JP3723270B2

JP3723270B2 - Control device for hydraulic drive machine

Info

Publication number: JP3723270B2
Application number: JP04310196A
Authority: JP
Inventors: 誠治鎌田
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 1996-02-29
Filing date: 1996-02-29
Publication date: 2005-12-07
Anticipated expiration: 2016-02-29
Also published as: JPH09236101A

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】
しかし、上述したいずれの従来技術も、油圧アクチュエータの圧力補償特性が一義的に定まるものであり、状況に応じてこの圧力補償特性を変えることができない。このため、つぎのような要求を満たすことができないこととなっていた。
【００１３】
すなわち、圧力補償が必要な作業内容と必要でない作業内容について考えてみると、吊り作業や、法面の整正作業、仕上げ作業等といったレバー操作にファイコン性が要求される作業では、流量（アクチュエータ速度）の負荷依存性が作業効率に大きく影響することから、圧力補償が必要となることが多い。
【００１４】
一方、掘削後の放土作業や、アームをダンプして次の掘削点に刃先を戻す動作をするとき等は、オペレータとしては、フルレバーのラフな操作で「負荷なり」の動きをすることを望む。
【００１５】
このようなフルレバー操作中でも常に圧力補償をかけた場合、高負荷軸の操作レバーが少しでも操作されると、その瞬間に油圧ポンプの吐出圧は急上昇し、油圧ポンプの等馬力性能から定まる吐出可能流量が下がってしまうとともに、他の駆動軸へ流れる流量も増えてしまうことから、軽負荷側の油圧アクチュエータの速度が必要以上に落ちてしまうという問題が招来する。
【００１６】
むしろ、このようなフルレバー操作中は、操作レバーの操作量通りの分流制御よりも、軽負荷の作業機のスピートが要求されているわけで、「負荷なり」の分流、つまり圧力補償を弱めた制御が必要であると考えられる。
【００１７】
また、油圧ショベルの作業で頻繁に行われる動作として、地面を水平に均す「荒スキトリ」動作があるが、この動作のときも、オペレータとしては、ブーム上げ、アーム掘削のフル操作をもってバケットの刃先が概略地面を水平に移動することを要望している。ここで、もし圧力補償がなければ、ブームの上がり量が小さいため、バケットの刃先が概略水平に移動するのに対して、完全な圧力補償をかけた場合にはバケットの刃先の軌跡が円弧状に大きく持ち上がってしまうという問題が生じていた。
【００１８】
すなわち、圧力補償機能を一義的に発揮させた場合には、ファイコン操作時には、気を使わずに、操作レバーによる操作通りの複合操作が容易に行える反面、複合フルレバー操作時には、従来のラフな操作での「負荷なり」のスピーディな作業が行えないという問題があった。
【００１９】
本発明は、こうした実状に鑑みてなされたものであり、操作レバーの操作状態や負荷圧に応じて、油圧アクチュエータの圧力補償特性を、変更し得るようにして、レバー操作性を向上させ、もって作業効率を向上させ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に応じて前記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、
前記操作子の操作量に応じて、前記補正係数の下限値を、各操作子毎に設定する設定手段と、
前記補正係数演算手段で演算された補正係数が、前記設定された下限値を超えないように、当該下限が制限された補正係数を用いて、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、操作子の操作量に応じて、補正係数の下限値が、各操作子毎に設定され、検出差圧に応じて得られた補正係数が、上記設定された下限値を超えないようにされ、当該下限が制限された補正係数を用いて、対応する操作子の操作量が補正される。
【００２２】
この結果、たとえば、ファイコン操作時のように操作子（操作レバー）の操作量が小さいときには、下限値によって補正係数が制限されることなく、圧力補償機能は、十分に発揮される。また、レバー操作量が大きくなるにしたがって下限値によって補正係数の下限が、より制限され、圧力補償機能が、より緩められる。
【００２３】
このため、ファイコン操作時には、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、ファイコン操作時の操作性が向上し、これに伴って作業効率が向上する。
【００２４】
一方、フルレバー操作中は、ファイコン操作時とは異なり、圧力補償機能は弱められ、軽負荷の油圧アクチュエータに対する多大な流量の流れ込みは、抑制されなくなる。つまり、フルレバー操作時には、操作レバーの操作量通りの分流制御よりも、軽負荷の作業機のスピートが要求されているので、この要求に適合した制御を行うようにすることで、フルレバー操作時の操作性を向上させ、これに伴って作業効率を向上させるようにしている。
【００２５】
また、上記補正係数の制限は、レバー操作状態に応じてばかりでなく、作業機の負荷に応じて行うようにしてもよい。これによって、オペレータとしては、現在の作業内容に最適な圧力補償特性をもって、常に操作性よく操作レバーを操作できるようになり、作業効率が飛躍的に向上することとなる。
【００２６】
【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。
【００２７】
