JP3784149B2

JP3784149B2 - Hydraulic pump cut-off device

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Publication number: JP3784149B2
Application number: JP28571497A
Authority: JP
Inventors: 和則中村; 詠高橋; 司豊岡; 広二石川
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1997-10-17
Filing date: 1997-10-17
Publication date: 2006-06-07
Anticipated expiration: 2017-10-17
Also published as: JPH11117873A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧駆動装置に備えられる油圧ポンプに係わり、特に、油圧ポンプの吐出圧力が所定の圧力になるとその吐出流量を減少させるカットオフ制御を行う油圧ポンプのカットオフ装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のこの種のカットオフ装置としては、例えば、特開平５−３０２５７５号公報記載のものがある。この従来の油圧ポンプのカットオフ装置は、油圧ポンプ、この油圧ポンプにより駆動される油圧アクチュエータ、及び油圧ポンプの吐出回路の最大圧力を決定するリリーフ弁を有する油圧駆動装置に設けられるものであり、油圧ポンプの吐出回路の圧力（以下適宜、回路圧力という）を検出する圧力センサと、この圧力センサからの信号により油圧ポンプの吐出流量を制御するコントローラ及びレギュレータとを有している。
上記構造において、圧力センサにより検出された回路圧力が、リリーフ弁のリリーフ圧付近となるようにコントローラに予め設定された圧力（以下適宜、カットオフ圧力という）以上になると、油圧ポンプの押しのけ容積を減少させ吐出流量を減少させるカットオフ制御が行われる。これにより、回路圧力がリリーフ圧に達してリリーフ弁が作動したときのエネルギロスを低減し、経済性を向上する。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
建設機械のうち例えば油圧ショベル等では、複数の油圧ポンプで複数のアクチュエータを駆動している場合が多い。このような複数の油圧ポンプが備えられている油圧ショベルに対し上記公知技術を適用した場合には、それぞれの油圧ポンプに対し互いに別個独立して動作するカットオフ装置が設けられ、それぞれの油圧ポンプの回路圧力がカットオフ圧力以上になるとそのポンプの押しのけ容積を減少させることになる。
【０００４】
このような構成の油圧ショベルにおいて、例えば、一方の油圧ポンプの吐出回路には比較的高い負荷が加わって吐出圧がカットオフ圧力に達するが、他方の油圧ポンプの吐出回路には比較的低い負荷しか加わっておらず吐出圧がカットオフ圧力に達していない場合、高負荷側の一方の油圧ポンプのみがカットオフされて押しのけ容積が急激に減少する。これにより、原動機の負荷が急減し原動機の回転数が増大する。一方、低負荷側の他方の油圧ポンプの押しのけ容積は変わらないたため、この油圧ポンプの吐出回路の流量が増大することになる。
【０００５】
このような状況が生じる一例としては、吊り荷作業や土砂撒き作業がある。この場合、バケットダンプ／クラウドと旋回の複合操作を行うこととなるが、カットオフによって高負荷側である旋回モータへの供給流量が減少すると、低負荷側であるバケットシリンダへの供給流量が増大する。そのため、オペレータが意図していないにもかかわらず、バケットの動作が急に速くなり、操作性が悪化するという問題がある。
また、ピボットターンを行って走行方向を変えようとする場合、曲がろうとする方向に対して外側の走行モータが高負荷側となり、カットオフ制御により外側の走行モータへの供給流量が減少する。そのため、意図する方向へのステアリング動作が緩慢となり、作業性が悪化するという問題がある。
さらに、以上のような問題のほかにも、複数のポンプに対して各々複数のカットオフ用の制御装置が必要になることから、コストアップを招くという問題もある。
【０００６】
本発明は、上記従来技術の問題点に鑑みてなされたものであり、その目的は、オペレータの操作性・作業性を向上し、かつコストダウンを図ることができる油圧ポンプのカットオフ装置を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、原動機によって駆動される可変容量型の複数の油圧ポンプと、これら複数の油圧ポンプの吐出回路の最大圧力を決定するリリーフ弁と、前記複数の油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータと、これら複数のアクチュエータをそれぞれ操作する複数の操作手段と、前記複数の油圧ポンプの押しのけ容積をそれぞれ制御する複数のポンプ制御手段とを備える油圧駆動装置に設けられ、前記複数の油圧ポンプの吐出圧をそれぞれ検出する複数の吐出圧検出手段と、これら複数の吐出圧検出手段でそれぞれ検出された吐出圧に応じて、当該油圧ポンプの吐出流量が所定のカットオフ流量まで減少するように対応する前記ポンプ制御手段を動作させるカットオフ制御を行うカットオフ制御手段とを備えた油圧ポンプのカットオフ装置において、前記カットオフ制御手段は、前記複数の吐出圧検出手段でそれぞれ検出された吐出圧の平均値を算出し、この平均値が前記リリーフ弁で決定される最大圧力近くの所定のカットオフ圧力以上となったかどうかを判定する判定手段と、この判定手段で前記吐出圧の平均値が前記カットオフ圧力以上となったと判定された場合にのみ、前記カットオフ制御を行うための信号として、前記複数の油圧ポンプのすべての吐出流量を前記カットオフ流量まで減少させる共通のカットオフ制御信号を生成し、前記複数のポンプ制御手段へ出力する制御信号出力手段とを備えている。
本発明においては、判定手段で複数の油圧ポンプの吐出圧の平均値が所定のカットオフ圧力以上となったと判定されるまではカットオフ制御を一切行わず、複数の油圧ポンプの吐出圧の平均値が所定のカットオフ圧力以上となったと判定された場合にのみ、カットオフ制御信号として制御信号出力手段からの共通のカットオフ制御信号を用いてカットオフ制御を行う。これにより、複数の油圧ポンプのうち一の油圧ポンプの吐出回路に比較的高い負荷が加わって吐出圧がカットオフ圧力以上となっても、他の油圧ポンプの吐出回路には比較的低い負荷しか加わっておらず吐出圧の平均値がカットオフ圧力以上となっていないような場合には、すべての油圧ポンプについてカットオフ制御を行わない。したがって、従来構造のように原動機の回転数増大によって低負荷側の他の油圧ポンプの吐出回路の流量が増大するのを防止できるので、操作性・作業性が悪化するのを防止できる。また、複数の油圧ポンプに対しても１つのカットオフ制御手段を設ければ足りるので、従来構造のように複数のカットオフ制御装置を設ける場合に比べてコストダウンを図ることができる。
【０００９】
（２）また、上記目的を達成するために、本発明は、原動機によって駆動される可変容量型の複数の油圧ポンプと、これら複数の油圧ポンプの吐出回路の最大圧力を決定するリリーフ弁と、前記複数の油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータと、これら複数のアクチュエータをそれぞれ操作する複数の操作手段と、前記複数の油圧ポンプの押しのけ容積をそれぞれ制御する複数のポンプ制御手段とを備える油圧駆動装置に設けられ、前記複数の油圧ポンプの吐出圧をそれぞれ検出する複数の吐出圧検出手段と、これら複数の吐出圧検出手段でそれぞれ検出された吐出圧に応じて、当該油圧ポンプの吐出流量が所定のカットオフ流量まで減少するように対応する前記ポンプ制御手段を動作させるカットオフ制御を行うカットオフ制御手段とを備えた油圧ポンプのカットオフ装置において、前記カットオフ制御手段は、前記複数の吐出圧検出手段でそれぞれ検出された吐出圧の最小値を選択し、この最小値が前記リリーフ弁で決定される最大圧力近くの所定のカットオフ圧力以上となったかどうかを判定する判定手段と、この判定手段で前記吐出圧の最小値が前記カットオフ圧力以上となったと判定された場合にのみ、前記カットオフ制御を行うための信号として、前記複数の油圧ポンプのすべての吐出流量を前記カットオフ流量まで減少させる共通のカットオフ制御信号を生成し、前記複数のポンプ制御手段へ出力する制御信号出力手段とを備えている。
これにより、すべての油圧ポンプの吐出圧のうち最小値がカットオフ圧力以上となるまではカットオフ制御が開始されないので、より確実に操作性・作業性が悪化するのを防止できる。
【００１０】
（３）上記（１）又は（２）において、また好ましくは、前記制御信号出力手段は、前記共通のカットオフ制御信号として、前記複数の油圧ポンプのすべての吸収トルクを所定の値まで減少させる吸収トルク制限信号を生成して前記複数のポンプ制御手段へ出力し、前記複数のポンプ制御手段は、この吸収トルク制限信号に基づき前記複数の油圧ポンプの押しのけ容積を制御する。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施形態を図面を参照しつつ説明する。
図１は、本実施形態による油圧ポンプのカットオフ装置が備えられる油圧駆動装置の油圧回路図を示しており、図２は、図１中のアクチュエータを操作するための操作レバー装置を示している。これら図１及び図２において、油圧駆動装置は、例えば油圧ショベルに備えられるものであり、原動機例えばエンジン１によって駆動される可変容量型の複数の油圧ポンプ、例えば斜板２ａ及び３ａを備えた第１及び第２油圧ポンプ２，３と、これら第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出回路の最大圧力を決定するリリーフ弁４と、第１及び第２油圧ポンプ２，３から吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータ、例えば油圧シリンダ５，６，８，９及び油圧モータ１０，１１，１２と、これら油圧シリンダ５，６，８，９及び油圧モータ１０，１１，１２をそれぞれ操作する複数の操作手段、例えば操作レバー装置１３，１４，１５，１６，１８，１９，２０と、第１及び第２油圧ポンプ２，３の押しのけ容積（斜板１ａ，２ａの傾転）をそれぞれ制御するポンプ制御手段、例えばレギュレータ２１，２２と、エンジン１に駆動されるパイロットポンプ１７とを備えている。
