JP2839567B2 - Hydraulic drive for construction machinery - Google Patents
Hydraulic drive for construction machineryInfo
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は油圧ショベル等の建設機械の油圧駆動装置に
係わり、特に、油圧ショベルの旋回体を駆動する旋回モ
ータ及びブームを駆動するブームシリンダ等、慣性負荷
を駆動するアクチュエータとその他の負荷を駆動するア
クチュエータの複合操作を行うのに適した建設機械の油
圧駆動装置に関する。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION The present invention relates to a hydraulic drive device for a construction machine such as a hydraulic shovel, and in particular, a swing motor for driving a swing body of a hydraulic shovel, a boom cylinder for driving a boom, and the like. The present invention relates to a hydraulic drive device of a construction machine suitable for performing a combined operation of an actuator driving an inertial load and an actuator driving another load.
近年、油圧ショベル、油圧クレーン等、複数の被駆動
体を駆動する複数の油圧アクチュエータを備えた建設機
械の油圧駆動装置においては、油圧ポンプの吐出圧力を
負荷圧力又は要求流量に連動して制御すると共に、流量
制御弁に関連して圧力補償弁を配置し、この圧力補償弁
で流量制御弁の前後差圧を制御して、複合駆動時の供給
流量を安定して制御することが行われている。このう
ち、油圧ポンプの吐出圧力を負荷圧力に連動して制御す
るものの代表例としてロードセンシング制御がある。2. Description of the Related Art In recent years, in a hydraulic drive device of a construction machine including a plurality of hydraulic actuators for driving a plurality of driven bodies, such as a hydraulic shovel and a hydraulic crane, a discharge pressure of a hydraulic pump is controlled in conjunction with a load pressure or a required flow rate. At the same time, a pressure compensating valve is arranged in relation to the flow control valve, and the pressure compensating valve controls the differential pressure across the flow control valve to stably control the supply flow rate during combined driving. I have. Among them, load sensing control is a typical example of controlling the discharge pressure of the hydraulic pump in conjunction with the load pressure.
ロードセンシング制御とは、油圧ポンプの吐出圧力が
複数の油圧アクチュエータの最大負荷圧力よりも一定値
だけ高くなるよう油圧ポンプの吐出量を制御するもので
あり、これにより油圧アクチュエータの負荷圧力に応じ
て油圧ポンプの吐出量を増減し、経済的な運転が可能と
なる。Load sensing control is to control the discharge amount of the hydraulic pump so that the discharge pressure of the hydraulic pump is higher than the maximum load pressure of the plurality of hydraulic actuators by a certain value. By increasing or decreasing the discharge amount of the hydraulic pump, economical operation becomes possible.
ところで、油圧ポンプの吐出量には上限、即ち最大可
能吐出量があるので、複数のアクチュエータの複合駆動
時、油圧ポンプが最大可能吐出両に達すると、ポンプ吐
出量の不足状態が生じる。このことは一般的に油圧ポン
プのサチュレーションとして知られている。このサチュ
レーションが生じると、油圧ポンプから吐出された圧油
が低圧側のアクチュエータに優先的に流れ、高圧側のア
クチュエータに十分な圧油が供給されなくなり、複数の
アクチュエータを所望の態様で複合駆動することができ
なくなる。By the way, the discharge amount of the hydraulic pump has an upper limit, that is, the maximum possible discharge amount. Therefore, when the hydraulic pump reaches both of the maximum possible discharge times when a plurality of actuators are combined, an insufficient pump discharge state occurs. This is commonly known as hydraulic pump saturation. When this saturation occurs, the pressure oil discharged from the hydraulic pump flows preferentially to the actuator on the low pressure side, so that sufficient pressure oil is not supplied to the actuator on the high pressure side, and multiple actuators are combined and driven in a desired manner. You will not be able to do it.
このような問題を解決するため、DE−A1−3422165
（特開昭60−11706号に対応）、米国特許第4,739,617号
等に記載の油圧駆動装置では、流量制御弁の前後差圧を
制御する各圧力補償弁に、前後差圧の目標値を設定する
ものとしてばねの代わりに、油圧ポンプの吐出圧力と複
数のアクチュエータの最大負荷圧力との差圧に基づく制
御力を直接又は間接的に作用させるようにしている。こ
の構成により、油圧ポンプのサチュレーションが生じる
と、これに対応してポンプ吐出圧力と最大負荷圧力との
差圧が減少するので、各圧力補償弁における流量制御弁
の前後差圧の目標値も小さくなり、低圧側アクチュエー
タに係わる圧力補償弁が更に絞られ、油圧ポンプからの
圧油が低圧側アクチュエータに優先的に流れることが阻
止される。これにより、油圧ポンプからの圧油は流量制
御弁の要求流量（弁開度）の割合に応じて分流されて複
数のアクチュエータに供給され、適切な複合駆動が可能
となる。In order to solve such a problem, DE-A1-3422165
In the hydraulic drive system described in US Pat. No. 4,739,617, etc., a target value of the differential pressure is set for each pressure compensating valve that controls the differential pressure of the flow control valve. In order to do this, instead of a spring, a control force based on the pressure difference between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of the plurality of actuators is applied directly or indirectly. With this configuration, when saturation of the hydraulic pump occurs, the differential pressure between the pump discharge pressure and the maximum load pressure correspondingly decreases, so that the target value of the differential pressure across the flow control valve in each pressure compensating valve also decreases. Accordingly, the pressure compensating valve relating to the low pressure side actuator is further throttled, and the pressure oil from the hydraulic pump is prevented from flowing preferentially to the low pressure side actuator. Thereby, the pressure oil from the hydraulic pump is diverted in accordance with the ratio of the required flow rate (valve opening) of the flow control valve and supplied to a plurality of actuators, thereby enabling appropriate combined driving.
なお、本明細書中では、このように油圧ポンプの吐出
状態の如何に係わらず、油圧ポンプからの圧油を確実に
分流し複数のアクチュエータに供給することを可能とす
る圧力補償弁の作用を便宜上「分流補償」と言い、圧力
補償弁を「分流補償弁」と言う。In this specification, regardless of the discharge state of the hydraulic pump, the operation of the pressure compensating valve that enables the pressure oil from the hydraulic pump to be reliably diverted and supplied to a plurality of actuators is described. For convenience, it is referred to as “shunt compensation”, and the pressure compensation valve is referred to as “shunt compensation valve”.
ところで、この従来の油圧駆動装置においては、複数
のアクチュエータが慣性負荷を駆動するアクチュエータ
と通常の負荷を駆動するアクチュエータを含む場合、こ
れら２つのアクチュエータの複合駆動に際して両者の負
荷圧力の違いに起因して次のような問題があった。以下
に、建設機械として油圧ショベルを例にとり、慣性負荷
を駆動するアクチュエータとして旋回体を駆動する旋回
モータを、通常の負荷を駆動するアクチュエータとして
ブームを駆動するブームシリンダをそれぞれ例にとって
その問題を説明する。By the way, in this conventional hydraulic drive device, when a plurality of actuators include an actuator that drives an inertial load and an actuator that drives a normal load, a difference in load pressure between the two actuators at the time of composite driving of these two actuators occurs. There were the following problems. The problem will be described below using a hydraulic excavator as an example of a construction machine, a swing motor that drives a swing body as an actuator that drives an inertial load, and a boom cylinder that drives a boom as an actuator that drives a normal load. I do.
油圧ショベルにおいて、旋回モータとブームシリンダ
を駆動して旋回とブーム上げの複合操作を行い、トラッ
クに土砂を積込む作業を行う場合、この複合操作の開始
時には、旋回モータの負荷圧力が最大となり、油圧ポン
プの吐出圧力はロードセンシング制御と分流補償弁の制
御によりその最大負荷圧力よりも一定値だけ高くなるよ
うに制御されると共に、油圧ポンプの吐出量は上述した
分流補償弁（圧力補償弁）の機能により、旋回モータと
ブームシリンダにこれらの流量制御弁の要求流量の比率
に応じて分配される。このとき、旋回モータは負荷の慣
性が大きいため瞬時に供給流量に見合った速度となるこ
とができず、旋回モータに実際に流入する流量を除いた
過剰の圧油はリリーフ弁を介してタンクへ流出し、多大
の動力の損失を招く。In a hydraulic excavator, when the swing motor and the boom cylinder are driven to perform a combined operation of turning and boom raising, and the work of loading earth and sand on a truck is performed, at the start of the combined operation, the load pressure of the swing motor becomes maximum, The discharge pressure of the hydraulic pump is controlled by the load sensing control and the control of the shunt compensation valve so as to be higher than the maximum load pressure by a constant value, and the discharge amount of the hydraulic pump is controlled by the shunt compensation valve (pressure compensation valve) described above. Is distributed to the swing motor and the boom cylinder in accordance with the ratio of the required flow rates of these flow control valves. At this time, since the inertia of the load is large, the swing motor cannot instantaneously reach the speed corresponding to the supply flow rate, and excess pressure oil excluding the flow rate actually flowing into the swing motor is transferred to the tank via the relief valve. Spills, causing significant power loss.
また、ブームシリンダは低負荷圧力側のアクチュエー
タなので、ブーム用の分流補償弁は絞られており、ブー
ムシリンダへ流入する圧油は分流補償弁においてポンプ
吐出圧力からブーム負荷圧力を差し引いた分の圧力降下
を生じており、ここでも多大な動力損失を発生する。例
えば、ポンプ吐出圧力が仮に250kg/cm2であるとする
と、ブーム上げに要する駆動圧力はおよそ100kg/cm2程
度であり、差分の150kg/cm2は分流補償弁で絞られ、熱
として捨てられてしまう。Also, since the boom cylinder is an actuator on the low load pressure side, the branch flow compensating valve for the boom is throttled, and the pressure oil flowing into the boom cylinder is reduced by the pressure obtained by subtracting the boom load pressure from the pump discharge pressure at the branch flow compensating valve. A descent has occurred, again causing a great deal of power loss. For example, when the pump discharge pressure is assumed as a 250 kg / cm 2, the driving pressure required for the boom-up is about 100 kg / cm 2 approximately, 150 kg / cm 2 of the difference is throttled by shunt compensation valve, discarded as heat Would.
更に、油圧ポンプの吐出量が旋回モータとブームシリ
ンダに流量制御弁の要求流量の比率に応じて分配される
結果、油圧ポンプの吐出量が最大に達している状態では
ポンプ吐出量が旋回に不必要に振り分けられ、それに対
応してブームシリンダに供給される圧油の流量が減少す
る。また、油圧ポンプは、これを駆動する原動機に過負
荷をかけないようにするため入力トルク制限制御を行っ
ているのが一般的であるので、油圧ポンプの吐出量は高
圧の吐出圧力に見合った低い流量となり、この低い流量
が分流補償弁により旋回モータとブームシリンダに分配
される。このため、ブームシリンダに供給される圧油の
流量は更に少なくなり、ブームシリンダの駆動速度が規
制され、複合操作はブーム上昇量の小さな動作となり、
作業性を著しく阻害する。Further, the discharge amount of the hydraulic pump is distributed to the turning motor and the boom cylinder according to the ratio of the required flow rate of the flow control valve. As a result, when the discharge amount of the hydraulic pump reaches the maximum, the pump discharge amount does not turn. The pressure oil is distributed as needed, and the flow rate of the pressure oil supplied to the boom cylinder is correspondingly reduced. In addition, the hydraulic pump generally performs input torque limiting control so as not to overload the prime mover that drives the hydraulic pump, so that the discharge amount of the hydraulic pump matches the high discharge pressure. The flow rate becomes low, and this low flow rate is distributed to the swing motor and the boom cylinder by the branch flow compensation valve. For this reason, the flow rate of the pressure oil supplied to the boom cylinder is further reduced, the driving speed of the boom cylinder is regulated, and the combined operation is an operation in which the boom lift amount is small,
Significantly impairs workability.
以上は、慣性負荷（旋回）と通常の負荷（ブーム）を
複合操作した場合の問題であるが、慣性負荷を駆動する
アクチュエータの起動に際して、アクチュエータに供給
された圧油の一部がリリーフ弁を介してタンクに流出
し、動力損失を招く問題は、慣性負荷を駆動するアクチ
ュエータ、即ち旋回モータを単独で動作させる場合にも
生じる。The above is a problem when the inertial load (turning) and the normal load (boom) are operated in combination. When the actuator that drives the inertial load is started, a part of the pressure oil supplied to the actuator operates the relief valve. The problem of causing power loss due to the flow through the tank through the tank also occurs when the actuator that drives the inertial load, that is, the swing motor is operated alone.
本発明の目的は、慣性負荷を駆動するアクチュエータ
を有する建設機械の油圧駆動装置において、このアクチ
ュエータが係わる被駆動体の駆動に際して、動力損失の
低減を図ることができる油圧駆動装置を提供することで
ある。An object of the present invention is to provide a hydraulic drive device for a construction machine having an actuator for driving an inertial load, which can reduce power loss when driving a driven body to which the actuator is related. is there.
