JP3673003B2

JP3673003B2 - Control device for hydraulic drive machine

Info

Publication number: JP3673003B2
Application number: JP04155496A
Authority: JP
Inventors: 誠治鎌田
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 1996-02-28
Filing date: 1996-02-28
Publication date: 2005-07-20
Anticipated expiration: 2016-02-28
Also published as: JPH09229004A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ショベル、クレーン等の油圧駆動機械において、操作子の操作量に応じて油圧アクチュエータを駆動制御する制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、建設機械のような油圧駆動機械では、複数の操作レバーの操作量を示す駆動指令信号が、対応する複数の操作弁（流量制御弁）に加えられ、これら複数の操作弁の開口面積が上記駆動指令信号に応じて変化され、それによって、対応する複数の油圧アクチュエータが駆動されるという構成がとられる。つまり、複数の操作レバーが同時に操作されると、油圧ポンプの吐出圧油は、複数の圧油供給路上の複数の操作弁を介して複数の油圧アクチュエータに供給され、これら複数の油圧アクチュエータが同時に駆動される。
【０００３】
かかる構成において、複合操作時の油圧アクチュエータの駆動速度のいわゆる負荷依存性を解消する技術として、ロードセンシングシステムと呼ばれるものがある。
【０００４】
このシステムでは、油圧ポンプと流量制御弁との間、あるいは流量制御弁と油圧アクチュエータとの間に、圧力補償弁と呼ばれるバルブが設けられ、流量制御弁を通過する圧油の弁の前後における圧力の差圧が、いずれの駆動軸（建設機械では、ブーム、アーム等のことである）についても同一の値になるように補償するようにしている。つまり、油圧回路の一般公式である、
Ｑ＝ｃ・Ａ・√（ ΔＰ）
（ただし、Ｑは流量制御弁の絞りを通過する流量、ｃは流量定数、Ａは絞りの開口面積、ΔＰは絞りの前後差圧である）
において、差圧ΔＰが、各駆動軸について同一となるようにすることで、オペレータが指令する駆動指令値（開口面積Ａ）に比例した流量Ｑが得られるようにしている。
【０００５】
また、油圧ポンプの吐出圧が、操作中の油圧アクチュエータの負荷圧の最大値に、上記前後差圧が加算された圧力となるように、油圧ポンプの吐出圧の制御を行うようにしており、これによって複合操作時の各油圧アクチュエータの負荷圧の違いによる速度の変化（負荷圧依存性）が防止される。
【０００６】
一方、このシステムでは、バルブの構造が複雑となり、また油圧の安定性の悪さからハンチングを生じやすいという欠点があった。
【０００７】
そこで、この問題点を解決すべく、特公平６ー４１７６２号公報、特公平６ー４１７６４号公報では、上記圧力補償弁を使用しないでシステムを構成するようにしている。
【０００８】
すなわち、上記公報に記載されたものでは、上記油圧回路の一般公式、
Ｑ＝ｃ・Ａ・√（ ΔＰ）
を用いて、差圧ΔＰである場合に目標の流量Ｑを実現するための開口面積Ａを、
Ａ＝Ｑ/（ｃ・√（ ΔＰ））
なる関係式から逆算にて求めるようにしている。
【０００９】
このように各油圧アクチュエータにおいて異なる任意の差圧ΔＰに対して、それぞれ目標となる流量を得るために必要な開口面積を上記一般公式から逆計算することによって、複合操作時のアクチュエータ速度の負荷依存性を解消している。
【００１０】
また、圧力補償弁を使用しないで上記負荷依存性を解消できる別の方法として、特開平４ー３５１３０４号公報に開示されたものがある。
【００１１】
この公報に記載のものでは、流量制御弁の前後差圧が最小となっている駆動軸以外の軸の流量制御弁に対する駆動指令値（操作レバーの操作量）を、予め設定された差圧と、当該流量制御弁の前後差圧の検出値との比の平方根を補正係数として、補正している。これによって、前後差圧が大きい駆動軸（負荷が小さい駆動軸）ほど、弁開度（開口面積）が小さくなるように、補正される。
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】
上記特公平６ー４１７６２号公報、特公平６ー４１７６４号公報に記載のものでは、開口面積Ａを求める際に、前後差圧ΔＰによって割るという処理が必要となる。
【００１３】
しかし、油圧アクチュエータの複合操作中に煩雑に生じる油圧ポンプの流量飽和によって、油圧ポンプと油圧アクチュエータとの間の差圧ΔＰが０（ｋｇ/ｃｍ2）近辺の値となることは、しばしば起こり得る。このような状況下では、上記割り算が不可能になってしまうことがある。
【００１４】
また、零に近い数で割るという演算処理を要するため、その零に近い差圧を検出するための圧力検出器の検出誤差が、演算処理の精度、制御の精度に大きく影響する。このため、一定以上の精度を確保するためには、高精度の圧力検出器が必要となり、コストがかかるという問題があった。
【００１５】
さらに、油圧ポンプの吐出可能量から、各油圧アクチュエータに目標となる流量を配分できるかどうかを判断しているため、上記油圧ポンプの飽和時には各油圧アクチュエータでの目標流量を補正するという煩雑な処理も必要であった。
【００１６】
一方、特開平４ー３５１３０４号公報に記載のものでは、上記のものと同様に、前後差圧ΔＰが補正演算処理をするときに、分母になるため、零（零付近）を分母にすることを避けるために、前後差圧ΔＰが最小となる駆動軸では、かかる補正演算処理をしないような制御を行うようにしている。
【００１７】
しかし、そのために、前後差圧が最小となる駆動軸が切り替わった場合には、補正演算に基づく制御から通常の制御に切り替える必要があり、その切替りの
瞬間において油圧アクチュエータへの駆動指令値が不連続なものとなり、切替り毎にショックが発生するという問題があった。
【００１８】
さらに、この公報記載のものでは、油圧ポンプの制御については、油圧ポンプの吐出圧と、複数の油圧アクチュエータにおける最大の負荷圧との差圧（最小差圧）が、予め設定された差圧となるような、いわゆるポンプロードセンシング制御が不可欠であり、従来のロードセンシングシステムをそのまま電子化するという思想であり、差圧が小さくなったときの対策としては、制御を切るという解決手段によっていた。
【００１９】
本願発明は、こうした実状に鑑みてなされたものであり、上記従来技術の問題点をすべて解決することを解決課題とする。すなわち、圧力補償弁を用いない単純な油圧回路で済み、しかも低精度、安価な圧力検出器を使用することが可能であり、しかも、単純な制御によって常に制御の連続性を保持できオペレータや機械部品にショックを与えないで済み、しかも油圧ポンプの制御方式を限定することもなく、複合操作時における油圧アクチュエータの流量の負荷依存性を解消することを解決課題とするものである。
【００２０】
【課題を解決するための手段および効果】
そこで、本願発明の主たる発明では、油圧ポンプと、複数の操作子に対応して設けられた複数の油圧アクチュエータと、前記操作子の操作量に応じた流量の前記油圧ポンプの吐出圧油を、対応する油圧アクチュエータに供給する複数の操作弁とを有し、前記操作子の操作に応じて、前記油圧アクチュエータを駆動するようにした油圧駆動機械において、
前記操作弁に流入する圧油の圧力と当該操作弁から流出する圧油の圧力との差圧を、各操作弁毎に検出する差圧検出手段と、
前記差圧検出手段で検出された差圧のうちで最小の差圧を選択する最小差圧選択手段と、
前記操作弁の検出差圧と前記選択された最小差圧との比に基づき当該操作弁に対応する操作子の操作量を補正するための補正係数を、各操作子毎に演算する補正係数演算手段と、
前記補正係数演算手段で演算された補正係数によって、対応する操作子の操作量を補正する操作量補正手段と
を具えるようにしている。
【００２１】
すなわち、かかる構成によれば、操作弁の前後の検出差圧と、複数の操作弁の前後差圧の中から選択された最小差圧との比に基づき当該操作弁に対応する操作子の操作量を補正するための補正係数が、各操作子毎に演算される。そして、この演算された補正係数によって、対応する操作子の操作量が補正される。