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。
【００２８】
図１は、油圧ショベルの制御装置の構成を示している。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
上記制御の内容を、油圧回路の一般公式Ｑi＝ｃ・Ａi・√（ ΔＰi ）（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、ｉは第ｉ番目の油圧シリンダ、流量制御弁、操作レバーである）を用いて、説明する。
【００４７】
すなわち、開口面積Ａiを示す操作量（駆動指令値）を、補正係数Ｋi＝√（ΔＰmin/ΔＰi）で補正するということは、流量制御弁ｉを流れ、油圧シリンダｉに供給される流量Ｑiが、Ｑi＝ｃ・Ａi・Ｋi・√（ ΔＰi ）＝ｃ・Ａi・√（ΔＰmin/ΔＰi）・√（ ΔＰi ）＝ｃ・Ａi・√（ΔＰmin）となることを意味しており、ΔＰiの項が打ち消し合っていることがわかる。
【００４８】
このように、第ｉ番目の油圧シリンダに供給される流量Ｑiは、どの油圧シリンダ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。これによって、複合操作時の各油圧シリンダへの流量配分を、オペレータによって操作された各操作レバーの操作量の比の通りにすることができ、ファイコン操作時等、複合レバー操作時の操作性が向上して作業効率が向上する。
【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】
差圧センサ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ＲＰＭ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】
つぎに、上記圧力補償機能を作業内容に応じて強めたり、弱めたり、圧力補償特性を状況に応じて変更することができる実施の形態について説明する。
【００８６】
まず、最初に、操作レバーの操作量に応じて圧力補償特性を変更する実施の形態について図１４（ａ）、（ｂ）を参照して説明する。なお、以下において前述したものと同一の符号は同一の機能を有しているので、適宜、重複した説明は省略することにする。
【００８７】
同図１４図（ａ）に示すように、制御部８には、操作レバー６、７の操作量Ｖ1、Ｖ2を示す信号、差圧センサ１０ｄ、１１ｄの検出差圧ΔＰ1 、ΔＰ2 を示す信号が入力され、図１４（ｂ）に示すように、補正係数演算手段８ｂと駆動指令値補正手段８ｃとの間に設けられた補正係数制限部８ｄにおいて、補正係数演算手段８ｂで演算された補正係数Ｋの下限を、レバー操作量に応じて制限する処理が実行される。
【００８８】
すなわち、補正係数制限部８ｄには、操作レバー６、７の操作量Ｖ1、Ｖ2が大きくなるにつれて、補正リミット値Ｋ1L、Ｋ2Lが０〜１．０の範囲で大きくなる関係を示す補正リミットテーブルが予め用意されている。そこで、現在の操作量Ｖ1、Ｖ2に対応する補正リミット値が、上記テーブルからそれぞれ読み出され、この読み出されたブームリミット値Ｋ1L、アームリミット値Ｋ2Lと、補正係数演算手段８ｂから出力されているブーム、アームの各補正係数Ｋ1、Ｋ2との大小比較がそれぞれ行われ、補正リミット値と補正係数のうちで大きい方が選択されて駆動指令値補正手段８ｃに出力される。
【００８９】
ブーム側を例にとると、上記補正リミット値Ｋ1Lは、レバーファイコン時（Ｖ1小の時）には、０近傍であるため、補正係数Ｋ1の方が大となり、補正係数Ｋ1が選択されるが、レバー操作量Ｖ1が大となるに従い、補正リミット値Ｋ1Lも大となるため、補正係数Ｋ1のとれる範囲が徐々に狭くなり、レバーフル操作時には、強制的に補正係数Ｋ1が１にされ、操作量Ｖ1を補正しない状態に切り替わっていく。
【００９０】
以上のようにして、ファイコン操作時には、圧力補償を十分に効かせ、フルレバー操作時には圧力補償を切る制御が、レバー操作量に比例して連続的に行われ、レバー操作性が、レバー操作量の大きさいかんにかかわらずに良好なものとなり、作業効率が向上することになる。
【００９１】
この種のレバー感応可変型圧力補償制御の別の実施の形態について、図１５を参照して説明する。
【００９２】
いま、油圧ポンプの制御方式が、ロードセンシング方式であり、油圧ポンプのの吐出圧が、最大負荷圧より所定の目標差圧ΔＰｒだけ高くなるように制御されている場合を想定する。この場合、最小差圧ΔＰmin を求めることなく、上記所定の目標差圧ΔＰｒから直接、補正係数Ｋ1、Ｋ2を求めることができる。
【００９３】
すなわち、図１５に示すように、差圧演算手段８ａで最小差圧ΔＰminを求めることなく、補正係数演算手段８ｂにおいて各軸差圧ΔＰ1 、ΔＰ2 と所定の目標差圧ΔＰｒとの比から、各補正係数Ｋ1、Ｋ2が直接、求められる。そして、前述した図１４と同じ補正係数制限部８ｄにおいて、補正係数演算手段８ｂで演算された補正係数Ｋ1、Ｋ2の下限が、レバー操作量Ｖ1、Ｖ2に応じて制限される。
【００９４】
以上のようにして、図１５のものでも図１４のものと同様に、ファイコン操作時には、圧力補償を十分に効かせ、フルレバー操作時には圧力補償を切る制御が、レバー操作量に比例して連続的に行われ、レバー操作性が、レバー操作量の大きさいかんにかかわらずに良好なものとなり、作業効率が向上するという効果が得られる。
【００９５】
また、こうしたレバー感応可変型圧力補償制御の別の実施の形態として図１６のように構成してもよい。
【００９６】
すなわち、同図１６では、図１４に示す補正リミットテーブルの代わりに、補正係数Ｋ1、Ｋ2を制限する補正リミット値ＫLを手動にて設定する設定器２６が設けられる。これによって、オペレータが作業内容に応じて、圧力補償の度合いを任意に選択することができる。
