流入される圧油の圧力をP1(kg/cm)、流量をQ1(cm/min)とし、油圧モータ12から吐出される圧油の圧力をP2(kg/cm)、流量をQ2(cm/min)とすると、回転数一定の釣り合い状態においては、これらの間に下記(1)式が成り立つ。
【0007】
P1×Q1=P2×Q2 …(1)
また油圧モータ11の容量をq1(cm/rev)、油圧ポンプ12の容量をq2(cm/rev)、油圧モータ11、油圧ポンプ12の回転数をn(rpm)とすると、下記(2)、(3)式が成立する。
【0008】
Q1=n・q1 …(2)
Q2=n・q2 …(3)
ただし、単純化のために効率ロスなどは無視している。
【0009】
油圧モータ11、油圧ポンプ12は可変容量型のモータ、ポンプであり、容量変更部位(たとえば斜板式の場合は斜板、斜軸式の場合は斜軸)の位置を変化させることによって容量q1、q2が変化する。
【0010】
このため上記(1)、(2)、(3)式から明かなように、油圧モータ11または油圧ポンプ12の容量変更部位の位置を制御することで、油圧モータ11に流入される圧油の圧力P1と油圧ポンプ12から吐出される圧油の圧力P2との比率すなわち圧力変換比P2/P1を変化させることができる。
【0011】
図5の圧油エネルギー回収・回生装置が油圧ショベルに搭載された場合を想定する。
【0012】
たとえばブームが下げられると、油圧シリンダ5が縮退しシリンダ室5bから大量の戻り圧油が流出される。このとき回収弁9は開位置9aに位置されており、油圧シリンダ5から流出された戻り圧油は圧力変換部90に流入される。ここで、圧油供給管路3内の圧力P3が検出され、油圧ポンプ12の吐出圧P2が圧油供給管路3内の圧力P3とほぼ同圧になるように、圧力変換比P2/P1が制御される。つまり油圧モータ11または油圧ポンプ12の容量変更部位の位置が制御される。
【0013】
これにより戻り圧油の圧力P1が、圧油供給管路3内の圧とほぼ同圧に変換されて油圧ポンプ12から吐出され圧油供給管路3に合流する。
【0014】
【発明が解決しようとする課題】
ブーム6の負荷の大きさに応じて油圧シリンダ5の負荷圧は変動し、これに応じて主油圧ポンプ2の吐出圧P3が変動する。油圧シリンダ5の負荷圧の変動に応じて圧油供給管路3内の圧が追従すれば、操作レバーの操作量に応じた流量が油圧シリンダ5に供給され、レバー操作性が向上する。
【0015】
このため、安定したレバー操作性を得るには、圧力変換部90の出力圧P2を、変動の激しいポンプ吐出圧P3に合わせた上で、圧油供給管路3に合流する必要がある。
【0016】
しかし圧力変換部90を構成する油圧モータ11、油圧ポンプ12の容量変更部位は、慣性が大きく容量変更部位制御の応答性が遅いという問題がある。すなわち油圧モータ11、油圧ポンプ12の容量変更部位を所望の傾転角にするのに時間を要し、圧力変換部90の出力圧P2は、主油圧ポンプ2の吐出圧P3の変動に遅れて変化する。このような応答性の悪さはポンプやモータの機械的な構造上、解消することができない。
【0017】
主油圧ポンプ2の吐出圧P3の変動に対して、圧力変換部90の出力圧P2が正確に追従できないと、圧油供給管路3内の圧力が油圧シリンダ5の負荷圧に従って変化しないことになる。このため操作レバーの操作量に応じた流量が油圧シリンダ5に供給できなくなり、油圧シリンダ5がオペレータの意思とは異なる速度で動いてしまいレバー操作性が悪化する。
【0018】
本発明はこうした実状に鑑みてなされたものであり、主油圧ポンプの吐出圧の変動に応じて、圧力変換部の出力圧を応答性よく正確に追従できるようにして、レバー操作性を向上させることを解決課題とするものである。
【0019】
【課題を解決するための手段および作用、効果】
第1発明は、
主油圧ポンプ(2)と、
前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油が供給されて駆動する油圧アクチュエータ(5)と、
前記油圧アクチュエータ(5)から流出される戻り圧油が流入されて駆動する回収用油圧モータ(11)と、
前記回収用油圧モータ(11)を駆動源とする回生用油圧ポンプ(12)と、前記回生用油圧ポンプ(12)から吐出される圧油を、前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油に合流させる合流管路(15)と、
前記合流管路(15)に設けられた絞り(22)と、
前記絞り(22)の前後差圧が一定差圧となるように当該絞り(22)を通過する流量を調整する流量制御弁(21)と
を備えた圧油エネルギー回収・回生装置であることを特徴とする。
【0020】
第2発明は、
主油圧ポンプ(2)と、
前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油が供給されて駆動する油圧アクチュエータ(5)と、
前記油圧アクチュエータ(5)から流出される戻り圧油が流入されて駆動する回収用油圧モータ(11)と、
前記回収用油圧モータ(11)を駆動源とする回生用油圧ポンプ(12)と、前記回生用油圧ポンプ(12)から吐出される圧油を、前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油に合流させる合流管路(15)と、
前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油の吐出圧を検出する吐出圧検出手段(42)と、
前記回生用油圧ポンプ(12)から吐出された圧油の圧力を、前記吐出圧検出手段(42)で検出される吐出圧よりも高めの圧に調整する圧力制御手段(10、30)と、
前記回収用油圧モータ(11)または前記回生用油圧ポンプ(12)の回転数を検出する回転数検出手段(41)と、
前記回転数検出手段(41)で検出された回転数と前記回生用油圧ポンプ(12)の容量とに基づいて、前記合流管路(15)に流すべき圧油の流量を演算する流量演算手段(40)と、
前記合流管路(15)に設けられた固定絞り(22)と、
前記合流管路(15)に設けられ、前記固定絞り(22)の前後差圧が、前記流量演算手段(40)で演算された流量に応じた前後差圧になるように制御する流量制御弁(21)と
を備えた圧油エネルギー回収・回生装置であることを特徴とする。
【0021】
第1発明、第2発明を図1を参照して説明する。
【0022】
たとえばブーム(負荷)6が下げられると、油圧シリンダ(油圧アクチュエータ)5が縮退駆動しシリンダ室5bから大量の戻り圧油が流出される。このとき回収弁9は開位置9aに位置されており、油圧シリンダ5から流出された戻り圧油は圧力変換部10に流入される。
【0023】
ここで、圧力センサ42で主油圧ポンプ2の吐出圧P3が検出され、圧力変換部10の出力圧P2が主油圧ポンプ2の吐出圧P3よりも高めの圧P3+αに調整されるとともに、可変リリーフ弁30の設定圧が主油圧ポンプ2の吐出圧よりも高めの圧P3+αに設定される。
【0024】
油圧シリンダ5から流出された戻り圧油のエネルギーによって圧力変換部10の油圧モータ11、油圧ポンプ12は回転数n(rpm)で回転する。油圧モータ11、油圧ポンプ12の回転数nは回転センサ41で検出される。
【0025】
油圧ポンプ12の容量q2は斜板角センサ43で油圧ポンプ12の斜板傾転角として検出される。
【0026】
回転センサ41で検出された油圧ポンプ12の回転数n、斜板角センサ43で検出された油圧ポンプ12の容量q2は、コントローラ40に入力され、これら回転数n、容量q2に基づいて、油圧ポンプ12から吐出されるべき流量Q2(=n・q2)、つまり合流管路15に流すべき圧油の流量Q2が上記(3)式にしたがい演算される。
【0027】
合流管路15には、流量制御部20として、固定絞り22、流量制御弁21が設けられている。固定絞り22の上流側の圧をPa、下流側の圧をPbとすると、上流側の圧Paは流量制御弁21のパイロットポート21bに加えられ、下流側の圧Pbはパイロットポート21bに対向する側のパイロットポート21aに加えられる。パイロットポート21aと同じ側にはバネ21cが付与されておりバネ力をKとする。パイロットポート21bと同じ側の電磁ソレノイド21dにはコントローラ40から指令信号iが入力される。
【0028】
コントローラ40で演算された流量Q2が、固定絞り22を通過するには、固定絞り22の開口面積(絞り面積)をA、流量係数をcとして、固定絞り22の前後差圧ΔPが次式(4)で定められる差圧ΔP2になっていればよい。
【0029】
Q2=c・A・√(ΔP2) …(4)
固定絞り22の前後差圧ΔPを一定の差圧にするためには、流量制御弁21に作用する各力の間で次式(5)で示す力の釣り合いの関係が成立していればよい。ただしパイロットポート21a、21bの受圧面積をSとする。
【0030】
S(Pa−Pb)=K−i …(5)
ここで固定絞り22の前後差圧ΔPを、上記(4)式から求められる差圧ΔP2にしなければならないので次式(6)が成立する。
【0031】
K−i=ΔP2/S …(6)
コントローラ40は、演算された流量Q2を上記(4)式に代入してΔP2を求め、求めたΔP2を上記(6)式に代入して指令信号iを求めて、この指令信号iを流量制御弁21に出力する。これにより上記(5)式に従い流量制御弁21が動作し、固定絞り22の前後差圧ΔPは一定差圧ΔP2になり、一定流量Q2が固定絞り22つまり合流管路15を通過することになる。この結果、合流管路15内の圧(固定絞り22の上流圧Pa)は主油圧ポンプ2の吐出圧P3(固定絞り22の下流圧Pb)とほぼ同じ圧となって圧油供給管路3に合流される。主油圧ポンプ2の吐出圧P3が変動した場合には、流量制御弁21が動作するため、油圧ポンプ12の斜板を変化させて合流管路15内の圧(固定絞り22の上流圧Pa)を主油圧ポンプ2の吐出圧P3(固定絞り22の下流圧Pb)の変動に追従させる必要がなくなる。
【0032】
流量制御弁21は、ポンプやモータと比較して応答性が早く、主油圧ポンプ2の吐出圧P3の変動に対して正確に追従する。このためレバー操作性が向上する。
【0033】
第3発明は、
主油圧ポンプ(2)と、
前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油が供給されて駆動する油圧アクチュエータ(5)と、
前記油圧アクチュエータ(5)から流出される戻り圧油が流入されて駆動する回収用油圧モータ(11)と、
前記回収用油圧モータ(11)を駆動源とする回生用油圧ポンプ(12)と、前記回生用油圧ポンプ(12)から吐出される圧油を、前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油に合流させる合流管路(15)と、
前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油の吐出圧を検出する吐出圧検出手段(42)と、
前記回生用油圧ポンプ(12)から吐出された圧油の圧力を、前記吐出圧検出手段(42)で検出される吐出圧よりも高めの圧に調整する圧力制御手段(10、30)と、
