JP2017129067A

JP2017129067A - フェールセーフ付油圧システム

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Publication number: JP2017129067A
Application number: JP2016009375A
Authority: JP
Inventors: 哲弘近藤; Tetsuhiro Kondo
Original assignee: Kawasaki Heavy Industries Ltd
Current assignee: Kawasaki Heavy Industries Ltd
Priority date: 2016-01-21
Filing date: 2016-01-21
Publication date: 2017-07-27
Anticipated expiration: 2036-01-21
Also published as: JP6698359B2

Abstract

【課題】切換弁を用いることなくフェールセーフを実現できるフェールセーフ付油圧システムを提供する。
【解決手段】フェールセーフ付油圧システムは、可変容量型のポンプの傾転角を変更するサーボピストンと、流量低減方向および流量増加方向に移動するスプールを含む調整弁と、指令電流と二次圧が負の相関を示す電磁比例弁と、馬力制御ピストンと、流量制御ピストンと、操作レバーを含む操作装置と、操作レバーの傾倒角が大きくなるにつれて指令電流が低下するように最小指令電流と最大指令電流との間で操作レバーの傾倒角に応じた指令電流を電磁比例弁へ送給する制御装置と、を備え、馬力制御ピストンは、最小指令電流が電磁比例弁に送給されたときの最小馬力制御線がエンジン馬力相当線をなぞるかエンジン馬力相当線を上回り、かつ、電磁比例弁の二次圧が最大となるときの非常時馬力制御線がエンジン馬力相当線を下回るように構成されている。
【選択図】図１

Description

本発明は、ポンプの吐出流量を電磁比例弁を用いて電気的に制御する油圧システムであって、電気系統の寸断や制御装置の故障により電磁比例弁へ指令電流が送給されなくなるフェール時や、電磁比例弁が電流が流れていない状態で固着するフェール時に安全に機能し得るフェールセーフ付油圧システムに関する。

従来から、ポンプの吐出流量を電磁比例弁を用いて電気的に制御する油圧システムが知られている。このような油圧システムでは、フェール時に電磁比例弁が作動しなくなった場合の対策が施されている。例えば、特許文献１には、図３に示すようなフェールセーフ付油圧システム１００が開示されている。

具体的に、油圧システム１００は、可変容量型のポンプ１１０と、ポンプ１１０の傾転角を調整する流量調整装置１２０と、電磁比例弁１３０を含む。流量調整装置１２０は、ポンプ１１０の傾転角を変更するサーボピストン１２１と、サーボピストン１２１を駆動するスプール１２２と、スプール１２２を操作する馬力制御ピストン１２４および流量制御ピストン１２３と、切換弁１２８を含む。また、流量調整装置１２０には、馬力制御ピストン１２４用の２つの受圧室１２６，１２７と、流量制御ピストン１２３用の受圧室１２５が形成されている。

馬力制御ピストン１２４用の一方の受圧室１２６にはポンプ１１０の吐出圧Ｐｄが導入され、馬力制御ピストン１２４は、吐出圧Ｐｄが上昇したときにスプール１２２を流量低減方向に移動させる。他方の受圧室１２７は、通常時はタンクと連通している。

通常時、流量制御ピストン１２３用の受圧室１２５には電磁比例弁１３０の二次圧が導入される。流量制御ピストン１２３は、電磁比例弁１３０の二次圧が上昇したときにスプール１２２を流量増加方向に移動させる。なお、馬力制御ピストン１２４と流量制御ピストン１２３は、そのうちの吐出流量を小さく制限する方が優先してスプール１２２を移動させるように構成される。

切換弁１２８は、通常時、電磁比例弁１３０からある程度大きな二次圧が出力されることによって、図３中の右位置に維持される。これにより、上述したように受圧室１２７がタンクと連通するとともに受圧室１２５に電磁比例弁１３０の二次圧が導入される。一方、フェール時には、電磁比例弁１３０の二次圧がほぼゼロになるため、切換弁１２８が図３中の左位置に切り換えられる。これにより、パイロット操作弁（操作装置）のパイロット圧Ｐｐが流量制御ピストン１２３用の受圧室１２５に導入されるとともに、電磁比例弁１３０の一次圧Ｐｓｖが馬力制御ピストン１２４用の受圧室１２７に導入される。一次圧Ｐｓｖが受圧室１２７に導入されると、馬力制御線がエンジン馬力相当線を下回り、吐出圧Ｐｄに対する吐出流量Ｑの上限が低く抑えられる。