【００１３】
油圧シリンダ５，６，８は、図示しない油圧ショベルの作業フロントを構成するブーム、アーム、及びバケットをそれぞれ回動するためのブームシリンダ５、アームシリンダ６、及びバケットシリンダ８であり、油圧シリンダ９は、作業態様に応じ他のアタッチメント等を駆動するために用いる予備のシリンダである。
また油圧モータ１０〜１２は、図示しない油圧ショベルの下部走行体に対し上部旋回体を旋回させるための旋回モータ１０と、下部走行体の左・右両側にそれぞれ備えられる履帯を駆動し走行させるための左・右走行モータ１１，１２である。
そして、これら複数のアクチュエータに対し第１及び第２油圧ポンプ２，３からそれぞれ圧油が供給されるとき、その流量及び方向が、第１及び第２ブームコントロールバルブ２３，２４、第１及び第２アームコントロールバルブ２５，２６、バケットコントロールバルブ２８、旋回コントロールバルブ２９、左・右走行コントロールバルブ３０，３１、及び予備コントロールバルブ２７によって制御されるようになっている。
【００１４】
このとき、コントロールバルブ２３，２５，２８，３１には第１油圧ポンプ２から圧油が供給されるが、右走行コントロールバルブ３１は、バケットコントロールバルブ２８、第１ブームコントロールバルブ２３、及び第１アームコントロールバルブ２５よりも優先的に第１油圧ポンプ２からの圧油を対応するアクチュエータ１２に供給するようにタンデムに接続されており、かつバケットコントロールバルブ２８、第１ブームコントロールバルブ２３、及び第１アームコントロールバルブ２５は、互いにパラレルに接続されている。
また、コントロールバルブ２４，２６，２７，２９，３０には第２油圧ポンプ３から圧油が供給されるが、旋回コントロールバルブ２９、第２アームコントロールバルブ２６、第２ブームコントロールバルブ２４、及び予備コントロールバルブ２７は、左走行コントロールバルブ３０よりも優先的に第２油圧ポンプ３からの圧油を対応するアクチュエータ１０，６，５，９に供給するようにタンデムに接続され、かつこれら旋回コントロールバルブ２９、第２アームコントロールバルブ２６、第２ブームコントロールバルブ２４、及び予備コントロールバルブ２７は互いにパラレルに接続されている。
【００１５】
操作レバー装置１３〜１６，１８〜２０は、第１及び第２ブームコントロールバルブ２３，２４を切り換えてブームを操作するためのブーム用操作レバー装置１３と、第１及び第２アームコントロールバルブ２５，２６を切り換えてアームを操作するためのアーム用操作レバー装置１４と、バケットコントロールバルブ２８を切り換えてバケットを操作するためのバケット用操作レバー装置１５と、旋回コントロールバルブ２９を切り換えて上部旋回体を操作するための旋回用操作レバー装置１６と、左・右走行コントロールバルブ３０，３１をそれぞれ切り換えて下部走行体を操作するための左・右走行用操作レバー装置１８，１９と、予備コントロールバルブ２７を切り換えるための予備用操作レバー装置２０である。これら操作レバー装置１３〜１６，１８〜２０はそれぞれ、パイロット圧を発生し、対応するパイロット管路を介しそのパイロット圧により対応するコントロールバルブを切り換えるようになっている。
すなわち、ブーム用操作レバー装置１３を例にとると、操作レバー１３ａ及び減圧弁１３ｂａ，１３ｂｂが備えられており、操作レバー１３ａをブーム上げ方向（又はブーム下げ方向）に操作すると、パイロットポンプ１７からのパイロット圧ＰPが減圧弁１３ｂａ（又は１３ｂｂ）でその操作量に応じて減圧され、このパイロット圧ＰB1（又はＰB2）がパイロット管路３２ａ，３２ａ（又は３２ｂ，３２ｂ）を介して第１及び第２ブームコントロールバルブ２３，２４の駆動部２３ａ，２４ａ（又は２３ｂ，２４ｂ）に導かれ、コントロールバルブ２３，２４が切り換えられる。これによりブームシリンダ５のボトム側（又はロッド側）に圧油が供給され、ブームが上げ方向（又は下げ方向）に回動するようになっている。
また他のアーム用操作レバー装置１４、バケット用操作レバー装置１５、旋回用操作レバー装置１６、左・右走行用操作レバー装置１８，１９、予備用操作レバー装置２０についても同様に、操作レバー１４ａ，１５ａ，１６ａ，１８ａ，１９ａ，２０ａを操作すると、パイロット圧ＰA1，ＰBK1，ＰS1，ＰTL1，ＰTR1，ＰR1（又はＰA2，ＰBK2，ＰS2，ＰTL2，ＰTR2，ＰR2）が対応するコントロールバルブ２５，２６，２８，２９，３０，３１，２７に導かれ、油圧シリンダ６，８，９又は油圧モータ１０，１１，１２に圧油が供給されて対応する作業機等が動作するようになっている。
ここで、上記したパイロット圧ＰB1，ＰB2，ＰA1，ＰA2，ＰBK1，ＰBK2，ＰS1，ＰS2，ＰTL1，ＰTL2，ＰTR1，ＰTR2，ＰR1，ＰR2のうち、第１油圧ポンプ２からの圧油で駆動される油圧アクチュエータ５，６，８，１２の操作に係わるＰB1，ＰB2，ＰA1，ＰA2，ＰBK1，ＰBK2，ＰTR1，ＰTR2は、図２に示すように、シャトル弁３３，３４，３５，３９，４１，４２，４４を介してそれらの最大圧力が選択され、第１ポンプ２側パイロット圧ＰL1として圧力センサ４８で検出される。
また、第２油圧ポンプ３からの圧油で駆動される油圧アクチュエータ５，６，９，１０，１１の操作に係わるＰB1，ＰB2，ＰA1，ＰA2，ＰS1，ＰS2，ＰTL1，ＰTL2，ＰR1，ＰR2は、図２に示すように、シャトル弁３３，３４，３６，３８，４０，４１，４３，４５，４６を介してそれらの最大圧力が選択され、第２ポンプ３側パイロット圧ＰL2として圧力センサ４９で検出される。
そして、これら圧力センサ４８，４９で検出されたパイロット圧ＰL1，ＰL2はコントローラ５０へ入力されるようになっている。
【００１６】
リリーフ弁４は、ばね４ａを備えており、第１及び第２油圧ポンプ２，３とコントロールバルブ３１，２７とを接続する吐出回路の管路５１，５２から分岐しタンク５３に至る管路５４に逆止弁５５，５６を介して設けられている。そして、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出回路の圧力（以下適宜、回路圧力という）がばね４ａのばね力により設定されるリリーフ圧Ｐrに達すると動作し、第１及び第２油圧ポンプ２，３からの圧油をタンク５３に戻すようになっている。
【００１７】
レギュレータ２１，２２は、傾転アクチュエータ５８，５９と、ポジティブ傾転制御用の第１サーボ弁６０，６１と、入力トルク制限制御用の第２サーボ弁６２，６３とを備え、これらのサーボ弁６０〜６３によりパイロットポンプ１７から傾転アクチュエータ５８，５９に作用する圧油の圧力を制御し、第１及び第２油圧ポンプ２，３の斜板２ａ，３ａの傾転（すなわち押しのけ容積）を制御するようになっている。
傾転アクチュエータ５８，５９は、両端に大径の受圧部５８ａ，５９ａ及び小径の受圧部５８ｂ，５９ｂを有する作動ピストン５８ｃ，５９ｃと、受圧部５８ａ，５８ｂ及び５９ａ，５９ｂがそれぞれ位置する受圧室５８ｄ，５８ｅ及び５９ｄ，５９ｅとを有する。そして、両受圧室５８ｄ，５８ｅ及び５９ｄ，５９ｅの圧力が互いに等しいときは、作動ピストン５８ｃ，５９ｃは図１中右方向に移動し、これによって斜板２ａ，３ａの傾転は大きくなり、ポンプ吐出流量が増大する。また、大径側の受圧室５８ｄ，５９ｄの圧力が低下すると、作動ピストン５８ｃ，５９ｃは図１中左方向に移動し、これによって斜板２ａ，３ａの傾転が小さくなりポンプ吐出流量が減少するようになっている。なお、大径側の受圧室５８ｄ，５９ｄは第１及び第２サーボ弁６０〜６３を介してパイロットポンプ１７の吐出管路６４に接続されており、小径側の受圧室５８ｅ，５９ｅは直接パイロットポンプ１７の吐出管路６４に接続されている。
【００１８】
ポジティブ傾転制御用の第１サーボ弁６０，６１は、コントローラ５０からの制御信号ＳＩ1，ＳＩ2（後述）により駆動されるソレノイド制御弁６４，６５からの制御圧力ＰC1，ＰC2により作動する弁である。すなわち、制御圧力ＰC1，ＰC2が高いときは弁体６０ａ，６１ａが図１中右方向に移動し、パイロットポンプ１７からのパイロット圧ＰPを減圧せずに傾転アクチュエータ５８，５９の受圧室５８ｄ，５９ｄに伝達し、これによって斜板２ａ，３ａの傾転が大きくなって第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出流量を増大させる。そして制御圧力ＰC1，ＰC2が低下するにしたがって弁体６０ａ，６１ａがバネ６０ｂ，６１ｂの力で図示左方向に移動し、パイロットポンプ１７からのパイロット圧ＰPを減圧して受圧室５８ｄ，５９ｄに伝達し、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出流量を減少させるようになっている。
【００１９】
入力トルク制限制御用の第２サーボ弁６２，６３は、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出圧力ＰD1，ＰD2と、コントローラ５０からの制御信号ＳＩ3（後述）により駆動されるソレノイド制御弁６６からの制御圧力ＰC3により作動する弁であり、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出圧力ＰD1，ＰD2とソレノイド制御弁６６からの制御圧力ＰC3が、第２サーボ弁６２，６３の操作駆動部６２ａ，６３ａの受圧室６２ｂ〜ｄ，６３ｂ〜ｄにそれぞれ導かれるようになっている。