【００２２】
この結果、前後差圧が大きくなるほど、つまり油圧アクチュエータの負荷が小さくなるほど、その操作弁に対する駆動指令値である操作量が低減され、その操作弁の開口面積は小さくなるので、油圧アクチュエータが軽負荷であるほど、その油圧アクチュエータに対する多大な流量の流れ込みが、より抑制されることになる。これによって、複合操作時の各油圧アクチュエータへの流量配分を、オペレータによって操作された各操作子の操作量の比の通りにすることができる。
【００２３】
より具体的にいえば、油圧回路の上記一般公式Ｑi＝ｃ・Ａi・√（ ΔＰi ）（ただし、ｉは第ｉ番目の油圧アクチュエータ、操作弁、操作子である）を用いて、開口面積Ａiを示す操作量（駆動指令値）を、補正係数Ｋi＝√（ΔＰmin/ΔＰi）で補正することになる。すると、操作弁ｉを流れ、油圧アクチュエータｉに供給される流量Ｑiは、Ｑi＝ｃ・Ａi・Ｋi・√（ ΔＰi ）＝ｃ・Ａi・√（ΔＰmin/ΔＰi）・√（ ΔＰi ）＝ｃ・Ａi・√（ΔＰmin）となり、ΔＰiの項が打ち消し合うことになる。なお、ここで、ΔＰminは、最小差圧である。
【００２４】
すなわち、第ｉ番目の油圧アクチュエータに供給される流量Ｑiは、どの油圧アクチュエータについても共通の最小差圧ΔＰminを基準にして、開口面積指令値Ａiの大きさのみによって決定されることになる。
【００２５】
ここで、圧力補償弁を使用する従来技術と本願発明とを比較してみると、本願発明では、従来のように、圧力補償弁を用いることなく、複合操作時における油圧アクチュエータの負荷依存性が解消されているのがわかる。つまり、圧力補償弁を用いない単純な油圧回路で済み、コストが低減される。
【００２６】
また、上記特公平６ー４１７６２号公報、特公平６ー４１７６４号公報に示される従来技術あるいは上記特開平４ー３５１３０４号公報に示される発明とを比較してみると、これら従来技術では、零ないしは零に近い差圧値ΔＰを分母とする除算を行う必要があり、この除算においては分母と分子の値が必ずしも同一の値になることはなく、また分子の値の方が分母の値よりもかなり大きな値をとる。このため、上記除算において「ゼロ割り」やオーバーフローが発生してしまい演算処理が不可能となり制御が不可能となる事態も起こり得る。これに対して本願発明では、最小差圧を、各操作弁の検出差圧ΔＰで除算する構成をとっているため、検出差圧である分母は最小差圧である分子よりも必ず大きくなるか一致することから上記除算において「ゼロ割り」やオーバーフローが発生してしまうことがなく演算処理が不可能となり制御が不可能となる事態は生じ得ない。
【００２７】
しかも、零に近い数で割るとき（検出差圧が最小差圧のとき）は、分子の方も同じ最小差圧となって必ず１になり、検出誤差中に含まれる誤差が相殺される。一方、最小差圧以外の検出差圧で割るときも、分子の最小差圧よりも分母の検出差圧の方が大きいため、検出誤差の影響が少なくて済む。つまり、差圧を正確に検出するための高精度な圧力検出器を要しないで済む。つまり、低精度、安価な圧力検出器を使用したとしても、一定以上の精度が確保されるため、コストが低減されるという効果が得られる。
【００２８】
しかも、本願発明では、従来技術のように、前後差圧が最小となる駆動軸が切り替わる毎に、補正演算に基づく制御から通常の制御に切り替えるようにしておらず、常に、最小差圧を、各操作弁の検出差圧ΔＰで除算する補正演算による制御を行うようにしているため、制御の切替りの瞬間において油圧アクチュエータへの駆動指令値が連続なものとなり、切替り毎にショックが発生するという従来の問題点が解決され、単純な制御によって常に制御の連続性を保持できオペレータや機械部品にショックを与えないで済むという効果が得られる。しかも、本願発明によれば、油圧ポンプの制御方式を何ら限定することもない。
【００２９】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明に係る油圧駆動機械の制御装置の実施の形態について説明する。
【００３０】
なお、この実施の形態では、油圧駆動機械として油圧ショベルのような建設機械を想定している。
【００３１】
図１は、油圧ショベルの制御装置の構成を示している。
【００３２】
同図に示すように、この装置は、図示せぬエンジンによって駆動され、制御部８から出力される駆動指令に応じて斜板傾転角が変化され、これによって吐出流量が変化される可変容量型の油圧ポンプ１と、２つの操作子としての操作レバー６、７にそれぞれ対応して設けられた２つの油圧アクチュエータとしての油圧シリンダ２、３と、油圧ポンプ１と上記油圧シリンダ２、３との間の２つの圧油供給路３１、３２にそれぞれ設けられ、制御部８から出力される駆動指令Ｓ1、Ｓ2に応じて、その開口面積が変化され、その変化された開口面積に応じた流量の圧油を、それぞれ対応する油圧シリンダ２、３に供給する２つの操作弁としての流量制御弁４、５と、上記操作レバー６、７の操作量Ｖ1、Ｖ2を、後述するように補正する等の処理を行い、この補正された操作量に応じた駆動指令信号Ｓ1、Ｓ2を、それぞれ対応する流量制御弁４、５に対して出力し、それに応じて、それぞれ対応する油圧シリンダ２、３を駆動制御する制御部８とから構成されている。
【００３３】
上記操作レバー６は、図示せぬ作業機であるブーム（油圧シリンダ２に接続されている）を駆動させるための電気レバーであり、オペレータが操作した量に比例した電気信号を出力するものであり、同様に操作レバー７は、図示せぬ作業機であるアーム（油圧シリンダ３に接続されている）を駆動させるための電気レバーであり、オペレータが操作した量に比例した電気信号を出力するものである。
【００３４】
上記圧油供給路３１、３２に分岐される圧油供給路３０上には、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpを検出する圧力センサ９が配設されている。
【００３５】
また、圧油供給路３１のうち、油圧シリンダ２のボトム室に連通する供給路上、同シリンダ２のヘッド室に連通する供給路上には、それぞれブームの負荷圧Ｐ1B、Ｐ1Hを検出する圧力センサ１０ａ、１０ｂが配設されている。
【００３６】
同様に、圧油供給路３２のうち、油圧シリンダ３のボトム室に連通する供給路上、同シリンダ３のヘッド室に連通する供給路上には、それぞれアームの負荷圧Ｐ2B、Ｐ2Hを検出する圧力センサ１1ａ、１1ｂが配設されている。
【００３７】
これら各圧力センサの検出信号は、上記操作レバー６、７の操作量を示す電気信号とともに、制御部８に入力され、図２に示される処理が実行される。
【００３８】
図２は、制御部８で行われる演算処理を説明するブロック図である。なお、この図２では、説明の便宜のため演算処理が各演算器で行われるものとして説明しているが、もちろん全てソフトウエアで処理するようにしてもよい。
【００３９】
いま、図２の矢印に示すように、操作レバー６がブーム用油圧シリンダ２を伸長させる方向に操作されており、操作レバー７がアーム用油圧シリンダ３を縮退させる方向に操作されている場合を想定する。
【００４０】
制御部８の差圧演算手段８ａには、操作レバー６、７の操作量Ｖ1、Ｖ2を示す信号、圧力センサ９、１０ａ、１０ｂ、１１ａ、１１ｂの各圧力検出信号Ｐp、Ｐ1B、Ｐ1H、Ｐ2B、Ｐ2Hが入力される。
【００４１】
そして、操作レバー６の方向（伸長方向）に応じて、Ｐ1B、Ｐ1Hの中から、Ｐ1B（油圧シリンダ２に圧油が流入する側であるボトム室側）が選択されて、ブーム用流量制御弁４の前後差圧ΔＰ1＝Ｐp−Ｐ1Bが演算される。一方、操作レバー７の方向（縮退方向）に応じて、Ｐ2B、Ｐ2Hの中から、Ｐ2H（油圧シリンダ３に圧油が流入する側であるヘッド室側）が選択されて、アーム用流量制御弁５の前後差圧ΔＰ2＝Ｐp−Ｐ2Hが演算される。
【００４２】
こうして、各前後差圧ΔＰ1、ΔＰ2が演算されると、これらのうちで最小の差圧ΔＰminが選択される。すなわち、ΔＰ1＞ΔＰ2の場合、ΔＰmin＝ΔＰ2となり、ΔＰ1＜ΔＰ2の場合は、ΔＰmin＝ΔＰ1となる。
【００４３】
こうして得られた各駆動軸毎の前後差圧ΔＰ1、ΔＰ2、最小差圧ΔＰminは、補正係数演算手段８ｂに入力される。
【００４４】