【００９７】
いま、設定器２６において補正リミット値ＫLを「０」側に設定した場合には、補正係数制限部８ｄでの大小比較の結果は、必ず補正係数演算手段８ｂから出力される補正係数Ｋ1、Ｋ2が優先されることになり、圧力補償が十分に働くことになるが、設定器２６において補正リミット値ＫLを「１」側に設定した場合は、補正係数演算手段８ｂから出力される補正係数Ｋ1、Ｋ2が１以下の値なので、大小比較の結果は必ず設定された値「１」となり、駆動指令値補正手段８ｃにおける開口面積の補正は行われない。すなわち、圧力補償が働かず、「負荷なり」の流量分配が行われることになる。
【００９８】
つぎに、特定の操作レバーのみを複合操作している場合にだけ、上記レバー感応可変型圧力補償制御を行うとする実施の形態について図１７を参照して説明する。
いま、ブーム、アーム、バケット、旋回の４つの油圧アクチュエータを具えており、各油圧アクチュエータに対応した各操作レバーからそれぞれ、操作量Ｖ1、Ｖ2、Ｖ3、Ｖ4が制御部８に対して出力されている場合を想定する。
【００９９】
そこで、ブームとアームの２軸が複合操作されているときのみ、ブームについてレバー感応可変型圧力補償制御が行われるものとする。
【０１００】
すなわち、補正係数制限部８ｄに入力された各操作レバー信号Ｖ1、Ｖ2、Ｖ3、Ｖ4に基づいて、各加算器にて、操作中の全操作レバーの操作量の和ΣＶが演算されるとともに、ブームとアームの２つの操作レバーの操作量の和Ｖ1＋Ｖ2が演算される。そして、これらの比がとられ、複合操作中の全レバー操作量に対するブームとアームの２つの操作レバーの操作量の和の割合ｃ＝（Ｖ1＋Ｖ2）/ΣＶが求められる。
【０１０１】
一方、上記求められる割合ｃと補正リミット値Ｋcとの関係を示す補正リミットテーブルが、予め用意されている。この補正リミットテーブルは、割合ｃが０の場合は出力Ｋcが１で、割合ｃが１に近づくにつれ、出力Ｋcが小さくなるという関係になっている。そこで、この補正リミットテーブルから出力される補正リミット値Ｋcと、図１４に示すのと同じようにしてブーム用操作レバーの操作量Ｖ1から求められるブームリミット値Ｋ1Lとが比較されて、これらのうちで大きい方が選択される。さらに、この選択されたものと、補正係数演算手段８ｂから出力される補正係数Ｋ1とが比較されて、このうちで大きい方が選択、出力される。
【０１０２】
上記構成によれば、ブーム、アーム以外の軸を同時に複合操作しているときは、割合ｃは１にならず小さな値をとることになるので、この結果、補正リミット値Ｋcは１に近い値をとることになる。さらに、１近傍の補正リミット値Ｋｃと、１以下である補正リミット値Ｋ1L、補正係数Ｋ1との大小比較がされ、一番大きな値が出力されることから、補正係数Ｋ1は最終的に１近傍に制限されることになり、この値を開口面積Ａに乗じて補正するので、圧力補償が効かない結果となる。
【０１０３】
一方、ブーム、アーム以外の軸を複合操作していない場合には、割合ｃは１となり、補正リミット値Ｋcは０近傍の値となる。このため、大小比較では、この補正リミット値Ｋｃは無視され、補正係数Ｋ1は、ブーム用操作レバーの操作に応じた補正リミット値Ｋ1Lによる制限を受ける。
【０１０４】
また、ブーム、あるいはアームの単独操作の場合には、補正リミット値Ｋcは０近傍となるが、補正係数演算手段８ｂにおいて、最小差圧ΔＰmin と自己の検出差圧ΔＰ1が一致するので、補正係数Ｋ1は１となり、補正リミット値Ｋc、Ｋ1Lによらずに、開口面積の補正は行われない。
【０１０５】
以上のように、ブームとアームの２軸が複合操作されているときのみ、ブームについてレバー感応可変型圧力補償制御が行われる。
【０１０６】
さて、圧力補償が必要な作業として、ある程度の負荷圧をかけながら、決められた軌跡を掘削していく掘削作業が考えられる。しかし、一方で、このような掘削動作中以外の作業状態では、燃費の向上の点、ラフ操作の容易さの点から、従来からの圧力補償なしの特性を要望するユーザ、オペレータもいる。
【０１０７】
このことから、可変型圧力補償をレバー感応型ではなく、負荷圧感応型にし、作業機に負荷がかかっている時のみ圧力補償をかける構成も考えられる。
【０１０８】
この種の負荷圧可変型圧力補償制御の実施の形態について図１８を参照して説明する。なお、ブームのみについてかかる制御を実施する場合を想定する。
【０１０９】
すなわち、同図１８に示すように、制御部８の補正係数制限部８ｄには、圧力センサ９ｃで検出されたブームの負荷圧Ｐ1が入力される。一方、補正係数制限部８ｄには、負荷圧Ｐ1が低くなるほど補正リミット値Ｋ1Lが１に近づき、負荷圧Ｐ1が高くなるに従い補正リミット値Ｋ1Lが０に近づくという負荷圧Ｐ1と補正リミット値Ｋ1Lとの関係を示すリミット値テーブルが設けられている。そこで、現在の負荷圧Ｐ1に対応する補正リミット値Ｋ1Lが補正リミット値テーブルから出力され、この出力された値と、補正係数演算手段８ｂから出力される補正係数Ｋ1との大小比較が行われて、そのうちで大きい方の値が選択され、駆動指令値補正手段８ｃに出力される。
【０１１０】
上記構成によれば、ブームの軽負荷時には、補正係数Ｋ1が１にされるため、圧力補償は効かなくなるが、ブームの負荷圧が、高くなるに従い徐々に圧力補償の度合いが高くなっていく。つまり、ある程度の負荷圧をかけながら、決められた軌跡を掘削していく掘削作業を行っているときには、圧力補償が十分に効くとともに、こうした掘削動作中以外の軽負荷の作業を行っているときには、圧力補償は効かなくなるので、上記掘削作業が効率よく行えるようになるとともに、軽負荷作業時における燃費向上、ラフ操作の容易化が図られる。
【０１１１】
以上、補正係数Ｋ1、Ｋ2のとれる範囲を制限する場合について説明したが、検出した差圧そのものを制限することでも、同様な可変型圧力補償制御を行うことができる。
【０１１２】