本発明の他の目的は、慣性負荷を駆動するアクチュエ
ータと普通の負荷を駆動するアクチュエータを有する建
設機械の油圧駆動装置において、これらアクチュエータ
が係わる被駆動体の複合駆動に際して、動力損失の低減
と操作性の向上を図ることができる建設機械の油圧駆動
装置を提供することである。Another object of the present invention is to provide a hydraulic drive system for a construction machine having an actuator for driving an inertial load and an actuator for driving a normal load. An object of the present invention is to provide a hydraulic drive device for a construction machine capable of improving the performance.
第１の本発明によれば、上記目的は、油圧ポンプと、
前記油圧ポンプから供給される圧油によって駆動される
少なくとも第１及び第２の油圧アクチュエータと、それ
ぞれ操作手段からの操作信号に応じて駆動され、前記第
１及び第２のアクチュエータに供給される圧油の流れを
それぞれ制御する第１及び第２の流量制御弁と、これら
第１及び第２の流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御す
る第１及び第２の分流補償弁とを備え、前記第１のアク
チュエータが慣性負荷を駆動するアクチュエータであ
り、前記第２のアクチュエータが通常の負荷を駆動する
アクチュエータである建設機械の油圧駆動装置におい
て、前記第１のアクチュエータに供給される圧油の流量
増加速度を設定する指示手段と、前記指示手段で設定さ
れた流量増加速度に基づいて前記第１の流量制御弁の動
作速度目標値を演算し、前記操作手段の操作信号による
第１の流量制御弁の駆動に際して、第１の流量制御弁を
その動作速度が前記動作速度目標値以下となるよう制御
する制御手段とを設けることにより達成される。According to a first aspect of the present invention, the object is to provide a hydraulic pump,
At least first and second hydraulic actuators driven by pressure oil supplied from the hydraulic pump, and pressures supplied to the first and second actuators, each of which is driven in response to an operation signal from operation means; A first and a second flow control valve for controlling the flow of oil, and a first and a second flow compensating valve for controlling a differential pressure across the first and the second flow control valve, respectively, In a hydraulic drive for a construction machine, wherein the first actuator is an actuator for driving an inertial load, and the second actuator is an actuator for driving a normal load, a flow rate of the pressure oil supplied to the first actuator. Instructing means for setting an increasing speed, and calculating an operating speed target value of the first flow control valve based on the flow rate increasing speed set by the instructing means. Upon driving of the first flow control valve by the operation signal of the operating means, it is achieved by the first flow control valve whose operating speed is provided and control means for controlling so as to be less than the operating speed target value.
この建設機械の油圧駆動装置において、好ましくは、
前記第２のアクチュエータの駆動を検出する検出手段を
更に設け、前記制御手段は、前記第１の流量制御弁に係
わる前記操作手段の操作信号が出力されかつ前記検出手
段により前記第２のアクチュエータの駆動が検出された
ときに、前記第１の流量制御弁の動作速度目標値を演算
し、その動作速度の制御を行う。In the hydraulic drive device of the construction machine, preferably,
Detecting means for detecting driving of the second actuator is further provided, and the control means outputs an operation signal of the operating means relating to the first flow control valve, and detects the operation of the second actuator by the detecting means. When the drive is detected, the operation speed target value of the first flow control valve is calculated, and the operation speed is controlled.
また、第２の本発明によれば、押しのけ容積可変手段
を有する第１の油圧ポンプと、前記第１の油圧ポンプか
ら供給される圧油によって駆動される少なくとも第１及
び第２の油圧アクチュエータと、前記第１及び第２のア
クチュエータに供給される圧油の流れをそれぞれ制御す
る第１及び第２の流量制御弁と、これら第１及び第２の
流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する第１及び第２
の分流補償弁と、前記第１の油圧ポンプの吐出圧力と少
なくとも前記第１のアクチュエータの負荷圧力との差圧
に応答して、第１の油圧ポンプの吐出圧力が前記負荷圧
力よりも所定値だけ高くなるように第１の油圧ポンプの
吐出量を制御する吐出量制御手段とを備え、前記第１の
アクチュエータが慣性負荷を駆動するアクチュエータで
あり、前記第２のアクチュエータが通常の負荷を駆動す
るアクチュエータである建設機械の油圧駆動装置におい
て、前記第１の油圧ポンプとは別に前記第２のアクチュ
エータに圧油を供給可能とする第２の油圧ポンプと、前
記第１及び第２の油圧ポンプの吐出管路の連通を制御す
る開閉手段と、前記第１のアクチュエータの駆動を検出
する第１の検出手段と、前記第１のアクチュエータに供
給される圧油の流量増加速度を設定する指示手段と、前
記第１の検出手段により前記第１のアクチュエータの駆
動が検出されたときに、前記指示手段で設定された流量
増加速度に基づいて前記第１の油圧ポンプの押しのけ容
積可変手段の動作速度目標値を演算し、前記吐出量制御
手段による前記第１の油圧ポンプの吐出量制御に際して
前記押しのけ容積可変手段をその動作速度が前記動作速
度目標値に以下となるよう制御すると共に、前記開閉手
段を遮断位置に切り換える制御手段とを設けることによ
り達成される。Further, according to the second aspect of the present invention, the first hydraulic pump having displacement volume changing means, and at least the first and second hydraulic actuators driven by pressure oil supplied from the first hydraulic pump, A first and a second flow control valve for controlling the flow of the pressure oil supplied to the first and second actuators, respectively, and a differential pressure between the first and the second flow control valves, respectively. First and second
And the discharge pressure of the first hydraulic pump is a predetermined value greater than the load pressure in response to a differential pressure between the discharge pressure of the first hydraulic pump and at least the load pressure of the first actuator. Discharge amount control means for controlling the discharge amount of the first hydraulic pump so as to increase the discharge amount, wherein the first actuator drives an inertial load, and the second actuator drives a normal load. A second hydraulic pump capable of supplying hydraulic oil to the second actuator separately from the first hydraulic pump; and the first and second hydraulic pumps. Opening / closing means for controlling the communication of the discharge pipes, first detecting means for detecting the drive of the first actuator, and the flow of the pressure oil supplied to the first actuator. Instructing means for setting the increasing speed; and when the first detecting means detects the driving of the first actuator, the first hydraulic pump is controlled based on the flow rate increasing speed set by the instructing means. An operation speed target value of the displacement volume varying means is calculated, and the displacement speed varying means is controlled so as to have an operation speed equal to or less than the operation speed target value when controlling the discharge amount of the first hydraulic pump by the discharge amount control means. And control means for switching the opening / closing means to a shut-off position.
この建設機械の油圧駆動装置において、好ましくは、
前記第２のアクチュエータの駆動を検出する第２の検出
手段を更に設け、前記制御手段は、前記第１及び第２の
検出手段により前記第１及び第２のアクチュエータの駆
動が共に検出されたときに、前記押しのけ容積可変手段
の動作速度の制御及び前記開閉手段の遮断位置への切り
換えを行う。In the hydraulic drive device of the construction machine, preferably,
Second detection means for detecting the drive of the second actuator is further provided, and the control means is provided when the drive of the first and second actuators is detected by the first and second detection means. Next, control of the operating speed of the displacement volume varying means and switching of the opening / closing means to the shut-off position are performed.
このように構成した第１の本発明においては、指示手
段で設定された流量増加速度に基づいて第１の流量制御
弁の動作速度目標値を演算し、第１の流量制御弁の動作
速度がこの動作速度目標値以下となるよう制御すること
により、アクチュエータに供給される圧油の流量の増加
速度は流量制御弁の動作速度に比例し、アクチュエータ
に供給されこれを駆動する圧油の圧力、即ち、駆動圧力
はその供給流量の増加速度によって規制されるという一
般的な関係があることから、第１のアクチュエータに供
給される圧油の流量の増加速度は第１の流量制御弁の動
作速度目標値に応じて制御され、第１のアクチュエータ
の駆動圧力は動作速度目標値に対応した値以下となる。
したがって、指示手段での流量増加速度の設定値を適宜
選択すれば、第１のアクチュエータの駆動圧力、即ち、
負荷圧力は第１のアクチュエータのリリーフ圧力以下に
保持され、圧油のリリーフによる動力損失を回避するこ
とができる。このことは、第１及び第２のアクチュエー
タに係わる被駆動体の複合操作に際しても同様であり、
その複合操作の開始時に第１のアクチュエータに供給さ
れた圧油のリリーフを防止できる。According to the first aspect of the present invention, the operation speed target value of the first flow control valve is calculated based on the flow rate increase speed set by the instruction means, and the operation speed of the first flow control valve is reduced. By controlling the operating speed to be equal to or less than the target value, the increasing speed of the flow rate of the pressure oil supplied to the actuator is proportional to the operating speed of the flow rate control valve, and the pressure of the pressure oil supplied to the actuator to drive the same, That is, since there is a general relationship that the driving pressure is regulated by the increasing rate of the supply flow rate, the increasing rate of the flow rate of the pressure oil supplied to the first actuator is the operating speed of the first flow control valve. Control is performed according to the target value, and the driving pressure of the first actuator becomes equal to or less than the value corresponding to the operation speed target value.
Therefore, if the set value of the flow rate increasing speed by the instruction means is appropriately selected, the driving pressure of the first actuator, that is,
The load pressure is maintained at or below the relief pressure of the first actuator, and power loss due to relief of the pressure oil can be avoided. The same applies to the combined operation of the driven bodies related to the first and second actuators,
Relief of the pressure oil supplied to the first actuator at the start of the combined operation can be prevented.
一方、両被駆動体の複合操作に際しては、高圧側であ
る第１のアクチュエータの負荷圧力がリリーフ圧力以下
に保持されるので、ロードセンシング制御される油圧ポ
ンプの吐出圧力も従来よりは低くなり、結果として第２
の分流補償弁での圧力降下が少なくなり、ここでの動力
損失も低減する。On the other hand, during the combined operation of both driven bodies, the load pressure of the first actuator, which is on the high pressure side, is maintained at or below the relief pressure, so that the discharge pressure of the hydraulic pump under load sensing control also becomes lower than before. As a result the second
The pressure drop at the shunt compensating valve is reduced, and the power loss here is also reduced.
更に、第１の流量制御弁の動作速度を制御することに
より、第１のアクチュエータに供給される圧油の流量が
制限されるので、油圧ポンプの吐出量が最大に達したと
き、第１のアクチュエータへの圧油の供給量の減少に応
じて第２のアクチュエータに振り分けられる圧油の供給
流量が増加する。また、油圧ポンプの吐出量制御に際し
て入力トルク制限制御を行った場合には、油圧ポンプの
吐出圧力が従来よりも低く保持されるので、ポンプ吐出
量が低い吐出圧力に見合った比較的大きな流量となり、
この大きな流量が第１及び第２のアクチュエータに分配
されるため、第２のアクチュエータに供給される圧油の
流量は一層増加する。このように第２のアクチュエータ
に供給される圧油の流量が増大することにより、第２の
アクチュエータの駆動速度が大きくなり、第１のアクチ
ュエータに対する第２のアクチュエータの移動量が大き
くなり、操作性が向上する。Further, by controlling the operating speed of the first flow control valve, the flow rate of the pressure oil supplied to the first actuator is limited, so that when the discharge amount of the hydraulic pump reaches the maximum, the first The supply flow rate of the pressure oil distributed to the second actuator increases in accordance with the decrease in the supply amount of the pressure oil to the actuator. Also, when the input torque limit control is performed when controlling the discharge amount of the hydraulic pump, the discharge pressure of the hydraulic pump is kept lower than before, so that the pump discharge amount becomes a relatively large flow rate corresponding to the low discharge pressure. ,
Since this large flow rate is distributed to the first and second actuators, the flow rate of the pressure oil supplied to the second actuator further increases. By increasing the flow rate of the pressure oil supplied to the second actuator in this way, the driving speed of the second actuator increases, the amount of movement of the second actuator relative to the first actuator increases, and operability increases. Is improved.
第２の本発明においては、指示手段で設定された流量
増加速度に基づいて第１の油圧ポンプの押しのけ容積可
変手段の動作速度目標値を演算し、第１の油圧ポンプの
押しのけ容積可変手段の動作速度がその動作速度目標値
以下となるよう制御すると共に、開閉手段を遮断位置に
切り換えることにより、第１の油圧ポンプの押しのけ容
積可変手段の動作速度はポンプ吐出量の増加速度に対応
し、第１のアクチュエータに供給される圧油の流量の増
加速度は第１の油圧ポンプの吐出量の増加速度に一致す
ることから、この供給流量の増加速度は第１の油圧ポン
プの押しのけ容積可変手段の動作速度目標値に応じて制
御され、第１のアクチュエータの駆動圧力は演算して求
めた動作速度目標値に対応した値以下となる。したがっ
て、この第２の本発明においても、第１の本発明と同様
に、第１のアクチュエータの駆動圧力をリリーフ圧力以
下に保持することができ、動力損失を低減できる。In the second aspect of the present invention, an operation speed target value of the displacement amount changing means of the first hydraulic pump is calculated based on the flow rate increasing speed set by the instruction means, and the displacement amount changing means of the first hydraulic pump is calculated. By controlling the operation speed to be equal to or less than the operation speed target value and switching the opening / closing means to the shut-off position, the operation speed of the displacement displacement means of the first hydraulic pump corresponds to the increasing speed of the pump discharge amount, Since the rate of increase in the flow rate of the pressure oil supplied to the first actuator matches the rate of increase in the discharge rate of the first hydraulic pump, the rate of increase in the supply flow rate is controlled by the displacement variable means of the first hydraulic pump. , And the driving pressure of the first actuator becomes equal to or less than the value corresponding to the operation speed target value obtained by calculation. Therefore, also in the second aspect of the present invention, similarly to the first aspect of the present invention, the driving pressure of the first actuator can be maintained at the relief pressure or less, and the power loss can be reduced.