特許第４０４１７８９号公報

しかしながら、図３に示す油圧システム１００では、流量調整装置１２０に切換弁１２８が含まれるので、流量調整装置１２０が大型となるとともにコストが高い。

そこで、本発明は、切換弁を用いることなくフェールセーフを実現できるフェールセーフ付油圧システムを提供することを目的とする。

前記課題を解決するために、本発明のフェールセーフ付油圧システムは、油圧アクチュエータへ制御弁を介して作動油を供給する、エンジンにより駆動される可変容量型のポンプと、前記ポンプの傾転角を変更するサーボピストンであって、前記ポンプの吐出圧が導入される第１受圧室に露出する第１端部および第２受圧室に露出する前記第１端部よりも大径の第２端部を有するサーボピストンと、前記第２受圧室に導入される制御圧を調整する調整弁であって、前記制御圧を上昇させる流量低減方向および前記制御圧を低下させる流量増加方向に移動するスプールを含む調整弁と、指令電流と二次圧が負の相関を示す電磁比例弁と、前記電磁比例弁の二次圧および前記ポンプの吐出圧の少なくとも一方が上昇したときに前記スプールを前記流量低減方向に移動させる馬力制御ピストンと、前記電磁比例弁の二次圧が上昇したときに前記スプールを前記流量増加方向に移動させる流量制御ピストンと、前記制御弁を操作するための、操作レバーを含む操作装置と、前記操作レバーの傾倒角が大きくなるにつれて前記指令電流が低下するように、ゼロよりも大きな最小指令電流と最大指令電流との間で前記操作レバーの傾倒角に応じた指令電流を前記電磁比例弁へ送給する制御装置と、を備え、前記馬力制御ピストンは、前記最小指令電流が前記電磁比例弁に送給されたときの最小馬力制御線がエンジン馬力相当線をなぞるか前記エンジン馬力相当線を上回り、かつ、前記電磁比例弁の二次圧が最大となるときの非常時馬力制御線が前記エンジン馬力相当線を下回るように構成されている、ことを特徴とする。

上記の構成によれば、通常時は、操作レバーの傾倒角が大きくなるにつれて、電磁比例弁の二次圧が上昇し、流量制御ピストンがスプールを流量増加方向に移動させる。これにより、操作レバーの傾倒角が大きくなるにつれて、ポンプの吐出流量を増加させることができる。なお、このときは、最小馬力制御線がエンジン馬力相当線をなぞるかエンジン馬力相当線を上回るため、馬力制御ピストンによってポンプの吐出流量が制限されることは殆どない。

一方、電気系統が寸断したときや制御装置が故障したときには、電磁比例弁に指令電流が送給されずに電磁比例弁の二次圧が電磁比例弁の一次圧と等しくなって最大となる。また、電磁比例弁が電流が流れていない状態で固着したときには、電磁比例弁に指令電流を供給したとしても、電磁比例弁の二次圧が最大となる。従って、これらのようなフェール時には、流量制御ピストンに電磁比例弁からの最大の二次圧が作用し、流量制御ピストンがポンプの吐出流量を最大にしようとする。しかし、このときは非常時馬力制御線がエンジン馬力相当線を下回るので、馬力制御ピストンによりポンプの吐出圧に応じて吐出流量が制御される。従って、切換弁を用いることなくフェールセーフを実現できる。

前記非常時馬力制御線は、前記エンジンの馬力の３０〜９０％の馬力に相当する馬力抑制線をなぞってもよい。この構成によれば、油圧システムを搭載する機械が標高の高い地点で使われてエンジン出力が低下する状況においても、エンジンがストールする不具合を防止することができる。

本発明によれば、切換弁を用いることなくフェールセーフを実現できるフェールセーフ付油圧システムが提供される。

本発明の一実施形態に係るフェールセーフ付油圧システムの概略構成図である。（ａ）は操作レバーの傾倒角と電磁比例弁への指令電流Ｉとの関係を示すグラフ、（ｂ）は指令電流Ｉと電磁比例弁の二次圧Ｐｆとの関係を示すグラフ、（ｃ）は馬力制御ピストンの制御特性を示すグラフ、（ｄ）は流量制御ピストンの制御特性を示すグラフである。従来のフェールセーフ付油圧システムの概略構成図である。

図１に、本発明の一実施形態に係るフェールセーフ付油圧システム１を示す。この油圧システム１は、例えば、油圧ショベルや油圧クレーンなどの建設機械または産業機械などに搭載される。