すなわち、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出圧力の和ＰD1＋ＰD2がバネ６２ｅ，６３ｅのばね力の設定値より低いときは、弁体６２ｆ，６３ｆは図１中右方向に移動し、パイロットポンプ１７からのパイロット圧ＰPを減圧せずに傾転アクチュエータ５８，５９の受圧室５８ｄ，５９ｄに伝達し、これによって第１及び第２油圧ポンプ２，３の斜板２ａ，３ａの傾転を大きくして吐出流量を大きくする。そして、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出圧力の和ＰD1＋ＰD2がバネ６２ｅ，６３ｅのばね力の設定値よりも高くなるにしたがって弁体６２ｆ，６３ｆが図１中左方向に移動し、パイロットポンプ１７からのパイロット圧ＰPを減圧して受圧室５８ｄ，５９ｄに伝達し、これによって第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出流量を減少させるようになっている。
またこのとき、ソレノイド制御弁６６からの制御圧力ＰC3が低いときは、バネ６２ｅ，６３ｅのばね力の設定値を大きくし、第１及び第２油圧ポンプ２，３の高めの吐出圧力ＰD1，ＰD2から第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出流量を減少させ、ソレノイド制御弁６６からの制御圧力ＰC3が高くなるにしたがってバネ６２ｅ，６３ｅのばね力の設定値を小さくし、第１及び第２油圧ポンプ２，３の低めの吐出圧力ＰD1，ＰD2から第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出流量を減少させるようになっている。
【００２０】
なお上記したソレノイド制御弁６４，６５，６６のうち、ソレノイド制御弁６４，６５は、操作レバー装置１３〜２０が操作されず第１ポンプ側パイロット圧ＰL1及び第２ポンプ３側パイロット圧ＰL2が０のときには、出力する制御圧力ＰC1，ＰC2を最低にし、操作レバー装置１３〜２０が操作されて第１ポンプ側パイロット圧ＰL1及び第２ポンプ３側パイロット圧ＰL2が増大するに従って制御圧力ＰC1，ＰC2が高くなるよう動作する（後述）。また、ソレノイド制御弁６６は、コントローラ５０内で決定されるポンプ吸収トルクＴRが高くなるに従って、出力する制御圧力ＰC3が低くなるよう動作する（後述）。
【００２１】
以上により、操作レバー装置１３〜２０の操作量が増大するに従って第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出流量が増大し、コントロールバルブ２３〜３１の要求流量に応じた吐出流量が得られるよう第１及び第２油圧ポンプ２，３の斜板２ａ，３ａの傾転が制御され（いわゆるポジティブコントロール）、かつ、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出圧力ＰD1，ＰD2が上昇するに従ってまたポンプ吸収トルクＴRが低くなるに従って、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出流量の最大値が小さく制限され第１及び第２油圧ポンプ２，３の負荷が原動機１の出力トルクを越えないように第１及び第２油圧ポンプ２，３の斜板２ａ，３ａの傾転が制御される（いわゆる入力トルク制限制御）。
【００２２】
図３は、コントローラ５０の機能を示しており、操作レバー装置１３〜２０の操作に基づく上記第１ポンプ側パイロット圧ＰL1及び第２ポンプ３側パイロット圧ＰL2に応じてポジティブ制御による目標押しのけ容積（目標ポンプ傾転）θ1，θ2をそれぞれ算出し、上記ソレノイド制御弁６４，６５を駆動するポジコン制御部５０ａと、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出圧ＰD1，ＰD2に基づきカットオフ制御によるポンプ吸収トルクＴRを算出し上記ソレノイド制御弁６６を駆動するカットオフ制御部５０ｂとを備えている。
ポジコン制御部５０ａは、前述したシャトル弁３３，３４，３５，３９，４１，４２，４４を介し選択され圧力センサ４８で検出された第１ポンプ２側パイロット圧ＰL1及びシャトル弁３３，３４，３６，３８，４０，４１，４３，４５，４６を介し選択され圧力センサ４９で検出された第２ポンプ３側パイロット圧ＰL2に応じ、図示のようなテーブルに基づき目標ポンプ傾転θ1，θ2をそれぞれ発生する関数発生器５０ａａ1，５０ａａ2と、これら目標傾転θ1，θ2に応じ、図示のようなテーブルに基づき上記したソレノイド制御弁６４，６５を駆動する制御信号ＳＩ1，ＳＩ2をそれぞれ発生する関数発生器５０ａｂ1，５０ａｂ2とを備えている。
このような機能により、操作レバー装置１３〜２０の操作量が増大して第１ポンプ２及び第２ポンプ３側のパイロット圧ＰL1，ＰL2が大きくなるに従って目標ポンプ傾転θ1，θ2が大きくなり、これによって制御信号ＳＩ1，ＳＩ2が大きくなって制御圧力ＰC1，ＰC2が高くなり、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出流量が増大するようになっている。
【００２３】
なお、カットオフ制御部５０ｂについては、後にさらに詳述する。
【００２４】
以上のような油圧駆動装置に本実施形態による油圧ポンプのカットオフ装置が設けられている。このカットオフ装置は、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出圧ＰD1，ＰD2をそれぞれ検出する複数の吐出圧検出手段として設けられた圧力センサ６８，６９と、この検出された吐出圧ＰD1，ＰD2に応じて、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出流量が所定のカットオフ流量（詳細は後述）まで減少するように対応するレギュレータ２１，２２を動作させるカットオフ制御を行うカットオフ制御手段としての上記カットオフ制御部５０ｂとから形成されている。
【００２５】
カットオフ制御部５０ｂは、図３に示すように、上記圧力センサ６８，６９で検出された吐出圧ＰD1，ＰD2が入力されこれらの平均圧ＰD12＝（ＰD1＋ＰD2）／２を算出する平均圧演算部５０ｂａと、図示のようなテーブルに基づき、平均圧ＰD12がリリーフ弁４で決定される最大圧力（＝リリーフ圧Ｐr、例えば３５０ｋｇ／ｃｍ²）よりやや小さい所定のカットオフ圧力ＰDC（例えば３４０ｋｇ／ｃｍ²）より小さい場合には第１及び第２油圧ポンプ２，３のポンプ吸収トルクＴRを通常のＴR1に設定し、ＰD12がカットオフ圧力ＰDC以上になるとＴRをＴR1より小さなＴR0に設定する関数発生器５０ｂｂと、このポンプ吸収トルクＴRに応じ、図示のようなテーブルに基づき上記したソレノイド制御弁６６を駆動する制御信号ＳＩ3を発生する関数発生器５０ｂｃとを備えている。
このような機能により、第１ポンプ２の吐出圧ＰD1及び第２ポンプ３の吐出圧ＰD2が大きくなってそれらの平均圧ＰD12がカットオフ圧力ＰDCより大きくなると、第１ポンプ２及び第２ポンプ３の吸収トルクがＴR1からＴR0へと小さく切り替わり、制御信号ＳＩ3が小さくなって制御圧力ＰC3が大きくなる。これにより、入力トルク制限制御用の第２サーボ弁６２，６３のバネ６２ｅ，６３ｅのばね力の設定値が小さくなり、第１及び第２油圧ポンプ２，３の低めの吐出圧力ＰD1，ＰD2から第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出流量を減少させる。すなわち、第１及び第２油圧ポンプ２，３の同一吐出圧力での吐出流量をより減少側にシフトさせ、これによってカットオフを実現するようになっている。
【００２６】
ここまで説明した構成において、平均圧演算部５０ｂａと、関数発生器５０ｂｂの機能のうちカットオフ圧力ＰDCを境界として出力値を変える部分とが、複数の吐出圧検出手段でそれぞれ検出された吐出圧の平均値を算出し、この平均値がカットオフ圧力以上となったかどうかを判定する手段を構成する。
【００２７】
また、関数発生器５０ｂｂから出力されるポンプ吸収トルクＴRと、これに対応して関数発生器５０ｂｃから出力される制御信号ＳＩ3とが、複数の油圧ポンプのすべての吸収トルクを所定の値まで減少させる吸収トルク制限信号を構成し、言い換えれば、複数の油圧ポンプのすべての吐出流量をカットオフ流量まで減少させる共通のカットオフ制御信号を構成する。そして、このことと、上記した判定手段の構成とに対応し、関数発生器５０ｂの機能のうち吸収トルクＴRをＴR1からＴR0に低く切り替える部分と関数発生器５０ｂｃとが、判定手段の判定結果に基づき、カットオフ制御を行うための信号として、複数の油圧ポンプのすべての吐出流量をカットオフ流量まで減少させる共通のカットオフ制御信号を生成し、複数のポンプ制御手段へ出力する制御信号出力手段を構成するとともに、判定手段の判定結果に基づき、すべての吐出圧が所定の圧力を超えた場合にのみ、カットオフ制御を行うための信号として、複数の油圧ポンプのすべての吐出流量をカットオフ流量まで減少させる共通のカットオフ制御信号を生成し、複数のポンプ制御手段へ出力する制御信号出力手段をも構成する。
【００２８】
次に、以上のように構成した本実施形態の動作及び効果を説明する。
オペレータが何らかの作業を行うことを意図して操作レバー装置１３〜２０のうち少なくとも１つを操作すると、その操作により発生したパイロット圧によって対応するコントロールバルブが中立位置から切り換えられ、第１又は第２油圧ポンプ２，３からの圧油が対応するアクチュエータに供給されてそのアクチュエータが駆動する。このとき、発生したパイロット圧のうちの最大圧が第１ポンプ２側パイロット圧ＰL1又は第２ポンプ３側パイロット圧ＰL2として圧力センサ４８，４９で検出されてコントローラ５０のポジコン制御部５０ａに入力され、これに応じてレギュレータ２１，２２のポジティブ傾転制御用第１サーボ弁６０，６１が、第１及び第２の油圧ポンプ２，３の斜板２ａ，３ａが目標傾転θ1，θ2となるように駆動される。またこのとき、第１及び第２ポンプ２，３の吐出圧ＰD1，ＰD2が圧力センサ６８，６９で検出されてコントローラ５０のカットオフ制御部５０ｂに入力され、これに応じてレギュレータ２１，２２の入力トルク制限制御用第２サーボ弁６２，６３が、第１及び第２油圧ポンプ２，３のポンプ吸収トルクがＴR以下となるポンプ傾転となるように駆動される。以上の結果、入力トルク制限制御による目標傾転とポジコン制御による目標傾転とのうちの小さいほうが選択されて最終的な目標傾転となり、第１及び第２油圧ポンプ２，３の斜板２ａ，３ａがその傾転になるように駆動される。