図１９は、レバー感応可変型圧力補償制御に適用した場合の実施の形態を示す図である。
【０１１３】
同図１９に示すように、制御部８の差圧演算手段８ｅは、検出差圧を制限する機能を含んだ差圧演算手段である。すなわち、この差圧演算手段８ｅには、操作量Ｖ1、Ｖ2が大きくなるに従い上限差圧ΔＰ1L、ΔＰ2Lが小さくなるという操作量Ｖ1、Ｖ2と上限差圧ΔＰ1L、ΔＰ2Lとの関係を示すリミット値テーブルが設けられている。そこで、現在の操作レバー信号Ｖ1、Ｖ2が入力され、それらに対応するブーム上限差圧ΔＰ1L、アーム上限差圧ΔＰ2Lが、上記リミット値テーブルから出力される。そして、これらブーム上限差圧ΔＰ1L、アーム上限差圧ΔＰ2Lと実際の検出差圧ΔＰ1 、ΔＰ2の各大小比較が行われ、そのうちで小さい方が検出差圧ΔＰ1 、ΔＰ2として選択、出力される。また、こうして得られたブーム、アーム毎の各最小差圧ΔＰ1 、ΔＰ2についても、大小比較が行われて、小さい方が最小差圧ΔＰminとして選択、出力される。
【０１１４】
以上の構成によれば、レバー操作量Ｖ1、Ｖ2が大きくなると検出差圧ΔＰ1 、ΔＰ2は上限差圧ΔＰ1L、ΔＰ2Lによって制限されることになる。このため、補正係数演算手段８ｂでは、補正係数Ｋ1、Ｋ2の分母となる各軸検出差圧ΔＰ1 、ΔＰ2が過小評価されることになり、補正係数Ｋ1、Ｋ2は、通常の圧力補償制御時よりも大きくなり、圧力補償が十分効かなくなる。すなわち、圧力補償の度合いが弱くなる。
【０１１５】
以上のように、この検出した差圧そのものを制限する実施の形態でも、補正係数Ｋ1、Ｋ2のとれる範囲を制限する実施の形態と同様に、同様なレバー感応可変型圧力補償制御を行うことが可能となる。
以上説明した可変型圧力補償制御の実施の形態において、リミット値テーブルに格納された制限値の変化パターンを、現在行われている作業の種類（作業モード）や、現在駆動されている作業機の組合せに応じて、異なったパターンに設定するようにしてもよい。これによって、あらゆる作業に対応することが可能となり、汎用性が向上する。
【０１１６】
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、主に、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。
【図１４】図１４（ａ）、（ｂ）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、圧力補償の度合いを可変する場合の構成を示す図である。
【図１５】図１５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、圧力補償の度合いを可変する場合の構成を示す図である。
【図１６】図１６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、圧力補償の度合いを可変する場合の構成を示す図である。
【図１７】図１７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、圧力補償の度合いを可変する場合の構成を示す図である。
【図１８】図１８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、圧力補償の度合いを可変する場合の構成を示す図である。
【図１９】図１９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、圧力補償の度合いを可変する場合の構成を示す図である。
【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]
However, in any of the conventional techniques described above, the pressure compensation characteristic of the hydraulic actuator is uniquely determined, and this pressure compensation characteristic cannot be changed depending on the situation. For this reason, the following requirements cannot be satisfied.
[0013]
In other words, when considering work contents that require pressure compensation and work contents that do not require pressure, in work that requires fine control for lever operation such as suspension work, slope adjustment work, and finishing work, the flow rate (actuator Since the load dependence of speed greatly affects the work efficiency, pressure compensation is often required.
[0014]
On the other hand, when performing earthmoving work after excavation, or when dumping an arm and returning the cutting edge to the next excavation point, the operator should perform a `` loading '' movement with rough operation of the full lever. I hope.