具体的に、油圧システム１は、可変容量型の主ポンプ１２と、主ポンプ１２の傾転角を調整する流量調整装置２を含む。主ポンプ１２は、エンジン１１により駆動される。また、エンジン１１は、副ポンプ１４も駆動する。

主ポンプ１２からは、タンクまで循環ライン１３が延びており、この循環ライン１３上には制御弁４１が配置されている。制御弁４１は、油圧アクチュエータ４２に対する作動油の供給および排出を制御する。つまり、主ポンプ１２は、制御弁４１を介して油圧アクチュエータ４２へ作動油を供給する。油圧アクチュエータ４２は、油圧シリンダであってもよいし、油圧モータであってもよい。また、油圧アクチュエータ４２および制御弁４１は複数設けられていてもよい。

制御弁４１は、操作レバーを含む操作装置５により操作される。本実施形態では、操作装置５が、操作レバーの傾倒角に応じたパイロット圧を出力するパイロット操作弁であり、一対のパイロットライン５１，５２により制御弁４１のパイロットポートと接続されている。ただし、操作装置５が操作レバーの傾倒角に応じた電気信号を出力する電気ジョイスティックであり、制御弁４１のパイロットポートに一対の電磁比例弁が接続されていてもよい。パイロットライン５１，５２には、操作装置５から出力されるパイロット圧を検出する圧力計７１，７２がそれぞれ設けられている。

本実施形態では、主ポンプ１２が、斜板１２ａの角度により傾転角が規定される斜板ポンプである。ただし、主ポンプ１２は、斜軸の角度により傾転角が規定される斜軸ポンプであってもよい。

流量調整装置２は、主ポンプ１２の傾転角を変更するサーボピストン３１と、サーボピストン３１を駆動するための調整弁３２を含む。流量調整装置２には、主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄが導入される第１受圧室２１と、制御圧Ｐｃが導入される第２受圧室２２が形成されている。サーボピストン３１は、第１端部と、第１端部よりも大径の第２端部を有している。第１端部は第１受圧室２１に露出しており、第２端部は第２受圧室２２に露出している。

調整弁３２は、第２受圧室２２に導入される制御圧Ｐｃを調整するためのものである。具体的に、調整弁３２は、制御圧Ｐｃを上昇させる流量低減方向（図１では右向き）および制御圧Ｐｃを低下させる流量増加方向（図１では左向き）に移動するスプール３４と、スプール３４を収容するスリーブ３３を含む。

サーボピストン３１は、当該サーボピストン３１の軸方向に移動可能となるように主ポンプ１２の斜板１２ａと連結されている。スリーブ３３は、サーボピストン３１の軸方向に移動可能となるように第１レバー３ａによりサーボピストン３１と連結されている。スリーブ３３には、ポンプポート、タンクポートおよび出力ポート（出力ポートは第２受圧室２２と連通する）が形成されており、スリーブ３３に対するスプール３４の相対位置によって、出力ポートがポンプポートおよびタンクポートから遮断されるかポンプポートおよびタンクポートのどちらかと連通される。そして、スプール３４が後述する馬力制御ピストン３５および流量制御ピストン３６によって流量低減方向または流量増加方向に移動されると、サーボピストン３１の両側から作用する力（圧力×サーボピストン受圧面積）が釣り合うようにスプール３４とスリーブ３３との相対位置が定まり、制御圧Ｐｃが調整される。

また、流量調整装置２は、スプール３４を操作する馬力制御ピストン３５および流量制御ピストン３６を含む。馬力制御ピストン３５および流量制御ピストン３６は、スプール３４を押圧し得るようにそれぞれ第２レバー３ｂおよび第３レバー３ｃを介してスプール３４と連結されている。ただし、馬力制御ピストン３５がスプール３４から離れる方向の動きおよび流量制御ピストン３６がスプール３４から離れる方向の動きは規制されない。さらに、流量調整装置２には、馬力制御ピストン３５用の２つの受圧室２３，２４と、流量制御ピストン３６用の受圧室２５が形成されている。

馬力制御ピストン３５用の一方の受圧室２３には、主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄが導入される。馬力制御ピストン３５用の他方の受圧室２４および流量制御ピストン３６用の受圧室２５は、二次圧ライン６１により電磁比例弁６２と接続されている。つまり、電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆが受圧室２４，２５に導入される。電磁比例弁６２は、一次圧ライン１５により副ポンプ１４と接続されている。