【００２９】
ここで例えば、オペレータが重掘削でない通常の掘削を行う時等、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出回路の圧力が比較的小さい場合には、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出圧ＰD1，ＰD2の平均値（ＰD1＋ＰD2）／２がカットオフ圧力ＰDCより小さくなり、カットオフは開始されず、カットオフ制御部５０の関数発生器５０ｂｂで第１及び第２油圧ポンプ２，３のポンプ吸収トルクは通常通りのＴR1に設定される。これにより、通常のポジコン制御同様、レギュレータ２１，２２で、第１及び第２油圧ポンプ２，３の斜板２ａ，３ａが、ポジティブ傾転制御用第１サーボ弁６０，６１による目標傾転と、入力トルク制限制御用第２サーボ弁６２，６３による目標傾転のうち小さいほうの傾転となるように駆動される。
また、オペレータが掘削作業でのアームクラウド操作や、ブーム上げ操作等を行い第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出圧ＰD1，ＰD2が高くなり両者の平均値（ＰD1＋ＰD2）／２がカットオフ圧力ＰDC以上になった場合には、カットオフが開始されてカットオフ制御部５０の関数発生器５０ｂｂで第１及び第２油圧ポンプ２，３のポンプ吸収トルクがＴR0に低く設定され、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出流量をより減少側にシフトさせる。
【００３０】
一方、例えば、オペレータが吊り荷作業や土砂撒き作業を行う場合、バケットダンプ／クラウドと旋回の複合操作を行うこととなる。この場合、旋回モータ１０が高負荷側となるため、この旋回モータ１０に圧油を供給する第２油圧ポンプの吐出圧ＰD2が高くなり、カットオフ圧力ＰDC以上となる。しかし、バケットシリンダ８は低負荷側となるため、このバケットシリンダ８に圧油を供給する第１油圧ポンプ２の吐出圧ＰD1は低くなる。これにより、両方の吐出圧ＰD1，ＰD2の平均圧（ＰD1＋ＰD2）／２はカットオフ圧力ＰDCよりも低くなるので、カットオフは開始されず、カットオフ制御部５０の関数発生器５０ｂｂで第１及び第２油圧ポンプ２，３のポンプ吸収トルクは通常通りのＴR1に設定され、通常のポジコン制御のみが行われる。したがって、従来構造のようにバケットシリンダ２８への供給流量増大によるバケットの急動作で操作性が悪化するのを防止でき、良好な操作性を確保できる。
また、例えば、オペレータが走行中に左へピボットターンを行って走行方向を変えようとする場合、曲がろうとする方向に対して外側である右走行モータ１２が高負荷側となるため、この右走行モータ１２に圧油を供給する第１油圧ポンプ２の吐出圧ＰD1が高くなり、カットオフ圧力ＰDC以上となる。しかし、内側である左走行モータ１１が低負荷側となるため、この左走行モータ１１に圧油を供給する第２油圧ポンプ３の吐出圧ＰD2は低くなる。これにより、上記同様、平均圧（ＰD1＋ＰD2）／２はカットオフ圧力ＰDCよりも低くなってカットオフは開始されず、通常のポジコン制御のみが行われる。したがって、従来構造のようにエンジン１の回転数増大に基づく左走行モータ１１への供給流量増大で作業性が悪化するのを防止でき、力強いステアリング動作を確保できる。
【００３１】
なお、上記ピボットターン時では第１油圧ポンプ２が、吊り荷作業・土砂撒き作業時では第２油圧ポンプ３が、吐出圧がカットオフ圧力ＰDCに達しほぼリリーフしているにもかかわらずカットオフされないため、その限りではエネルギロスが発生しているが、他方の油圧ポンプはカットオフされているため、エネルギロスは半分に低減されている。また、前述したように、掘削作業でのアームクラウド操作・ブーム上げ操作時等では第１及び第２油圧ポンプ２，３ともにカットオフするようになっており、最もエネルギロスが大きい第１及び第２油圧ポンプ２，３両方のリリーフ時におけるエネルギロスの低減効果は確保されている。
【００３２】
また、第１及び第２油圧ポンプ２，３のカットオフ制御を１つのコントローラ５０のカットオフ制御部５０ｂのみで行えるので、従来構造のように複数のカットオフ制御装置を設ける場合に比べてコストダウンを図ることができる。
【００３３】
なお、上記実施形態では、入力トルク制限制御にけるポンプ吸収トルクを低く切り替えることによりカットオフを行う場合について説明したが、このようなカットオフの方法に限られず、例えば、ポジコン制御における目標ポンプ傾転又は入力トルク制限制御による目標ポンプ傾転を直接制限することによりカットオフを行う構成や、専用のカットオフ弁を設ける構成等に対しても適用できる。要は、複数の油圧ポンプに対してカットオフ制御を行うとき、両方の吐出圧の平均値がカットオフ圧力以上となった場合にのみ、両者共通でカットオフを行うようにすれば足りる。これらの場合も同様の効果を得る。
【００３４】
また、上記実施形態では、第１及び第２油圧ポンプ２，３の２つが設けられている場合を例にとって説明したが、これに限られず、３つ以上の油圧ポンプが設けられている場合にも適用でき、同様の効果を得られることは言うまでもない。
【００３５】
さらに、上記実施形態では、建設機械の一例として油圧ショベルに適用した場合を説明したが、これに限られず、他の建設機械にも適用できることは言うまでもない。
【００３６】
さらに、上記実施形態では、コントローラ５０のカットオフ制御部５０ｂに平均圧演算部５０ｂａを設け、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出圧ＰD1，ＰD2の平均圧ＰD12＝（ＰD1＋ＰD2）／２を算出したが、これに限られず、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出圧ＰD1，ＰD2の最小値を選択するようにしてもよい。この変形例によるコントローラ５０の機能を図４に示す。この図４において、図３の平均圧演算部５０ｂａに代わり最小値選択部５０ｂａＡを設けて吐出圧ＰD1，ＰD2の最小値ＰDminを選択し、関数発生器５０ｂｂに代わる関数発生器５０ｂｂＡでは、最小圧ＰDminがカットオフ圧力ＰDCより小さい場合には第１及び第２油圧ポンプ２，３のポンプ吸収トルクＴRを通常のＴR1に設定し、ＰDminがカットオフ圧力ＰDC以上になるとＴRをＴR1より小さなＴR0に設定するようになっている。
本変形例によれば、第１及び第２油圧ポンプ２，３の吐出圧ＰD1，ＰD2の両方がカットオフ圧力ＰDC以上とならないとカットオフが始まらないので、より確実に操作性・作業性が悪化するのを防止できる効果がある。
【００３７】
【発明の効果】
本発明によれば、複数の油圧ポンプすべての吐出圧がカットオフ圧力に近づくまではカットオフ制御を一切行わず、すべての吐出圧がカットオフ圧力に近づいた場合にのみ、共通のカットオフ制御信号を用いてカットオフ制御を行う。したがって、一方の吐出圧が高く他方の吐出圧が低い場合に、従来構造のように原動機の回転数増大によって低負荷側の油圧ポンプの吐出回路の流量が増大するのを防止できるので、オペレータの操作性・作業性を向上できる。また、複数の油圧ポンプに対しても１つのカットオフ制御手段を設ければ足りるので、コストダウンを図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態による油圧ポンプのカットオフ装置が備えられる油圧駆動装置の油圧回路図である。
【図２】図１中のアクチュエータを操作するための操作レバー装置を示す図である。
【図３】コントローラの機能を示す図である。
【図４】変形例におけるコントローラの機能を示す図である。
【符号の説明】
１エンジン（原動機）
２第１油圧ポンプ
３第２油圧ポンプ
４リリーフ弁
５ブームシリンダ（アクチュエータ）
６アームシリンダ（アクチュエータ）
８バケットシリンダ（アクチュエータ）
９予備シリンダ（アクチュエータ）
１０旋回モータ（アクチュエータ）
１１左走行モータ（アクチュエータ）
１２右走行モータ（アクチュエータ）
１３ブーム用操作レバー装置（操作手段）
１４アーム用操作レバー装置（操作手段）
１５バケット用操作レバー装置（操作手段）
１６旋回用操作レバー装置（操作手段）
１８左走行用操作レバー装置（操作手段）
１９右走行用操作レバー装置（操作手段）
２０予備用操作レバー装置（操作手段）
２１，２２レギュレータ（ポンプ制御手段）
５０コントローラ
５０ｂカットオフ制御部（カットオフ制御手段）
５０ｂａ平均圧演算部（判定手段）
５０ｂｂ関数発生器（判定手段、制御信号出力手段）
５０ｂｃ関数発生器（制御信号出力手段）
６８，６９圧力センサ（吐出圧検出手段）
ＰD1 第１油圧ポンプの吐出圧
ＰD2 第２油圧ポンプの吐出圧
ＰDC カットオフ圧力
Ｐr リリーフ圧
ＳＩ3 制御信号（吸収トルク制限信号、共通のカットオフ制御信号）
ＴR ポンプ吸収トルク（吸収トルク制限信号、共通のカットオフ制御信号）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic pump provided in a hydraulic drive device, and more particularly to a cutoff device of a hydraulic pump that performs cutoff control for reducing the discharge flow rate when the discharge pressure of the hydraulic pump reaches a predetermined pressure.