[0015]
When pressure compensation is always applied even during such full lever operation, the discharge pressure of the hydraulic pump suddenly rises at the moment when the operation lever of the high load shaft is operated even a little, and the discharge determined by the equal horsepower performance of the hydraulic pump is possible Since the flow rate decreases and the flow rate flowing to the other drive shafts also increases, there arises a problem that the speed of the hydraulic actuator on the light load side drops more than necessary.
[0016]
Rather, during such a full lever operation, the speed of the light load work machine is required rather than the diversion control according to the operation amount of the operation lever. Control is considered necessary.
[0017]
In addition, as an operation that is frequently performed in the operation of a hydraulic excavator, there is a “rough skit” operation that leveles the ground horizontally. It is desired that the cutting edge moves approximately horizontally on the ground. Here, if there is no pressure compensation, the amount of lift of the boom is small, so that the blade edge of the bucket moves approximately horizontally. On the other hand, when complete pressure compensation is applied, the locus of the bucket blade edge is arcuate. There was a problem that it was lifted greatly.
[0018]
In other words, when the pressure compensation function is unambiguously demonstrated, the complex operation can be easily performed as the operation of the control lever without using care when operating the fine control, while the conventional rough operation is performed when operating the complex full lever. There was a problem that the “loading” speedy work in could not be done.
[0019]
The present invention has been made in view of such a situation, and improves the lever operability by changing the pressure compensation characteristic of the hydraulic actuator according to the operation state and load pressure of the operation lever. The problem to be solved is to improve work efficiency.
[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;
Correction coefficient calculating means for calculating a correction coefficient for correcting the operation amount of the operating element according to the differential pressure detected by the differential pressure detecting means for each operating element;
Setting means for setting a lower limit value of the correction coefficient for each operator according to an operation amount of the operator;
An operation amount correction that corrects the operation amount of the corresponding operator using a correction coefficient with the lower limit limited so that the correction coefficient calculated by the correction coefficient calculation means does not exceed the set lower limit value. Means.
[0021]
That is, according to this configuration, the lower limit value of the correction coefficient is set for each operating element in accordance with the operation amount of the operating element, and the correction coefficient obtained in accordance with the detected differential pressure is set to the lower limit set above. The operation amount of the corresponding operator is corrected using a correction coefficient that is set so as not to exceed the value and whose lower limit is limited.
[0022]
As a result, for example, when the operation amount of the operation element (operation lever) is small as in the fine control operation, the pressure compensation function is sufficiently exhibited without the correction coefficient being limited by the lower limit value. Further, as the lever operation amount increases, the lower limit of the correction coefficient is further limited by the lower limit value, and the pressure compensation function is further relaxed.
[0023]
For this reason, during the fine control operation, the greater the front-back differential pressure, that is, the smaller the load on the hydraulic actuator, the smaller the operation amount, which is the drive command value for the operation valve, and the smaller the opening area of the operation valve. The lighter the actuator is, the more the flow of a large amount of flow into the hydraulic actuator is suppressed. As a result, the flow distribution to each hydraulic actuator at the time of composite operation can be made according to the ratio of the operation amount of each operator operated by the operator, and the operability at the time of fine control operation is improved. Work efficiency.
[0024]
On the other hand, during full lever operation, unlike the fine control operation, the pressure compensation function is weakened, and the flow of a large amount of flow into the light load hydraulic actuator is not suppressed. In other words, when operating the full lever, the speed of the lightly loaded work machine is required rather than the diversion control according to the amount of operation of the operating lever. The operability is improved, and the work efficiency is improved accordingly.
[0025]
Further, the correction coefficient may be limited not only according to the lever operation state but also according to the load of the work implement. As a result, the operator can operate the operation lever with good operability at all times with the optimum pressure compensation characteristic for the current work content, and the work efficiency is greatly improved.
[0026]
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.
[0027]
In this embodiment, a construction machine such as a hydraulic excavator is assumed as the hydraulic drive machine.
[0028]
FIG. 1 shows the configuration of a control device for a hydraulic excavator.
[0029]
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.
[0030]
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.
[0031]
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.
[0032]
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.
[0033]
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.
[0034]
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.
[0035]
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.
[0036]
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.
[0037]
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.
[0038]
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.
[0039]
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.
[0040]
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.
[0041]
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).
[0042]
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.
[0043]
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.
[0044]
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.
[0045]
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 '.
[0046]
The content of the above control is expressed by the general formula Qi = c · Ai · √ (ΔPi) of the hydraulic circuit (where Q is the flow rate passing through the throttle of the flow control valve, c is a flow rate constant, A is the opening area of the throttle, and ΔP is This will be described using the differential pressure before and after the throttle, i being the i-th hydraulic cylinder, flow control valve, and operating lever.
[0047]
That is, correcting the operation amount (drive command value) indicating the opening area Ai with the correction coefficient Ki = √ (ΔPmin / ΔPi) means that the flow rate Qi flowing through the flow control valve i and supplied to the hydraulic cylinder i is Qi = c · Ai · Ki · √ (ΔPi) = c · Ai · √ (ΔPmin / ΔPi) · √ (ΔPi) = c · Ai · √ (ΔPmin) It can be seen that are canceling each other.