前記回収用油圧モータ(11)または前記回生用油圧ポンプ(12)の回転数を検出する回転数検出手段(41)と、
前記回転数検出手段(41)で検出された回転数と前記回生用油圧ポンプ(12)の容量とに基づいて、前記合流管路(15)に流すべき圧油の流量を演算する流量演算手段(40)と、
前記合流管路(15)に設けられた可変絞り(62)と、
前記合流管路(15)に設けられ、前記可変絞り(22)の前後差圧が、一定差圧になるように制御する流量制御弁(61)と、
前記流量演算手段(40)で演算された流量に応じた開口面積になるように前記可変絞り(62)の開口面積を制御する制御手段と
を備えた圧油エネルギー回収・回生装置であることを特徴とする。
【0034】
第3発明では、図3に示すように、合流管路15に、流量制御部20として、可変絞り62、流量制御弁61が設けられている。可変絞り62の上流側の圧をPa、下流側の圧をPbとすると、上流側の圧Paは流量制御弁61のパイロットポート61bに加えられ、下流側の圧Pbはパイロットポート61bに対向する側のパイロットポート61aに加えられる。パイロットポート61aと同じ側にはバネ61cが付与されておりバネ力をKとする。
【0035】
コントローラ40で演算された流量Q2が、可変絞り62を通過するには、可変絞り62の前後差圧をΔPとして、可変絞り62の開口面積(絞り面積)Aが、次式(7)で定められる開口面積A2になっていればよい。
【0036】
Q2=c・A2・√(ΔP) …(7)
可変絞り62の前後差圧ΔPを一定の差圧にするためには、流量制御弁61に作用する各力の間で次式(8)で示す力の釣り合いの関係が成立していればよい。ただしパイロットポート61a、61bの受圧面積をSとする。
【0037】
S(Pa−Pb)=K …(8)
コントローラ40は、演算された流量Q2、上記(8)式のK/S(=ΔP)を上記(7)式に代入して開口面積A2を求め、可変絞り62の開口面積AをA2に変化させる。これにより上記(8)式に従い流量制御弁61が動作し、可変絞り62の前後差圧ΔPは一定差圧になり、一定流量Q2が可変絞り62つまり合流管路15を通過することになる。この結果、合流管路15内の圧(可変絞り62の上流圧Pa)は主油圧ポンプ2の吐出圧P3(可変絞り62の下流圧Pb)とほぼ同じ圧となって圧油供給管路3に合流される。主油圧ポンプ2の吐出圧P3が変動した場合には、流量制御弁61が動作するため、油圧ポンプ12の斜板を変化させて合流管路15内の圧(可変絞り62の上流圧Pa)を主油圧ポンプ2の吐出圧P3(可変絞り62の下流圧Pb)の変動に追従させる必要がなくなる。
【0038】
流量制御弁61は、ポンプやモータと比較して応答性が早く、主油圧ポンプ2の吐出圧P3の変動に対して正確に追従する。このためレバー操作性が向上する。
【0039】
【発明の実施の形態】
以下図面を参照して本発明に係る圧油エネルギー回収・回生装置の実施形態について説明する。
【0040】
図1は実施形態の油圧回路を示す。実施形態では油圧ショベルに搭載された油圧回路を想定している。
【0041】
図1に示すように、主油圧ポンプ2は可変容量型の油圧ポンプであり、エンジン1によって駆動され、斜板の傾転角が変化されることによって容量が変化する。主油圧ポンプ2は可変容量型であればよく、斜板式である必要はない。なおエンジン1の代わりに電動モータを使用してもよい。方向制御弁4は油圧シリンダ5に供給される圧油の流量を制御するとともに主油圧ポンプ2から吐出される圧油の流れの方向を制御して管路7a、7bのいずれかに圧油を供給する。
【0042】
主油圧ポンプ2から吐出された圧油は圧油供給管路3、方向制御弁4、管路7aまたは管路7bを介して油圧アクチュエータである油圧シリンダ5の一方のシリンダ室5aまたは他方のシリンダ室5bへ供給される。圧油供給管路3には主油圧ポンプ2から吐出された圧油の圧力P3を検出する圧力センサ42が設けられている。
【0043】
油圧シリンダ5の一方のシリンダ室5aに圧油が供給されると油圧シリンダ5が縮退駆動されブーム6が下がる方向に作動する。油圧シリンダ5の他方のシリンダ室5bに圧油が供給されると油圧シリンダ5が伸張駆動されブーム6が上がる方向に作動する。
【0044】
管路7bには回収弁9が設けられており、方向制御弁4との連通又は回収用管路8を介しての圧力変換部10との連通が切り換えられる。
【0045】
回収弁9が開位置9aの場合に油圧シリンダ5のシリンダ室5bは管路7b、回収弁9、回収用管路8を介して油圧モータ11の流入口11aと連通し、回収弁9が閉位置9bの場合に油圧シリンダ5のシリンダ室5bは管路7b、回収弁9、方向制御弁4を介してタンク24と連通する。
【0046】
圧力変換部10は、油圧モータ11と油圧ポンプ12とからなり、油圧モータ11と油圧ポンプ12とは回転軸同士が接続されている。油圧モータ11、油圧ポンプ12の回転軸には、油圧モータ11、油圧ポンプ12の回転数n(rpm)を検出する回転センサ41が設けられている。油圧ポンプ12には油圧ポンプ12の斜板の傾転角を検出することにより油圧ポンプ12の容量q2(cm/rev)を検出する斜板角センサ43が設けられている。
【0047】
油圧ポンプ12の吐出口12bは合流管路15に連通している。合流管路15は圧油供給管路3に連通している。
【0048】
戻り圧油が油圧モータ11に流入されることにより油圧モータ11が駆動される。油圧モータ11が駆動されると油圧ポンプ12が駆動され、油圧ポンプ12から圧油が吐出される。油圧ポンプ12から吐出された圧油は合流管路15を介して圧油供給管路3に合流される。圧油供給管路3に合流された圧油は主油圧ポンプ2から吐出された圧油とともに油圧シリンダ5へ供給される。
【0049】
油圧シリンダ5から流出される戻り圧油の圧力と油圧ポンプ2から吐出される圧油の圧力は異なる。このため戻り圧油を主油圧ポンプ2から吐出される圧油に合流する際には、戻り圧油の圧力を主油圧ポンプ2の吐出圧程度の高圧にする必要がある。
【0050】
圧力変換部10は戻り圧油の圧力P1を主油圧ポンプ2の吐出圧P3よりも高めの圧P3+αにするために設けられている。
【0051】
油圧モータ11は可変容量型の油圧モータであり、斜板の傾転角が変化されることによって容量q1(cm/rev)が変化する。油圧ポンプ12は可変容量型の油圧ポンプであり、斜板の傾転角が変化されることによって容量q2(cm/rev)が変化する。なお油圧モータ11及び油圧ポンプ12は可変容量型であればよく、斜板式である必要はない。
【0052】
油圧モータ11に流入される圧油の圧力をP1(kg/cm)、流量をQ1(cm/min)と、油圧モータ12から吐出される圧油の圧力をP2(kg/cm)、流量をQ2(cm/min)とすると、回転数一定の釣り合い状態においては、これらの間に下記(1)式が成り立つ。
【0053】
P1×Q1=P2×Q2 …(1)
また油圧モータ11、油圧ポンプ12の回転数をn(rpm)とすると、下記(2)、(3)式が成立する。
【0054】
Q1=n・q1 …(2)
Q2=n・q2 …(3)
ただし、単純化のために効率ロスなどは無視している。
【0055】
上記(1)、(2)、(3)式から明らかなように、油圧モータ11または油圧ポンプ12の斜板の傾転角を制御することで、油圧モータ11に流入される圧油の圧力P1と油圧ポンプ12から吐出される圧油の圧力P2との比率すなわち圧力変換比P2/P1を変化させることができる。圧力変換比を変化させることで油圧ポンプ12の吐出圧P2を、主油圧ポンプ2の吐出圧P3よりも高めの圧P3+αにすることができる。
【0056】
合流管路15にはリリーフ管路16が分岐している。リリーフ管路16には可変リリーフ弁30が設けられている。可変リリーフ弁30の設定圧は、主油圧ポンプ2の吐出圧P3よりも高めの圧P3+αに設定される。可変リリーフ弁30の設定圧P+αは、コントローラ40から出力される指令信号に応じて変化する。合流管路15内の圧力が可変リリーフ弁30の設定圧P+αを超えると合流管路15内の圧油はタンク24にリリーフされ合流管路15内の圧力が設定圧P+αに維持される。
【0057】
合流管路15には、流量制御部20が設けられている。流量制御部20では、合流管路15を通過する圧油の流量が、コントローラ40から指令される一定流量になるように制御される。流量制御部20は、合流管路15上の固定絞り22と、固定絞り22の上流側に設けられた流量制御弁21とからなる。
【0058】
固定絞り22の上流側の圧をPa、下流側の圧をPbとすると、上流側の圧Paは流量制御弁21のパイロットポート21bに加えられ、下流側の圧Pbはパイロットポート21bに対向する側のパイロットポート21aに加えられる。パイロットポート21aと同じ側にはバネ21cが付与されておりバネ力をKとする。パイロットポート21bと同じ側の電磁ソレノイド21dにはコントローラ40から指令信号iが入力される。
【0059】
チェック弁23は固定絞り22の下流側に設けられており、圧油供給管路3内の圧油が合流管路15に逆流することを防止するために設けられている。
【0060】
つぎに図1の油圧回路の動作について説明する。
【0061】
ブーム6が下げられると、油圧シリンダ5が縮退駆動しシリンダ室5bから大量の戻り圧油が流出される。このとき回収弁9は開位置9aに位置されており、油圧シリンダ5から流出された戻り圧油は圧力変換部10に流入される。ここで、圧油供給管路3内の圧力P3が圧力センサ42で検出され、圧力センサ42の検出圧P3はコントローラ40に入力される。コントローラ40は入力された検出圧P3に基づき、油圧ポンプ12の吐出圧P2が圧油供給管路3内の圧力P3よりも高めの圧P3+αになるように、圧力変換比P2/P1を制御する。つまり油圧モータ11または油圧ポンプ12の斜板の傾転角を制御する。
【0062】
これにより戻り圧油の圧力P1が、圧油供給管路3内の圧P3よりも高めの圧P3+αに変換されて油圧ポンプ12から吐出される。
【0063】
またコントローラ40は入力された検出圧P3に基づき指令信号を生成し、可変リリーフ弁30に出力し、可変リリーフ弁30の設定圧を、主油圧ポンプ2の吐出圧P3よりも高めの圧P3+αに設定する。
【0064】
油圧シリンダ5から流出された戻り圧油のエネルギーによって圧力変換部10の油圧モータ11、油圧ポンプ12は回転数n(rpm)で回転する。油圧モータ11、油圧ポンプ12の回転数nは回転センサ41で検出される。
【0065】
油圧ポンプ12の容量q2は斜板角センサ43で油圧ポンプ12の斜板傾転角として検出される。
【0066】
回転センサ41で検出された油圧ポンプ12の回転数n、斜板角センサ43で検出された油圧ポンプ12の容量q2は、コントローラ40に入力され、これら回転数n、容量q2に基づいて、油圧ポンプ12から吐出されるべき流量Q2(=n・q2)、つまり合流管路15に流すべき圧油の流量Q2が上記(3)式にしたがい演算される。
【0067】
コントローラ40で演算された流量Q2が、固定絞り22を通過するには、固定絞り22の開口面積(絞り面積)をA、流量係数をcとして、固定絞り22の前後差圧ΔPが次式(4)で定められる差圧ΔP2になっていればよい。