[0002]
[Prior art]
As a conventional cutoff device of this type, for example, there is one described in JP-A-5-302575. This conventional hydraulic pump cutoff device is provided in a hydraulic drive device having a hydraulic pump, a hydraulic actuator driven by the hydraulic pump, and a relief valve that determines the maximum pressure of a discharge circuit of the hydraulic pump, It has a pressure sensor for detecting the pressure of the discharge circuit of the hydraulic pump (hereinafter referred to as circuit pressure as appropriate), and a controller and regulator for controlling the discharge flow rate of the hydraulic pump by a signal from this pressure sensor.
In the above structure, when the circuit pressure detected by the pressure sensor becomes equal to or higher than a pressure preset in the controller so as to be in the vicinity of the relief pressure of the relief valve (hereinafter, referred to as a cutoff pressure as appropriate), the displacement of the hydraulic pump is reduced. Cut-off control is performed to reduce the discharge flow rate. Thereby, the energy loss when the circuit pressure reaches the relief pressure and the relief valve is operated is reduced, and the economy is improved.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
Among construction machines, for example, hydraulic excavators often drive a plurality of actuators with a plurality of hydraulic pumps. When the above-described known technology is applied to a hydraulic excavator provided with such a plurality of hydraulic pumps, a cutoff device that operates independently from each other is provided for each hydraulic pump. When the circuit pressure becomes equal to or higher than the cutoff pressure, the displacement of the pump is reduced.
[0004]
In a hydraulic excavator having such a configuration, for example, a relatively high load is applied to the discharge circuit of one hydraulic pump and the discharge pressure reaches the cutoff pressure, but a relatively low load is applied to the discharge circuit of the other hydraulic pump. When only the pressure is applied and the discharge pressure does not reach the cut-off pressure, only one hydraulic pump on the high load side is cut off, and the displacement volume is rapidly reduced. As a result, the load on the prime mover is sharply reduced and the rotational speed of the prime mover is increased. On the other hand, since the displacement volume of the other hydraulic pump on the low load side has not changed, the flow rate of the discharge circuit of this hydraulic pump increases.
[0005]
As an example in which such a situation occurs, there is a suspended load work and a sedimentation work. In this case, the combined operation of bucket dump / cloud and turning is performed, but if the supply flow rate to the swing motor on the high load side decreases due to cut-off, the supply flow rate to the bucket cylinder on the low load side increases. To do. Therefore, although the operator does not intend, there exists a problem that operation | movement of a bucket becomes quick rapidly and operativity deteriorates.
When attempting to change the traveling direction by performing a pivot turn, the outer traveling motor becomes a high load side with respect to the direction to bend, and the supply flow rate to the outer traveling motor is reduced by the cutoff control. Therefore, there is a problem that the steering operation in the intended direction becomes slow and workability is deteriorated.
In addition to the above-described problems, a plurality of cutoff control devices are required for each of the plurality of pumps, resulting in an increase in cost.
[0006]
The present invention has been made in view of the above-described problems of the prior art, and an object of the present invention is to provide a hydraulic pump cut-off device that can improve the operability and workability of the operator and reduce the cost. There is to do.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
(1) In order to achieve the above object, the present invention provides a plurality of variable displacement hydraulic pumps driven by a prime mover, a relief valve for determining a maximum pressure of a discharge circuit of the plurality of hydraulic pumps, A plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pumps, a plurality of operation means for respectively operating the plurality of actuators, and a plurality of pump control means for controlling the displacement volumes of the plurality of hydraulic pumps, respectively. A plurality of discharge pressure detecting means for detecting discharge pressures of the plurality of hydraulic pumps, and the hydraulic pumps corresponding to the discharge pressures detected by the plurality of discharge pressure detecting means, respectively. The cutoff control is performed to operate the pump control means so that the discharge flow rate is reduced to a predetermined cutoff flow rate. In the cut-off device of a hydraulic pump and a-off control means, the cut-off control means, said plurality of respectively discharge pressure detection means detected discharge pressureThe average value is calculated, and this average valueIs a predetermined cutoff pressure near the maximum pressure determined by the relief valveIt became moreAnd determining means for determining whether or notAverage value of the discharge pressureIs the cutoff pressureIt became moreOnly when it is determined that, as a signal for performing the cutoff control, a common cutoff control signal for reducing all the discharge flow rates of the plurality of hydraulic pumps to the cutoff flow rate is generated, Control signal output means for outputting to the pump control means.
  In the present invention, the determination means uses a plurality of hydraulic pumps.Average discharge pressureIs the predetermined cutoff pressureIt became moreUntil it is determined that there is no cut-off control, multiple hydraulic pumpsAverage discharge pressureIs the predetermined cutoff pressureIt became moreOnly when it is determined, the cutoff control is performed using the common cutoff control signal from the control signal output means as the cutoff control signal. As a result, a relatively high load is applied to the discharge circuit of one of the plurality of hydraulic pumps, and the discharge pressure is cut off.Even if it becomes moreThe discharge circuit of other hydraulic pumps has a relatively low load, and the discharge pressureThe average value is not more than the cut-off pressureIn such a case, the cutoff control is not performed for all the hydraulic pumps. Therefore, it is possible to prevent an increase in the flow rate of the discharge circuit of the other hydraulic pump on the low load side due to an increase in the rotational speed of the prime mover as in the conventional structure, thereby preventing deterioration in operability and workability. Further, since it is sufficient to provide one cut-off control means for a plurality of hydraulic pumps, the cost can be reduced compared to the case where a plurality of cut-off control devices are provided as in the conventional structure.
[0009]
(2) In order to achieve the above object, the present invention includes a plurality of variable displacement hydraulic pumps driven by a prime mover, and a relief valve for determining a maximum pressure of a discharge circuit of the plurality of hydraulic pumps, A plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the plurality of hydraulic pumps, a plurality of operation means for respectively operating the plurality of actuators, and a plurality of pump controls for controlling the displacement volumes of the plurality of hydraulic pumps, respectively. A plurality of discharge pressure detecting means for detecting discharge pressures of the plurality of hydraulic pumps, and the discharge pressures detected by the plurality of discharge pressure detecting means, respectively, Cut-off control for operating the corresponding pump control means so that the discharge flow rate of the hydraulic pump decreases to a predetermined cut-off flow rate. In the hydraulic pump cutoff device comprising the cutoff control means, the cutoff control means selects a minimum value of the discharge pressure detected by each of the plurality of discharge pressure detection means, and the minimum value is A determination unit that determines whether or not a predetermined cut-off pressure near the maximum pressure determined by the relief valve has become equal to or higher, and a case in which the determination unit determines that the minimum value of the discharge pressure is equal to or higher than the cut-off pressure Only as a signal for performing the cut-off control, a common cut-off control signal for reducing all the discharge flow rates of the plurality of hydraulic pumps to the cut-off flow rate is generated and output to the plurality of pump control means Control signal output means.
  As a result, the cutoff control is not started until the minimum value among the discharge pressures of all the hydraulic pumps is equal to or higher than the cutoff pressure, so that it is possible to prevent the operability and workability from deteriorating more reliably.