また、複合操作に際しては、第１及び第２の油圧ポン
プの吐出管路の連通が遮断されることから、第２の油圧
ポンプは第２のアクチュエータ専用の油圧ポンプとな
り、第２の分流補償弁での圧力降下が少なくなり、更に
動力損失が低減できる。また、第２のアクチュエータに
は第２の油圧ポンプから十分な流量の圧油を供給できる
ので、第２のアクチュエータの駆動速度が大きくなり、
操作性が向上する。In the combined operation, the communication between the discharge pipes of the first and second hydraulic pumps is cut off, so that the second hydraulic pump is a hydraulic pump dedicated to the second actuator, and the second branch flow compensation valve is provided. And the power loss can be further reduced. Also, since a sufficient amount of pressure oil can be supplied to the second actuator from the second hydraulic pump, the driving speed of the second actuator increases,
Operability is improved.
以下、本発明の好適実施例を図面を用いて説明する。 Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
第１の実施例 まず、本発明の第１の実施例を第１図〜第６図により
説明する。First Embodiment First, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
第１図において、本実施例の油圧駆動装置は油圧ショ
ベルに適用されたものとして示されており、図示しない
原動機によって駆動される１つの可変容量型の油圧ポン
プ、即ち主ポンプ20と、主ポンプ20から吐出される圧油
によって駆動される複数のアクチュエータ、即ち旋回モ
ータ21及びブームシリンダ22と、これら複数のアクチュ
エータのそれぞれに供給される圧油の流れを制御する流
量制御弁、即ち旋回用方向切換弁23及びブーム用方向切
換弁24と、これら流量制御弁に対応してその上流に配置
され、流量制御弁の入口と出口の間に生じる差圧、即ち
流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する圧力補償弁、
即ち分流補償弁25,26とを備えている。In FIG. 1, the hydraulic drive device of the present embodiment is shown as applied to a hydraulic excavator, and includes one variable displacement hydraulic pump driven by a prime mover (not shown), that is, a main pump 20 and a main pump. A plurality of actuators driven by the pressure oil discharged from 20, ie, the swing motor 21 and the boom cylinder 22, and a flow control valve for controlling the flow of the pressure oil supplied to each of the plurality of actuators, ie, the swing direction The switching valve 23 and the boom direction switching valve 24, and the differential pressure generated between the inlet and the outlet of the flow control valve, which is disposed upstream of the flow control valve, that is, the differential pressure before and after the flow control valve, respectively. Pressure compensating valve to control,
That is, the flow control device includes the shunt compensation valves 25 and 26.
また、主ポンプ20の吐出管路27にはリリーフ弁28が接
続され、リリーフ弁28により主ポンプ20からの圧油が設
定値に達するとタンク30に流出させ、ポンプ吐出圧力が
当該設定値以上になることを防止している。Further, a relief valve 28 is connected to the discharge pipe 27 of the main pump 20, and when the pressure oil from the main pump 20 reaches a set value by the relief valve 28, the oil is discharged to the tank 30, and the pump discharge pressure is higher than the set value. Is prevented.
主ポンプ20の吐出量は吐出量制御装置31により、吐出
圧力Psが旋回アクチュエータ21とブームシリンダ22の高
圧側の負荷圧力（以下、これを最大負荷圧力という）P
amaxより所定値ΔＰLSOだけ高くなるようにロードセン
シング制御される。吐出量制御装置31は、主ポンプ20の
押しのけ容積可変手段、即ち、斜板20aを駆動し、押し
のけ容積を増減する傾転駆動装置31aと、電気的な制御
信号により駆動され、パイロットポンプ32からのパイロ
ット圧力に基づいて制御圧力を生成し、これを傾転駆動
装置31aに出力してその変位を調整する電磁比例減圧弁3
1bとからなっている。The discharge rate discharge amount control device 31 of the main pump 20, the discharge pressure P s is the high pressure side of the load pressure of the swing actuator 21 and the boom cylinder 22 (hereinafter referred to as maximum load pressure) P
Load sensing control is performed so as to be higher than amax by a predetermined value ΔPLSO. The discharge amount control device 31 drives the displacement of the main pump 20; that is, the tilt drive device 31a that drives the swash plate 20a to increase or decrease the displacement, and is driven by an electric control signal. A control pressure is generated based on the pilot pressure of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 3 which outputs the control pressure to the tilt drive device 31a to adjust the displacement thereof.
1b.
流量制御弁23,24はそれぞれパイロット圧力による駆
動されるパイロット操作式の弁であり、流量制御弁23に
対応して操作量に応じた電気的な指令信号ＥSWを生成す
る操作レバー装置29が設けられ、かつ電気的な操作指令
信号ＥSR,ESLにより駆動され、これに応じたパイロット
圧力を生成する電磁比例減圧弁33,34が設けられてい
る。流量制御弁24に対しては、操作量に応じたパイロッ
ト圧力を生成するパイロット弁を備えた図示しない操作
レバー装置が設けられている。Each of the flow control valves 23 and 24 is a pilot-operated valve driven by a pilot pressure, and an operation lever device 29 that generates an electric command signal ESW corresponding to an operation amount is provided in correspondence with the flow control valve 23. And electromagnetic proportional pressure reducing valves 33 and 34 which are driven by electric operation command signals ESR and ESL and generate pilot pressures according to the signals. For the flow control valve 24, an operation lever device (not shown) provided with a pilot valve for generating a pilot pressure according to the operation amount is provided.
分流補償弁25,26は、それぞれ、通常の圧力補償弁と
同様、流量制御弁23,24の出口圧力及び入口圧力が導か
れ、前後差圧に基づく制御力を閉弁方向に作用させる構
成を有すると共に、開弁方向に作用するばね25a,26a
と、電磁比例減圧弁35,36から出力される制御圧力が導
かれ、これに対応する制御力を閉弁方向に作用させる駆
動部25b,26bとを有し、電磁比例減圧弁35,36から出力さ
れる制御圧力を変化させることにより、ばね25a,25bの
設定値を変え、流量制御弁23,24の前後差圧の目標値が
変更される。Each of the branch flow compensating valves 25 and 26 has a configuration in which the outlet pressure and the inlet pressure of the flow control valves 23 and 24 are guided and a control force based on the front-rear differential pressure acts in the valve closing direction, similarly to a normal pressure compensating valve. And springs 25a, 26a acting in the valve opening direction.
And, the control pressure output from the electromagnetic proportional pressure reducing valves 35, 36 is guided, has a drive unit 25b, 26b to apply a corresponding control force in the valve closing direction, from the electromagnetic proportional pressure reducing valves 35, 36 By changing the output control pressure, the set values of the springs 25a and 25b are changed, and the target value of the differential pressure across the flow control valves 23 and 24 is changed.
旋回モータ21の駆動回路には旋回用のリリーフ弁37が
設けられ、流量制御弁23,24には、それぞれ、旋回モー
タ21及びブームシリンダ22の最大負荷圧力を検出するた
めのシャトル弁38が接続されている。A swing relief valve 37 is provided in the drive circuit of the swing motor 21, and a shuttle valve 38 for detecting the maximum load pressure of the swing motor 21 and the boom cylinder 22 is connected to the flow control valves 23 and 24, respectively. Have been.
本実施例の油圧駆動装置は、また、外部よりオペレー
タにより操作され、旋回モータ21に供給される圧油の流
量増加速度を設定するための電気的な指令信号Esを出力
する指示装置39と、主ポンプ20の吐出圧力Psと旋回モー
タ21及びブームシリンダ22の最大負荷圧力Pamaxとを導
入し、両者の差圧ΔＰLSを検出する差圧検出器42とを備
えている。Hydraulic drive system of this embodiment, also, is operated by an operator from the outside, the instruction unit 39 for outputting an electric command signal E s for setting the flow rate increasing rate of the hydraulic fluid supplied to the swing motor 21 comprises introducing the maximum load pressure P amax of the discharge pressure P s and the turning motor 21 and the boom cylinder 22 of the main pump 20, and a differential pressure detector 42 for detecting both differential pressure .DELTA.PLS.
そして、操作レバー装置29の操作信号ＥSW、指示装置
39の指令信号Es及び差圧検出器42の検出信号はコントロ
ーラ43に入力され、これら信号に基づいて電磁比例減圧
弁33,34に対する操作指令信号ＥSR,ESL並びに電磁比例
減圧弁31b,35,36に対する制御指令信号が演算、生成さ
れる。Then, the operation signal ESW of the operation lever device 29, the indicating device
39 detection signal of the command signal E s and the pressure difference detector 42 is input to the controller 43, the operation command signal ESR to the electromagnetic proportional pressure reducing valves 33 and 34 based on these signals, ESL and solenoid proportional pressure reducing valves 31b, 35, A control command signal for 36 is calculated and generated.
指示装置39は、本実施例では第２図に示すように、可
変抵抗44を含む電圧設定器からなり、オペレータの操作
により可動接点の位置を変えると、これに応じたレベル
の電圧が設定される。この電圧値は指令信号Esとしてコ
ントローラ43に取り込まれ、コントローラ43においては
この指令信号EsをA/D変換した後CPUに送られる。CPUに
おいては、第３図にフローチャートで示すような手順に
したがって１サイクル当りの増分ΔＥを演算する。即
ち、ステップS1において指令信号EsのA/D変換値を読み
込み、ステップS2においてΔＥ＝A/D変換値と置き、１
サイクル当りの増分ΔＥを求める。本実施例では、この
増分ΔＥは流量制御弁23の動作速度目標値に相当し、第
３図フローチャートは、結局、流量制御弁23の動作速度
目標値を演算する手順を示している。この増分ΔＥは、
コントローラ43において電磁比例減圧弁33,34に対する
操作指令信号ＥSL,ESLを求めるのに使用される。In this embodiment, as shown in FIG. 2, the indicating device 39 comprises a voltage setting device including a variable resistor 44. When the position of the movable contact is changed by the operation of the operator, a voltage of a level corresponding to this is set. You. This voltage value is taken into the controller 43 as a command signal E s, the controller 43 is sent a command signal E s to the CPU after conversion A / D. The CPU calculates the increment ΔE per cycle according to the procedure shown in the flowchart of FIG. That is, reads the A / D conversion value of the command signal E s in step S1, placed Delta] E = A / D conversion value in step S2, 1
Determine the increment ΔE per cycle. In this embodiment, the increment ΔE corresponds to the target operating speed of the flow control valve 23, and the flowchart of FIG. 3 shows the procedure for calculating the target operating speed of the flow control valve 23. This increment ΔE is
The controller 43 is used to obtain operation command signals ESL and ESL for the electromagnetic proportional pressure reducing valves 33 and 34.
コントローラ43で行われる演算内容を第４図にフロー
チャートで示す。本フローチャートは電磁比例減圧弁3
3,34に対する操作指令信号ＥSR,ESLの演算手順を示すも
のである。FIG. 4 is a flowchart showing the contents of the calculation performed by the controller 43. This flowchart shows the solenoid proportional pressure reducing valve 3.
This figure shows the procedure for calculating the operation command signals ESR and ESL for 3, 34.
まず、ステップS10において操作信号Esw及び指令信号
Esを読み込む。次いで、ステップS11において、操作信
号Eswが指示する流量制御弁23の操作位置が中立位置で
あるか、左方向であるか、右方向であるかが判断され、
中立位置であればステップS12に進み、左方向であれば
ステップ13に進み、右方向であればステップS14に進。First, in step S10, the operation signal E sw and the command signal
Read E s . Next, in step S11, it is determined whether the operation position of the flow control valve 23 indicated by the operation signal E sw is the neutral position, the left direction, or the right direction,
If the position is the neutral position, the process proceeds to step S12. If the position is the left direction, the process proceeds to step S13. If the position is the right direction, the process proceeds to step S14.
ステップS12においては、操作信号ＥSWが中立位置を
指示しているので、操作指令信号ＥSR,ESLについてそれ
ぞれＥSR＝0,ESL＝０と置く。In step S12, since the operation signal ESW indicates the neutral position, the operation command signals ESR and ESL are set to ESR = 0 and ESL = 0, respectively.