【0068】
Q2=c・A・√(ΔP2) …(4)
固定絞り22の前後差圧ΔPを一定の差圧にするためには、流量制御弁21に作用する各力の間で次式(5)で示す力の釣り合いの関係が成立していればよい。ただしパイロットポート21a、21bの受圧面積をSとする。
【0069】
S(Pa−Pb)=K−i …(5)
ここで固定絞り22の前後差圧ΔPを、上記(4)式から求められる差圧ΔP2にしなければならないので次式(6)が成立する。
【0070】
(K−i)/S=ΔP2 …(6)
コントローラ40は、演算された流量Q2を上記(4)式に代入してΔP2を求め、求めたΔP2を上記(6)式に代入して指令信号iを求めて、この指令信号iを流量制御弁21に出力する。
【0071】
これにより上記(5)式に従い流量制御弁21が動作し、固定絞り22の前後差圧ΔPは一定差圧ΔP2になり、一定流量Q2が固定絞り22つまり合流管路15を通過することになる。この結果、合流管路15内の圧(固定絞り22の上流圧Pa)は主油圧ポンプ2の吐出圧P3(固定絞り22の下流圧Pb)とほぼ同じ圧となって圧油供給管路3に合流される。
【0072】
主油圧ポンプ2の吐出圧P3が変動した場合には、流量制御弁21が動作する。すなわち圧油供給管路3の圧力P3が減少すると固定絞り22の下流圧Pbが減少し、固定絞り22の前後差圧ΔPが大きくなる。このため流量制御弁21は固定絞りの前後差圧を小さくするように動作し、固定絞り22の前後差圧ΔPが一定差圧ΔP2に一致する弁位置でバランスする。その後、油圧ポンプ12の吐出圧P2及び合流管路15内の圧力が、圧油供給管路3内の圧力P3よりも高めの圧P3+αになるように、斜板の傾転角が調整されると共に、可変リリーフ弁30の設定圧が小さくされる。
【0073】
また圧油供給管路3の圧力P3が増加すると固定絞り22の下流圧Pbが増大し、固定絞り22の前後差圧ΔPが小さくなる。このため流量制御弁21は固定絞りの前後差圧を大きくするように動作し、固定絞り22の前後差圧ΔPが一定差圧ΔP2に一致する弁位置でバランスする。その後、油圧ポンプ12の吐出圧P2及び合流管路15内の圧力が、圧油供給管路3内の圧力P3よりも高めの圧P3+αになるように、斜板の傾転角が調整されると共に、可変リリーフ弁30の設定圧が大きくされる。
【0074】
また固定絞り22の下流圧Pbよりも圧油供給管路3内の圧力P3が大きくなった場合には、チェック弁23が動作し、圧油供給管路3内の圧油が合流管路15内に逆流することを阻止する。
【0075】
また油圧ポンプ12の吐出圧P2が大きくなり、可変リリーフ弁30の設定圧P3+αを超えた場合には、合流管路15内の圧油がタンク24にリリーフされる。このため流量制御弁21の上流側の圧は可変リリーフ弁30の設定圧P3+αに維持される。
【0076】
以上のように本実施形態によれば、主油圧ポンプ2の吐出圧P3が変動した場合には、流量制御弁21が動作するため、油圧ポンプ12の斜板を変化させて合流管路15内の圧(固定絞り22の上流圧Pa)を主油圧ポンプ2の吐出圧P3(固定絞り22の下流圧Pb)の変動に追従させる必要がなくなる。流量制御弁21は、ポンプやモータと比較して応答性が早く、主油圧ポンプ2の吐出圧P3の変動に対して正確に追従する。このためレバー操作性が向上する。
【0077】
流量制御部20の他の構成例について図2、図3、図4、図5を参照して説明する。
【0078】
図2に示す流量制御部20は、コントローラ40から指令信号iが流量制御弁21に加えられる点で、図1と同様であるが、チェック弁23における圧力損失を考慮して流量制御弁21が動作する点で異なる。流量制御弁21は、固定絞り22の上流側の圧と、チェック弁23の下流側の圧との差圧ΔPが一定差圧ΔP2となるように動作する。
【0079】
図3に示す流量制御部20は、可変絞り62と、この可変絞り62の上流側に設けられた流量制御弁61とからなる。可変絞り62の上流側の圧をPa、下流側の圧をPbとすると、上流側の圧Paは流量制御弁61のパイロットポート61bに加えられ、下流側の圧Pbはパイロットポート61bに対向する側のパイロットポート61aに加えられる。パイロットポート61aと同じ側にはバネ61cが付与されておりバネ力をKとする。
【0080】
コントローラ40で演算された流量Q2が、可変絞り62を通過するには、可変絞り62の前後差圧をΔPとして、可変絞り62の開口面積(絞り面積)Aが、次式(7)で定められる開口面積A2になっていればよい。
【0081】
Q2=c・A2・√(ΔP) …(7)
可変絞り62の前後差圧ΔPを一定の差圧にするためには、流量制御弁61に作用する各力の間で次式(8)で示す力の釣り合いの関係が成立していればよい。ただしパイロットポート61a、61bの受圧面積をSとする。
【0082】
S(Pa−Pb)=K …(8)
コントローラ40は、演算された流量Q2、上記(8)式のK/S(=ΔP)を上記(7)式に代入して開口面積A2を求め、可変絞り62の開口面積AがA2に変化するように絞り量を制御する。これにより上記(8)式に従い流量制御弁61が動作し、可変絞り62の前後差圧ΔPは一定差圧になり、一定流量Q2が可変絞り62つまり合流管路15を通過することになる。この結果、合流管路15内の圧(可変絞り62の上流圧Pa)は主油圧ポンプ2の吐出圧P3(可変絞り62の下流圧Pb)とほぼ同じ圧となって圧油供給管路3に合流される。主油圧ポンプ2の吐出圧P3が変動した場合には、流量制御弁61が動作するため、油圧ポンプ12の斜板を変化させて合流管路15内の圧(可変絞り62の上流圧Pa)を主油圧ポンプ2の吐出圧P3(可変絞り62の下流圧Pb)の変動に追従させる必要がなくなる。
【0083】
流量制御弁61は、ポンプやモータと比較して応答性が早く、主油圧ポンプ2の吐出圧P3の変動に対して正確に追従する。このためレバー操作性が向上する。
【0084】
図4に示す流量制御部20は、可変絞り62の開口面積Aがコントローラ40によって制御される点で、図3と同様であるが、チェック弁23における圧力損失を考慮して流量制御弁61が動作する点で異なる。流量制御弁61は、可変絞り62の上流側の圧と、チェック弁23の下流側の圧との差圧ΔPが一定差圧K/Sとなるように、動作する。
【0085】
上述した各実施形態では、固定絞り22または可変絞り23の上流側に流量制御弁21、61を設けているが、下流側に流量制御弁を設ける実施も可能である。
【図面の簡単な説明】
【図1】図1は実施形態の油圧回路を示す図である。
【図2】図2は図1に示す流量制御部の他の構成例を示す図である。
【図3】図3は図1に示す流量制御部の他の構成例を示す図である。
【図4】図4は図1に示す流量制御部の他の構成例を示す図である。
【図5】図5は従来の油圧回路を示す図である。
【符号の説明】
2 主油圧ポンプ
5 油圧シリンダ
11 油圧モータ
12 油圧ポンプ
21、61、71 流量制御弁
22 固定絞り
62 可変絞り
[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an apparatus for recovering and regenerating energy of return pressure oil flowing out of a hydraulic actuator.
[0002]
[Prior art]
It has been proposed to apply a hydraulic oil energy recovery / regeneration device to a construction machine such as a hydraulic shovel. When operating a boom or the like, the hydraulic oil energy recovery / regeneration device recovers energy of the return hydraulic oil flowing out of the hydraulic actuator and regenerates it as energy for driving the hydraulic actuator.
[0003]
FIG. 5 shows a basic hydraulic circuit of the hydraulic oil energy recovery / regeneration device. In the hydraulic circuit shown in FIG. 5, the main hydraulic pump 2 is driven by the engine 1 and the hydraulic oil discharged from the main hydraulic pump 2 is supplied to the hydraulic actuator via the hydraulic oil supply line 3, the directional control valve 4, and the line 7a. Is supplied to one cylinder chamber 5 a of the hydraulic cylinder 5. When pressure oil is supplied to one cylinder chamber 5a of the hydraulic cylinder 5, the hydraulic cylinder 5 is driven, and the boom 6 as a load is operated. When the pressure oil is supplied to one cylinder chamber 5a of the hydraulic cylinder 5, the return pressure oil flows out of the other cylinder chamber 5b and passes through the pipe 7b, the recovery valve 9, and the recovery pipe 8 to the pressure converter. 90. The pressure conversion unit 90 includes a hydraulic motor 11 and a hydraulic pump 12, and the rotary shafts of the hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 are connected to each other. The hydraulic motor 11 is driven by the return pressure oil flowing into the hydraulic motor 11. When the hydraulic motor 11 is driven, the hydraulic pump 12 is driven, and pressure oil is discharged from the hydraulic pump 12. The pressure oil discharged from the hydraulic pump 12 is joined to the pressure oil supply line 3 via the junction line 15. The pressure oil joined to the pressure oil supply pipe 3 is supplied to the hydraulic cylinder 5 together with the pressure oil discharged from the main hydraulic pump 2.