補正係数演算手段８ｂでは、ブーム用操作レバー６の操作量Ｖ1を補正するための補正係数Ｋ1を、Ｋ1＝√（ΔＰmin/ΔＰ1）と演算するとともに、アーム用操作レバー７の操作量Ｖ2を補正するための補正係数Ｋ2を、Ｋ2＝√（ΔＰmin/ΔＰ2）と演算する。
【００４５】
駆動指令値補正手段８ｃには、上記補正係数Ｋ1、Ｋ2が入力されるとともに、操作レバー６、７からの駆動指令値としての操作量Ｖ1、Ｖ2が入力される。
【００４６】
そこで、予め設定されている操作ストローク量（流量制御弁４のスプールストローク量）Ｖ1と、流量制御弁４のスプールの開口面積Ａ1との関係に基づき、現在の操作量Ｖ1に対応する開口面積Ａ1が求められる。同様にして、現在の操作量Ｖ2に対応する開口面積Ａ2が求められる。ここで、上記スプールストローク−開口面積の関係は、スプールの形状から一義的に定まるものである。
【００４７】
こうして得られた開口面積Ａ1、Ａ2に対して、上記求められた補正係数Ｋ1、Ｋ2がそれぞれ乗じられ、補正開口面積Ａ1’＝Ａ1・Ｋ1、Ａ2’＝Ａ2・Ｋ2が求められる。
【００４８】
さらに、予め設定された、上記スプールストローク−開口面積の逆の関係より、上記補正開口面積Ａ1’、Ａ2’に対応するスプールストローク量Ｓ1、Ｓ2が求められ、このスプールストローク量Ｓ1、Ｓ2を示す信号が、ブーム用流量制御弁４のメインスプールを駆動する電磁比例パイロット弁１２、アーム用流量制御弁５のメインスプールを駆動する電磁比例パイロット弁１３の各ソレノイドに対して加えられる。この結果、これらパイロット弁１２、１３から、各入力電気信号に比例するパイロット圧が、流量制御弁４、５に対してそれぞれ加えられ、流量制御弁４、５の各メインスプールが、上記補正開口面積Ａ1’Ａ2’になるように駆動される。
【００４９】
以上説明した実施の形態によれば、油圧シリンダの各室ごとに圧力センサを配設しているが、図３（ａ）に示すように、流量制御弁４、５のスプールストローク方向に応じて自動的に油圧シリンダ２、３へ流入する側の圧油の負荷圧を導く管路１４を設け、この管路１４上に、油圧シリンダ２、３に流入する側の圧油の負荷圧Ｐ1、Ｐ2を検出する圧力センサ１０ｃ、１１ｃを設けるようにしてもよい。このようにすることで圧力センサの数を減らすことができる。しかも、この場合には、図４（ａ）に示すように、制御部８の差圧演算手段８ａ’において、図２で必要であった、ボトム側の圧力Ｐ1B（Ｐ2B）と、ヘッド側の圧力Ｐ1H（Ｐ2H）とを選択するための構成を設けなくて済むという効果が得られる。
【００５０】
さらに、図３（ｂ）に示すように、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpと上記流入側負荷圧Ｐ1、Ｐ2との差圧ΔＰ1、ΔＰ2を直接検出する差圧センサ１０ｄ、１１ｄを設けるようにすれば、油圧ポンプ１用の圧力センサ９の配設をも省略することが可能となる。しかも、この場合には、図４（ｂ）に示すように、制御部８の差圧演算手段８ａ’’において、図４（ａ）で必要であった、ポンプ吐出圧Ｐpと、負荷圧Ｐ1（Ｐ2）と差圧ΔＰ1、ΔＰ2を演算するための構成を設けなくて済むという効果が得られる。
【００５１】
さらに、駆動指令値補正手段８ｃ’において、スプールの開口面積の制御を精度よく行いたい場合には、図５（ａ）に示すように、フィードバック制御系を構成してもよい。
【００５２】
すなわち、流量制御弁４、５に、スプールの実際のストローク量Ｓa1、Ｓa2を検出する直線ポテンショ、あるいは磁気式の移動量センサのごときストローク量センサ１５、１６が設けられ、この検出ストローク量Ｓa1、Ｓa2がフィードバック量とされ、駆動指令値Ｓ1、Ｓ2が目標値とされる。そして、この目標値と上記フィードバック量との誤差Ｓ1−Ｓa1、Ｓ2−Ｓa2がとられ、これら誤差に対してフィードバックゲインＧ1、Ｇ2を乗じたものが操作量として電磁比例パイロット弁１２、１３にそれぞれ出力される。このようにして、上記誤差Ｓ1−Ｓa1、Ｓ2−Ｓa2が零になるようなフィードバック制御がなされて、開口面積を目標の開口面積Ａ1’、Ａ2’に精度よく一致させることができる。
【００５３】
また、実ストローク量Ｓa1、Ｓa2を検出する別の方法として、図５（ｂ）に示すように構成してもよい。
【００５４】
すなわち、流量制御弁４、５のメインスプールでは、一端からパイロット圧がかかり、逆側にあるバネと釣り合う位置までストロークする。よって、この駆動指令値補正手段８ｃ’’では、実際のパイロット圧Ｐp1、Ｐp2をパイロット圧センサ１７、１８でそれぞれ検出し、これをバネ定数ｋ１、ｋ2でそれぞれ除算することでバネの変位量（Ｄ1/ｋ1）・Ｐp1、（Ｄ2/ｋ2）・Ｐp2（ただし、Ｄ1、Ｄ2はパイロットの受圧面積である。）を求め、これを実際のストローク量Ｓa1、Ｓa2としている。
【００５５】
以上説明した実施の形態では、流量制御弁４、５を通過する流量のうちで、油圧シリンダ２、３に流入する側の前後差圧を検出する場合について説明したが、流量制御弁４、５を通過する流量のうちで、油圧シリンダ２、３からタンクに流出する側における前後差圧を検出するようにしてもよい。
【００５６】
図６、図７は、タンクに流出する側の流量制御弁４、５の前後差圧を検出する場合の実施の形態の構成について示す図であり、上記図１、図２にそれぞれ対応する図である。
【００５７】
図６が図１と異なるのは、油圧ポンプ１用の圧力センサ９の代わりに、タンクに連通する管路に、タンク圧ＰTを検出する圧力センサ１９を備えている点である。
【００５８】
そして、図７の差圧演算手段８ａでは、操作レバー６の方向（伸長方向）に応じて、Ｐ1B、Ｐ1Hのうちで、Ｐ1H（タンクに流出する側であるヘッド室側）が選択されて、ブーム用流量制御弁４の前後差圧ΔＰ1＝Ｐ1H−ＰTが演算される。一方、操作レバー７の方向（縮退方向）に応じて、Ｐ2B、Ｐ2Hのうちで、Ｐ2B（タンクに流出する側であるボトム室側）が選択されて、アーム用流量制御弁５の前後差圧ΔＰ2＝Ｐ2B−ＰTが演算される。
【００５９】
なお、タンク圧ＰT≒０と考えてよい場合には、タンク圧を検出するための圧力センサ１９等の配設を省略することができる。
【００６０】
また、図３（ｂ）、図４（ｂ）と同様にして、図８（ａ）、図８（ｂ）に示すように、油圧シリンダ２、３よりタンクに流出する側の圧油の負荷圧Ｐ1、Ｐ2とタンク圧ＰT（≒０とする）との差圧ΔＰ1、ΔＰ2を直接検出する圧力センサ１０ｅ、１１ｅを設けるようにしてもよい。
【００６１】
また、以上の実施の形態では、操作レバー６、７が電気レバーであることを想定しているが、もちろん電気レバーの代わりに、従来の油圧式パイロットレバーを使用してもよい。
【００６２】
図９、図１０は、油圧式パイロットレバーを使用した場合の実施の形態の構成について示す図であり、上記図１、図２にそれぞれ対応する図である。
【００６３】
図９に示す油圧式パイロットレバー６、７からは、レバー操作量に比例したパイロット圧が電磁減圧弁２１、２２に対してそれぞれ出力され、これら電磁減圧弁２１、２２を介してパイロット圧が流量制御弁４、５にそれぞれ加えられる。
【００６４】
圧力センサ１０ｄ、１１ｄでは、ポンプ圧Ｐpと油圧シリンダ流入側の負荷圧Ｐ1、Ｐ2との差圧ΔＰ1、ΔＰ2がそれぞれ検出され、これら検出差圧ΔＰ１、ΔＰ2が制御部８にそれぞれ入力される。
【００６５】
一方、図１０の制御部８の差圧演算手段８ａでは、入力された検出差圧ΔＰ１、ΔＰ2の中から、最小差圧ΔＰmin が求められ、補正係数演算手段８ｂでは、各駆動軸毎の差圧と最小差圧の比の平方根√（ΔＰmin/ΔＰ1）、√（ΔＰmin/ΔＰ2）がそれぞれ求められ、これら求められた、０から１．０の値をとる補正係数Ｋ１、Ｋ２を示す信号が、駆動指令値補正手段８ｃである電磁減圧弁２１、２２に対して駆動指令値としてそれぞれ出力される。
【００６６】
電磁減圧弁２１、２２では、その入力される駆動指令値Ｋ1、Ｋ2が１．０の場合、油圧レバー６、７からのパイロット圧が減圧されないように弁が駆動され、さらに、入力される駆動指令値Ｋ1、Ｋ2が０に近ずくに従いパイロット圧が、より大きく減圧されるように駆動される。
【００６７】
このように、最小差圧に比べて、その駆動軸の差圧が大であるほど、つまり、√（ΔＰmin/ΔＰ1）、√（ΔＰmin/ΔＰ2）が小さくなるほど、上記電磁減圧弁２１、２２により、操作レバー６、７から出力されるパイロット圧が、より減じられることになり、流量制御弁４、５の開口面積が、より減じられるため、操作レバーの複合操作時に軽負荷アクチュエータへ多大な圧油の流入がなされることが防止される。