[0010]
(3)Above (1)Or (2)Preferably, the control signal output means generates an absorption torque limit signal for reducing all absorption torques of the plurality of hydraulic pumps to a predetermined value as the common cutoff control signal. Output to the pump control means, and the plurality of pump control means controls the displacement of the plurality of hydraulic pumps based on the absorption torque limit signal.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 shows a hydraulic circuit diagram of a hydraulic drive device provided with a cutoff device for a hydraulic pump according to the present embodiment, and FIG. 2 shows an operating lever device for operating the actuator in FIG. . 1 and 2, the hydraulic drive device is provided in, for example, a hydraulic excavator, and includes a plurality of variable displacement hydraulic pumps driven by a prime mover, for example, an engine 1, such as swash plates 2a and 3a. The first and second hydraulic pumps 2 and 3, the relief valve 4 that determines the maximum pressure of the discharge circuit of the first and second hydraulic pumps 2 and 3, and the first and second hydraulic pumps 2 and 3 are discharged from A plurality of actuators driven by pressure oil, for example, hydraulic cylinders 5, 6, 8, 9 and hydraulic motors 10, 11, 12, and these hydraulic cylinders 5, 6, 8, 9 and hydraulic motors 10, 11, 12 are respectively connected. A plurality of operating means to be operated, for example, operating lever devices 13, 14, 15, 16, 18, 19, 20 and displacements of the first and second hydraulic pumps 2, 3 (swash plates 1a, 2a Pump control means for controlling tilting), respectively, for example, a regulator 21, and a pilot pump 17 driven by the engine 1.
[0013]
The hydraulic cylinders 5, 6, and 8 are a boom cylinder 5, an arm cylinder 6, and a bucket cylinder 8 that respectively rotate a boom, an arm, and a bucket that constitute a work front of a hydraulic excavator (not shown). These are spare cylinders used to drive other attachments or the like according to the work mode.
The hydraulic motors 10 to 12 drive and drive the turning motor 10 for turning the upper turning body relative to the lower running body of a hydraulic excavator (not shown) and the crawler belts provided on both the left and right sides of the lower running body. Left and right traveling motors 11 and 12.
When pressure oil is supplied to the plurality of actuators from the first and second hydraulic pumps 2 and 3, respectively, the flow rate and direction thereof are the first and second boom control valves 23 and 24, the first and second The two-arm control valves 25 and 26, the bucket control valve 28, the turning control valve 29, the left / right traveling control valves 30 and 31, and the auxiliary control valve 27 are controlled.
[0014]
At this time, pressure oil is supplied from the first hydraulic pump 2 to the control valves 23, 25, 28, and 31, but the right travel control valve 31 includes the bucket control valve 28, the first boom control valve 23, and the first control valve 23. It is connected to the tandem so as to supply pressure oil from the first hydraulic pump 2 to the corresponding actuator 12 with priority over the arm control valve 25, and the bucket control valve 28, the first boom control valve 23, and the first The one arm control valves 25 are connected in parallel to each other.
The control valve 24, 26, 27, 29, 30 is supplied with pressure oil from the second hydraulic pump 3, but the swing control valve 29, the second arm control valve 26, the second boom control valve 24, and the reserve The control valve 27 is connected in tandem so as to supply pressure oil from the second hydraulic pump 3 to the corresponding actuators 10, 6, 5 and 9 in preference to the left travel control valve 30, and these swing control valves. 29, the second arm control valve 26, the second boom control valve 24, and the auxiliary control valve 27 are connected in parallel to each other.
[0015]
The operation lever devices 13 to 16 and 18 to 20 are a boom operation lever device 13 for operating the boom by switching the first and second boom control valves 23 and 24, and the first and second arm control valves 25, The arm operating lever device 14 for operating the arm by switching 26, the bucket operating lever device 15 for operating the bucket by switching the bucket control valve 28, and the swing control valve 29 are switched to switch the upper swing body. The operation lever device 16 for turning, the left and right traveling control valves 30, 31 are switched, and the left and right traveling operation lever devices 18, 19 for operating the lower traveling body, and the spare control valve 27 are operated. This is a preliminary operation lever device 20 for switching between. Each of these operation lever devices 13 to 16 and 18 to 20 generates a pilot pressure, and switches the corresponding control valve by the pilot pressure through the corresponding pilot pipe line.
That is, taking the boom operating lever device 13 as an example, the operating lever 13a and the pressure reducing valves 13ba and 13bb are provided. When the operating lever 13a is operated in the boom raising direction (or the boom lowering direction), the pilot pump 17 The pilot pressure PP is reduced by the pressure reducing valve 13ba (or 13bb) in accordance with the operation amount, and this pilot pressure PB1 (or PB2) is supplied to the first and second through the pilot lines 32a, 32a (or 32b, 32b). 2 Guided to the drive parts 23a, 24a (or 23b, 24b) of the boom control valves 23, 24, the control valves 23, 24 are switched. Thereby, pressure oil is supplied to the bottom side (or rod side) of the boom cylinder 5 so that the boom rotates in the raising direction (or the lowering direction).
The operation lever 14a is similarly applied to the other arm operation lever device 14, the bucket operation lever device 15, the turning operation lever device 16, the left / right traveling operation lever devices 18 and 19, and the spare operation lever device 20. , 15a, 16a, 18a, 19a, 20a, pilot valves PA1, PBK1, PS1, PTL1, PTR1, PR1 (or PA2, PBK2, PS2, PTL2, PTR2, PR2) correspond to control valves 25, 26, 28, 29, 30, 31, and 27, pressure oil is supplied to the hydraulic cylinders 6, 8, and 9 or the hydraulic motors 10, 11, and 12, and the corresponding working machines and the like are operated.
Here, the pilot pressures PB1, PB2, PA1, PA2, PBK1, PBK2, PS1, PS2, PTL1, PTL2, PTR1, PTR2, PR1, PR2 are driven by the pressure oil from the first hydraulic pump 2. PB1, PB2, PA1, PA2, PBK1, PBK2, PTR1, and PTR2 related to the operation of the hydraulic actuators 5, 6, 8, and 12 are shuttle valves 33, 34, 35, 39, 41, and 42 as shown in FIG. , 44, and the maximum pressure is selected by the pressure sensor 48 as the first pump 2-side pilot pressure PL1.
Also, PB1, PB2, PA1, PA2, PS1, PS2, PTL1, PTL2, PR1, PR2 relating to the operation of the hydraulic actuators 5, 6, 9, 10, 11 driven by the pressure oil from the second hydraulic pump 3 are As shown in FIG. 2, the maximum pressure is selected via the shuttle valves 33, 34, 36, 38, 40, 41, 43, 45, 46, and the pressure sensor 49 is used as the second pump 3 side pilot pressure PL2. Is detected.
The pilot pressures PL1 and PL2 detected by these pressure sensors 48 and 49 are input to the controller 50.
[0016]
The relief valve 4 includes a spring 4 a, and a pipeline 54 that branches from the pipelines 51 and 52 of the discharge circuit that connects the first and second hydraulic pumps 2 and 3 and the control valves 31 and 27 to the tank 53. Are provided via check valves 55 and 56. When the pressure of the discharge circuit of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 (hereinafter referred to as circuit pressure as appropriate) reaches the relief pressure Pr set by the spring force of the spring 4a, the first and second hydraulic pressure pumps 2 and 3 operate. Pressure oil from the pumps 2 and 3 is returned to the tank 53.
[0017]
The regulators 21 and 22 include tilt actuators 58 and 59, first servo valves 60 and 61 for positive tilt control, and second servo valves 62 and 63 for input torque limit control. These servo valves 60 to 63 controls the pressure oil pressure acting on the tilting actuators 58 and 59 from the pilot pump 17 to tilt the swash plates 2a and 3a of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 (that is, the displacement volume). It comes to control.
The tilting actuators 58 and 59 include pressure receiving chambers 58c and 59c having pressure receiving portions 58a and 59a having large diameters and pressure receiving portions 58b and 59b having small diameters at both ends, and pressure receiving chambers in which the pressure receiving portions 58a and 58b and 59a and 59b are respectively positioned. 58d, 58e and 59d, 59e. When the pressures in the pressure receiving chambers 58d, 58e and 59d, 59e are equal to each other, the operating pistons 58c, 59c move to the right in FIG. 1, thereby increasing the tilt of the swash plates 2a, 3a. The discharge flow rate increases. When the pressures in the large-diameter pressure receiving chambers 58d and 59d decrease, the operating pistons 58c and 59c move to the left in FIG. 1, thereby reducing the tilt of the swash plates 2a and 3a and reducing the pump discharge flow rate. It is supposed to be. The large diameter side pressure receiving chambers 58d and 59d are connected to the discharge pipe 64 of the pilot pump 17 through the first and second servo valves 60 to 63, and the small diameter side pressure receiving chambers 58e and 59e are directly connected to the pilot. It is connected to the discharge pipe 64 of the pump 17.
[0018]
The first servo valves 60 and 61 for positive tilt control are valves operated by control pressures PC1 and PC2 from solenoid control valves 64 and 65 driven by control signals SI1 and SI2 (described later) from the controller 50. . That is, when the control pressures PC1 and PC2 are high, the valve bodies 60a and 61a move rightward in FIG. 1, and the pressure receiving chambers 58d and 60d of the tilting actuators 58 and 59 without reducing the pilot pressure PP from the pilot pump 17, respectively. 59d, thereby increasing the inclination of the swash plates 2a, 3a, and increasing the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 2, 3. As the control pressures PC1 and PC2 decrease, the valve bodies 60a and 61a move to the left in the figure by the force of the springs 60b and 61b, and the pilot pressure PP from the pilot pump 17 is reduced and transmitted to the pressure receiving chambers 58d and 59d. In addition, the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 are reduced.