ステップS13においては、操作信号ＥSWが左方向を指
示しているので、操作指令信号ＥSRについてはＥSR＝０
と置くと共に、予め記憶してある操作指令信号ＥSWと流
量制御弁23のストローク量の操作指令目標値ＥSL0との
関数関係からＥSL0＝ｆsw（ＥSW）と置き、そのときの
操作信号ＥSWに対応する操作指令目標値ＥSL0を求め
る。第５図にこのＥSL0＝ｆSW（ＥSW）の関数関係を示
す。そして、ステップS15に進み、ＥSL0＞ＥSL-1＋ΔＥ
かどうかを判断する。ここで、ＥSL-1は前回の制御サイ
クルで求めた操作指令信号であり、ΔＥは上述した指令
信号Esに基づく１サイクル当りの増分であり、結局、前
回の操作指令信号ＥSL-1に増分ΔＥを加算した値が操作
指令目標値ＥSL0を越えたかどうかが判断される。ＥSL-
1＋ΔＥがＥSL0を越えていないと判断されるとステップ
S16に進み、ＥSL＝ＥSL-1＋ΔＥと置き、前回の操作指
令信号ＥSL-1に増分ΔＥを加算した値を操作指令信号Ｅ
SLとし、ＥSL-1＋ΔＥがＥSL0を越えたと判断されると
ステップS17に進み、ＥSL＝ＥSL0と置き、操作目標値Ｅ
SL0が操作指令信号ＥSLとされる。In step S13, since the operation signal ESW indicates the left direction, ESR = 0 for the operation command signal ESR.
And ESL0 = fsw (ESW) from the functional relationship between the previously stored operation command signal ESW and the operation command target value ESL0 of the stroke amount of the flow control valve 23, and corresponds to the operation signal ESW at that time. Obtain the operation command target value ESL0. FIG. 5 shows the functional relationship of ESL0 = fSW (ESW). Then, the process proceeds to step S15, where ESL0> ESL-1 + ΔE
Determine whether or not. Here, ESL-1 is an operation command signal obtained in the preceding control cycle, Delta] E is the increment per cycle based on the command signal E s as described above, eventually, increments the previous operation command signal ESL-1 It is determined whether the value obtained by adding ΔE exceeds the operation command target value ESL0. ESL-
Step if it is determined that 1 + ΔE does not exceed ESL0
Proceeding to S16, set ESL = ESL-1 + ΔE, and add the value obtained by adding the increment ΔE to the previous operation command signal ESL-1 to the operation command signal E
If it is determined that ESL-1 + ΔE has exceeded ESL0, the process proceeds to step S17, where ESL = ESL0 is set, and the operation target value E is set.
SL0 is used as the operation command signal ESL.
一方、ステップS14においては、操作信号ＥSWが右方
向を指示しているので、操作指令信号ＥSLについてはＥ
SL＝０と置くと共に、ステップS13と同様、予め記憶し
てある操作指令信号ＥSWと流量制御弁23のストローク量
の操作指令目標値ＥSR0との関数関係からＥSR0＝ｆSW
（ＥSW）と置き、そのときの操作信号ＥSWに対応する操
作指令目標値ＥSR0を求める。ＥRL0＝ｆSW（ＥSW）の関
数関係は、第５図に示すＥSL0＝ｆSW（ＥSW）の関数関
係と同じである。そして、以下ステップS18〜S20に進
み、ステップS15〜S17と同様の演算を行い、操作指令信
号ＥSLを求める。On the other hand, in step S14, since the operation signal ESW indicates the right direction, the operation command signal ESL is
In addition to setting SL = 0, similarly to step S13, from the functional relationship between the previously stored operation command signal ESW and the operation command target value ESR0 of the stroke amount of the flow control valve 23, ESR0 = fSW
(ESW), and an operation command target value ESR0 corresponding to the operation signal ESW at that time is obtained. The functional relationship of ERL0 = fSW (ESW) is the same as the functional relationship of ESL0 = fSW (ESW) shown in FIG. Then, the process proceeds to steps S18 to S20 to perform the same calculation as in steps S15 to S17 to obtain the operation command signal ESL.
以上のようにして操作指令信号ＥSR,ESLを決定した
後、ステップS21に進み、次回の制御サイクルでの演算
のためＥSR-1＝ＥSR、ＥSL-1＝ＥSLと置き、ステップS2
2において操作指令信号ＥSR,ESLを電磁比例減圧弁33,34
に出力する。After the operation command signals ESR and ESL are determined as described above, the process proceeds to step S21, where ESR-1 = ESR and ESL-1 = ESL are set for calculation in the next control cycle, and step S2 is performed.
In step 2, the operation command signals ESR and ESL
Output to
コントローラ43では、更に、吐出量制御装置31の電磁
比例減圧弁31bに対する制御指令信号と分流補償弁25,26
の電磁比例減圧弁35,36に対する制御指令信号とが求め
られる。これは本実施例では主要構成ではないので、そ
の演算手順はフローチャートに示さないが、概略的に言
えば、電磁比例減圧弁31bに対しては、差圧検出器42の
検出信号から主ポンプ20の吐出圧力Psと旋回モータ21と
ブームシリンダ22の最大負荷圧力Pamaxの差圧ΔＰLSを
所定値ΔＰLS0に保持するための吐出量目標値を演算
し、この吐出量目標値に相当する信号を制御指令信号と
して電磁比例減圧弁31bに出力するものである。また、
電磁比例減圧弁35,36に対しては差圧検出器42の検出信
号から、主ポンプ20の吐出量が飽和して差圧ΔＰLSが所
定値ΔＰLS0以下になったときに分流補償弁25,26の差圧
目標値を演算し、これを制御指令信号として電磁比例減
圧弁35,36に出力するものである。The controller 43 further includes a control command signal for the electromagnetic proportional pressure reducing valve 31b of the discharge amount control device 31 and the shunt compensation valves 25 and 26.
And the control command signal for the electromagnetic proportional pressure reducing valves 35 and 36 are obtained. Since this is not the main configuration in the present embodiment, the calculation procedure is not shown in the flowchart. However, roughly speaking, for the electromagnetic proportional pressure reducing valve 31b, the main pump 20 is detected based on the detection signal of the differential pressure detector 42. the discharge pressure maximum load pressure P amax of the differential pressure ΔPLS of P s and the turning motor 21 and the boom cylinder 22 calculates a discharge amount target value for maintaining a predetermined value DerutaPLS0, a signal corresponding to the discharge amount target value This is output to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 31b as a control command signal. Also,
For the electromagnetic proportional pressure reducing valves 35, 36, when the discharge amount of the main pump 20 is saturated and the differential pressure ΔPLS becomes equal to or less than a predetermined value ΔPLS0 from the detection signal of the differential pressure detector 42, the branch flow compensating valves 25, 26 , And outputs this to the electromagnetic proportional pressure reducing valves 35 and 36 as a control command signal.
次に、以上のように構成した本実施例の動作を説明す
る。Next, the operation of the present embodiment configured as described above will be described.
まず、いずれの流量制御弁も操作せず、アクチュエー
タを駆動していない非操作時には、コントローラ43にお
いては、操作レバー装置29の操作信号ＥSWは入力されて
いないので、第４図フローチャートのステップS11にお
いて操作信号ＥSWが中立であるとの判断がなされ、ステ
ップS12においてＥSR＝０、ＥSL＝０とされる。このた
め、流量制御弁23は中立位置に保持される。流量制御弁
24も、これに対応する図示しない操作レバー装置が中立
位置にあるので、パイロット圧力が発生しておらず、中
立位置に保持される。First, when the controller 43 does not operate any of the flow control valves and does not operate the actuator, the operation signal ESW of the operation lever device 29 is not input to the controller 43, and therefore, in step S11 of the flowchart of FIG. It is determined that the operation signal ESW is neutral, and ESR = 0 and ESL = 0 are set in step S12. Therefore, the flow control valve 23 is held at the neutral position. Flow control valve
Also in 24, since the corresponding operation lever device (not shown) is in the neutral position, no pilot pressure is generated, and it is held in the neutral position.
次に、旋回の単独操作を考える。この場合、操作レバ
ー装置29の操作に先立って、オペレータはまず指示装置
39を操作して、旋回モータ21に供給される圧油の流量増
加速度を設定する。即ち、指示装置39の操作により所望
のレベルの電気的な指令信号Esを出力する。コントロー
ラ43においては、前述したようにこの指令信号Esを受け
て、指令信号Esに対応する１サイクル当りの増分ΔＥ、
即ち流量制御弁23の動作速度目標値を演算する。Next, consider a single operation of turning. In this case, prior to operating the operation lever device 29, the operator firstly operates the pointing device.
By operating 39, the flow rate increase rate of the pressure oil supplied to the swing motor 21 is set. That it is, outputs an electrical command signal E s of the desired level by operation of the pointing device 39. In the controller 43 receives this command signal E s as described above, one cycle per corresponding to the command signal E s increment Delta] E,
That is, the operation speed target value of the flow control valve 23 is calculated.
次いで、操作レバー装置29を操作し、操作信号ＥSWを
出力する。コントローラ43においては、第４図フローチ
ャートのステップS11において操作信号ＥSWの指示方向
を判断する。ここで、その指示方向が左方向であるとす
ると、ステップS13においてＥSR＝０を求め、ステップS
13〜S17においてＥSL＝ＥSL0又はＥSL＝ＥSL-1＋ΔＥが
求められる。そして、この操作指令信号ＥSR,ESLが電磁
比例減圧弁33,34に出力され、流量制御弁23は増分ΔＥ
に相当する速度で徐々に開き始め、これに対応して主ポ
ンプ20からの圧油は増分ΔＥに対応した流量増加速度で
旋回モータ21に供給される。これにより旋回モータ21
は、増分ΔＥに対応した加速度で駆動される。Next, the operation lever device 29 is operated to output an operation signal ESW. The controller 43 determines the direction of the operation signal ESW in step S11 of the flowchart in FIG. Here, assuming that the pointing direction is the left direction, ESR = 0 is obtained in step S13, and step S13 is performed.
In steps S13 to S17, ESL = ESL0 or ESL = ESL-1 + ΔE is obtained. Then, the operation command signals ESR and ESL are output to the electromagnetic proportional pressure reducing valves 33 and 34, and the flow control valve 23 outputs the increment ΔE
The pressure oil from the main pump 20 is supplied to the turning motor 21 at a flow rate increasing speed corresponding to the increment ΔE. As a result, the swing motor 21
Is driven at an acceleration corresponding to the increment ΔE.
ここで、旋回動作時の時間ｔと操作指令信号ＥSRと指
令信号Es（増分ΔＥ）との関係を第６図に示す。旋回開
始後、操作指令信号ＥSRは指令信号Esに対応した勾配で
増加する。この勾配は、指令信号Es、即ち、増分ΔＥが
大きくなるにしたがって大きくなる。この勾配は、ま
た、流量制御弁23の動作速度に対応し、更に、旋回モー
タ21に供給される圧油の流量増加速度、即ち、旋回モー
タ21の駆動加速度に対応する。そして、操作指令信号Ｅ
SRは最終的には操作信号ＥSWから求められる操作指令目
標値ＥSL0に一致するまで増大する。Here, the relationship between the time t during turning operation and the operation command signal ESR and the command signal E s (incremental Delta] E) in Figure 6. After turning the start, the operation command signal ESR increases with a gradient corresponding to the command signal E s. This gradient increases as the command signal E s , that is, the increment ΔE increases. This gradient also corresponds to the operating speed of the flow control valve 23, and further to the rate of increase in the flow rate of the pressure oil supplied to the swing motor 21, that is, the drive acceleration of the swing motor 21. Then, the operation command signal E
SR eventually increases until it matches the operation command target value ESL0 obtained from the operation signal ESW.
次に、旋回とブームの複合操作、例えば土砂をトラッ
クに積込む作業をするときに行う旋回とブーム上げの複
合操作を考える。この場合は、旋回用の流量制御弁23に
対しては上述した旋回の単独操作と同様の制御が行わ
れ、旋回モータ21は同様に制御される。ブームシリンダ
22に対しては、図示しない操作レバー装置により流量制
御弁24が駆動され、この流量制御弁24を介して圧油がブ
ームシリンダ22に供給され、ブーム上げが行われる。こ
のとき、主ポンプ20の吐出量が最大に達した場合は、コ
ントローラ43より電磁比例減圧弁36に制御指令信号が出
力され、分流補償弁26の駆動部26bに制御圧力を印加し
て分流補償弁26を強制的に絞り、流量制御弁23,24の開
度比に応じた流量比を維持するようにしている。Next, consider a combined operation of turning and boom, for example, a combined operation of turning and boom raising, which is performed when loading earth and sand on a truck. In this case, the same control as the above-described independent operation of the turning is performed on the flow control valve 23 for the turning, and the turning motor 21 is similarly controlled. Boom cylinder
With respect to 22, a flow control valve 24 is driven by an operation lever device (not shown), and pressure oil is supplied to the boom cylinder 22 via the flow control valve 24, thereby raising the boom. At this time, when the discharge amount of the main pump 20 reaches the maximum, a control command signal is output from the controller 43 to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 36, and a control pressure is applied to the drive unit 26b of the shunt compensation valve 26 to perform shunt compensation. The valve 26 is forcibly throttled to maintain a flow ratio according to the opening ratio of the flow control valves 23 and 24.
以上のように、本実施例においては、指示装置39の操
作により旋回モータ21に供給される圧油の流量増加速度
を任意に設定できるので、旋回動作の開始時において、
旋回モータ21に供給されるこれを駆動する圧油の圧力、
即ち、駆動圧力を旋回用のリリーフ弁37のリリーフ圧力
以下とすることができ、リリーフ弁37からの圧油の流出
を抑制し、旋回加速に伴う動力損失を低減できる。As described above, in the present embodiment, the flow rate increase rate of the pressure oil supplied to the turning motor 21 can be arbitrarily set by operating the indicating device 39.