【００６８】
この図９、図１０に示される実施の形態では、パイロット圧に対する流量制御弁の開口面積特性を考慮していないため、図１、図２の構成のものに比較して、完全には圧力補償機能を発揮できない場合もあるが、油圧レバーによって操作される従来の建設機械に対して、圧力センサ、電磁弁、簡単な制御部を追加するだけで、疑似的ながらも圧力補償を実現できるというメリットがあり、コスト低減等が図られることとなる。
【００６９】
以上、可変容量型の油圧ポンプ１から吐出される圧油を、いかにして流量制御弁において、複数の操作レバーの操作量の比に応じて流量分配するかについて説明したが、つぎに、かかる圧力補償制御を行う際において、いかに可変容量型ポンプ１を制御するかについての実施の形態を、以下説明する。
【００７０】
油圧ポンプの制御方式の１つとして、いわゆるポジティブ制御が挙げられる。
【００７１】
このポジティブ制御方式は、オペレータによるレバー操作量を、油圧ポンプへのデマンドとして与える制御方式であり、図１１（ａ）、（ｂ）に示される。
【００７２】
すなわち、制御部８には、操作レバー６、７から操作量としての駆動指令値Ｖ1、Ｖ2が入力されるとともに、エンジン２３の実回転数を検出する回転センサ２４から回転数信号ＲＰＭが、また圧力センサ９からポンプ吐出圧信号Ｐｐが入力される。そして、図１１（ｂ）に示されるように、各駆動指令値Ｖ1、Ｖ2に対応する要求流量Ｑ1、Ｑ2が、駆動指令値−要求流量の関係を示す記憶テーブルより求められ、これらＱ1、Ｑ2を加算したものが総流量Ｑ12とされる。
【００７３】
ここで、油圧ポンプ１は、エンジン２３が現在出力している馬力を越える馬力を出力することができない。つまり、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpと吐出流量Ｑとの関係式であるＰ−Ｑ線図の等馬力カーブ上の最大値Ｑmax によって馬力の最大値が制限される。よって、上記要求総流量Ｑ12と上記最大値Ｑmax のうちで、小さい方が選択され、この選択された流量が油圧ポンプ１において吐出可能な流量Ｑとされる。
【００７４】
一方、ポンプの吐出量Ｑ（ｃｃ/ｍｉｎ）は、１回転当たりの押しのけ容積をｑ（ｃｃ/ｒｅｖ）とすると、Ｑ＝ｑ・ＲＰＭで表される。一方、Ｌを斜板位置（傾転角）、ｋを定数とすると、ｑ＝ｋ・Ｌという関係が成立するから、これら両関係式より、エンジン回転数がＰＲＭであった時に、上記吐出可能な吐出量Ｑを吐出させるためには、Ｌ＝Ｑ/（ｋ・ＲＰＭ）なる吐出指令（斜板位置指令）を、油圧ポンプ１に対して出力すればよいことになる。
【００７５】
これにより、オペレータによるレバー操作に応じた流量の圧油を、油圧ポンプ１から吐出させてやることが可能となり、吐出した圧油に対して前述した流量制御弁４、５による分流制御が行われることになる。
【００７６】
また、図１２（ａ）に示すように、タンクに連通する管路上にアンロード弁２５を設けるようにして、油圧ポンプ１の制御を安定して行わせることもできる。
【００７７】
この場合、操作レバー６、７の中立時には、油圧ポンプ１の最小吐出量がアンロード弁２５を介してタンクに全量流され、操作レバー６、７の操作量Ｖ1、Ｖ2が大きくなるに従い、アンロード弁２５からタンクに流れる流量が、より小さくなるようなアンロード指令値ｕをアンロード弁２５のソレノイドに加えるように、制御部８は、アンロード弁２５を制御する（図１２（ｂ）参照）。この結果、操作レバーの中立からの立ち上がり操作時における応答性が良好なものとなり、作業機の飛び出しを防ぐことができ、安定した油圧ポンプの制御が可能となる。
【００７８】
また、制御部８で得られた最小差圧ΔＰmin が極端に小、あるいはマイナスになった場合に、上記アンロード流量ｕを小とするような制御、あるいは油圧ポンプ１の吐出量Ｑを増加させる制御を加えることにより、最小差圧となった駆動軸での最低差圧を積極的に確保するようにしてもよい（図１２（ｂ）参照）。
【００７９】
さて、油圧ポンプ制御の別の方法として、ロードセンシング制御がある。
【００８０】
このロードセンシング制御は、油圧ポンプの吐出圧が、操作中の油圧アクチュエータの中で最大の負荷圧より所定値だけ高くなるように油圧ポンプの吐出量を制御するというものである。
【００８１】
図１３（ａ）、（ｂ）は、このロードセンシング制御が適用される実施の形態を示している。
【００８２】
すなわち、制御部８には、各流量制御弁４、５の前後差圧ΔＰ1、ΔＰ2が入力され、前述したように差圧演算手段８ａにおいて最小差圧ΔＰmin が求められる。そして、所定の目標差圧ΔＰｒ（例えば２０kg／cm2 ）と、上記最小差圧ΔＰminとの偏差ΔＰr−ΔＰminが求められ、この偏差に制御ゲインＧが乗じられたものを積分処理したものがポンプ斜板位置指令Ｌとされる。このようにして、従来のポンプロードセンシング制御を電気的に実現することが可能となる。
【００８３】
上記ロードセンシング制御では、可変容量型油圧ポンプ１によって、最小差圧ΔＰminを常に一定値ΔＰrに保持しようとしているが、オペレータが多大な流量を要求して油圧ポンプ１で、流量飽和が生じたような場合、所定の最小差圧を保持できなくなってしまうことがある。
【００８４】
しかし、このような状況でも、すでに説明したように、実際の最小差圧ΔＰminを検出して、その値を基準にして分流制御を行うようにしているので、常に、オペレータによるレバー操作の比の通りに分流が可能となる。つまり、電子圧力補償機能が完全に発揮される。
【００８５】
なお、以上説明した実施の形態では、油圧ショベルのような建設機械を想定して説明したが、もちろん任意の油圧駆動機械に適用可能である。また、ブーム、アームといった２つの作業機の制御に適用されることを想定したが、３以上の作業機に適用することも当然可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】図１は本発明に係る油圧駆動機械の制御装置の実施の形態の構成を示す図であって、流量制御弁で、油圧シリンダに流入する側の前後差圧を検出する場合の構成を示す図である。
【図２】図２は、図１に示す制御部の構成を示すブロック図である。
【図３】図３（ａ）、（ｂ）は、図１に示す圧力センサの他の構成例をそれぞれ示す図である。
【図４】図４（ａ）、（ｂ）は、図３（ａ）、（ｂ）にそれぞれ対応する制御部の構成例を示すブロック図である。
【図５】図５（ａ）、（ｂ）は、流量制御弁をフィードバック制御する場合の構成例をそれぞれ示すブロック図である。
【図６】図６は本発明に係る油圧駆動機械の制御装置の実施の形態の構成を示す図であって、流量制御弁で、タンクに流出する側の前後差圧を検出する場合の構成を示す図である。
【図７】図７は、図６に示す制御部の構成を示すブロック図である。
【図８】図８（ａ）、（ｂ）は、図６に示す圧力センサの他の構成例を示す図、及びこれに対応する制御部の構成例を示すブロック図である。
【図９】図９は本発明に係る油圧駆動機械の制御装置の実施の形態の構成を示す図であって、操作レバーを油圧式レバーとした場合の構成を示す図である。
【図１０】図１０は、図９に示す制御部の構成を示すブロック図である。
【図１１】図１１（ａ）、（ｂ）は、油圧ポンプの制御を説明するために用いた構成図である。
【図１２】図１２（ａ）、（ｂ）は、他の油圧ポンプの制御を説明するために用いた構成図である。
【図１３】図１３（ａ）、（ｂ）は、さらに、他の油圧ポンプの制御を説明するために用いた構成図である。
【符号の説明】
１可変容量型油圧ポンプ
２ブーム用油圧シリンダ
３アーム用油圧シリンダ
４ブーム用流量制御弁
５アーム用流量制御弁
６ブーム用操作レバー
７アーム用操作レバー
８制御部
９油圧ポンプ用圧力センサ
１０ａ、１０ｂブーム油圧シリンダ用圧力センサ
１１ａ、１１ｂアーム油圧シリンダ用圧力センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device that drives and controls a hydraulic actuator in accordance with an operation amount of an operator in a hydraulic drive machine such as a hydraulic excavator or a crane.