[0004]
In the hydraulic circuit of FIG. 5, the pressure of the return pressure oil flowing out of the hydraulic cylinder 5 and the pressure of the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 are different. Therefore, when the return pressure oil joins the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2, the pressure of the return pressure oil needs to be substantially the same as the pressure oil discharged from the main hydraulic pump 2.
[0005]
The pressure converter 90 is provided to make the pressure of the return pressure oil substantially equal to the pressure of the pressure oil discharged from the main hydraulic pump 2.
[0006]
The pressure of the pressure oil flowing into the hydraulic motor 11 is P1 (kg / cm 2 ), the flow rate is Q1 (cm 3 / min), and the pressure of the pressure oil discharged from the hydraulic motor 12 is P2 (kg / cm 2 ). , And the flow rate is Q2 (cm 3 / min), the following equation (1) is established between them in a balanced state where the rotational speed is constant.
[0007]
P1 × Q1 = P2 × Q2 (1)
If the capacity of the hydraulic motor 11 is q1 (cm 3 / rev), the capacity of the hydraulic pump 12 is q2 (cm 3 / rev), and the rotation speeds of the hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 are n (rpm), the following (2) ) And (3) hold.
[0008]
Q1 = n · q1 (2)
Q2 = n · q2 (3)
However, efficiency losses are ignored for simplicity.
[0009]
The hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 are variable displacement type motors and pumps. q2 changes.
[0010]
Therefore, as is apparent from the above equations (1), (2), and (3), by controlling the position of the capacity changing portion of the hydraulic motor 11 or the hydraulic pump 12, the pressure oil flowing into the hydraulic motor 11 is controlled. The ratio between the pressure P1 and the pressure P2 of the pressure oil discharged from the hydraulic pump 12, that is, the pressure conversion ratio P2 / P1 can be changed.
[0011]
It is assumed that the hydraulic oil energy recovery / regeneration device of FIG. 5 is mounted on a hydraulic shovel.
[0012]
For example, when the boom is lowered, the hydraulic cylinder 5 contracts and a large amount of return pressure oil flows out of the cylinder chamber 5b. At this time, the recovery valve 9 is located at the open position 9a, and the return pressure oil flowing out of the hydraulic cylinder 5 flows into the pressure converter 90. Here, the pressure P3 in the pressure oil supply line 3 is detected, and the pressure conversion ratio P2 / P1 is set so that the discharge pressure P2 of the hydraulic pump 12 becomes substantially the same as the pressure P3 in the pressure oil supply line 3. Is controlled. That is, the position of the capacity change portion of the hydraulic motor 11 or the hydraulic pump 12 is controlled.
[0013]
As a result, the pressure P1 of the return pressure oil is converted to substantially the same pressure as the pressure in the pressure oil supply line 3 and discharged from the hydraulic pump 12 to join the pressure oil supply line 3.
[0014]
[Problems to be solved by the invention]
The load pressure of the hydraulic cylinder 5 varies according to the magnitude of the load on the boom 6, and the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 varies accordingly. If the pressure in the hydraulic oil supply line 3 follows the change in the load pressure of the hydraulic cylinder 5, a flow rate corresponding to the operation amount of the operation lever is supplied to the hydraulic cylinder 5, and the lever operability is improved.
[0015]
For this reason, in order to obtain stable lever operability, it is necessary to adjust the output pressure P2 of the pressure conversion unit 90 to the pump discharge pressure P3 that fluctuates rapidly and then to join the pressure oil supply pipe 3.
[0016]
However, the capacity changing portions of the hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 constituting the pressure conversion section 90 have a problem that inertia is large and response of the capacity changing portion control is slow. That is, it takes time to set the displacement changing portion of the hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 to a desired tilt angle, and the output pressure P2 of the pressure conversion unit 90 is delayed with the fluctuation of the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2. Change. Such poor response cannot be eliminated due to the mechanical structure of the pump or motor.