The pressure of the pressure oil that drives the swing motor 21 and drives it,
That is, the driving pressure can be made equal to or less than the relief pressure of the turning relief valve 37, the outflow of pressurized oil from the relief valve 37 can be suppressed, and the power loss associated with turning acceleration can be reduced.
また、旋回とブームの複合操作に際しては、高負荷圧
力側である旋回モータ21の駆動圧力が旋回リリーフ圧力
以下となることにより、ロードセンシング制御される主
ポンプ20の吐出圧力も従来より低くなる。このため、ブ
ーム側の分流補償弁26での圧力降下も少なくなり、更に
動力損失が低減できる。Further, in the combined operation of the swing and the boom, the driving pressure of the swing motor 21 on the high load pressure side is equal to or lower than the swing relief pressure, so that the discharge pressure of the main pump 20 that is load-sensing controlled also becomes lower than before. For this reason, the pressure drop at the boom-side branch flow compensating valve 26 is reduced, and the power loss can be further reduced.
また、旋回とブームの複合操作に際して、流量制御弁
23の動作速度を制御して、旋回モータ21に供給される圧
油の流量を制限することにより、主ポンプ20の吐出量が
最大に達したとき、旋回モータ21への圧油の供給量の減
少に応じてブームシリンダ22に振り分けられる圧油の供
給流量が増加する。また、主ポンプ20の吐出量制御に際
して入力トルク制限制御を行った場合には、主ポンプ20
の吐出圧力が従来よりも低く保持されるので、ポンプ吐
出量が低い吐出圧力に見合った比較的大きな流量とな
り、この大きな流量が分配されるため、ブームシリンダ
22に供給される圧油の流量は一層増加する。このように
ブームシリンダ22に供給される圧油の流量が増大するこ
とにより、ブームシリンダ22の駆動速度が大きくなり、
旋回とブーム上げの複合操作におけるブーム上昇量を大
きくとることができることから、操作性を著しく改善す
ることができる。In addition, during combined operation of turning and boom, the flow control valve
When the discharge rate of the main pump 20 reaches a maximum by controlling the operation speed of the pressure oil 23 and restricting the flow rate of the pressure oil supplied to the rotation motor 21, the supply amount of the pressure oil to the rotation motor 21 is reduced. The supply flow rate of the pressure oil distributed to the boom cylinder 22 increases according to the decrease. When the input torque limiting control is performed when controlling the discharge amount of the main pump 20,
The discharge pressure of the pump is kept lower than before, so that the pump discharge amount becomes a relatively large flow rate corresponding to the low discharge pressure, and this large flow rate is distributed.
The flow rate of pressurized oil supplied to 22 further increases. By increasing the flow rate of the pressure oil supplied to the boom cylinder 22, the drive speed of the boom cylinder 22 increases,
Since the boom raising amount in the combined operation of turning and boom raising can be increased, operability can be significantly improved.
第１の実施例の変形例 第１の実施例の第１の変形例を第７図及び第８図によ
り説明する。本実施例は指示装置の変形例を示すもので
ある。Modification of First Embodiment A first modification of the first embodiment will be described with reference to FIGS. 7 and 8. FIG. This embodiment shows a modification of the pointing device.
第７図において、指示装置39Aは、４つの接点Ａ〜Ｄ
に対する可動接触子50を含む切換装置からなっている。
接点Ａ〜Ｃは、コントローラ43A内においてCPUの入力端
子Di1,Di2,Di3に接続され、かつ入力端子Di1,Di2,Di3は
抵抗51a,51b,51cを介して電源に接続されている。この
ような構成により、可動接触子50が例えば図示のように
接点Ｃに接触する位置にあるときは、入力端子Di1は接
地され、電圧は０となり、他の入力端子Di2,Di3は電源
電圧が印加された状態に保持される。In FIG. 7, the pointing device 39A has four contacts A to D.
And a switching device including a movable contact 50 with respect to.
The contacts A to C are connected to input terminals Di1, Di2, Di3 of the CPU in the controller 43A, and the input terminals Di1, Di2, Di3 are connected to a power supply via resistors 51a, 51b, 51c. With such a configuration, when the movable contact 50 is at a position where the movable contact 50 contacts the contact C as shown in the figure, for example, the input terminal Di1 is grounded, the voltage is 0, and the other input terminals Di2, Di3 are at the power supply voltage. It is kept in the applied state.
コントローラ43Aにおいては、入力端子Di1,Di2,Di3の
電圧状態に応じて第８図に示すように流量増加速度、即
ち、増分ΔＥを設定する。ステップS30において入力端
子Di3の電圧が０かどうかを判定し、０の場合はステッ
プS31において、電磁比例減圧弁33,34（第１図参照）に
対する操作指令信号ＥSR,ESLの１サイクル当りの増分Δ
Ｅを予め記憶した値ΔＥAに設定する。入力端子Di3の電
圧が０でない場合は、ステップ32に進み、入力端子Di2
の電圧が０かどうかを判定し、０の場合はステップS33
において増分ΔＥを予め記憶した値ΔＥBに設定する。
入力端子Di2の電圧が０でない場合は、ステップS34に進
み、入力端子Di1の電圧が０かどうかを判定し、０の場
合はステップS35において増分ΔＥを予め記憶した値Δ
ＥCに設定する。最後に、入力端子Di1の電圧が０でない
場合は、ステップS36に進み、増分ΔＥを予め記憶した
値ΔＥDに設定する。In the controller 43A, the flow rate increasing speed, that is, the increment ΔE is set as shown in FIG. 8 according to the voltage state of the input terminals Di1, Di2, Di3. In step S30, it is determined whether or not the voltage of the input terminal Di3 is 0. If the voltage is 0, in step S31, the increment per one cycle of the operation command signals ESR, ESL to the electromagnetic proportional pressure reducing valves 33, 34 (see FIG. 1). Δ
E is set to a value ΔEA stored in advance. If the voltage of the input terminal Di3 is not 0, the process proceeds to step 32, where the input terminal Di2
Is determined to be 0, and if it is 0, step S33
In step, the increment ΔE is set to a value ΔEB stored in advance.
If the voltage of the input terminal Di2 is not 0, the process proceeds to step S34, and it is determined whether the voltage of the input terminal Di1 is 0. If the voltage is 0, the increment ΔE is stored in step S35 at a value Δ
Set to EC. Finally, if the voltage of the input terminal Di1 is not 0, the process proceeds to step S36, where the increment ΔE is set to a value ΔED stored in advance.
以上のようにして、可動接触子50の位置を切り換える
ことにより、その位置に応じた増分ΔＥを設定すること
ができる。As described above, by switching the position of the movable contact 50, the increment ΔE according to the position can be set.
次に、第１の実施例の第２の変形例を第９図により説
明する。第９図において、第４図に示す処理手順のステ
ップと同じステップには同じ符号を付してある。本実施
例は、旋回モータ21に対する流量増加速度制御を旋回と
ブーム上げの複合操作時のみに行うようにしたものであ
る。Next, a second modification of the first embodiment will be described with reference to FIG. In FIG. 9, the same steps as those in the processing procedure shown in FIG. 4 are denoted by the same reference numerals. In the present embodiment, the flow rate increasing speed control for the turning motor 21 is performed only during the combined operation of turning and boom raising.
本実施例の油圧駆動装置においては、第１図に想像線
で示すように、図示しないブーム用操作レバー装置のパ
イロット弁から流量制御弁24の対向する駆動部のうち、
ブーム上げに対応する側の駆動部に接続されたパイロッ
トライン52に接続され、当該駆動部にパイロット圧力が
印加されたことを検出する駆動検出器53が更に設けら
れ、その検出信号ＥBがコントローラ43に出力される。In the hydraulic drive device of the present embodiment, as shown by the imaginary line in FIG. 1, of the drive units of the boom operation lever device (not shown) facing the flow control valve 24 from the pilot valve,
There is further provided a drive detector 53 connected to a pilot line 52 connected to the drive unit corresponding to the boom raising, and detecting that a pilot pressure has been applied to the drive unit. Is output to
コントローラ43においては、第９図に示すステップS1
0Aにおいて、操作信号ＥSW，指令信号ＥSに加えて、駆
動検出器53からの駆動検出信号ＥBを更に読み込み、ス
テップS23又はS24において駆動検出信号ＥBが入力され
たかどうかを判定し、これも満足されたときに初めてス
テップS15又はS18に進み、ＥSL0＞ＥSL-1＋ΔＥ又はＥS
R0＞ＥSR-1＋ΔＥと判定されたときにステップS16,S19
で前回の操作指令信号ＥSL-1又はＥSR-1に増分ΔＥを加
算した操作指令信号ＥSL又はＥSRを求める。In the controller 43, step S1 shown in FIG.
At 0A, in addition to the operation signal ESW and the command signal ES, a drive detection signal EB from the drive detector 53 is further read, and it is determined in step S23 or S24 whether the drive detection signal EB has been input. First, the process proceeds to step S15 or S18, and ESL0> ESL-1 + ΔE or ES
Steps S16 and S19 when it is determined that R0> ESR-1 + ΔE
To obtain an operation command signal ESL or ESR obtained by adding the increment ΔE to the previous operation command signal ESL-1 or ESR-1.
本実施例によれば、旋回とブーム上げの複合操作時の
みに旋回モータ21に供給される圧油の流量増加速度を制
御し、第１の実施例と同じ効果を得ることができると共
に、旋回の単独操作時には従来通り旋回モータ21を駆動
することができる。According to the present embodiment, the rate of increase in the flow rate of the pressure oil supplied to the turning motor 21 is controlled only during the combined operation of turning and boom raising, so that the same effect as in the first embodiment can be obtained, and During the single operation, the turning motor 21 can be driven as before.
第２の実施例 本発明の第２の実施例を第10図〜第13図により説明す
る。Second Embodiment A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
第10図は本実施例の油圧駆動装置の全対向製を示す図
であり、図中、第１図に示す要素と同じものには同じ符
号を付している。FIG. 10 is a view showing a fully opposing hydraulic drive device of the present embodiment, in which the same elements as those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals.
第10図において、本実施例の油圧駆動装置は第１の油
圧ポンプ20に加えて可変容量型の第２の油圧ポンプ、即
ち、主ポンプ60を備え、主ポンプ60の吐出管路61にもリ
リーフ弁62が設けられている。主ポンプ60の吐出量は、
主ポンプ20と同様に、斜板60aを駆動する傾転駆動装置6
3aと制御指令信号Ｅp2により駆動される電磁比例減圧弁
63aとからなる吐出量制御装置63により、吐出圧力Psが
旋回アクチュエータ21とブームシリンダ22の高圧側の負
荷圧力（以下、これを最大負荷圧力という）Pamaxより
所定値ΔＰLS0だけ高くなるようにロードセンシング制
御される。主ポンプ20に対する吐出量制御装置31の電磁
比例減圧弁31bは制御指令信号Ｅp1により駆動される。In FIG. 10, the hydraulic drive device of the present embodiment includes a second hydraulic pump of a variable displacement type, that is, a main pump 60, in addition to the first hydraulic pump 20, and a discharge line 61 of the main pump 60 is also provided. A relief valve 62 is provided. The discharge rate of the main pump 60 is
Similarly to the main pump 20, the tilt drive device 6 that drives the swash plate 60a
Electromagnetic proportional pressure reducing valve driven by 3a and control command signal Ep2
The discharge amount control apparatus 63 comprising a 63a, the discharge pressure P s is the high pressure side of the load pressure of the swing actuator 21 and the boom cylinder 22 (hereinafter, the maximum that the load pressure) to be higher by a predetermined value ΔPLS0 than P amax Load sensing is controlled. The electromagnetic proportional pressure reducing valve 31b of the discharge amount control device 31 for the main pump 20 is driven by the control command signal Ep1.
主ポンプ20の吐出管路27と主ポンプ60の吐出管路61と
を連絡する管路64には電磁開閉弁65が接続され、通常は
管路64を開き、２つの主ポンプ20,60の吐出油の合流を
可能とするが、駆動信号Ｅdが印加されると管路64の連
通を遮断する位置に切り換わり、２つの主ポンプ20,60
の吐出油を分離する。An electromagnetic on-off valve 65 is connected to a line 64 that connects the discharge line 27 of the main pump 20 and the discharge line 61 of the main pump 60. Usually, the line 64 is opened, and the two main pumps 20 and 60 are opened. The discharge oil can be joined, but when the drive signal Ed is applied, the position is switched to the position where the communication of the pipeline 64 is cut off, and the two main pumps 20 and 60 are connected.
To separate the discharged oil.