[0019]
The second servo valves 62 and 63 for input torque limiting control are solenoid control valves driven by discharge pressures PD1 and PD2 of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 and a control signal SI3 (described later) from the controller 50. 66, which is operated by the control pressure PC3 from the discharge pressure PD3, the discharge pressures PD1, PD2 of the first and second hydraulic pumps 2, 3 and the control pressure PC3 from the solenoid control valve 66 are used to operate the second servo valves 62, 63. The pressure receiving chambers 62b to 63d and 63b to 63d of the driving units 62a and 63a are guided respectively.
That is, when the sum PD1 + PD2 of the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 is lower than the set value of the spring force of the springs 62e and 63e, the valve bodies 62f and 63f move to the right in FIG. The pilot pressure PP from the pump 17 is transmitted to the pressure receiving chambers 58d and 59d of the tilt actuators 58 and 59 without reducing the pressure, thereby tilting the swash plates 2a and 3a of the first and second hydraulic pumps 2 and 3. Increase the discharge flow rate. Then, as the sum PD1 + PD2 of the discharge pressures of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 becomes higher than the set value of the spring force of the springs 62e and 63e, the valve bodies 62f and 63f move to the left in FIG. The pilot pressure PP from the pilot pump 17 is reduced and transmitted to the pressure receiving chambers 58d and 59d, whereby the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 are reduced.
At this time, when the control pressure PC3 from the solenoid control valve 66 is low, the set value of the spring force of the springs 62e, 63e is increased to increase the discharge pressures PD1, PD2 of the first and second hydraulic pumps 2, 3. The discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 are decreased, and the set value of the spring force of the springs 62e and 63e is decreased as the control pressure PC3 from the solenoid control valve 66 is increased. The discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 2, 3 are reduced from the lower discharge pressures PD1, PD2 of the two hydraulic pumps 2, 3.
[0020]
Of the solenoid control valves 64, 65, 66 described above, the solenoid control valves 64, 65 are not operated by the operation lever devices 13-20, and the first pump side pilot pressure PL1 and the second pump 3 side pilot pressure PL2 are zero. In this case, the control pressures PC1 and PC2 are minimized as the output pressures PC1 and PC2 are minimized, and the operation lever devices 13 to 20 are operated to increase the first pump side pilot pressure PL1 and the second pump 3 side pilot pressure PL2. It operates to be higher (described later). Further, the solenoid control valve 66 operates such that the output control pressure PC3 decreases as the pump absorption torque TR determined in the controller 50 increases (described later).
[0021]
As described above, the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 increase as the operation amount of the operation lever devices 13 to 20 increases, and a discharge flow rate corresponding to the required flow rate of the control valves 23 to 31 can be obtained. As the tilt of the swash plates 2a, 3a of the first and second hydraulic pumps 2, 3 is controlled (so-called positive control), and the discharge pressures PD1, PD2 of the first and second hydraulic pumps 2, 3 increase. Further, as the pump absorption torque TR decreases, the maximum value of the discharge flow rate of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 is limited to be small, and the load of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 exceeds the output torque of the prime mover 1. The tilting of the swash plates 2a and 3a of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 is controlled so as not to occur (so-called input torque limit control).
[0022]
FIG. 3 shows the function of the controller 50, and the target displacement (by positive control) according to the first pump side pilot pressure PL1 and the second pump 3 side pilot pressure PL2 based on the operation of the operation lever devices 13 to 20 ( Target pump tilt) θ1 and θ2 are calculated, respectively, and the positive control unit 50a for driving the solenoid control valves 64 and 65, and the cut-off control based on the discharge pressures PD1 and PD2 of the first and second hydraulic pumps 2 and 3, respectively. And a cutoff control unit 50b for driving the solenoid control valve 66 by calculating the pump absorption torque TR.
The positive control unit 50a is selected via the shuttle valves 33, 34, 35, 39, 41, 42, 44 described above and is detected by the pressure sensor 48 and the first pump 2-side pilot pressure PL1 and the shuttle valves 33, 34, 36. , 38, 40, 41, 43, 45, and 46, the target pump tilts θ1 and θ2 are respectively determined based on the table as shown in the figure according to the second pump 3 side pilot pressure PL2 detected by the pressure sensor 49. Function generators 50aa1 and 50aa2 to be generated, and function generators for generating control signals SI1 and SI2 for driving the solenoid control valves 64 and 65, respectively, based on the table shown in the drawing in accordance with these target tilts θ1 and θ2. 50ab1 and 50ab2.
With such a function, the target pump tilts θ1, θ2 increase as the operation amount of the operation lever devices 13-20 increases and the pilot pressures PL1, PL2 on the first pump 2 and second pump 3 side increase. As a result, the control signals SI1 and SI2 are increased, the control pressures PC1 and PC2 are increased, and the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 are increased.
[0023]
The cut-off control unit 50b will be described in detail later.
[0024]
The hydraulic drive apparatus as described above is provided with the cutoff device for the hydraulic pump according to the present embodiment. This cutoff device includes pressure sensors 68 and 69 provided as a plurality of discharge pressure detecting means for detecting the discharge pressures PD1 and PD2 of the first and second hydraulic pumps 2 and 3, respectively, and the detected discharge pressure PD1. , PD2 is a cut for performing cut-off control to operate the corresponding regulators 21, 22 so that the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 2, 3 are reduced to a predetermined cut-off flow rate (details will be described later). The cut-off control unit 50b as an off control means is formed.
[0025]
As shown in FIG. 3, the cut-off controller 50b receives the discharge pressures PD1 and PD2 detected by the pressure sensors 68 and 69, and calculates an average pressure PD12 = (PD1 + PD2) / 2. 50ba and the maximum pressure (= relief pressure Pr, for example, 350 kg / cm) on which the average pressure PD12 is determined by the relief valve 4 based on the table as shown in the figure²) A predetermined cut-off pressure PDC (for example, 340 kg / cm) slightly smaller than²) Is smaller, the pump absorption torque TR of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 is set to the normal TR1, and when PD12 exceeds the cutoff pressure PDC, TR is set to TR0 smaller than TR1. 50bb and a function generator 50bc for generating a control signal SI3 for driving the solenoid control valve 66 based on a table as shown in the figure according to the pump absorption torque TR.
By such a function, when the discharge pressure PD1 of the first pump 2 and the discharge pressure PD2 of the second pump 3 become large and the average pressure PD12 becomes larger than the cut-off pressure PDC, the first pump 2 and the second pump 3 Is reduced from TR1 to TR0, the control signal SI3 is reduced, and the control pressure PC3 is increased. As a result, the set value of the spring force of the springs 62e, 63e of the second servo valves 62, 63 for input torque limiting control is reduced, and the lower discharge pressures PD1, PD2 of the first and second hydraulic pumps 2, 3 are used. The discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 are decreased. That is, the discharge flow rate at the same discharge pressure of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 is shifted to the decreasing side, thereby realizing the cutoff.
[0026]
  In the configuration described so far, the discharge pressures detected by the plurality of discharge pressure detection means are the average pressure calculation unit 50ba and the function generator 50bb that changes the output value with the cutoff pressure PDC as a boundary. A means for determining the average value of the value and determining whether the average value is equal to or higher than the cutoff pressure is configured.The
[0027]
Further, the pump absorption torque TR output from the function generator 50bb and the control signal SI3 output from the function generator 50bc corresponding to this decrease all the absorption torques of the plurality of hydraulic pumps to a predetermined value. In other words, a common cut-off control signal for reducing all the discharge flow rates of the plurality of hydraulic pumps to the cut-off flow rate is formed. Corresponding to this and the configuration of the determination means described above, the function generator 50bc and the portion of the function of the function generator 50b that switches the absorption torque TR low from TR1 to TR0 are included in the determination result of the determination means. Based on this, a control signal output means for generating a common cut-off control signal for reducing all the discharge flow rates of the plurality of hydraulic pumps to the cut-off flow rate as a signal for performing the cut-off control, and outputting the same to the plurality of pump control means And, based on the determination result of the determination means, cuts off all discharge flow rates of a plurality of hydraulic pumps as a signal for performing cut-off control only when all discharge pressures exceed a predetermined pressure. Control signal output means for generating a common cut-off control signal for reducing the flow rate and outputting it to a plurality of pump control means is also configured.
[0028]
Next, operations and effects of the present embodiment configured as described above will be described.
When the operator operates at least one of the operation lever devices 13 to 20 with the intention of performing some work, the corresponding control valve is switched from the neutral position by the pilot pressure generated by the operation, and the first or second Pressure oil from the hydraulic pumps 2 and 3 is supplied to the corresponding actuator, and the actuator is driven. At this time, the maximum pressure of the generated pilot pressure is detected by the pressure sensors 48 and 49 as the first pump 2 side pilot pressure PL1 or the second pump 3 side pilot pressure PL2, and is input to the positive control unit 50a of the controller 50. Accordingly, the first servo valves 60 and 61 for positive tilt control of the regulators 21 and 22 become the target tilts θ1 and θ2 for the swash plates 2a and 3a of the first and second hydraulic pumps 2 and 3, respectively. To be driven. At this time, the discharge pressures PD1 and PD2 of the first and second pumps 2 and 3 are detected by the pressure sensors 68 and 69 and input to the cut-off control unit 50b of the controller 50. The second servo valves 62 and 63 for input torque limiting control are driven so that the pump absorption torque of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 is pump tilted to be TR or less. As a result, the smaller one of the target tilt by the input torque limiting control and the target tilt by the positive control is selected to be the final target tilt, and the swash plate 2a of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 is selected. , 3a are driven so as to have the tilt.