[0002]
[Prior art]
In general, in a hydraulic drive machine such as a construction machine, a drive command signal indicating an operation amount of a plurality of operation levers is applied to a plurality of corresponding operation valves (flow control valves), and an opening area of the plurality of operation valves is reduced. It changes according to the said drive command signal, and the structure by which a corresponding some hydraulic actuator is driven by it is taken. That is, when a plurality of operation levers are operated simultaneously, the discharge pressure oil of the hydraulic pump is supplied to a plurality of hydraulic actuators via a plurality of operation valves on a plurality of pressure oil supply paths, and the plurality of hydraulic actuators are simultaneously Driven.
[0003]
In such a configuration, a technique called a load sensing system is known as a technique for eliminating the so-called load dependency of the driving speed of the hydraulic actuator during combined operation.
[0004]
In this system, a valve called a pressure compensation valve is provided between the hydraulic pump and the flow control valve, or between the flow control valve and the hydraulic actuator, and the pressure before and after the pressure oil valve passing through the flow control valve is provided. The differential pressure is compensated so as to have the same value for any drive shaft (for a construction machine, such as a boom or an arm). In other words, it is a general formula for hydraulic circuits,
Q = c · A · √ (ΔP)
(Where Q is a flow rate passing through the throttle of the flow control valve, c is a flow rate constant, A is an opening area of the throttle, and ΔP is a differential pressure before and after the throttle)
In FIG. 5, the flow rate Q proportional to the drive command value (opening area A) commanded by the operator is obtained by making the differential pressure ΔP the same for each drive shaft.
[0005]
Further, the discharge pressure of the hydraulic pump is controlled so that the discharge pressure of the hydraulic pump becomes a pressure obtained by adding the differential pressure before and after the maximum value of the load pressure of the hydraulic actuator being operated. This prevents a change in speed (load pressure dependency) due to a difference in load pressure of each hydraulic actuator during combined operation.
[0006]
On the other hand, this system has the disadvantages that the valve structure is complicated and that hunting is likely to occur due to poor hydraulic stability.
[0007]
Therefore, in order to solve this problem, Japanese Patent Publication No. 6-41762 and Japanese Patent Publication No. 6-41764 configure the system without using the pressure compensation valve.
[0008]
That is, in what is described in the above publication, the general formula of the hydraulic circuit,
Q = c · A · √ (ΔP)
Is used to determine the opening area A for realizing the target flow rate Q when the pressure difference is ΔP,
A = Q / (c · √ (ΔP))
From the relational expression
[0009]
As described above, the opening area necessary to obtain the target flow rate for each different differential pressure ΔP in each hydraulic actuator is inversely calculated from the above general formula. The sex has been eliminated.
[0010]
Another method that can eliminate the load dependency without using a pressure compensation valve is disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 4-351304.
[0011]
In this publication, the drive command value (the operation amount of the operation lever) for the flow control valve of the shaft other than the drive shaft where the differential pressure before and after the flow control valve is minimum is set to a preset differential pressure. The square root of the ratio with the detected value of the differential pressure across the flow control valve is corrected as a correction coefficient. As a result, the valve opening degree (opening area) is corrected so as to become smaller as the drive shaft (drive shaft with a smaller load) having a larger differential pressure across the front and rear.
[0012]
[Problems to be solved by the invention]
In the above-mentioned Japanese Patent Publication Nos. 6-41762 and 6-41764, when the opening area A is obtained, a process of dividing by the front-rear differential pressure ΔP is required.
[0013]
However, it is often possible that the differential pressure ΔP between the hydraulic pump and the hydraulic actuator becomes a value in the vicinity of 0 (kg / cm 2) due to the flow rate saturation of the hydraulic pump that occurs complicatedly during the combined operation of the hydraulic actuator. Under such circumstances, the above division may not be possible.
[0014]
Further, since a calculation process of dividing by a number close to zero is required, the detection error of the pressure detector for detecting the pressure difference close to zero greatly affects the accuracy of the calculation process and the control accuracy. For this reason, in order to ensure the accuracy beyond a certain level, a high-precision pressure detector is required, and there is a problem that costs increase.
[0015]
Furthermore, since it is determined whether the target flow rate can be distributed to each hydraulic actuator from the dischargeable amount of the hydraulic pump, the complicated process of correcting the target flow rate at each hydraulic actuator when the hydraulic pump is saturated Was also necessary.
[0016]
On the other hand, in the device described in Japanese Patent Laid-Open No. 4-351304, similarly to the above, since the differential pressure ΔP becomes the denominator when performing the correction calculation process, zero (near zero) is used as the denominator. In order to avoid this, control is performed such that the correction calculation process is not performed on the drive shaft where the front-rear differential pressure ΔP is minimized.
[0017]
However, for this reason, when the drive shaft that minimizes the differential pressure across the shaft is switched, it is necessary to switch from control based on correction calculation to normal control.
At the moment, the drive command value to the hydraulic actuator becomes discontinuous, and there is a problem that a shock is generated at each switching.
[0018]
Further, in this publication, regarding the control of the hydraulic pump, the differential pressure (minimum differential pressure) between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure in the plurality of hydraulic actuators is set to a preset differential pressure. The so-called pump load sensing control as described above is indispensable, and the conventional load sensing system is an idea of digitizing as it is, and as a countermeasure when the differential pressure becomes small, a solution means that the control is cut off.
[0019]
This invention is made | formed in view of such a situation, and makes it a solution subject to solve all the problems of the said prior art. In other words, a simple hydraulic circuit that does not use a pressure compensation valve is sufficient, and it is possible to use a low-precision and inexpensive pressure detector. Moreover, the continuity of control can always be maintained by simple control, and an operator or machine It is an object of the present invention to solve the problem of eliminating the load dependency of the flow rate of the hydraulic actuator at the time of combined operation without giving shock to the parts and without limiting the control method of the hydraulic pump.
[0020]
[Means for solving the problems and effects]
Therefore, in the main invention of the present invention, the hydraulic pump, a plurality of hydraulic actuators provided corresponding to the plurality of operating elements, and the discharge pressure oil of the hydraulic pump at a flow rate according to the operation amount of the operating element, A hydraulic drive machine having a plurality of operation valves to be supplied to the corresponding hydraulic actuator, and configured to drive the hydraulic actuator according to the operation of the operation element;
Differential pressure detection means for detecting, for each operation valve, a differential pressure between the pressure oil pressure flowing into the operation valve and the pressure oil pressure flowing out from the operation valve;
Minimum differential pressure selection means for selecting the minimum differential pressure among the differential pressures detected by the differential pressure detection means;
Correction coefficient calculation that calculates a correction coefficient for correcting the operation amount of the operation element corresponding to the operation valve based on a ratio between the detected differential pressure of the operation valve and the selected minimum differential pressure for each operation element Means,
An operation amount correction unit that corrects an operation amount of a corresponding operator by the correction coefficient calculated by the correction coefficient calculation unit;
It is intended to have.
[0021]
That is, according to this configuration, the operation of the operation element corresponding to the operation valve is based on the ratio between the detected differential pressure before and after the operation valve and the minimum differential pressure selected from the front and rear differential pressures of the plurality of operation valves. A correction coefficient for correcting the amount is calculated for each operator. Then, the operation amount of the corresponding operator is corrected by the calculated correction coefficient.
[0022]
As a result, as the differential pressure increases and decreases, that is, the load on the hydraulic actuator decreases, the amount of operation that is the drive command value for the operating valve decreases, and the opening area of the operating valve decreases. The greater the flow rate, the more the flow of a large amount of flow into the hydraulic actuator is further suppressed. Thereby, the flow distribution to each hydraulic actuator at the time of the composite operation can be made in accordance with the ratio of the operation amount of each operator operated by the operator.
[0023]
More specifically, using the above general formula Qi = c · Ai · √ (ΔPi) of the hydraulic circuit (where i is the i-th hydraulic actuator, operation valve, and operator), the opening area Ai Is corrected with a correction coefficient Ki = √ (ΔPmin / ΔPi). Then, the flow rate Qi flowing through the operation valve i and supplied to the hydraulic actuator i is Qi = c · Ai · Ki · √ (ΔPi) = c · Ai · √ (ΔPmin / ΔPi) · √ (ΔPi) = c · Ai · √ (ΔPmin), and the terms of ΔPi cancel each other. Here, ΔPmin is the minimum differential pressure.