[0017]
If the output pressure P2 of the pressure converter 90 cannot accurately follow the fluctuation of the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2, the pressure in the hydraulic oil supply pipe 3 will not change according to the load pressure of the hydraulic cylinder 5. Become. For this reason, a flow rate according to the operation amount of the operation lever cannot be supplied to the hydraulic cylinder 5, and the hydraulic cylinder 5 moves at a speed different from the operator's intention, and the lever operability deteriorates.
[0018]
The present invention has been made in view of the above situation, and improves the lever operability by enabling the output pressure of the pressure conversion unit to accurately and responsively follow the fluctuation of the discharge pressure of the main hydraulic pump with good responsiveness. That is the problem to be solved.
[0019]
Means, actions, and effects for solving the problem
The first invention is
A main hydraulic pump (2),
A hydraulic actuator (5) that is supplied with pressure oil discharged from the main hydraulic pump (2) and is driven;
A recovery hydraulic motor (11) driven by the return pressure oil flowing out of the hydraulic actuator (5),
A regenerative hydraulic pump (12) driven by the recovery hydraulic motor (11) and a pressure oil discharged from the regenerative hydraulic pump (12) are supplied to a pressure discharged from the main hydraulic pump (2). A merging line (15) for merging with oil;
A throttle (22) provided in the merging pipe (15);
A pressure oil energy recovery / regeneration device comprising a flow control valve (21) for adjusting a flow rate passing through the throttle (22) so that a differential pressure across the throttle (22) becomes a constant differential pressure. Features.
[0020]
The second invention is
A main hydraulic pump (2),
A hydraulic actuator (5) that is supplied with pressure oil discharged from the main hydraulic pump (2) and is driven;
A recovery hydraulic motor (11) driven by the return pressure oil flowing out of the hydraulic actuator (5),
A regenerative hydraulic pump (12) driven by the recovery hydraulic motor (11) and a pressure oil discharged from the regenerative hydraulic pump (12) are supplied to a pressure discharged from the main hydraulic pump (2). A merging line (15) for merging with oil;
Discharge pressure detecting means (42) for detecting a discharge pressure of pressure oil discharged from the main hydraulic pump (2);
Pressure control means (10, 30) for adjusting the pressure of the pressure oil discharged from the regenerative hydraulic pump (12) to a pressure higher than the discharge pressure detected by the discharge pressure detection means (42);
Rotation speed detection means (41) for detecting the rotation speed of the recovery hydraulic motor (11) or the regenerative hydraulic pump (12);
Flow rate calculating means for calculating the flow rate of pressure oil to be flown to the merging line (15) based on the rotation speed detected by the rotation speed detecting means (41) and the capacity of the regenerative hydraulic pump (12). (40)
A fixed throttle (22) provided in the merging conduit (15);
A flow control valve provided in the merging conduit (15) for controlling the differential pressure across the fixed throttle (22) to be a differential pressure across the flow calculated by the flow rate calculating means (40). (21).
[0021]
The first invention and the second invention will be described with reference to FIG.
[0022]
For example, when the boom (load) 6 is lowered, the hydraulic cylinder (hydraulic actuator) 5 is retracted and a large amount of return pressure oil flows out of the cylinder chamber 5b. At this time, the recovery valve 9 is located at the open position 9a, and the return pressure oil flowing out of the hydraulic cylinder 5 flows into the pressure conversion unit 10.
[0023]
Here, the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 is detected by the pressure sensor 42, the output pressure P2 of the pressure converter 10 is adjusted to a pressure P3 + α higher than the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2, and The set pressure of the valve 30 is set to a pressure P3 + α higher than the discharge pressure of the main hydraulic pump 2.
[0024]
The hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 of the pressure converter 10 rotate at the rotation speed n (rpm) by the energy of the return pressure oil flowing out of the hydraulic cylinder 5. The rotation speed n of the hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 is detected by a rotation sensor 41.
[0025]
The capacity q2 of the hydraulic pump 12 is detected by the swash plate angle sensor 43 as the swash plate tilt angle of the hydraulic pump 12.
[0026]
The rotation speed n of the hydraulic pump 12 detected by the rotation sensor 41 and the capacity q2 of the hydraulic pump 12 detected by the swash plate angle sensor 43 are input to the controller 40, and based on the rotation speed n and the capacity q2, The flow rate Q2 to be discharged from the pump 12 (= n · q2), that is, the flow rate Q2 of the pressure oil to flow through the merging line 15 is calculated according to the above equation (3).
[0027]
A fixed throttle 22 and a flow control valve 21 are provided as a flow control unit 20 in the merging conduit 15. Assuming that the pressure on the upstream side of the fixed throttle 22 is Pa and the pressure on the downstream side is Pb, the pressure Pa on the upstream side is applied to the pilot port 21b of the flow control valve 21, and the pressure Pb on the downstream side is opposed to the pilot port 21b. Side pilot port 21a. A spring 21c is provided on the same side as the pilot port 21a, and the spring force is K. A command signal i is input from the controller 40 to the electromagnetic solenoid 21d on the same side as the pilot port 21b.
[0028]
In order for the flow rate Q2 calculated by the controller 40 to pass through the fixed throttle 22, the differential pressure ΔP across the fixed throttle 22 is represented by the following formula (A), where A is the opening area (diameter area) of the fixed throttle 22, and c is the flow coefficient. The difference pressure ΔP2 determined in 4) may be used.
[0029]
Q2 = c · A · √ (ΔP2) (4)
In order to make the pressure difference ΔP across the fixed throttle 22 constant, a force balance relationship represented by the following equation (5) may be established between the forces acting on the flow control valve 21. . However, the pressure receiving area of the pilot ports 21a and 21b is S.
[0030]
S (Pa−Pb) = K−i (5)
Here, the differential pressure ΔP before and after the fixed throttle 22 must be set to the differential pressure ΔP2 obtained from the above equation (4), so that the following equation (6) is established.
[0031]
Ki = [Delta] P2 / S (6)
The controller 40 substitutes the calculated flow rate Q2 into the above equation (4) to obtain ΔP2, substitutes the obtained ΔP2 into the above equation (6) to obtain a command signal i, and uses the command signal i as a flow rate control. Output to the valve 21. As a result, the flow control valve 21 operates according to the above equation (5), the differential pressure ΔP across the fixed throttle 22 becomes a constant differential pressure ΔP2, and the fixed flow rate Q2 passes through the fixed throttle 22, that is, the merging line 15. . As a result, the pressure in the merging line 15 (upstream pressure Pa of the fixed throttle 22) becomes substantially the same as the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 (downstream pressure Pb of the fixed throttle 22), and the pressure oil supply line 3 To join. When the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 fluctuates, the flow control valve 21 operates, so that the swash plate of the hydraulic pump 12 is changed to change the pressure in the merging line 15 (upstream pressure Pa of the fixed throttle 22). Need not follow the fluctuation of the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 (the downstream pressure Pb of the fixed throttle 22).
[0032]
The flow control valve 21 has a quicker response than a pump or a motor, and follows the fluctuation of the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 accurately. Therefore, lever operability is improved.
[0033]
The third invention is
A main hydraulic pump (2),
A hydraulic actuator (5) that is supplied with pressure oil discharged from the main hydraulic pump (2) and is driven;
A recovery hydraulic motor (11) driven by the return pressure oil flowing out of the hydraulic actuator (5),
A regenerative hydraulic pump (12) driven by the recovery hydraulic motor (11) and a pressure oil discharged from the regenerative hydraulic pump (12) are supplied to a pressure discharged from the main hydraulic pump (2). A merging line (15) for merging with oil;
Discharge pressure detecting means (42) for detecting a discharge pressure of pressure oil discharged from the main hydraulic pump (2);
Pressure control means (10, 30) for adjusting the pressure of the pressure oil discharged from the regenerative hydraulic pump (12) to a pressure higher than the discharge pressure detected by the discharge pressure detection means (42);
Rotation speed detection means (41) for detecting the rotation speed of the recovery hydraulic motor (11) or the regenerative hydraulic pump (12);
Flow rate calculating means for calculating the flow rate of pressure oil to be flown to the merging line (15) based on the rotation speed detected by the rotation speed detecting means (41) and the capacity of the regenerative hydraulic pump (12). (40)
A variable throttle (62) provided in the merging pipe (15);
A flow control valve (61) provided in the merging conduit (15) and controlling the differential pressure across the variable throttle (22) to be a constant differential pressure;
A control unit for controlling an opening area of the variable throttle (62) so as to have an opening area corresponding to the flow rate calculated by the flow rate calculation unit (40). Features.