旋回用の流量制御弁23は、第１の実施例と同様パイロ
ット操作式の弁であるが、その駆動は第１の実施例と異
なり、ブーム用の流量制御弁24と同様に図示しない操作
レバー装置のパイロット弁で生成されたパイロット圧力
により行われる。そしてそのパイロットラインには、図
示のごとくこのパイロットラインにパイロット圧力が印
加されたことを検出し、駆動検出信号ＥSdR,ESdLを出力
する駆動検出器65,66が接続されている。流量制御弁23
とシャトル弁38との間の負荷ラインには旋回負荷圧力切
換弁68が設けられ、通常は旋回負荷圧力をシャトル弁38
に送るが、駆動信号Ｅdが印加されると切り換わり、タ
ンク圧をシャトル弁38に伝える。The swirling flow control valve 23 is a pilot-operated valve as in the first embodiment, but the driving thereof is different from that of the first embodiment, and the operation lever (not shown) is similar to the boom flow control valve 24. This is done by the pilot pressure generated by the pilot valve of the device. Drive detectors 65 and 66 for detecting that pilot pressure is applied to the pilot line and outputting drive detection signals ESdR and ESdL are connected to the pilot line as shown in the figure. Flow control valve 23
A swing load pressure switching valve 68 is provided on the load line between the shuttle valve 38 and the shuttle valve 38.
When the drive signal Ed is applied, the switching is performed, and the tank pressure is transmitted to the shuttle valve 38.
差圧検出器42はポンプ吐出圧力を導入する管路が電磁
開閉弁65より主ポンプ60側の管路部分に接続され、電磁
開閉弁65が閉じられたときに主ポンプ60の吐出圧力が導
入される。主ポンプ20の吐出管路27と旋回用の流量制御
弁23の負荷ラインとには第２の差圧検出器69が接続され
ている。これにより、電磁開閉弁65と旋回負荷圧力切換
弁68とが駆動信号Ｅdにより図示の位置から切り換えら
れると、差圧検出器69により主ポンプ20の吐出圧力と旋
回モータ21の負荷圧力との差圧が検出され、差圧検出器
42により主ポンプ60の吐出圧力とブームシリンダ22の負
荷圧力との差圧が検出される。差圧検出器60の検出信号
はＥdp1で表わされ、差圧検出器42の検出信号はＥdp2で
表わされている。In the differential pressure detector 42, a pipe line for introducing the pump discharge pressure is connected to a pipe portion closer to the main pump 60 than the electromagnetic on-off valve 65, and the discharge pressure of the main pump 60 is introduced when the electromagnetic on-off valve 65 is closed. Is done. A second differential pressure detector 69 is connected to the discharge line 27 of the main pump 20 and the load line of the swirling flow control valve 23. Thus, when the electromagnetic on-off valve 65 and the swing load pressure switching valve 68 are switched from the positions shown in the figure by the drive signal Ed, the difference between the discharge pressure of the main pump 20 and the load pressure of the swing motor 21 is detected by the differential pressure detector 69. Pressure is detected and differential pressure detector
42 detects the differential pressure between the discharge pressure of the main pump 60 and the load pressure of the boom cylinder 22. The detection signal of the differential pressure detector 60 is represented by Edp1, and the detection signal of the differential pressure detector 42 is represented by Edp2.
また、第１の実施例と同様に、外部よりオペレータに
より操作され、旋回モータ21に供給される圧油の流量増
加速度を設定するための電気的な指令信号Esを出力する
指示装置39が設けられている。As in the first embodiment, it is operated by an operator from the outside, an instruction device 39 for outputting an electric command signal E s for setting the flow rate increasing rate of the hydraulic fluid supplied to the swing motor 21 is Is provided.
そして、指示装置39の指令信号Es、駆動検出器66,67
の検出信号ＥSdR,ESdL、差圧検出器60,42の検出信号Ｅs
p1,Edp2はコントローラ70に入力され、これら信号に基
づいて電磁比例減圧弁31b,63bに対する制御指令信号Ｅp
1,Ep2及び電磁比例減圧弁35,36に対する制御指令信号が
演算、生成される。Then, the command signal E s of the indicating device 39 and the drive detectors 66 and 67
Detection signals ESdR and ESdL of the differential pressure detectors 60 and 42
p1 and Edp2 are input to the controller 70, and based on these signals, a control command signal Ep for the electromagnetic proportional pressure reducing valves 31b and 63b.
The control command signals for 1, Ep2 and the electromagnetic proportional pressure reducing valves 35, 36 are calculated and generated.
指示装置39の構成及び指令信号Esから増分ΔＥを演算
する手順は第１の実施例と同じであるが、本実施例で
は、増分ΔＥは主ポンプ20の斜板20aの傾転速度目標値
に対応し、コントローラ70において吐出量制御装置31の
電磁比例減圧弁31bに対する制御指令信号Ｅp1を求める
のに使用される。The procedure for calculating the increment ΔE from the configuration and command signals E s of the indicating device 39 is the same as the first embodiment, in this embodiment, the tilting speed target value of the swash plate 20a of the increment ΔE is the main pump 20 The controller 70 is used to obtain a control command signal Ep1 for the electromagnetic proportional pressure reducing valve 31b of the discharge amount control device 31 in the controller 70.
コントローラ70で行われる演算内容を第11図のフロー
チャートで示す。本フローチャートは吐出量制御装置3
1,63の電磁比例減圧弁31b,63bに対する制御指令信号Ｅp
1,EP2の演算手順を示すものである。The contents of calculations performed by the controller 70 are shown in the flowchart of FIG. This flowchart shows the discharge amount control device 3.
Control command signal Ep for 1,63 electromagnetic proportional pressure reducing valves 31b, 63b
This shows the calculation procedure of 1, EP2.
まず、ステップS40において指令信号Es、駆動検出信
号ＥSdR,ESdL、差圧検出信号Ｅdp1,Edp2を読み込む。次
いで、ステップ41において、駆動検出器66,67の検出信
号ＥSdR,ESdLがあるかどうか、即ち、旋回モータ21の駆
動が指令されているかどうかが判断され、検出信号ＥSd
R,ESdLがないと判断された場合、即ち、旋回モータ21の
駆動が指令されていない場合、ステップS42に進む。ス
テップS42においては、差圧検出器42からの検出信号Ｅd
p2に基づいて主ポンプ20,60のロードセンシング制御の
ための制御指令信号Ｅp1,Ep2が演算される。この求め方
は、一例として、第12図に示すようなロードセンシング
差圧ΔＰLSと制御指令信号Ｅp1,Ep2との関数関係を予め
記憶しておき、この関数関係から検出信号Ｅdp2が示す
差圧ΔＰLSに対応する制御指令信号を求める。第12図
中、ΔＰLS0は目標差圧である。次いで、ステップS43に
進み、次回の制御サイクルでの演算のためＥp1-1＝Ｅp1
と置く。First, in step S40, the command signal E s , the drive detection signals ESdR, ESdL, and the differential pressure detection signals Edp1, Edp2 are read. Next, in step 41, it is determined whether or not the detection signals ESdR, ESdL of the drive detectors 66, 67 exist, that is, whether or not the driving of the swing motor 21 is commanded.
When it is determined that there is no R and ESdL, that is, when the driving of the swing motor 21 is not commanded, the process proceeds to step S42. In step S42, the detection signal Ed from the differential pressure detector 42
Control command signals Ep1 and Ep2 for load sensing control of the main pumps 20 and 60 are calculated based on p2. For example, as a method of obtaining the differential pressure ΔPLS indicated by the detection signal Edp2, the functional relationship between the load sensing differential pressure ΔPLS and the control command signals Ep1 and Ep2 as shown in FIG. Is obtained. In FIG. 12, ΔPLS0 is a target differential pressure. Then, the process proceeds to a step S43, where Ep1-1 = Ep1 for calculation in the next control cycle.
And put.
ステップS41で検出信号ＥSdR,ESdLがあると判断され
た場合、即ち、旋回モータ21の駆動が指令されている場
合、ステップS44に進み、電磁開閉弁65及び旋回負荷圧
力切換弁68に駆動信号Ｅdを出力し、これら弁をそれぞ
れ図示の位置から切り換える。When it is determined in step S41 that the detection signals ESdR and ESdL are present, that is, when the driving of the swing motor 21 is commanded, the process proceeds to step S44, where the drive signal Ed is transmitted to the electromagnetic on-off valve 65 and the swing load pressure switching valve 68. And switches these valves from the positions shown in the figure.
次いで、ステップS45に進み、差圧検出器42からの検
出信号Ｅdp2に基づき主ポンプ60のロードセンシング制
御のための制御指令信号Ｅp2を演算する。この求め方は
ステップS42と同様、第12図に示す差圧ΔＰLSと制御指
令信号Ｅdp2との関数関係を用いて行う。更に、ステッ
プS46に進み、第２の差圧検出器69からの検出信号Ｅdp1
に基づき主ポンプ20のロードセンシング制御のための制
御目標値Ｅp10を演算する。この求め方もステップS42と
同じであり、第12図に示すのと同様な差圧ΔＰLSと制御
目標値Ｅp10との関数関係から検出信号Ｅdp1の差圧ΔＰ
LSに対応する制御目標値Ｅp10を求める。Next, in step S45, a control command signal Ep2 for load sensing control of the main pump 60 is calculated based on the detection signal Edp2 from the differential pressure detector 42. This calculation is performed using the functional relationship between the differential pressure ΔPLS and the control command signal Edp2 shown in FIG. 12, as in step S42. Further, the process proceeds to step S46, where the detection signal Edp1 from the second differential pressure detector 69 is detected.
A control target value Ep10 for load sensing control of the main pump 20 is calculated based on This method is also the same as that in step S42. Based on the same functional relationship between the differential pressure ΔPLS and the control target value Ep10 as shown in FIG. 12, the differential pressure ΔP of the detection signal Edp1 is obtained.
A control target value Ep10 corresponding to LS is obtained.
次いで、ステップS47に進み、Ｅp10＞Ｅp1-1＋ΔＥか
どうかが判断される。ここで、Ｅp1-1は前回の制御サイ
クルで求めた制御指令信号であり、ΔＥは上述した指令
信号Esに基づいて演算された１サイクル当りの増分であ
る。したがって、ここでは結局、前回の制御指令信号Ｅ
p1-1に増分ΔＥを加算した値が制御指令目標値Ｅp10を
越えたかどうかが判断される。ここで、Ｅp1-1＋ΔＥが
Ｅp10を越えていないと判断されるとステップS48に進
み、Ｅp1＝Ｅp1-1＋ΔＥと置き、前回の制御指令信号Ｅ
p1-1に増分ΔＥを加算した値を制御指令信号Ｅp1とし、
Ｅp1-1＋ΔＥがＥp10を越えたと判断されるとステップS
49に進み、Ｅp1＝Ｅp10と置き、制御目標値ＥSL0が制御
指令信号Ｅp1とされる。そしてステップS50で、ステッ
プS43と同様、次回の制御サイクルでの演算のためＥp1-
1＝Ｅp1と置く。Then, the process proceeds to a step S47, and it is determined whether or not Ep10> Ep1-1 + ΔE. Here, Ep1-1 is a control command signal obtained in the preceding control cycle, Delta] E is the increment per cycle, which is calculated on the basis of a command signal E s described above. Therefore, here, the last control command signal E
It is determined whether the value obtained by adding the increment ΔE to p1-1 exceeds the control command target value Ep10. If it is determined that Ep1-1 + ΔE does not exceed Ep10, the process proceeds to step S48, where Ep1 = Ep1-1 + ΔE is set, and the previous control command signal E is set.
The value obtained by adding the increment ΔE to p1-1 is defined as a control command signal Ep1,
If it is determined that Ep1-1 + ΔE has exceeded Ep10, step S
The process proceeds to 49, where Ep1 = Ep10, and the control target value ESL0 is used as the control command signal Ep1. Then, in step S50, as in step S43, Ep1- for the operation in the next control cycle.
Put 1 = Ep1.
以上のようにして制御指令信号Ｅp1,Ep2を求めた後、
ステップS51に進み、制御指令信号Ｅp1,Ep2を吐出量制
御装置31,63の電磁比例減圧弁31b,63bに出力する。After obtaining the control command signals Ep1 and Ep2 as described above,
Proceeding to step S51, the control command signals Ep1, Ep2 are output to the electromagnetic proportional pressure reducing valves 31b, 63b of the discharge amount control devices 31, 63.
次に、以上のように構成した本実施例の動作を説明す
る。Next, the operation of the present embodiment configured as described above will be described.
まず、ブーム22の単独操作を考える。この場合、図示
しないブーム用の操作レバー装置を操作するとブーム用
の流量制御弁24が開き、２つの主ポンプ20,60からの圧
油が流量制御弁24を通ってブームシリンダ22に供給され
る。このとき、駆動検出器66,67からの検出信号ＥSdR,E
SdLはないので、コントローラ70においては、第11図フ
ローチャートのステップS41においてNOの判断がなさ
れ、ステップS42に進み、差圧検出器42からの検出信号
Ｅdp2に基づいて主ポンプ20,60のロードセンシング制御
のための制御指令信号Ｅp1,Ep2が演算され、吐出量制御
装置31,63の電磁比例減圧弁31b,63bに出力される。これ
により、主ポンプ20,60の吐出量は、吐出圧力がブーム
シリンダ22の負荷圧力よりも所定値ΔＰLSOだけ高くな
るように制御される。First, consider the single operation of the boom 22. In this case, operating a boom operating lever device (not shown) opens the boom flow control valve 24, and pressurized oil from the two main pumps 20, 60 is supplied to the boom cylinder 22 through the flow control valve 24. . At this time, the detection signals ESdR, E from the drive detectors 66,67
Since there is no SdL, the controller 70 makes a determination of NO in step S41 of the flowchart in FIG. 11, proceeds to step S42, and performs load sensing of the main pumps 20, 60 based on the detection signal Edp2 from the differential pressure detector 42. Control command signals Ep1 and Ep2 for control are calculated and output to the electromagnetic proportional pressure reducing valves 31b and 63b of the discharge amount control devices 31 and 63. Thus, the discharge amount of the main pumps 20, 60 is controlled such that the discharge pressure is higher than the load pressure of the boom cylinder 22 by the predetermined value ΔPLSO.