[0048]
Thus, the flow rate Qi supplied to the i-th hydraulic cylinder 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 cylinders. . As a result, the flow distribution to each hydraulic cylinder at the time of compound operation can be made according to the ratio of the operation amount of each operation lever operated by the operator, and the operability at the time of compound lever operation such as at the fine control operation can be improved. Improve work efficiency.
[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 differential 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 respectively input to the control unit 8. .
[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, if L is a swash plate position (tilt angle) and k is a constant, the relationship q = k · L is established. From these two relational expressions, when the engine speed is RPM, 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]
Next, an embodiment will be described in which the pressure compensation function can be strengthened or weakened according to the work content, and the pressure compensation characteristic can be changed according to the situation.
[0086]
First, an embodiment in which the pressure compensation characteristic is changed according to the operation amount of the operation lever will be described with reference to FIGS. 14 (a) and 14 (b). In addition, since the same code | symbol as mentioned above has the same function below, the overlapping description is abbreviate | omitted suitably.
[0087]
As shown in FIG. 14A, the control unit 8 has signals indicating the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7, and signals indicating the detected differential pressures ΔP1 and ΔP2 of the differential pressure sensors 10d and 11d. As shown in FIG. 14B, the correction coefficient calculated by the correction coefficient calculation means 8b in the correction coefficient limiter 8d provided between the correction coefficient calculation means 8b and the drive command value correction means 8c. A process of limiting the lower limit of K according to the lever operation amount is executed.
[0088]
That is, the correction coefficient limiting unit 8d has a correction limit table indicating a relationship in which the correction limit values K1L and K2L increase in the range of 0 to 1.0 as the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7 increase. Prepared in advance. Accordingly, the correction limit values corresponding to the current operation amounts V1 and V2 are read from the table, respectively, and the read boom limit value K1L, arm limit value K2L, and the correction coefficient calculation means 8b are output. The boom and arm correction coefficients K1, K2 are respectively compared in magnitude, and the larger of the correction limit value and the correction coefficient is selected and output to the drive command value correction means 8c.
[0089]
Taking the boom side as an example, the correction limit value K1L is close to 0 at the time of lever fine control (when V1 is small), so the correction coefficient K1 is larger and the correction coefficient K1 is selected. As the lever operation amount V1 increases, the correction limit value K1L also increases. Therefore, the range in which the correction coefficient K1 can be taken is gradually narrowed. When the lever is fully operated, the correction coefficient K1 is forcibly set to 1, and the operation amount It switches to the state where V1 is not corrected.
[0090]
As described above, the control to turn off the pressure compensation sufficiently during the fine control operation and to turn off the pressure compensation during the full lever operation is continuously performed in proportion to the lever operation amount. It will be good regardless of size, and work efficiency will be improved.
[0091]
Another embodiment of this type of lever-sensitive variable pressure compensation control will be described with reference to FIG.
[0092]
Assume that the control method of the hydraulic pump is a load sensing method, and the discharge pressure of the hydraulic pump is controlled to be higher than the maximum load pressure by a predetermined target differential pressure ΔPr. In this case, the correction coefficients K1 and K2 can be obtained directly from the predetermined target differential pressure ΔPr without obtaining the minimum differential pressure ΔPmin.
[0093]
That is, as shown in FIG. 15, without calculating the minimum differential pressure ΔPmin by the differential pressure calculation means 8a, the correction coefficient calculation means 8b calculates the ratio of each axial differential pressure ΔP1, ΔP2 to a predetermined target differential pressure ΔPr. Correction coefficients K1 and K2 are obtained directly. In the same correction coefficient limiting unit 8d as in FIG. 14 described above, the lower limits of the correction coefficients K1 and K2 calculated by the correction coefficient calculation means 8b are limited according to the lever operation amounts V1 and V2.
[0094]
As described above, in the same way as in FIG. 14, the control in FIG. 15 is such that the pressure compensation is sufficiently effective during the fine control operation and the pressure compensation is turned off during the full lever operation in proportion to the lever operation amount. As a result, the lever operability becomes favorable regardless of the amount of lever operation, and the working efficiency is improved.
[0095]
Further, another embodiment of such lever-sensitive variable pressure compensation control may be configured as shown in FIG.
[0096]
That is, in FIG. 16, instead of the correction limit table shown in FIG. 14, a setting device 26 for manually setting the correction limit value KL for limiting the correction coefficients K1 and K2 is provided. Thus, the operator can arbitrarily select the degree of pressure compensation according to the work content.
[0097]
Now, when the correction limit value KL is set to "0" in the setting device 26, the result of the magnitude comparison in the correction coefficient limiting unit 8d is always the correction coefficient K1, K2 output from the correction coefficient calculation means 8b. However, when the correction limit value KL is set to the “1” side in the setting device 26, the correction coefficient K1 output from the correction coefficient calculation means 8b. , K2 is a value equal to or less than 1, the result of the magnitude comparison is always the set value “1”, and the drive command value correction means 8c does not correct the opening area. That is, the pressure compensation does not work, and the flow rate distribution “is loaded” is performed.
[0098]
Next, an embodiment in which the lever-sensitive variable pressure compensation control is performed only when a specific operation lever is combined and operated will be described with reference to FIG.
Now, it has four hydraulic actuators, boom, arm, bucket, and swing, and the operation amounts V1, V2, V3, V4 are output to the control unit 8 from each operation lever corresponding to each hydraulic actuator. Assuming that
[0099]
Therefore, the lever-sensitive variable pressure compensation control is performed for the boom only when the two axes of the boom and the arm are combined.