馬力制御ピストン３５は、電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆおよび主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄの少なくとも一方が上昇したときに、スプール３４を流量低減方向に移動させる。一方、電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆまたは主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄが低下したときは、馬力制御ピストン３５は、第２スプリング３８の付勢力によって押し戻され、その結果、スプール３４は第１スプリング３７の付勢力によって流量増加方向に移動する。

流量制御ピストン３６は、電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆが上昇したときに、スプール３４を流量増加方向に移動させる。一方、電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆが低下したときは、流量制御ピストン３６は、第３スプリング３９の付勢力によってスプール３４を流量低減方向に移動させる。なお、馬力制御ピストン３５と流量制御ピストン３６は、そのうちの吐出流量Ｑを小さく制限する方（すなわち、少ない流量を指令する方）が優先してスプール３４を移動させるように構成される。

電磁比例弁６２は、図２（ｂ）に示すように、指令電流Ｉと二次圧Ｐｆが負の相関を示すネガティブ型である。換言すれば、電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆは、指令電流Ｉが大きくなるほど小さくなる。

電磁比例弁６２は、制御装置７により制御される。制御装置７は、図２（ａ）に示すように、操作装置５の操作レバーの傾倒角が大きくなるにつれて（本実施形態では、圧力計７１，７２で検出されるパイロット圧が上昇するにつれて）指令電流Ｉが低下するように、電磁比例弁６２へ指令電流Ｉを送給する。すなわち、指令電流Ｉは、操作レバーの傾倒角に応じて、最大指令電流Ｉ２（操作レバーの傾倒角がゼロのとき）と最小指令電流Ｉ１（操作レバーの傾倒角が最大のとき）との間でシフトする。ただし、最小指令電流Ｉ１は、ゼロよりも大きい。

本実施形態では、図２（ｂ）に示すように、指令電流Ｉが最大指令電流Ｉ２のときに電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆがゼロとなり、指令電流Ｉが最小指令電流Ｉ１のときに電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆがαとなる。ただし、指令電流Ｉが最大指令電流Ｉ２のときは、電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆがゼロではなく、ゼロに近い所定値であってもよい。指令電流Ｉが最小指令電流Ｉ１よりも小さなゼロのとき、換言すれば電磁比例弁６２に指令電流Ｉが送給されないときは、電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆが一次圧と等しいβとなって最大となる。αとβの差を大きく確保するために、最小指令電流Ｉ１はゼロ近くではなく少し高目に設定されている。

フェール時でない通常時は、操作レバーの傾倒角が大きくなるにつれて、指令電流Ｉが低下して電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆが上昇し、流量制御ピストン３６がスプール３４を流量増加方向に移動させる。これにより、図２（ｄ）に示すように、操作レバーの傾倒角が大きくなるにつれて、主ポンプ１２の吐出流量Ｑを増加させることができる。

馬力制御ピストン３５は、図２（ｃ）に示すように、主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄに対する吐出流量Ｑの上限を定める馬力制御線を規定する。通常時は、馬力制御線が、最小馬力制御線Ｌ１と最大馬力制御線Ｌ２との間でシフトする。最小馬力制御線Ｌ１は、最小指令電流Ｉ１が電磁比例弁６２に送給されたとき（すなわち、Ｐｆ＝αのとき）の馬力制御線であり、最大馬力制御線Ｌ２は、最大指令電流Ｉ２が電磁比例弁６２に送給されたとき（すなわち、Ｐｆ＝０のとき）の馬力制御線である。

本実施形態では、最小馬力制御線Ｌ１がエンジン馬力相当線ＬＨを上回っている。ただし、最小馬力制御線Ｌ１は、エンジン馬力相当線ＬＨをなぞる、換言すればエンジン馬力相当線ＬＨと接するか少なくとも１点で交わってもよい。このように、最小馬力制御線Ｌ１がエンジン馬力相当線ＬＨを上回るかエンジン馬力相当線ＬＨをなぞれば、通常時に、馬力制御ピストン３５によって主ポンプ１２の吐出流量Ｑが制限されることは殆どない。すなわち、通常時は、主ポンプ１２の吐出流量Ｑは、主に流量制御ピストン３６によって制御され、図２（ｄ）中に実線で示すように変化する。