[0034]
In the third invention, as shown in FIG. 3, a variable throttle 62 and a flow control valve 61 are provided as a flow control unit 20 in the merging pipe 15. Assuming that the pressure on the upstream side of the variable throttle 62 is Pa and the pressure on the downstream side is Pb, the pressure Pa on the upstream side is applied to the pilot port 61b of the flow control valve 61, and the pressure Pb on the downstream side is opposed to the pilot port 61b. Side pilot port 61a. A spring 61c is provided on the same side as the pilot port 61a, and the spring force is K.
[0035]
In order for the flow rate Q2 calculated by the controller 40 to pass through the variable throttle 62, the opening area (throttle area) A of the variable throttle 62 is determined by the following equation (7), where ΔP is the differential pressure across the variable throttle 62. It is sufficient that the opening area A2 is as large as possible.
[0036]
Q2 = c · A2 · √ (ΔP) (7)
In order to make the differential pressure ΔP across the variable throttle 62 constant, it is only necessary that the relationship between the forces acting on the flow control valve 61 be balanced by the following equation (8). . However, the pressure receiving area of the pilot ports 61a and 61b is S.
[0037]
S (Pa−Pb) = K (8)
The controller 40 calculates the opening area A2 by substituting the calculated flow rate Q2 and K / S (= ΔP) in the above equation (8) into the above equation (7), and changes the opening area A of the variable throttle 62 to A2. Let it. As a result, the flow control valve 61 operates according to the above equation (8), the differential pressure ΔP across the variable throttle 62 becomes a constant differential pressure, and the constant flow rate Q2 passes through the variable throttle 62, that is, the merging line 15. As a result, the pressure in the merging pipeline 15 (upstream pressure Pa of the variable throttle 62) becomes substantially the same as the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 (downstream pressure Pb of the variable throttle 62), and the pressure oil supply pipeline 3 To join. When the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 fluctuates, the flow control valve 61 operates, so that the swash plate of the hydraulic pump 12 is changed to change the pressure in the merging line 15 (the upstream pressure Pa of the variable throttle 62). Need to follow the fluctuation of the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 (the downstream pressure Pb of the variable throttle 62).
[0038]
The flow control valve 61 has a quicker response than a pump or a motor, and accurately follows the fluctuation of the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2. Therefore, lever operability is improved.
[0039]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a pressure oil energy recovery / regeneration device according to the present invention will be described with reference to the drawings.
[0040]
FIG. 1 shows a hydraulic circuit of the embodiment. In the embodiment, a hydraulic circuit mounted on a hydraulic shovel is assumed.
[0041]
As shown in FIG. 1, the main hydraulic pump 2 is a variable displacement hydraulic pump, which is driven by the engine 1 and changes its displacement by changing the tilt angle of the swash plate. The main hydraulic pump 2 only needs to be a variable displacement type, and need not be a swash plate type. Note that an electric motor may be used instead of the engine 1. The direction control valve 4 controls the flow rate of the pressure oil supplied to the hydraulic cylinder 5 and controls the direction of the flow of the pressure oil discharged from the main hydraulic pump 2 so that the pressure oil is supplied to one of the pipelines 7a and 7b. Supply.
[0042]
The hydraulic oil discharged from the main hydraulic pump 2 is supplied via the hydraulic oil supply line 3, the directional control valve 4, the line 7a or the line 7b to one of the cylinder chambers 5a of the hydraulic cylinder 5, which is a hydraulic actuator, or the other cylinder. It is supplied to the chamber 5b. The pressure oil supply line 3 is provided with a pressure sensor 42 for detecting the pressure P3 of the pressure oil discharged from the main hydraulic pump 2.
[0043]
When pressure oil is supplied to one of the cylinder chambers 5a of the hydraulic cylinder 5, the hydraulic cylinder 5 is driven to retract, and the boom 6 operates in a downward direction. When pressure oil is supplied to the other cylinder chamber 5b of the hydraulic cylinder 5, the hydraulic cylinder 5 is driven to extend, and the boom 6 operates in the upward direction.
[0044]
A recovery valve 9 is provided in the pipe 7b, and communication with the direction control valve 4 or communication with the pressure conversion unit 10 via the recovery pipe 8 is switched.
[0045]
When the collection valve 9 is in the open position 9a, the cylinder chamber 5b of the hydraulic cylinder 5 communicates with the inflow port 11a of the hydraulic motor 11 through the pipe 7b, the collection valve 9, and the collection pipe 8, and the collection valve 9 is closed. In the position 9b, the cylinder chamber 5b of the hydraulic cylinder 5 communicates with the tank 24 via the pipe 7b, the recovery valve 9, and the direction control valve 4.
[0046]
The pressure conversion unit 10 includes a hydraulic motor 11 and a hydraulic pump 12, and the rotary shafts of the hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 are connected to each other. A rotation sensor 41 for detecting the number of rotations n (rpm) of the hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 is provided on the rotating shaft of the hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12. The hydraulic pump 12 is provided with a swash plate angle sensor 43 that detects the displacement q2 (cm 3 / rev) of the hydraulic pump 12 by detecting the tilt angle of the swash plate of the hydraulic pump 12.
[0047]
The discharge port 12b of the hydraulic pump 12 communicates with the merging pipe 15. The junction line 15 communicates with the pressure oil supply line 3.
[0048]
The hydraulic motor 11 is driven by the return pressure oil flowing into the hydraulic motor 11. When the hydraulic motor 11 is driven, the hydraulic pump 12 is driven, and pressure oil is discharged from the hydraulic pump 12. The pressure oil discharged from the hydraulic pump 12 is joined to the pressure oil supply line 3 via the junction line 15. The pressure oil joined to the pressure oil supply pipe 3 is supplied to the hydraulic cylinder 5 together with the pressure oil discharged from the main hydraulic pump 2.
[0049]
The pressure of the return pressure oil flowing out of the hydraulic cylinder 5 and the pressure of the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 are different. Therefore, when the return pressure oil joins the pressure oil discharged from the main hydraulic pump 2, the pressure of the return pressure oil needs to be as high as the discharge pressure of the main hydraulic pump 2.
[0050]
The pressure converter 10 is provided to make the pressure P1 of the return pressure oil higher than the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 P3 + α.
[0051]
The hydraulic motor 11 is a variable displacement hydraulic motor, and the displacement q1 (cm 3 / rev) changes as the tilt angle of the swash plate changes. The hydraulic pump 12 is a variable displacement hydraulic pump, and the displacement q2 (cm 3 / rev) changes by changing the tilt angle of the swash plate. The hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 may be of a variable displacement type, and need not be of a swash plate type.
[0052]
The pressure of the pressure oil flowing into the hydraulic motor 11 is P1 (kg / cm 2 ), the flow rate is Q1 (cm 3 / min), and the pressure of the pressure oil discharged from the hydraulic motor 12 is P2 (kg / cm 2 ). , And the flow rate is Q2 (cm 3 / min), the following equation (1) is established between them in a balanced state where the rotational speed is constant.
[0053]
P1 × Q1 = P2 × Q2 (1)
Further, when the rotation speeds of the hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 are n (rpm), the following equations (2) and (3) are established.
[0054]
Q1 = n · q1 (2)
Q2 = n · q2 (3)
However, efficiency losses are ignored for simplicity.
[0055]
As is apparent from the above equations (1), (2) and (3), controlling the tilt angle of the swash plate of the hydraulic motor 11 or the hydraulic pump 12 allows the pressure of the hydraulic oil flowing into the hydraulic motor 11 to be controlled. The ratio between P1 and the pressure P2 of the pressure oil discharged from the hydraulic pump 12, that is, the pressure conversion ratio P2 / P1 can be changed. By changing the pressure conversion ratio, the discharge pressure P2 of the hydraulic pump 12 can be set to a pressure P3 + α higher than the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2.
[0056]
A relief pipe 16 branches off from the junction pipe 15. The relief pipe line 16 is provided with a variable relief valve 30. The set pressure of the variable relief valve 30 is set to a pressure P3 + α higher than the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2. The set pressure P + α of the variable relief valve 30 changes according to a command signal output from the controller 40. When the pressure in the merging line 15 exceeds the set pressure P + α of the variable relief valve 30, the pressure oil in the merging line 15 is relieved to the tank 24 and the pressure in the merging line 15 is maintained at the set pressure P + α.
[0057]
The merging line 15 is provided with a flow control unit 20. The flow rate control unit 20 controls the flow rate of the pressure oil passing through the merging line 15 to be a constant flow rate commanded by the controller 40. The flow control unit 20 includes a fixed throttle 22 on the merging conduit 15 and a flow control valve 21 provided upstream of the fixed throttle 22.
[0058]
Assuming that the pressure on the upstream side of the fixed throttle 22 is Pa and the pressure on the downstream side is Pb, the pressure Pa on the upstream side is applied to the pilot port 21b of the flow control valve 21, and the pressure Pb on the downstream side is opposed to the pilot port 21b. Side pilot port 21a. A spring 21c is provided on the same side as the pilot port 21a, and the spring force is K. A command signal i is input from the controller 40 to the electromagnetic solenoid 21d on the same side as the pilot port 21b.