[0024]
That is, the flow rate Qi supplied to the i-th hydraulic actuator is determined only by the magnitude of the opening area command value Ai with reference to the minimum differential pressure ΔPmin common to all hydraulic actuators.
[0025]
Here, when comparing the prior art using the pressure compensation valve with the present invention, the present invention shows that the load dependence of the hydraulic actuator at the time of combined operation is reduced in the present invention without using the pressure compensation valve. You can see that it has been resolved. That is, a simple hydraulic circuit that does not use a pressure compensation valve is sufficient, and costs are reduced.
[0026]
Further, when comparing the prior art disclosed in the above Japanese Patent Publication No. 6-41762, the Japanese Patent Publication No. 6-41764, or the invention disclosed in the above Japanese Patent Laid-Open No. 4-351304, it is found that In addition, it is necessary to perform division using the differential pressure value ΔP close to zero as the denominator. In this division, the denominator and the numerator value are not necessarily the same value, and the numerator value is more than the denominator value. Takes a fairly large value. For this reason, there is a possibility that “division by zero” or overflow occurs in the above-mentioned division, which makes calculation processing impossible and control impossible. On the other hand, in the present invention, since the minimum differential pressure is divided by the detected differential pressure ΔP of each operation valve, is the denominator that is the detected differential pressure always greater than the numerator that is the minimum differential pressure? Since they coincide, there is no occurrence of “division by zero” or overflow in the above division, and there is no situation in which arithmetic processing becomes impossible and control becomes impossible.
[0027]
Moreover, when dividing by a number close to zero (when the detected differential pressure is the minimum differential pressure), the numerator is always the same minimum differential pressure and is always 1, and the error included in the detection error is canceled out. On the other hand, even when dividing by a detected differential pressure other than the minimum differential pressure, the detection differential pressure of the denominator is larger than the minimum differential pressure of the numerator, so that the influence of the detection error is small. That is, there is no need for a highly accurate pressure detector for accurately detecting the differential pressure. That is, even if a low-precision and inexpensive pressure detector is used, an accuracy of a certain level or more is ensured, so that an effect of reducing the cost can be obtained.
[0028]
In addition, in the present invention, as in the prior art, every time the drive shaft that minimizes the front-rear differential pressure is switched, the control based on the correction calculation is not switched to the normal control. Since control is performed by a correction calculation that divides by the detected differential pressure ΔP of each operation valve, the drive command value to the hydraulic actuator is continuous at the moment of control switching, and a shock occurs at each switching. This solves the conventional problem, and it is possible to always maintain the continuity of the control by simple control, and it is possible to obtain an effect that the operator and the machine parts do not need to be shocked. And according to this invention, the control system of a hydraulic pump is not limited at all.
[0029]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention will be described below with reference to the drawings.
[0030]
In this embodiment, a construction machine such as a hydraulic excavator is assumed as the hydraulic drive machine.
[0031]
FIG. 1 shows the configuration of a control device for a hydraulic excavator.
[0032]
As shown in the figure, this device is driven by an engine (not shown), and the swash plate tilt angle is changed in accordance with a drive command output from the control unit 8, thereby changing the discharge flow rate. Type hydraulic pump 1, hydraulic cylinders 2 and 3 as two hydraulic actuators provided corresponding to operation levers 6 and 7 as two operators, respectively, and hydraulic pump 1 and the hydraulic cylinders 2, 3 Are provided in the two pressure oil supply passages 31 and 32, respectively, and the opening area is changed according to the drive commands S1 and S2 output from the control unit 8, and the flow rate according to the changed opening area. As described later, the flow control valves 4 and 5 as the two operation valves for supplying the pressure oil to the corresponding hydraulic cylinders 2 and 3 and the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7 are corrected. Etc. The drive command signals S1 and S2 corresponding to the corrected operation amount are output to the corresponding flow control valves 4 and 5, respectively, and the corresponding hydraulic cylinders 2 and 3 are driven and controlled accordingly. Part 8.
[0033]
The operation lever 6 is an electric lever for driving a boom (connected to the hydraulic cylinder 2) which is a work machine (not shown), and outputs an electric signal proportional to the amount operated by the operator. Similarly, the operation lever 7 is an electric lever for driving an arm (connected to the hydraulic cylinder 3) which is a working machine (not shown), and outputs an electric signal proportional to the amount operated by the operator. It is.
[0034]
A pressure sensor 9 that detects the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 is disposed on the pressure oil supply path 30 that is branched into the pressure oil supply paths 31 and 32.
[0035]
In addition, pressure sensors 10a for detecting boom load pressures P1B and P1H are provided on the supply passage communicating with the bottom chamber of the hydraulic cylinder 2 and the supply passage communicating with the head chamber of the cylinder 2 in the pressure oil supply passage 31, respectively. 10b are arranged.
[0036]
Similarly, pressure sensors for detecting arm load pressures P2B and P2H are provided on the supply path communicating with the bottom chamber of the hydraulic cylinder 3 and the supply path communicating with the head chamber of the cylinder 3 in the pressure oil supply path 32, respectively. 11a and 11b are provided.
[0037]
The detection signals of these pressure sensors are input to the control unit 8 together with the electric signals indicating the operation amounts of the operation levers 6 and 7, and the processing shown in FIG. 2 is executed.
[0038]
FIG. 2 is a block diagram illustrating a calculation process performed by the control unit 8. In FIG. 2, for convenience of explanation, it is assumed that the arithmetic processing is performed by each arithmetic unit, but of course, all processing may be performed by software.
[0039]
Now, as shown by the arrow in FIG. 2, the operation lever 6 is operated in the direction in which the boom hydraulic cylinder 2 is extended, and the operation lever 7 is operated in the direction in which the arm hydraulic cylinder 3 is retracted. Suppose.
[0040]
The differential pressure calculation means 8a of the control unit 8 includes signals indicating the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7, pressure detection signals Pp, P1B, P1H and P2B of the pressure sensors 9, 10a, 10b, 11a and 11b. , P2H is input.
[0041]
Then, according to the direction of the operation lever 6 (extension direction), P1B (the bottom chamber side on the side where pressure oil flows into the hydraulic cylinder 2) is selected from P1B and P1H, and the boom flow control valve is selected. 4 differential pressure ΔP1 = Pp−P1B is calculated. On the other hand, P2H (the head chamber side on the side where pressure oil flows into the hydraulic cylinder 3) is selected from P2B and P2H according to the direction of the operation lever 7 (retraction direction), and the arm flow control valve The differential pressure ΔP2 = Pp−P2H of 5 is calculated.
[0042]
Thus, when each of the front-rear differential pressures ΔP1, ΔP2 is calculated, the smallest differential pressure ΔPmin is selected. That is, ΔPmin = ΔP2 when ΔP1> ΔP2, and ΔPmin = ΔP1 when ΔP1 <ΔP2.
[0043]
The thus obtained front-rear differential pressures ΔP1, ΔP2 and minimum differential pressure ΔPmin for each drive shaft are input to the correction coefficient calculation means 8b.
[0044]
In the correction coefficient calculation means 8b, a correction coefficient K1 for correcting the operation amount V1 of the boom operation lever 6 is calculated as K1 = √ (ΔPmin / ΔP1) and the operation amount V2 of the arm operation lever 7 is corrected. The correction coefficient K2 is calculated as K2 = √ (ΔPmin / ΔP2).
[0045]
The correction coefficients K1 and K2 are input to the drive command value correcting means 8c, and the operation amounts V1 and V2 as the drive command values from the operation levers 6 and 7 are input.
[0046]
Therefore, based on the relationship between the preset operation stroke amount (spool stroke amount of the flow control valve 4) V1 and the opening area A1 of the spool of the flow control valve 4, the opening area A1 corresponding to the current operation amount V1. Is required. Similarly, an opening area A2 corresponding to the current operation amount V2 is obtained. Here, the relationship between the spool stroke and the opening area is uniquely determined from the shape of the spool.
[0047]
The opening areas A1 and A2 thus obtained are multiplied by the obtained correction coefficients K1 and K2, respectively, to obtain corrected opening areas A1 ′ = A1 · K1 and A2 ′ = A2 · K2.