一方、電気系統が寸断したときや制御装置７が故障したときには、電磁比例弁６２に指令電流Ｉが送給されずに電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆが一次圧と等しくなって最大となる。また、電磁比例弁６２が電流が流れていない状態で固着したときには、電磁比例弁６２に指令電流を供給したとしても、電磁比例弁６２の二次圧Ｐｆが最大となる。従って、これらのようなフェール時には、流量制御ピストン３６に電磁比例弁６２からの最大の二次圧Ｐｆが作用し、図２（ｄ）中に破線で示すように、流量制御ピストン３６が主ポンプ１２の吐出流量Ｑを最大にしようとする。

しかしながら、上記のフェール時には、馬力制御ピストン３５用の受圧室２４にも電磁比例弁６２からの最大の二次圧Ｐｆが導入される。従って、図２（ｃ）に示すように、馬力制御ピストン３５により規定される非常時馬力制御線Ｌ０がエンジン馬力相当線ＬＨを下回る。このため、主ポンプ１２の吐出流量Ｑは、馬力制御ピストン３５によって吐出圧Ｐｄに応じて制御される。非常時馬力制御線Ｌ０は、エンジンの馬力の３０〜９０％の馬力に相当する馬力抑制線ＬＳをなぞる（換言すれば、馬力抑制線ＬＳと接するか少なくとも１点で交わる）ことが望ましい。油圧システム１を搭載する機械が標高の高い地点で使われてエンジン出力が低下する状況においても、エンジン１１がストールする不具合を防止することができるからである。

以上説明したように、本実施形態の油圧システム１では、通常時は、流量制御ピストン３６によって主ポンプ１２の吐出流量Ｑが制御される一方、電気系統の寸断や制御装置７の故障により電磁比例弁６２へ指令電流が送給されなくなるフェール時や、電磁比例弁６２が電流が流れていない状態で固着するフェール時は、馬力制御ピストン３５によって主ポンプ１２の吐出流量Ｑが制御される。従って、切換弁を用いることなくフェールセーフを実現できる。

すなわち、本実施形態の油圧システム１は、従来の油圧システムに比べ、部品点数が少ないため、コストを低減することができるとともに、信頼性を向上させることができる。しかも、流量調整装置２の小型化および軽量化が可能である。

（変形例）
本発明は上述した実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能である。

１油圧システム
１１エンジン
１２主ポンプ
３１サーボピストン
３２調整弁
３４スプール
３５馬力制御ピストン
３６流量制御ピストン
４１制御弁
４２油圧アクチュエータ
５操作装置
６２電磁比例弁
７制御装置
Ｌ１最小馬力制御線
Ｌ０非常時馬力制御線
ＬＨエンジン馬力相当線
ＬＳ馬力抑制線

Claims

油圧アクチュエータへ制御弁を介して作動油を供給する、エンジンにより駆動される可変容量型のポンプと、
前記ポンプの傾転角を変更するサーボピストンであって、前記ポンプの吐出圧が導入される第１受圧室に露出する第１端部および第２受圧室に露出する前記第１端部よりも大径の第２端部を有するサーボピストンと、
前記第２受圧室に導入される制御圧を調整する調整弁であって、前記制御圧を上昇させる流量低減方向および前記制御圧を低下させる流量増加方向に移動するスプールを含む調整弁と、
指令電流と二次圧が負の相関を示す電磁比例弁と、
前記電磁比例弁の二次圧および前記ポンプの吐出圧の少なくとも一方が上昇したときに前記スプールを前記流量低減方向に移動させる馬力制御ピストンと、
前記電磁比例弁の二次圧が上昇したときに前記スプールを前記流量増加方向に移動させる流量制御ピストンと、
前記制御弁を操作するための、操作レバーを含む操作装置と、
前記操作レバーの傾倒角が大きくなるにつれて前記指令電流が低下するように、ゼロよりも大きな最小指令電流と最大指令電流との間で前記操作レバーの傾倒角に応じた指令電流を前記電磁比例弁へ送給する制御装置と、を備え、
前記馬力制御ピストンは、前記最小指令電流が前記電磁比例弁に送給されたときの最小馬力制御線がエンジン馬力相当線をなぞるか前記エンジン馬力相当線を上回り、かつ、前記電磁比例弁の二次圧が最大となるときの非常時馬力制御線が前記エンジン馬力相当線を下回るように構成されている、フェールセーフ付油圧システム。
前記非常時馬力制御線は、前記エンジンの馬力の３０〜９０％の馬力に相当する馬力抑制線をなぞる、請求項１に記載のフェールセーフ付油圧システム。