次に、旋回の単独操作を考える。この場合、旋回用の
操作レバー装置の操作に先立って、オペレータはまず指
令装置39を操作して、旋回モータ21に供給される圧油の
流量増加速度を設定する。即ち、指示装置39の操作によ
り所望のレベルの電気的な指令信号Esを出力する。コン
トローラ43においてはこの指令信号Esを受けて、前述し
たように指令信号Esに対応する１サイクル当りの増分Δ
Ｅ、即ち主ポンプ20の斜板20aの傾転速度目標値を演算
する。Next, consider a single operation of turning. In this case, prior to the operation of the turning operation lever device, the operator first operates the command device 39 to set the increasing speed of the flow rate of the pressure oil supplied to the turning motor 21. That it is, outputs an electrical command signal E s of the desired level by operation of the pointing device 39. The controller 43 receives this command signal E s, increments per cycle corresponding to the command signal E s as described above Δ
E, that is, a target value of the tilting speed of the swash plate 20a of the main pump 20 is calculated.
次いで、旋回用の操作レバー装置を操作し、流量制御
弁23を所望の開度に開け、圧油を流量制御弁23を通して
旋回モータ21に供給する。このとき、駆動検出器66,67
からの検出信号ＥSdR,ESdLのいずれかがあるので、コン
トローラ70においては、第11図フローチャートのステッ
プS41においてYESの判断がなされ、ステップS44におい
て、駆動信号Ｅdが電磁開閉弁65及び旋回負荷圧力切換
弁68に出力され、吐出管路27,61が分離され、かつ流量
制御弁23の負荷ラインとシャトル弁38とが分離される。
次いで、ステップS45において、差圧検出器42からの検
出信号Ｅdp2に基づき主ポンプ60のロードセンシング制
御のための制御指令信号Ｅp2が演算され、ステップS46
において、第２の差圧検出器69からの検出信号Ｅdp1に
基づき主ポンプ20のロードセンシング制御のための制御
目標値Ｅp10を演算する。更に、ステップS47〜S49に進
み、Ｅp1＝Ｅp10又はＥp1＝Ｅp1-1＋ΔＥが求められ
る。そして、ステップS45で求めた制御指令信号Ｅp2と
ステップS48又はS49で求めた制御指令信号Ｅp1が吐出量
制御装置31,63の電磁比例減圧弁31b,63bに出力される。
これにより、主ポンプ20の斜板20aは、増分ΔＥに相当
する速度で徐々に傾転角を増大し、これに伴って主ポン
プ20の吐出量は増分ΔＥに対応した速度で増大し、旋回
モータ21にはこれに対応した流量増加速度で圧油が供給
される。Next, the turning operation lever device is operated to open the flow control valve 23 to a desired opening degree, and pressurized oil is supplied to the turning motor 21 through the flow control valve 23. At this time, drive detectors 66 and 67
, The controller 70 makes a determination of YES in step S41 of the flowchart in FIG. 11, and in step S44, the drive signal Ed changes the solenoid on-off valve 65 and the turning load pressure switching. Output to the valve 68, the discharge lines 27 and 61 are separated, and the load line of the flow control valve 23 and the shuttle valve 38 are separated.
Next, in step S45, a control command signal Ep2 for load sensing control of the main pump 60 is calculated based on the detection signal Edp2 from the differential pressure detector 42, and in step S46.
, A control target value Ep10 for load sensing control of the main pump 20 is calculated based on the detection signal Edp1 from the second differential pressure detector 69. Further, the process proceeds to steps S47 to S49, and Ep1 = Ep10 or Ep1 = Ep1-1 + ΔE is obtained. Then, the control command signal Ep2 obtained in step S45 and the control command signal Ep1 obtained in step S48 or S49 are output to the electromagnetic proportional pressure reducing valves 31b, 63b of the discharge amount control devices 31, 63.
As a result, the swash plate 20a of the main pump 20 gradually increases the tilt angle at a speed corresponding to the increment ΔE, and accordingly, the discharge amount of the main pump 20 increases at a speed corresponding to the increment ΔE. The pressure oil is supplied to the motor 21 at a flow rate increasing speed corresponding to this.
ここで、旋回動作時の時間ｔと制御指令信号Ｅp1と指
令信号Es（増分ΔＥ）との関係を第13図に示す。旋回開
始後、制御指令信号Ｅp1は指令信号Esに対応した勾配で
増加する。その勾配は、指令信号Esに対応した勾配で増
加する。その勾配は、指令信号Es、即ち、増分ΔＥが大
きくなるにしたがって大きくなる。この勾配は、また、
主ポンプ20の斜板20aの傾転速度に対応し、更に、旋回
モータ21に供給される圧油の流量増加速度、即ち、旋回
モータ21の駆動加速度に対応する。そして、制御指令信
号Ｅp1は最終的には差圧信号Ｅdp1から求められる制御
目標値Ｅp10に一致するまで増大する。Here, shown in FIG. 13 the relationship between the time t during turning operation and control instruction signal Ep1 and the command signal E s (incremental Delta] E). After turning start control command signal Ep1 increases with a gradient corresponding to the command signal E s. Its slope increases with a gradient corresponding to the command signal E s. The gradient increases as the command signal E s , that is, the increment ΔE increases. This gradient also
This corresponds to the tilting speed of the swash plate 20a of the main pump 20, and further corresponds to the flow rate increasing speed of the pressure oil supplied to the turning motor 21, that is, the driving acceleration of the turning motor 21. Then, the control command signal Ep1 increases until it finally matches the control target value Ep10 obtained from the differential pressure signal Edp1.
一方、主ポンプ60においては、ブーム用の流量制御弁
24が開けられていないので、ブームシリンダ22の負荷圧
力は零であり、主ポンプ60吐出圧力が目標差圧ΔＰLS0
にほぼ一致するように最少の吐出量に制御されている。On the other hand, in the main pump 60, a flow control valve for the boom is used.
24 is not opened, the load pressure of the boom cylinder 22 is zero, and the discharge pressure of the main pump 60 is reduced to the target differential pressure ΔPLS0.
Is controlled to the minimum ejection amount so as to substantially match
次に、旋回とブームの複合操作、例えば土砂をトラッ
クに積込む作業をするときに行う旋回とブーム上げの複
合操作を考える。この場合は、主ポンプ20に対しては上
述した旋回の単独操作と同様の制御が行われ、旋回モー
タ21は同様に制御される。ブームシリンダ22に対して
は、図示しない操作レバー装置により流量制御弁24が開
かれると、この流量制御弁24を介して圧油がブームシリ
ンダ22に供給され、ブーム上げが行われる。このとき、
上述したように、第11図フローチャートのステップS45
において、差圧検出器42からの検出信号Ｅdp2に基づき
主ポンプ60のロードセンシング制御のための制御指令信
号Ｅp2が演算され、電磁比例減圧弁63bに出力されてい
るので、主ポンプ60の吐出量は、吐出圧力がブームシリ
ンダ22の負荷圧力よりも所定値ΔＰLS0だけ高くなるよ
うに制御され、ブームシリンダ22には流量制御弁24の開
度に応じた流量が供給される。Next, consider a combined operation of turning and boom, for example, a combined operation of turning and boom raising, which is performed when loading earth and sand on a truck. In this case, the same control as the above-described independent operation of the swing is performed on the main pump 20, and the swing motor 21 is similarly controlled. When the flow control valve 24 for the boom cylinder 22 is opened by an operation lever device (not shown), pressure oil is supplied to the boom cylinder 22 via the flow control valve 24, and the boom is raised. At this time,
As described above, step S45 in the flowchart in FIG.
, The control command signal Ep2 for load sensing control of the main pump 60 is calculated based on the detection signal Edp2 from the differential pressure detector 42, and is output to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 63b. Is controlled so that the discharge pressure becomes higher than the load pressure of the boom cylinder 22 by a predetermined value ΔPLS0, and the boom cylinder 22 is supplied with a flow rate according to the opening of the flow control valve 24.
以上のように、本実施例においては、指示装置39の操
作により旋回モータ21に供給される圧油の流量増加速度
を任意に設定できるので、旋回動作の開始時において、
旋回モータ21に供給されるこれを駆動する圧油の圧力、
即ち、駆動圧力を旋回用のリリーフ弁37のリリーフ圧力
以下とすることができ、リリーフ弁37からの圧油の流出
を抑制し、旋回加速に伴う動力損失を低減できる。As described above, in the present embodiment, the flow rate increase rate of the pressure oil supplied to the turning motor 21 can be arbitrarily set by operating the indicating device 39.
The pressure of the pressure oil that drives the swing motor 21 and drives it,
That is, the driving pressure can be made equal to or less than the relief pressure of the turning relief valve 37, the outflow of pressurized oil from the relief valve 37 can be suppressed, and the power loss associated with turning acceleration can be reduced.
また、旋回とブームの複合操作に際しては、２つの主
ポンプ20,60の吐出油が分離され、ブームシリンダ22に
は専用の主ポンプ60からの圧油が供給されるので、主ポ
ンプ60の吐出圧力は旋回モータ21の負荷圧力に影響され
ず低くすることができ、ブーム側の分流補償弁26での圧
力降下が少なくなり、更に動力損失が低減できる。In the combined operation of turning and boom, the discharge oil of the two main pumps 20 and 60 is separated, and the boom cylinder 22 is supplied with pressurized oil from the dedicated main pump 60. The pressure can be reduced without being affected by the load pressure of the swing motor 21, the pressure drop at the boom-side shunt compensation valve 26 is reduced, and the power loss can be further reduced.
また、旋回とブームの複合操作に際して、ブームシリ
ンダ22には専用の主ポンプ60から圧油が供給されるの
で、十分な流量を得ることができ、ブームシリンダ22の
駆動速度が大きくなり、旋回とブーム上げの複合操作に
おけるブーム上昇量を大きくとることができることか
ら、操作性を著しく改善することができる。In addition, in the combined operation of turning and boom, pressure oil is supplied to the boom cylinder 22 from the dedicated main pump 60, so that a sufficient flow rate can be obtained, the driving speed of the boom cylinder 22 increases, and Since the boom raising amount in the combined operation of raising the boom can be increased, the operability can be significantly improved.
第２の実施例の変形例 次に、第２の実施例の変形例を第14図により説明す
る。第14図において、第11図に示す処理手順のステップ
と同じステップには同じ符号を付してある。本実施例
は、第１の実施例の第９図に示す変形例に対応するもの
で、旋回モータ21に対する流量増加速度制御を旋回とブ
ーム上げの複合操作時のみに行うようにしたものであ
る。Next, a modified example of the second embodiment will be described with reference to FIG. 14, the same steps as those in the processing procedure shown in FIG. 11 are denoted by the same reference numerals. This embodiment corresponds to a modification shown in FIG. 9 of the first embodiment, in which the flow rate increasing speed control for the turning motor 21 is performed only during the combined operation of turning and boom raising. .
本実施例の油圧駆動装置においては、第10図に想像線
で示すように、図示しないブーム用操作レバー装置のパ
イロット弁から流量制御弁24の対向する駆動部のうち、
ブーム上げに対応する側の駆動部に接続されたパイロッ
トライン52に接続され、当該駆動部にパイロット圧力が
印加されたことを検出する駆動検出器53が更に設けら
れ、その検出信号ＥBがコントローラ70に出力される。In the hydraulic drive device of the present embodiment, as shown by imaginary lines in FIG. 10, of the drive units opposed to the flow control valve 24 from the pilot valve of the operating lever device for boom (not shown),
There is further provided a drive detector 53 connected to a pilot line 52 connected to the drive unit corresponding to the boom raising, which detects that pilot pressure has been applied to the drive unit. Is output to
コントローラ70においては、第14図に示すステップS4
0Aにおいて、指令信号Es、駆動検出信号ＥSdR,ESdL、差
圧検出信号Ｅdp1,Edp2に加えて、駆動検出器53からの駆
動検出信号ＥBを更に読み込み、ステップS52において駆
動検出信号ＥBが入力されたかどうかを判定し、これも
満足されたときに初めてステップS44以下の手順に進
み、制御指令信号Ｅp1,Ep2を求める。In the controller 70, step S4 shown in FIG.
At 0A, in addition to the command signal E s , the drive detection signals ESdR and ESdL, and the differential pressure detection signals Edp1 and Edp2, the drive detection signal EB from the drive detector 53 is further read, and the drive detection signal EB is input at step S52. It is determined whether or not the control command signals Ep1, Ep2 are obtained.