[0048]
Further, spool stroke amounts S1 and S2 corresponding to the corrected opening areas A1 ′ and A2 ′ are obtained from a reverse relationship of the spool stroke and the opening area set in advance, and the spool stroke amounts S1 and S2 are indicated. A signal is applied to each solenoid of the electromagnetic proportional pilot valve 12 that drives the main spool of the boom flow control valve 4 and the electromagnetic proportional pilot valve 13 that drives the main spool of the arm flow control valve 5. As a result, a pilot pressure proportional to each input electrical signal is applied from the pilot valves 12 and 13 to the flow control valves 4 and 5, respectively, and the main spools of the flow control valves 4 and 5 Driven to have an area A1'A2 '.
[0049]
According to the embodiment described above, the pressure sensor is arranged for each chamber of the hydraulic cylinder. However, as shown in FIG. 3A, according to the spool stroke direction of the flow control valves 4 and 5. A conduit 14 for automatically introducing the load pressure of the pressure oil flowing into the hydraulic cylinders 2 and 3 is provided, and the load pressure P1 of the pressure oil flowing into the hydraulic cylinders 2 and 3 is provided on the conduit 14. Pressure sensors 10c and 11c for detecting P2 may be provided. By doing so, the number of pressure sensors can be reduced. In addition, in this case, as shown in FIG. 4A, in the differential pressure calculation means 8a ′ of the control unit 8, the pressure P1B (P2B) on the bottom side, which is necessary in FIG. There is an effect that it is not necessary to provide a configuration for selecting the pressure P1H (P2H).
[0050]
Further, as shown in FIG. 3B, differential pressure sensors 10d and 11d for directly detecting differential pressures ΔP1 and ΔP2 between the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 and the inflow load pressures P1 and P2 are provided. In this case, the arrangement of the pressure sensor 9 for the hydraulic pump 1 can be omitted. In addition, in this case, as shown in FIG. 4 (b), in the differential pressure calculation means 8a '' of the control unit 8, the pump discharge pressure Pp and the load pressure P1 required in FIG. There is an effect that it is not necessary to provide a configuration for calculating (P2) and the differential pressures ΔP1 and ΔP2.
[0051]
Further, in the drive command value correcting means 8c ′, when it is desired to control the opening area of the spool with high accuracy, a feedback control system may be configured as shown in FIG.
[0052]
That is, the flow rate control valves 4 and 5 are provided with stroke amount sensors 15 and 16 such as linear potentiometers for detecting the actual stroke amounts Sa1 and Sa2 of the spool, or magnetic movement amount sensors. Sa2 is a feedback amount, and drive command values S1 and S2 are target values. Then, errors S1−Sa1 and S2−Sa2 between the target value and the feedback amount are taken, and those obtained by multiplying these errors by feedback gains G1 and G2 are manipulated to the electromagnetic proportional pilot valves 12 and 13, respectively. Is output. In this way, feedback control is performed so that the errors S1−Sa1 and S2−Sa2 become zero, and the opening area can be made to coincide with the target opening areas A1 ′ and A2 ′ with high accuracy.
[0053]
Further, as another method for detecting the actual stroke amounts Sa1 and Sa2, a configuration as shown in FIG.
[0054]
That is, in the main spool of the flow control valves 4 and 5, pilot pressure is applied from one end, and the stroke moves to a position that balances with the spring on the opposite side. Therefore, in this drive command value correcting means 8c ″, the actual pilot pressures Pp1 and Pp2 are detected by the pilot pressure sensors 17 and 18, respectively, and divided by the spring constants k1 and k2, respectively. D1 / k1) · Pp1, (D2 / k2) · Pp2 (where D1 and D2 are pressure receiving areas of the pilot) are obtained and used as actual stroke amounts Sa1 and Sa2.
[0055]
In the above-described embodiment, the case where the front-rear differential pressure on the side flowing into the hydraulic cylinders 2 and 3 among the flow rates passing through the flow control valves 4 and 5 is described. Among the flow rates passing through the cylinder, the front-rear differential pressure on the side flowing out from the hydraulic cylinders 2 and 3 to the tank may be detected.
[0056]
FIGS. 6 and 7 are diagrams showing the configuration of the embodiment in the case of detecting the differential pressure across the flow control valves 4 and 5 on the side flowing into the tank, corresponding to FIGS. 1 and 2, respectively. It is.
[0057]
FIG. 6 differs from FIG. 1 in that a pressure sensor 19 for detecting the tank pressure PT is provided in a pipeline communicating with the tank, instead of the pressure sensor 9 for the hydraulic pump 1.
[0058]
Then, in the differential pressure calculation means 8a of FIG. 7, P1H (the head chamber side that flows out to the tank) is selected from P1B and P1H according to the direction (extension direction) of the operation lever 6. The front-rear differential pressure ΔP1 = P1H−PT of the boom flow control valve 4 is calculated. On the other hand, P2B (bottom chamber side that flows out to the tank) is selected from P2B and P2H according to the direction of the operation lever 7 (retraction direction), and the differential pressure across the arm flow control valve 5 is determined. ΔP2 = P2B−PT is calculated.
[0059]
If it can be considered that the tank pressure PT≈0, the arrangement of the pressure sensor 19 and the like for detecting the tank pressure can be omitted.
[0060]
Similarly to FIGS. 3 (b) and 4 (b), as shown in FIGS. 8 (a) and 8 (b), the load of pressure oil flowing out from the hydraulic cylinders 2 and 3 to the tank is shown. Pressure sensors 10e and 11e for directly detecting differential pressures ΔP1 and ΔP2 between the pressures P1 and P2 and the tank pressure PT (≈0) may be provided.
[0061]
In the above embodiment, it is assumed that the operation levers 6 and 7 are electric levers. Of course, a conventional hydraulic pilot lever may be used instead of the electric lever.
[0062]
9 and 10 are diagrams showing the configuration of the embodiment in the case where a hydraulic pilot lever is used, and are diagrams corresponding to FIGS. 1 and 2, respectively.
[0063]
The pilot pressure proportional to the lever operation amount is output from the hydraulic pilot levers 6 and 7 shown in FIG. 9 to the electromagnetic pressure reducing valves 21 and 22, respectively, and the pilot pressure flows through these electromagnetic pressure reducing valves 21 and 22. Added to control valves 4 and 5, respectively.
[0064]
In the pressure sensors 10d and 11d, differential pressures ΔP1 and ΔP2 between the pump pressure Pp and the load pressures P1 and P2 on the hydraulic cylinder inflow side are detected, and these detected differential pressures ΔP1 and ΔP2 are input to the control unit 8, respectively.
[0065]
On the other hand, the differential pressure calculation means 8a of the control unit 8 in FIG. 10 obtains the minimum differential pressure ΔPmin from the input detected differential pressures ΔP1 and ΔP2, and the correction coefficient calculation means 8b calculates the difference for each drive shaft. Square roots √ (ΔPmin / ΔP1) and √ (ΔPmin / ΔP2) of the ratio of the pressure and the minimum differential pressure are respectively obtained, and signals indicating the obtained correction coefficients K1 and K2 having values from 0 to 1.0 are obtained. Are output as drive command values to the electromagnetic pressure reducing valves 21 and 22 as the drive command value correcting means 8c.
[0066]
In the electromagnetic pressure reducing valves 21 and 22, when the input drive command values K 1 and K 2 are 1.0, the valves are driven so that the pilot pressure from the hydraulic levers 6 and 7 is not reduced, and the input drive is input. As the command values K1 and K2 approach 0, the pilot pressure is driven to be greatly reduced.
[0067]
As described above, the electromagnetic pressure reducing valves 21 and 22 increase the differential pressure of the drive shaft as compared with the minimum differential pressure, that is, as √ (ΔPmin / ΔP1) and √ (ΔPmin / ΔP2) become smaller. Since the pilot pressure output from the operation levers 6 and 7 is further reduced and the opening area of the flow control valves 4 and 5 is further reduced, a large pressure is applied to the light load actuator during the combined operation of the operation levers. Inflow of oil is prevented.
[0068]
In the embodiment shown in FIGS. 9 and 10, since the opening area characteristics of the flow control valve with respect to the pilot pressure are not taken into consideration, the pressure compensation is completely compared with the configuration of FIGS. Although it may not be able to perform its function, it is possible to realize pressure compensation in spite of adding a pressure sensor, solenoid valve, and simple control unit to a conventional construction machine operated by a hydraulic lever. Therefore, cost reduction and the like are achieved.
[0069]
As described above, how to distribute the pressure oil discharged from the variable displacement hydraulic pump 1 according to the ratio of the operation amounts of the plurality of operation levers in the flow control valve has been described. An embodiment of how to control the variable displacement pump 1 when performing pressure compensation control will be described below.
[0070]
One control method of the hydraulic pump is so-called positive control.
[0071]
This positive control method is a control method in which the amount of lever operation by the operator is given as a demand to the hydraulic pump, and is shown in FIGS. 11 (a) and 11 (b).