[0059]
The check valve 23 is provided on the downstream side of the fixed throttle 22, and is provided to prevent the pressure oil in the pressure oil supply pipe 3 from flowing back to the junction pipe 15.
[0060]
Next, the operation of the hydraulic circuit of FIG. 1 will be described.
[0061]
When the boom 6 is lowered, the hydraulic cylinder 5 is retracted and a large amount of return pressure oil flows out of the cylinder chamber 5b. At this time, the recovery valve 9 is located at the open position 9a, and the return pressure oil flowing out of the hydraulic cylinder 5 flows into the pressure conversion unit 10. Here, the pressure P3 in the pressure oil supply pipe 3 is detected by the pressure sensor 42, and the detected pressure P3 of the pressure sensor 42 is input to the controller 40. The controller 40 controls the pressure conversion ratio P2 / P1 based on the input detected pressure P3 such that the discharge pressure P2 of the hydraulic pump 12 becomes a pressure P3 + α higher than the pressure P3 in the pressure oil supply pipe 3. . That is, the tilt angle of the swash plate of the hydraulic motor 11 or the hydraulic pump 12 is controlled.
[0062]
As a result, the pressure P1 of the return pressure oil is converted to a pressure P3 + α higher than the pressure P3 in the pressure oil supply pipe 3 and discharged from the hydraulic pump 12.
[0063]
Further, the controller 40 generates a command signal based on the input detected pressure P3, outputs the command signal to the variable relief valve 30, and changes the set pressure of the variable relief valve 30 to a pressure P3 + α higher than the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2. Set.
[0064]
The hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 of the pressure converter 10 rotate at the rotation speed n (rpm) by the energy of the return pressure oil flowing out of the hydraulic cylinder 5. The rotation speed n of the hydraulic motor 11 and the hydraulic pump 12 is detected by a rotation sensor 41.
[0065]
The capacity q2 of the hydraulic pump 12 is detected by the swash plate angle sensor 43 as the swash plate tilt angle of the hydraulic pump 12.
[0066]
The rotation speed n of the hydraulic pump 12 detected by the rotation sensor 41 and the capacity q2 of the hydraulic pump 12 detected by the swash plate angle sensor 43 are input to the controller 40, and based on the rotation speed n and the capacity q2, The flow rate Q2 to be discharged from the pump 12 (= n · q2), that is, the flow rate Q2 of the pressure oil to flow through the merging line 15 is calculated according to the above equation (3).
[0067]
In order for the flow rate Q2 calculated by the controller 40 to pass through the fixed throttle 22, the differential pressure ΔP across the fixed throttle 22 is represented by the following formula (A), where A is the opening area (diameter area) of the fixed throttle 22, and c is the flow coefficient. The difference pressure ΔP2 determined in 4) may be used.
[0068]
Q2 = c · A · √ (ΔP2) (4)
In order to make the pressure difference ΔP across the fixed throttle 22 constant, a force balance relationship represented by the following equation (5) may be established between the forces acting on the flow control valve 21. . However, the pressure receiving area of the pilot ports 21a and 21b is S.
[0069]
S (Pa−Pb) = K−i (5)
Here, the differential pressure ΔP before and after the fixed throttle 22 must be set to the differential pressure ΔP2 obtained from the above equation (4), so that the following equation (6) is established.
[0070]
(K−i) / S = ΔP2 (6)
The controller 40 substitutes the calculated flow rate Q2 into the above equation (4) to obtain ΔP2, substitutes the obtained ΔP2 into the above equation (6) to obtain a command signal i, and uses the command signal i as a flow rate control. Output to the valve 21.
[0071]
As a result, the flow control valve 21 operates according to the above equation (5), the differential pressure ΔP across the fixed throttle 22 becomes a constant differential pressure ΔP2, and the fixed flow rate Q2 passes through the fixed throttle 22, that is, the merging line 15. . As a result, the pressure in the merging line 15 (upstream pressure Pa of the fixed throttle 22) becomes substantially the same as the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 (downstream pressure Pb of the fixed throttle 22), and the pressure oil supply line 3 To join.
[0072]
When the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 changes, the flow control valve 21 operates. That is, when the pressure P3 of the pressure oil supply pipe 3 decreases, the downstream pressure Pb of the fixed throttle 22 decreases, and the differential pressure ΔP across the fixed throttle 22 increases. Therefore, the flow control valve 21 operates to reduce the differential pressure across the fixed throttle 22 and balances at a valve position where the differential pressure ΔP across the fixed throttle 22 matches the constant differential pressure ΔP2. Thereafter, the tilt angle of the swash plate is adjusted so that the discharge pressure P2 of the hydraulic pump 12 and the pressure in the merged pipe 15 become a pressure P3 + α higher than the pressure P3 in the pressurized oil supply pipe 3. At the same time, the set pressure of the variable relief valve 30 is reduced.
[0073]
When the pressure P3 of the pressure oil supply pipe 3 increases, the downstream pressure Pb of the fixed throttle 22 increases, and the pressure difference ΔP across the fixed throttle 22 decreases. Therefore, the flow control valve 21 operates to increase the differential pressure across the fixed throttle, and balances at a valve position where the differential pressure ΔP across the fixed throttle 22 matches the constant differential pressure ΔP2. Thereafter, the tilt angle of the swash plate is adjusted so that the discharge pressure P2 of the hydraulic pump 12 and the pressure in the merged pipe 15 become a pressure P3 + α higher than the pressure P3 in the pressurized oil supply pipe 3. At the same time, the set pressure of the variable relief valve 30 is increased.
[0074]
When the pressure P3 in the pressure oil supply line 3 becomes larger than the downstream pressure Pb of the fixed throttle 22, the check valve 23 operates, and the pressure oil in the pressure oil supply line 3 Prevent backflow into the interior.
[0075]
Further, when the discharge pressure P2 of the hydraulic pump 12 increases and exceeds the set pressure P3 + α of the variable relief valve 30, the pressure oil in the junction pipe 15 is relieved to the tank 24. Therefore, the pressure on the upstream side of the flow control valve 21 is maintained at the set pressure P3 + α of the variable relief valve 30.
[0076]
As described above, according to the present embodiment, when the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 fluctuates, the flow control valve 21 operates, so that the swash plate of the hydraulic pump 12 is changed to (The upstream pressure Pa of the fixed throttle 22) does not need to follow the fluctuation of the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 (the downstream pressure Pb of the fixed throttle 22). The flow control valve 21 has a quicker response than a pump or a motor, and follows the fluctuation of the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 accurately. Therefore, lever operability is improved.
[0077]
Another configuration example of the flow control unit 20 will be described with reference to FIGS. 2, 3, 4, and 5.
[0078]
The flow control unit 20 shown in FIG. 2 is the same as FIG. 1 in that a command signal i is applied from the controller 40 to the flow control valve 21, but the flow control valve 21 It differs in that it works. The flow control valve 21 operates such that the pressure difference ΔP between the pressure on the upstream side of the fixed throttle 22 and the pressure on the downstream side of the check valve 23 becomes a constant pressure difference ΔP2.
[0079]
The flow control unit 20 shown in FIG. 3 includes a variable throttle 62 and a flow control valve 61 provided upstream of the variable throttle 62. Assuming that the pressure on the upstream side of the variable throttle 62 is Pa and the pressure on the downstream side is Pb, the pressure Pa on the upstream side is applied to the pilot port 61b of the flow control valve 61, and the pressure Pb on the downstream side is opposed to the pilot port 61b. Side pilot port 61a. A spring 61c is provided on the same side as the pilot port 61a, and the spring force is K.
[0080]
In order for the flow rate Q2 calculated by the controller 40 to pass through the variable throttle 62, the opening area (throttle area) A of the variable throttle 62 is determined by the following equation (7), where ΔP is the differential pressure across the variable throttle 62. It is sufficient that the opening area A2 is as large as possible.
[0081]
Q2 = c · A2 · √ (ΔP) (7)
In order to make the differential pressure ΔP across the variable throttle 62 constant, it is only necessary that the relationship between the forces acting on the flow control valve 61 be balanced by the following equation (8). . However, the pressure receiving area of the pilot ports 61a and 61b is S.
[0082]
S (Pa−Pb) = K (8)
The controller 40 determines the opening area A2 by substituting the calculated flow rate Q2 and K / S (= ΔP) in the above equation (8) into the above equation (7), and changes the opening area A of the variable throttle 62 to A2. To control the aperture amount. As a result, the flow control valve 61 operates according to the above equation (8), the differential pressure ΔP across the variable throttle 62 becomes a constant differential pressure, and the constant flow rate Q2 passes through the variable throttle 62, that is, the merging line 15. As a result, the pressure in the merging pipeline 15 (upstream pressure Pa of the variable throttle 62) becomes substantially the same as the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 (downstream pressure Pb of the variable throttle 62), and the pressure oil supply pipeline 3 To join. When the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 fluctuates, the flow control valve 61 operates, so that the swash plate of the hydraulic pump 12 is changed to change the pressure in the merging line 15 (the upstream pressure Pa of the variable throttle 62). Need to follow the fluctuation of the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2 (the downstream pressure Pb of the variable throttle 62).