本実施例によれば、旋回とブーム上げの複合操作時の
みに旋回モータ21に供給される圧油の流量増加速度を制
御し、第２の実施例と同じ効果を得ることができると共
に、旋回の単独操作時には従来通り旋回モータ21を駆動
することができる。According to the present embodiment, it is possible to control the rate of increase in the flow rate of the pressure oil supplied to the turning motor 21 only during the combined operation of turning and boom raising, thereby obtaining the same effects as in the second embodiment, and During the single operation, the turning motor 21 can be driven as before.
本発明によれば、慣性負荷を駆動する第１のアクチュ
エータの駆動圧力をリリーフ圧力以下にできるので、第
１のアクチュエータに供給された圧油のリリーフ弁から
の流出を抑制し、動力損失を低減できる。また、第１の
アクチュエータと第２のアクチュエータの複合駆動にお
いて、第２のアクチュエータに係わる分流補償弁での圧
力降下を少なくでき、この部分での動力損失も低減でき
る。更に、第２のアクチュエータに供給される圧油の流
量を増加できるので、第１のアクチュエータに対する第
２のアクチュエータの移動量を大きくでき、操作性を大
きく改善できる。According to the present invention, since the driving pressure of the first actuator that drives the inertial load can be made equal to or lower than the relief pressure, the outflow of the pressure oil supplied to the first actuator from the relief valve is suppressed, and the power loss is reduced. it can. Further, in the combined driving of the first actuator and the second actuator, the pressure drop at the shunt compensating valve related to the second actuator can be reduced, and the power loss at this portion can also be reduced. Furthermore, since the flow rate of the pressure oil supplied to the second actuator can be increased, the amount of movement of the second actuator with respect to the first actuator can be increased, and the operability can be greatly improved.
【図面の簡単な説明】 第１図は本発明の第１の実施例による建設機械の油圧駆
動装置の全体構成を示す概略図であり、第２図は指示装
置の構成を示す概略図であり、第３図は指示装置の指令
信号Esに基づき増分ΔＥを求める演算手順を示すフロー
チャートであり、第４図は操作指令信号ＥSR,ESLを求め
る演算手順を示すフローチャートであり、第５図は操作
信号ＥSWと操作指令目標値ＥSL0との関数関係を示す図
であり、第６図は旋回開始時の時間ｔと操作指令信号Ｅ
SR,ESLとの関係を示す図であり、第７図は指示装置の他
の構成を示す概略図であり、第８図は第７図の指示装置
の指令信号Esから増分ΔＥを求める演算手順を示すフロ
ーチャートであり、第９図は第１の実施例の変形例によ
る操作指令信号ＥSR,ESLを求める演算手順を示すフロー
チャートであり、第10図は本発明の第２の実施例による
建設機械の油圧駆動装置の全体構成を示す概略図であ
り、第11図はこの実施例による制御指令信号Ｅp1,Ep2を
求める演算手順を示すフローチャートであり、第12図は
ロードセンシング差圧ΔＰLSと制御指令信号Ｅp1,Ep2又
は制御目標値Ｅp10との関数関係を示す図であり、第13
図は旋回開始時の時間ｔと制御指令信号Ｅp1との関係を
示す図であり、第14図は第２の実施例の変形例による制
御指令信号Ｅp1,Ep2を求める演算手順を示すフローチャ
ートである。 符号の説明 20…主ポンプ（第１の油圧ポンプ） 21…旋回モータ（第１のアクチュエータ） 22…ブームシリンダ（第２のアクチュエータ） 23…（第１の）流量制御弁 24…（第２の）流量制御弁 25…（第１の）分流補償弁 26…（第２の）分流補償弁 29…操作レバー装置 31…吐出量制御装置 39…指示装置 43…コントローラ（制御手段） 60…主ポンプ（第２の油圧ポンプ） 65…電磁開閉弁 66,67…駆動検出器 70…コントローラ（制御手段）BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a schematic diagram showing the overall configuration of a hydraulic drive device for a construction machine according to a first embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a schematic diagram showing the configuration of a pointing device. , FIG. 3 is a flowchart showing the operation procedure for obtaining the increment ΔE based on the command signal E s pointing device, Figure 4 is an operation command signal ESR, a flow chart showing the operation procedure for obtaining the ESL, Fig. 5 FIG. 6 is a diagram showing a functional relationship between an operation signal ESW and an operation command target value ESL0. FIG. 6 shows a time t at the start of turning and an operation command signal ESL0.
SR, is a diagram showing the relationship between the ESL, FIG. 7 is a schematic diagram showing another configuration of the indicating device, FIG. 8 is calculation for obtaining the increment ΔE from the command signal E s of the indicating device of Figure 7 FIG. 9 is a flowchart showing a procedure, and FIG. 9 is a flowchart showing a calculation procedure for obtaining operation command signals ESR and ESL according to a modified example of the first embodiment. FIG. 10 is a construction diagram according to a second embodiment of the present invention. FIG. 11 is a schematic diagram showing an overall configuration of a hydraulic drive device of a machine, FIG. 11 is a flowchart showing a calculation procedure for obtaining control command signals Ep1 and Ep2 according to this embodiment, and FIG. 12 is a diagram showing load sensing differential pressure ΔPLS and control. FIG. 13 is a diagram showing a functional relationship with command signals Ep1, Ep2 or a control target value Ep10;
FIG. 14 is a diagram showing a relationship between the time t at the start of turning and the control command signal Ep1, and FIG. 14 is a flowchart showing a calculation procedure for obtaining the control command signals Ep1 and Ep2 according to a modification of the second embodiment. . EXPLANATION OF SYMBOLS 20... Main pump (first hydraulic pump) 21... Swing motor (first actuator) 22 .boom cylinder (second actuator) 23... (First) flow control valve 24. ) Flow control valve 25 ... (first) shunt compensation valve 26 ... (second) shunt compensation valve 29 ... operating lever device 31 ... discharge amount control device 39 ... indicating device 43 ... controller (control means) 60 ... main pump (Second hydraulic pump) 65: solenoid on-off valve 66, 67: drive detector 70: controller (control means)
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭57−74442（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−43006（ＪＰ，Ａ) 特開 昭64−87901（ＪＰ，Ａ) 特開 昭64−6501（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F15B 11/00,11/16 E02F 9/22──────────────────────────────────────────────────続 き Continuation of the front page (56) References JP-A-57-74442 (JP, A) JP-A-63-43006 (JP, A) JP-A-64-87901 (JP, A) JP-A 64-64 6501 (JP, A) (58) Field surveyed (Int. Cl. 6 , DB name) F15B 11/00, 11/16 E02F 9/22
Claims (4)
れる圧油によって駆動される少なくとも第１及び第２の
油圧アクチュエータと、それぞれ操作手段からの操作信
号に応じて駆動され、前記第１及び第２のアクチュエー
タに供給される圧油の流れをそれぞれ制御する第１及び
第２の流量制御弁と、これら第１及び第２の流量制御弁
の前後差圧をそれぞれ制御する第１及び第２の分流補償
弁とを備え、前記第１のアクチュエータが慣性負荷を駆
動するアクチュエータであり、前記第２のアクチュエー
タが通常の負荷を駆動するアクチュエータである建設機
械の油圧駆動装置において、 前記第１のアクチュエータに供給される圧油の流量増加
速度を設定する指示手段と、 前記指示手段で設定された流量増加速度に基づいて前記
第１の流量制御弁の動作速度目標値を演算し、前記操作
手段の操作信号による第１の流量制御弁の駆動に際し
て、第１の流量制御弁をその動作速度が前記動作速度目
標以下となるよう制御する制御手段と を設けたことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。1. A hydraulic pump, at least first and second hydraulic actuators driven by pressure oil supplied from the hydraulic pump, and each of the first and second hydraulic actuators are driven in response to an operation signal from an operation means, and First and second flow control valves for controlling the flow of the pressure oil supplied to the second actuator, respectively, and first and second flow control valves for controlling a differential pressure across the first and second flow control valves, respectively. Wherein the first actuator is an actuator that drives an inertial load, and the second actuator is an actuator that drives a normal load. Instructing means for setting a flow rate increase rate of the pressure oil supplied to the actuator; and the first flow rate control based on the flow rate increase rate set by the instruction means. Control means for calculating an operation speed target value of the valve, and controlling the first flow control valve so that its operation speed becomes equal to or lower than the operation speed target when the first flow control valve is driven by an operation signal of the operation means; And a hydraulic drive device for a construction machine.
おいて、前記第２のアクチュエータの駆動を検出する検
出手段を更に設け、前記制御手段は、前記第１の流量制
御弁に係わる前記操作手段の操作信号が出力されかつ前
記検出手段により前記第２のアクチュエータの駆動が検
出されたときに、前記第１の流量制御弁の動作速度目標
値を演算し、その動作速度の制御を行うことを特徴とす
る建設機械の油圧駆動装置。2. The hydraulic drive system for a construction machine according to claim 1, further comprising a detection unit for detecting the drive of said second actuator, wherein said control unit is configured to control said operation related to said first flow control valve. Calculating an operating speed target value of the first flow control valve and controlling the operating speed when the operation signal of the means is output and the driving of the second actuator is detected by the detecting means; A hydraulic drive device for a construction machine.
ポンプと、前記第１の油圧ポンプから供給される圧油に
よって駆動される少なくとも第１及び第２の油圧アクチ
ュエータと、前記第１及び第２のアクチュエータに供給
される圧油の流れをそれぞれ制御する第１及び第２の流
量制御弁と、これら第１及び第２の流量制御弁の前後差
圧をそれぞれ制御する第１及び第２の分流補償弁と、前
記第１の油圧ポンプの吐出圧力と少なくとも前記第１の
アクチュエータの負荷圧力との差圧に応答して、第１の
油圧ポンプの吐出圧力が前記負荷圧力よりも所定値だけ
高くなるように第１の油圧ポンプの吐出量を制御する吐
出量制御手段とを備え、前記第１のアクチュエータが慣
性負荷を駆動するアクチュエータであり、前記第２のア
クチュエータが通常の負荷を駆動するアクチュエータで
ある建設機械の油圧駆動装置において、 前記第１の油圧ポンプとは別に前記第２のアクチュエー
タに圧油を供給可能とする第２の油圧ポンプと、 前記第１及び第２の油圧ポンプの吐出管路の連通を制御
する開閉手段と、 前記第１のアクチュエータの駆動を検出する第１の検出
手段と、 前記第１のアクチュエータに供給される圧油の流量増加
速度を設定する指示手段と、 前記第１の検出手段により前記第１のアクチュエータの
駆動が検出されたときに、前記指示手段で設定された流
量増加速度に基づいて前記第１の油圧ポンプの押しのけ
容積可変手段の動作速度目標値を演算し、前記吐出量制
御手段による前記第１の油圧ポンプの吐出量制御に際し
て前記押しのけ容積可変手段をその動作速度が前記動作
速度目標値に一致するよう制御すると共に、前記開閉手
段を遮断位置に切り換える制御手段と を設けたことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。3. A first hydraulic pump having displacement volume changing means, at least first and second hydraulic actuators driven by pressure oil supplied from the first hydraulic pump, and a first and a second hydraulic actuator. First and second flow control valves for controlling the flow of the pressure oil supplied to the second actuator, respectively, and first and second flow control valves for controlling the differential pressure across the first and second flow control valves, respectively. A branch pressure compensating valve, and in response to a differential pressure between a discharge pressure of the first hydraulic pump and at least a load pressure of the first actuator, a discharge pressure of the first hydraulic pump is set to a predetermined value higher than the load pressure. Discharge amount control means for controlling the discharge amount of the first hydraulic pump so as to be higher, wherein the first actuator is an actuator for driving an inertial load, and the second actuator is A hydraulic drive device for a construction machine, which is an actuator for driving a load, wherein a second hydraulic pump capable of supplying pressure oil to the second actuator separately from the first hydraulic pump; Opening / closing means for controlling communication of the discharge pipeline of the second hydraulic pump; first detecting means for detecting the drive of the first actuator; and a flow rate increase rate of the pressure oil supplied to the first actuator. Instructing means for setting; and when the driving of the first actuator is detected by the first detecting means, the displacement of the first hydraulic pump is changed based on the flow rate increasing speed set by the instructing means. Means for calculating the operation speed target value of the first hydraulic pump when the discharge amount control means controls the discharge amount of the first hydraulic pump. Control means for controlling the speed to be equal to the target speed value and switching the opening / closing means to a shut-off position.
おいて、前記第２のアクチュエータの駆動を検出する第
２の検出手段を更に設け、前記制御手段は、前記第１及
び第２の検出手段により前記第１及び第２のアクチュエ
ータの駆動が共に検出されたときに、前記押しのけ容積
可変手段の動作速度の制御及び前記開閉手段の遮断位置
への切り換えを行うことを特徴とする建設機械の油圧駆
動装置。4. The hydraulic drive system for a construction machine according to claim 3, further comprising a second detection unit for detecting the driving of said second actuator, wherein said control unit is configured to control said first and second detections. When the driving of both the first and second actuators is detected by the means, control of the operating speed of the displacement volume changing means and switching of the opening / closing means to the cutoff position are performed. Hydraulic drive.
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|---|---|---|---|
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- 1989-08-24 JP JP1218374A patent/JP2839567B2/en not_active Expired - Lifetime
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