[0072]
That is, the drive command values V1 and V2 as the operation amounts are input to the control unit 8 from the operation levers 6 and 7, and the rotation speed signal RPM from the rotation sensor 24 that detects the actual rotation speed of the engine 23 is A pump discharge pressure signal Pp is input from the pressure sensor 9. As shown in FIG. 11B, the required flow rates Q1 and Q2 corresponding to the drive command values V1 and V2 are obtained from the storage table indicating the relationship between the drive command value and the required flow rate, and these Q1 and Q2 Is the total flow rate Q12.
[0073]
Here, the hydraulic pump 1 cannot output horsepower that exceeds the horsepower currently output by the engine 23. That is, the maximum value of horsepower is limited by the maximum value Qmax on the equihorsepower curve of the PQ diagram which is a relational expression between the discharge pressure Pp and the discharge flow rate Q of the hydraulic pump 1. Therefore, the smaller one of the required total flow rate Q12 and the maximum value Qmax is selected, and the selected flow rate is set as the flow rate Q that can be discharged in the hydraulic pump 1.
[0074]
On the other hand, the discharge amount Q (cc / min) of the pump is expressed by Q = q · RPM, where q (cc / rev) is the displacement per rotation. On the other hand, when L is a swash plate position (tilt angle) and k is a constant, the relationship q = k · L is established. Therefore, when both engine speeds are PRM, the above discharge is possible. In order to discharge a proper discharge amount Q, a discharge command (swash plate position command) L = Q / (k · RPM) may be output to the hydraulic pump 1.
[0075]
Thereby, it becomes possible to discharge the pressure oil of the flow volume according to the lever operation by the operator from the hydraulic pump 1, and the flow dividing control by the flow control valves 4 and 5 described above is performed on the discharged pressure oil. It will be.
[0076]
Further, as shown in FIG. 12A, the unload valve 25 is provided on the pipe line communicating with the tank, so that the control of the hydraulic pump 1 can be performed stably.
[0077]
In this case, when the operation levers 6 and 7 are neutral, the minimum discharge amount of the hydraulic pump 1 is flown into the tank through the unload valve 25, and as the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7 increase, The control unit 8 controls the unload valve 25 so that an unload command value u that causes the flow rate flowing from the load valve 25 to the tank to become smaller is added to the solenoid of the unload valve 25 (FIG. 12B). reference). As a result, the responsiveness at the time of the rising operation from the neutral position of the operation lever is improved, the working machine can be prevented from popping out, and the hydraulic pump can be stably controlled.
[0078]
Further, when the minimum differential pressure ΔPmin obtained by the control unit 8 is extremely small or minus, the control for reducing the unload flow rate u or the discharge amount Q of the hydraulic pump 1 is increased. By applying control, the minimum differential pressure at the drive shaft that has reached the minimum differential pressure may be positively secured (see FIG. 12B).
[0079]
There is load sensing control as another method of hydraulic pump control.
[0080]
This load sensing control is to control the discharge amount of the hydraulic pump so that the discharge pressure of the hydraulic pump is higher by a predetermined value than the maximum load pressure in the hydraulic actuator being operated.
[0081]
FIGS. 13A and 13B show an embodiment to which this load sensing control is applied.
[0082]
That is, the differential pressures ΔP1 and ΔP2 of the flow control valves 4 and 5 are input to the control unit 8, and the minimum differential pressure ΔPmin is obtained in the differential pressure calculation means 8a as described above. Then, a deviation ΔPr−ΔPmin between a predetermined target differential pressure ΔPr (for example, 20 kg / cm 2) and the minimum differential pressure ΔPmin is obtained, and the product obtained by multiplying the deviation by the control gain G is integrated into the pump skew. The plate position command L is set. In this way, conventional pump load sensing control can be realized electrically.
[0083]
In the load sensing control, the variable differential hydraulic pump 1 always tries to keep the minimum differential pressure ΔPmin at a constant value ΔPr. However, the operator demands a large flow rate and the hydraulic pump 1 seems to have flow rate saturation. In such a case, the predetermined minimum differential pressure may not be maintained.
[0084]
However, even in such a situation, as described above, the actual minimum differential pressure ΔPmin is detected, and the diversion control is performed based on the detected value. A diversion is possible on the street. That is, the electronic pressure compensation function is fully exhibited.
[0085]
In the embodiment described above, a construction machine such as a hydraulic excavator has been assumed. However, the present invention can be applied to any hydraulic drive machine. Further, it is assumed that the present invention is applied to control of two work machines such as a boom and an arm, but it is naturally possible to apply to control of three or more work machines.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention, in the case where a flow rate control valve detects a differential pressure before and after flowing into a hydraulic cylinder. It is a figure which shows a structure.
FIG. 2 is a block diagram showing a configuration of a control unit shown in FIG.
FIGS. 3A and 3B are diagrams showing other examples of the configuration of the pressure sensor shown in FIG. 1, respectively.
FIGS. 4A and 4B are block diagrams illustrating a configuration example of a control unit corresponding to FIGS. 3A and 3B, respectively.
FIGS. 5A and 5B are block diagrams respectively showing a configuration example in the case of performing feedback control of a flow control valve.
FIG. 6 is a diagram showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention, and a configuration when a flow rate control valve detects a differential pressure before and after flowing out to a tank. FIG.
7 is a block diagram showing a configuration of a control unit shown in FIG. 6. FIG.
8A and 8B are diagrams showing another configuration example of the pressure sensor shown in FIG. 6 and a block diagram showing a configuration example of a control unit corresponding thereto.
FIG. 9 is a diagram showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention, and is a diagram showing a configuration when an operation lever is a hydraulic lever.
FIG. 10 is a block diagram illustrating a configuration of a control unit illustrated in FIG. 9;
FIGS. 11A and 11B are configuration diagrams used for explaining control of the hydraulic pump. FIG.
FIGS. 12A and 12B are configuration diagrams used to explain the control of another hydraulic pump. FIG.
FIGS. 13A and 13B are configuration diagrams used for further explaining the control of another hydraulic pump. FIG.
[Explanation of symbols]
1 Variable displacement hydraulic pump
2 Boom hydraulic cylinder
3 Hydraulic cylinder for arm
4 Boom flow control valve
5 Flow control valve for arm
6 Boom control lever
7 Arm control lever
8 Control unit
9 Pressure sensor for hydraulic pump
10a, 10b Boom hydraulic cylinder pressure sensor
11a, 11b Pressure sensor for arm hydraulic cylinder

Claims

A hydraulic pump, a plurality of hydraulic actuators provided corresponding to the plurality of operating elements, and a plurality of hydraulic pump discharge pressure oils at a flow rate corresponding to the operation amount of the operating elements to the corresponding hydraulic actuators In a hydraulic drive machine having an operation valve and configured to drive the hydraulic actuator according to the operation of the operation element,
Differential pressure detection means for detecting, for each operation valve, a differential pressure between the pressure oil pressure flowing into the operation valve and the pressure oil pressure flowing out from the operation valve;
Minimum differential pressure selection means for selecting the minimum differential pressure among the differential pressures detected by the differential pressure detection means;
Correction coefficient calculation that calculates a correction coefficient for correcting the operation amount of the operation element corresponding to the operation valve based on a ratio between the detected differential pressure of the operation valve and the selected minimum differential pressure for each operation element Means,
A control apparatus for a hydraulically driven machine, comprising: an operation amount correction unit that corrects an operation amount of a corresponding operation element by a correction coefficient calculated by the correction coefficient calculation unit.

2. The control device for a hydraulically driven machine according to claim 1, wherein the correction coefficient is represented by √ (ΔPmin / ΔPi) where ΔPmin is the minimum differential pressure and ΔPi is the detected differential pressure of the operation valve i.

2. The control of a hydraulic drive machine according to claim 1, wherein the differential pressure detecting means detects a differential pressure between pressures before and after a throttle on a side where pressure oil flows into the hydraulic actuator among throttles of the operation valve. apparatus.

2. The control of a hydraulic drive machine according to claim 1, wherein the differential pressure detecting means detects a differential pressure between pressures before and after a throttle on a side where pressure oil flows out from the hydraulic actuator among throttles of the operation valve. apparatus.

The operation valve supplies pressure oil having a flow rate corresponding to an opening area to the hydraulic actuator, and the operation element outputs an opening amount of the operation valve as an operation amount. 2. The control device for a hydraulically driven machine according to claim 1, wherein the amount correction means obtains a correction operation amount by multiplying the opening area as the operation amount of the operation element by the correction coefficient.

The operation valve has a spool drive amount corresponding to the corrected operation amount corrected by the operation amount correction means as a target value, and an actual drive amount of the spool as a feedback amount, and the drive amount is feedback-controlled. The control device for a hydraulically driven machine according to claim 1.