[0100]
That is, based on each operation lever signal V1, V2, V3, V4 input to the correction coefficient limiting unit 8d, each adder calculates the sum ΣV of the operation amounts of all the operation levers being operated, The sum V1 + V2 of the operation amounts of the two operation levers of the boom and the arm is calculated. Then, these ratios are taken, and a ratio c = (V1 + V2) / ΣV of the sum of the operation amounts of the two operation levers of the boom and the arm with respect to all the lever operation amounts during the combined operation is obtained.
[0101]
On the other hand, a correction limit table showing the relationship between the calculated ratio c and the correction limit value Kc is prepared in advance. This correction limit table has a relationship that the output Kc is 1 when the ratio c is 0, and the output Kc decreases as the ratio c approaches 1. Therefore, the correction limit value Kc output from the correction limit table is compared with the boom limit value K1L obtained from the operation amount V1 of the boom operation lever in the same manner as shown in FIG. The larger one is selected. Further, the selected one is compared with the correction coefficient K1 output from the correction coefficient calculation means 8b, and the larger one is selected and output.
[0102]
According to the above configuration, when the axes other than the boom and the arm are simultaneously operated, the ratio c does not become 1, but takes a small value. As a result, the correction limit value Kc is a value close to 1. I will take. Furthermore, the correction limit value Kc in the vicinity of 1 is compared with the correction limit value K1L and the correction coefficient K1 of 1 or less, and the largest value is output, so the correction coefficient K1 is finally in the vicinity of 1 Since this value is corrected by multiplying this value by the opening area A, pressure compensation is not effective.
[0103]
On the other hand, when the axes other than the boom and the arm are not combined, the ratio c is 1, and the correction limit value Kc is a value near 0. Therefore, in the magnitude comparison, the correction limit value Kc is ignored, and the correction coefficient K1 is limited by the correction limit value K1L according to the operation of the boom operation lever.
[0104]
In the case of single operation of the boom or arm, the correction limit value Kc is close to 0. However, in the correction coefficient calculation means 8b, the minimum differential pressure ΔPmin and the detected differential pressure ΔP1 match each other. K1 is 1, and the opening area is not corrected regardless of the correction limit values Kc and K1L.
[0105]
As described above, the lever-sensitive variable pressure compensation control is performed on the boom only when the two axes of the boom and the arm are combined.
[0106]
As an operation that requires pressure compensation, an excavation operation in which a predetermined locus is excavated while applying a certain load pressure can be considered. However, on the other hand, there are some users and operators who require characteristics without pressure compensation from the viewpoint of improving fuel efficiency and ease of rough operation in working conditions other than during excavation.
[0107]
From this, it can be considered that the variable pressure compensation is not the lever sensitive type but the load pressure sensitive type and the pressure compensation is performed only when the working machine is loaded.
[0108]
An embodiment of this type of load pressure variable pressure compensation control will be described with reference to FIG. It is assumed that such control is performed only for the boom.
[0109]
That is, as shown in FIG. 18, the boom load pressure P1 detected by the pressure sensor 9c is input to the correction coefficient limiting unit 8d of the control unit 8. On the other hand, the correction coefficient limiting unit 8d has a load pressure P1 and a correction limit value K1L that the correction limit value K1L approaches 1 as the load pressure P1 decreases and the correction limit value K1L approaches 0 as the load pressure P1 increases. A limit value table showing the relationship is provided. Therefore, the correction limit value K1L corresponding to the current load pressure P1 is output from the correction limit value table, and the output value is compared with the correction coefficient K1 output from the correction coefficient calculation means 8b. Of these, the larger value is selected and output to the drive command value correcting means 8c.
[0110]
According to the above configuration, since the correction coefficient K1 is set to 1 when the boom is lightly loaded, the pressure compensation is not effective, but the degree of pressure compensation gradually increases as the boom load pressure increases. In other words, when performing excavation work that excavates the determined trajectory while applying a certain amount of load pressure, pressure compensation is effective and when performing light load work other than during such excavation operation Since the pressure compensation is not effective, the excavation work can be performed efficiently, fuel efficiency can be improved during light load work, and rough operation can be facilitated.
[0111]
As described above, the case where the range where the correction coefficients K1 and K2 can be limited is described, but the same variable pressure compensation control can be performed by limiting the detected differential pressure itself.
[0112]
FIG. 19 is a diagram illustrating an embodiment when applied to lever-sensitive variable pressure compensation control.
[0113]
As shown in FIG. 19, the differential pressure calculation means 8e of the control unit 8 is a differential pressure calculation means including a function for limiting the detected differential pressure. That is, the differential pressure calculation means 8e has a limit value table showing the relationship between the operation amounts V1, V2 and the upper limit differential pressures ΔP1L, ΔP2L that the upper limit differential pressures ΔP1L, ΔP2L decrease as the operation amounts V1, V2 increase. Is provided. Therefore, the current operation lever signals V1 and V2 are input, and the boom upper limit differential pressure ΔP1L and the arm upper limit differential pressure ΔP2L corresponding to them are output from the limit value table. The boom upper limit differential pressure ΔP1L and arm upper limit differential pressure ΔP2L are compared with the actual detected differential pressures ΔP1, ΔP2, and the smaller one is selected and output as the detected differential pressures ΔP1, ΔP2. Further, the magnitude differentials ΔP1 and ΔP2 of the boom and arm obtained in this way are also compared, and the smaller one is selected and output as the minimum differential pressure ΔPmin.