[0083]
The flow control valve 61 has a quicker response than a pump or a motor, and accurately follows the fluctuation of the discharge pressure P3 of the main hydraulic pump 2. Therefore, lever operability is improved.
[0084]
4 is similar to FIG. 3 in that the opening area A of the variable throttle 62 is controlled by the controller 40, but the flow control valve 61 is It differs in that it works. The flow control valve 61 operates so that the differential pressure ΔP between the pressure on the upstream side of the variable throttle 62 and the pressure on the downstream side of the check valve 23 becomes a constant differential pressure K / S.
[0085]
In each of the above-described embodiments, the flow control valves 21 and 61 are provided on the upstream side of the fixed throttle 22 or the variable throttle 23. However, the flow control valves may be provided on the downstream side.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a hydraulic circuit according to an embodiment.
FIG. 2 is a diagram illustrating another configuration example of the flow control unit illustrated in FIG. 1;
FIG. 3 is a diagram illustrating another configuration example of the flow control unit illustrated in FIG. 1;
FIG. 4 is a diagram illustrating another configuration example of the flow control unit illustrated in FIG. 1;
FIG. 5 is a diagram showing a conventional hydraulic circuit.
[Explanation of symbols]
2 Main hydraulic pump 5 Hydraulic cylinder 11 Hydraulic motor 12 Hydraulic pump 21, 61, 71 Flow control valve 22 Fixed throttle 62 Variable throttle

Claims (3)

主油圧ポンプ(2)と、
前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油が供給されて駆動する油圧アクチュエータ(5)と、
前記油圧アクチュエータ(5)から流出される戻り圧油が流入されて駆動する回収用油圧モータ(11)と、
前記回収用油圧モータ(11)を駆動源とする回生用油圧ポンプ(12)と、前記回生用油圧ポンプ(12)から吐出される圧油を、前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油に合流させる合流管路(15)と、
前記合流管路(15)に設けられた絞り(22)と、
前記絞り(22)の前後差圧が一定差圧となるように当該絞り(22)を通過する流量を調整する流量制御弁(21)と
を備えたことを特徴とする圧油エネルギー回収・回生装置。
A main hydraulic pump (2),
A hydraulic actuator (5) that is supplied with pressure oil discharged from the main hydraulic pump (2) and is driven;
A recovery hydraulic motor (11) driven by the return pressure oil flowing out of the hydraulic actuator (5),
A regenerative hydraulic pump (12) driven by the recovery hydraulic motor (11) and a pressure oil discharged from the regenerative hydraulic pump (12) are supplied to a pressure discharged from the main hydraulic pump (2). A merging line (15) for merging with oil;
A throttle (22) provided in the merging pipe (15);
A pressure control valve (21) for adjusting a flow rate passing through the throttle (22) so that a differential pressure across the throttle (22) becomes a constant differential pressure; apparatus.
主油圧ポンプ(2)と、
前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油が供給されて駆動する油圧アクチュエータ(5)と、
前記油圧アクチュエータ(5)から流出される戻り圧油が流入されて駆動する回収用油圧モータ(11)と、
前記回収用油圧モータ(11)を駆動源とする回生用油圧ポンプ(12)と、前記回生用油圧ポンプ(12)から吐出される圧油を、前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油に合流させる合流管路(15)と、
前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油の吐出圧を検出する吐出圧検出手段(42)と、
前記回生用油圧ポンプ(12)から吐出された圧油の圧力を、前記吐出圧検出手段(42)で検出される吐出圧よりも高めの圧に調整する圧力制御手段(10、30)と、
前記回収用油圧モータ(11)または前記回生用油圧ポンプ(12)の回転数を検出する回転数検出手段(41)と、
前記回転数検出手段(41)で検出された回転数と前記回生用油圧ポンプ(12)の容量とに基づいて、前記合流管路(15)に流すべき圧油の流量を演算する流量演算手段(40)と、
前記合流管路(15)に設けられた固定絞り(22)と、
前記合流管路(15)に設けられ、前記固定絞り(22)の前後差圧が、前記流量演算手段(40)で演算された流量に応じた前後差圧になるように制御する流量制御弁(21)と
を備えたことを特徴とする圧油エネルギー回収・回生装置。
A main hydraulic pump (2),
A hydraulic actuator (5) that is supplied with pressure oil discharged from the main hydraulic pump (2) and is driven;
A recovery hydraulic motor (11) driven by the return pressure oil flowing out of the hydraulic actuator (5),
A regenerative hydraulic pump (12) driven by the recovery hydraulic motor (11) and a pressure oil discharged from the regenerative hydraulic pump (12) are supplied to a pressure discharged from the main hydraulic pump (2). A merging line (15) for merging with oil;
Discharge pressure detecting means (42) for detecting a discharge pressure of pressure oil discharged from the main hydraulic pump (2);
Pressure control means (10, 30) for adjusting the pressure of the pressure oil discharged from the regenerative hydraulic pump (12) to a pressure higher than the discharge pressure detected by the discharge pressure detection means (42);
Rotation speed detection means (41) for detecting the rotation speed of the recovery hydraulic motor (11) or the regenerative hydraulic pump (12);
Flow rate calculating means for calculating the flow rate of pressure oil to be flown to the merging line (15) based on the rotation speed detected by the rotation speed detecting means (41) and the capacity of the regenerative hydraulic pump (12). (40)
A fixed throttle (22) provided in the merging conduit (15);
A flow control valve provided in the merging conduit (15) for controlling the differential pressure across the fixed throttle (22) to be a differential pressure across the flow calculated by the flow rate calculating means (40). (21) A pressure oil energy recovery / regeneration device comprising:
主油圧ポンプ(2)と、
前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油が供給されて駆動する油圧アクチュエータ(5)と、
前記油圧アクチュエータ(5)から流出される戻り圧油が流入されて駆動する回収用油圧モータ(11)と、
前記回収用油圧モータ(11)を駆動源とする回生用油圧ポンプ(12)と、前記回生用油圧ポンプ(12)から吐出される圧油を、前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油に合流させる合流管路(15)と、
前記主油圧ポンプ(2)から吐出される圧油の吐出圧を検出する吐出圧検出手段(42)と、
前記回生用油圧ポンプ(12)から吐出された圧油の圧力を、前記吐出圧検出手段(42)で検出される吐出圧よりも高めの圧に調整する圧力制御手段(10、30)と、
前記回収用油圧モータ(11)または前記回生用油圧ポンプ(12)の回転数を検出する回転数検出手段(41)と、
前記回転数検出手段(41)で検出された回転数と前記回生用油圧ポンプ(12)の容量とに基づいて、前記合流管路(15)に流すべき圧油の流量を演算する流量演算手段(40)と、
前記合流管路(15)に設けられた可変絞り(62)と、
前記合流管路(15)に設けられ、前記可変絞り(22)の前後差圧が、一定差圧になるように制御する流量制御弁(61)と、
前記流量演算手段(40)で演算された流量に応じた開口面積になるように前記可変絞り(62)の開口面積を制御する制御手段と
を備えたことを特徴とする圧油エネルギー回収・回生装置。
A main hydraulic pump (2),
A hydraulic actuator (5) that is supplied with pressure oil discharged from the main hydraulic pump (2) and is driven;
A recovery hydraulic motor (11) driven by the return pressure oil flowing out of the hydraulic actuator (5),
A regenerative hydraulic pump (12) driven by the recovery hydraulic motor (11) and a pressure oil discharged from the regenerative hydraulic pump (12) are supplied to a pressure discharged from the main hydraulic pump (2). A merging line (15) for merging with oil;
Discharge pressure detecting means (42) for detecting a discharge pressure of pressure oil discharged from the main hydraulic pump (2);
Pressure control means (10, 30) for adjusting the pressure of the pressure oil discharged from the regenerative hydraulic pump (12) to a pressure higher than the discharge pressure detected by the discharge pressure detection means (42);
Rotation speed detection means (41) for detecting the rotation speed of the recovery hydraulic motor (11) or the regenerative hydraulic pump (12);
Flow rate calculating means for calculating the flow rate of pressure oil to be flown to the merging line (15) based on the rotation speed detected by the rotation speed detecting means (41) and the capacity of the regenerative hydraulic pump (12). (40)
A variable throttle (62) provided in the merging pipe (15);
A flow control valve (61) provided in the merging conduit (15) and controlling the differential pressure across the variable throttle (22) to be a constant differential pressure;
Control means for controlling the opening area of the variable throttle (62) so as to have an opening area corresponding to the flow rate calculated by the flow rate calculation means (40). apparatus.
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