[0114]
According to the above configuration, when the lever operation amounts V1 and V2 are increased, the detected differential pressures ΔP1 and ΔP2 are limited by the upper limit differential pressures ΔP1L and ΔP2L. For this reason, the correction coefficient calculation means 8b underestimates the detected shaft differential pressures ΔP1 and ΔP2 which are the denominators of the correction coefficients K1 and K2, and the correction coefficients K1 and K2 are set to be lower than those during normal pressure compensation control. The pressure compensation is not effective enough. That is, the degree of pressure compensation becomes weak.
[0115]
As described above, in the embodiment that limits the detected differential pressure itself, the same lever-sensitive variable pressure compensation control can be performed as in the embodiment that limits the range in which the correction coefficients K1 and K2 can be taken. It becomes possible.
In the embodiment of the variable pressure compensation control described above, the change pattern of the limit value stored in the limit value table is determined based on the type of work currently being performed (work mode) or the currently driven work machine. Different patterns may be set according to the combination. This makes it possible to deal with any work and improves versatility.
[0116]
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. In addition, it is assumed that the present invention is mainly applied to the 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.
FIGS. 14A and 14B are diagrams showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention, showing a configuration in the case of varying the degree of pressure compensation; FIG.
FIG. 15 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 in the case of varying the degree of pressure compensation.
FIG. 16 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 the degree of pressure compensation is varied.
FIG. 17 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 in the case of varying the degree of pressure compensation.
FIG. 18 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 in the case of varying the degree of pressure compensation.
FIG. 19 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 in the case of varying the degree of pressure compensation.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Variable displacement type hydraulic pump 2 Boom hydraulic cylinder 3 Arm hydraulic cylinder 4 Boom flow control valve 5 Arm flow control valve 6 Boom operation lever 7 Arm operation lever 8 Control unit 9 Hydraulic pump pressure sensors 10a and 10b Boom hydraulic cylinder pressure sensor 11a, 11b Arm hydraulic cylinder pressure sensor

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 in accordance with an operation of the operation element, the pressure oil pressure flowing into the operation valve and the pressure oil flowing out from the operation valve A differential pressure detecting means for detecting a differential pressure with respect to each pressure for each operation valve, and a correction coefficient for correcting an operation amount of the operating element in accordance with the differential pressure detected by the differential pressure detecting means, The correction coefficient calculation means for calculating each operator, the setting means for setting the lower limit of the correction coefficient for each operator according to the operation amount of the operator, and the correction coefficient calculation means The correction factor is the lower limit set above. So as not to exceed, with a correction coefficient which the lower limit is limited, the hydraulic drive machine control device with the operating amount correcting means for correcting an operation amount of the corresponding operator.

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 in accordance with an operation of the operation element, the pressure oil pressure flowing into the operation valve and the pressure oil flowing out from the operation valve A differential pressure detecting means for detecting a differential pressure with respect to each of the operation valves; a load detecting means for detecting a load applied to the plurality of hydraulic actuators for each hydraulic actuator; and the differential pressure detecting means. A correction coefficient for correcting the operation amount of the operating element according to the differential pressure, a correction coefficient calculating means for calculating for each operating element, and the correction coefficient according to the load detected by the load detecting means. A setting means for setting a lower limit value for each operator and a correction coefficient with the lower limit restricted so that the correction coefficient calculated by the correction coefficient calculation means does not exceed the set lower limit value. And a control device for the hydraulic drive machine, comprising operation amount correction means for correcting the operation amount of the corresponding operation element.

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 in accordance with an operation of the operation element, the pressure oil pressure flowing into the operation valve and the pressure oil flowing out from the operation valve Differential pressure detecting means for detecting the differential pressure with respect to each operating valve, and setting means for setting the upper limit value of the detected differential pressure for each operating element in accordance with the operation amount of the operating element Then, the detected differential pressure is corrected so that the differential pressure detected by the differential pressure detecting means does not exceed the set upper limit value, and the operation amount of the operation element is corrected according to the corrected differential pressure. To calculate the correction coefficient for each control A correction coefficient calculating unit, the correction coefficient by the calculated correction coefficient in calculation means, hydraulic drive machine control device with the operating amount correcting means for correcting an operation amount of the corresponding operator.

The control device for a hydraulic drive machine according to claim 1 or 2, wherein a magnitude of a lower limit value set by the setting means is changed according to a type of work performed by the hydraulic drive machine.

The control of the hydraulic drive machine according to claim 1 or 2, wherein a magnitude of a lower limit value set by the setting means is changed in accordance with a combination of driven hydraulic actuators among the plurality of hydraulic actuators. apparatus.

The control device for a hydraulic drive machine according to claim 3, wherein the upper limit value set by the setting means is changed according to a type of work performed by the hydraulic drive machine.

4. The control device for a hydraulic drive machine according to claim 3, wherein, among the plurality of hydraulic actuators, the magnitude of the upper limit value set by the setting means is changed in accordance with a combination of driven hydraulic actuators.