[0029]
Here, when the pressure of the discharge circuit of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 is relatively small, for example, when the operator performs normal excavation that is not heavy excavation, the first and second hydraulic pumps 2 and 3 are used. The average value (PD1 + PD2) / 2 of the discharge pressures PD1, PD2 becomes smaller than the cut-off pressure PDC, the cut-off is not started, and the function generator 50bb of the cut-off control unit 50 causes the first and second hydraulic pumps 2, The pump absorption torque of 3 is set to TR1 as usual. As a result, as in normal positive control, the swash plates 2a and 3a of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 are controlled by the regulators 21 and 22 with the target tilt by the first servo valves 60 and 61 for positive tilt control. The input torque limiting control second servo valves 62 and 63 are driven so as to be the smaller of the target tilts.
In addition, the operator performs arm cloud operation and boom raising operation during excavation work, and the discharge pressures PD1 and PD2 of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 increase, and the average value of both (PD1 + PD2) / 2 is cut off. When the pressure becomes equal to or higher than PDC, the cutoff is started, and the pump generator torque of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 is set low at TR0 by the function generator 50bb of the cutoff control unit 50, and the first In addition, the discharge flow rate of the second hydraulic pumps 2 and 3 is shifted to the decreasing side.
[0030]
On the other hand, for example, when an operator performs a suspended load work or a sanding work, a combined operation of bucket dump / cloud and turning is performed. In this case, since the swing motor 10 is on the high load side, the discharge pressure PD2 of the second hydraulic pump that supplies pressure oil to the swing motor 10 becomes high and becomes equal to or higher than the cutoff pressure PDC. However, since the bucket cylinder 8 is on the low load side, the discharge pressure PD1 of the first hydraulic pump 2 that supplies pressure oil to the bucket cylinder 8 decreases. As a result, the average pressure (PD1 + PD2) / 2 of both the discharge pressures PD1 and PD2 becomes lower than the cutoff pressure PDC. Therefore, the cutoff is not started, and the function generator 50bb of the cutoff controller 50 performs the first and The pump absorption torque of the second hydraulic pumps 2 and 3 is set to TR1 as usual, and only normal positive control is performed. Therefore, it is possible to prevent the operability from deteriorating due to the sudden movement of the bucket due to the increase in the supply flow rate to the bucket cylinder 28 as in the conventional structure, and it is possible to ensure good operability.
Further, for example, when the operator makes a pivot turn to the left during traveling to change the traveling direction, the right traveling motor 12 that is outside the direction to turn is on the high load side. The discharge pressure PD1 of the first hydraulic pump 2 that supplies pressure oil to the travel motor 12 becomes high and becomes equal to or higher than the cut-off pressure PDC. However, since the left traveling motor 11 that is the inner side is on the low load side, the discharge pressure PD2 of the second hydraulic pump 3 that supplies pressure oil to the left traveling motor 11 is reduced. As a result, as described above, the average pressure (PD1 + PD2) / 2 becomes lower than the cutoff pressure PDC, and the cutoff is not started, and only normal positive control is performed. Therefore, it is possible to prevent the workability from deteriorating due to the increase in the supply flow rate to the left traveling motor 11 based on the increase in the number of revolutions of the engine 1 as in the conventional structure, and a strong steering operation can be secured.
[0031]
It should be noted that the first hydraulic pump 2 during the pivot turn and the second hydraulic pump 3 during the lifting / sanding operation are cut off even though the discharge pressure reaches the cutoff pressure PDC and is almost relieved. Therefore, the energy loss is generated as long as it is, but the other hydraulic pump is cut off, so the energy loss is reduced to half. In addition, as described above, both the first and second hydraulic pumps 2 and 3 are cut off during arm cloud operation and boom raising operation during excavation work, and the first and second energy loss is the largest. 2 The effect of reducing energy loss during relief of both hydraulic pumps 2 and 3 is ensured.
[0032]
Further, since the cut-off control of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 can be performed only by the cut-off control unit 50b of one controller 50, the cost can be reduced as compared with the case where a plurality of cut-off control devices are provided as in the conventional structure. You can go down.
[0033]
In the above embodiment, the case where the cutoff is performed by switching the pump absorption torque in the input torque limit control to a low level has been described. However, the present invention is not limited to such a cutoff method. For example, the target pump inclination in the positive control is controlled. The present invention can also be applied to a configuration in which cut-off is performed by directly limiting target pump tilting by rotation or input torque limit control, or a configuration in which a dedicated cut-off valve is provided. In short, when performing cut-off control for a plurality of hydraulic pumps, it is only necessary to perform cut-off in common for both when the average value of both discharge pressures is equal to or higher than the cut-off pressure. In these cases, the same effect is obtained.
[0034]
In the above embodiment, the case where the first and second hydraulic pumps 2 and 3 are provided has been described as an example. However, the present invention is not limited to this, and when three or more hydraulic pumps are provided. Needless to say, the same effect can be obtained.
[0035]
Furthermore, although the case where it applied to the hydraulic shovel as an example of a construction machine was demonstrated in the said embodiment, it cannot be overemphasized that it is applicable not only to this but another construction machine.
[0036]
Furthermore, in the above embodiment, the cutoff pressure control unit 50b of the controller 50 is provided with the average pressure calculation unit 50ba, and the average pressure PD12 = (PD1 + PD2) / 2 of the discharge pressures PD1, PD2 of the first and second hydraulic pumps 2, 3. However, the present invention is not limited to this, and the minimum values of the discharge pressures PD1 and PD2 of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 may be selected. The function of the controller 50 according to this modification is shown in FIG. In FIG. 4, a minimum value selection unit 50baA is provided instead of the average pressure calculation unit 50ba of FIG. 3 to select the minimum value PDmin of the discharge pressures PD1 and PD2, and the minimum pressure is obtained in the function generator 50bbA instead of the function generator 50bb. When PDmin is smaller than the cut-off pressure PDC, the pump absorption torque TR of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 is set to the normal TR1, and when PDmin exceeds the cut-off pressure PDC, TR is set to TR0 smaller than TR1. It is supposed to be set.
According to this modification, the cut-off does not start unless both the discharge pressures PD1 and PD2 of the first and second hydraulic pumps 2 and 3 exceed the cut-off pressure PDC. There is an effect of preventing deterioration.
[0037]
【The invention's effect】
According to the present invention, the cutoff control is not performed at all until the discharge pressures of all the hydraulic pumps approach the cutoff pressure, and the common cutoff control is performed only when all the discharge pressures approach the cutoff pressure. Cut-off control is performed using the signal. Therefore, when one discharge pressure is high and the other discharge pressure is low, it is possible to prevent the flow rate of the discharge circuit of the hydraulic pump on the low load side from increasing due to an increase in the rotational speed of the prime mover as in the conventional structure. Operability and workability can be improved. Moreover, since it is sufficient to provide one cut-off control means for a plurality of hydraulic pumps, the cost can be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic drive apparatus provided with a cutoff device for a hydraulic pump according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a view showing an operation lever device for operating the actuator in FIG. 1;
FIG. 3 is a diagram illustrating functions of a controller.
FIG. 4 is a diagram illustrating functions of a controller in a modified example.
[Explanation of symbols]
1 engine (motor)
2 First hydraulic pump
3 Second hydraulic pump
4 Relief valve
5 Boom cylinder (actuator)
6 Arm cylinder (actuator)
8 Bucket cylinder (actuator)
9 Spare cylinder (actuator)
10 Rotating motor (actuator)
11 Left travel motor (actuator)
12 Right travel motor (actuator)
13 Boom operation lever device (operation means)
14 Arm operating lever device (operating means)
15 Bucket operation lever device (operation means)
16 Operation lever device for turning (operating means)
18 Left travel control lever device (operation means)
19 Operation lever device for right travel (operation means)
20 Preliminary operation lever device (operation means)
21, 22 Regulator (pump control means)
50 controller
50b Cut-off control unit (cut-off control means)
50ba average pressure calculator (determination means)
50bb function generator (determination means, control signal output means)
50bc function generator (control signal output means)
68, 69 Pressure sensor (Discharge pressure detection means)
PD1 Discharge pressure of the first hydraulic pump
PD2 Discharge pressure of the second hydraulic pump
PDC cut-off pressure
Pr relief pressure
SI3 control signal (absorption torque limit signal, common cut-off control signal)
TR pump absorption torque (absorption torque limit signal, common cutoff control signal)

Claims

A plurality of variable displacement hydraulic pumps driven by a prime mover, a relief valve for determining a maximum pressure of a discharge circuit of the plurality of hydraulic pumps, and a plurality of driven by pressure oil discharged from the plurality of hydraulic pumps Provided in a hydraulic drive device comprising an actuator, a plurality of operation means for operating each of the plurality of actuators, and a plurality of pump control means for controlling displacements of the plurality of hydraulic pumps, respectively. Corresponding to reduce the discharge flow rate of the hydraulic pump to a predetermined cut-off flow rate according to the discharge pressure detected by each of the plurality of discharge pressure detection devices A hydraulic pump having a cutoff control means for performing a cutoff control for operating the pump control means. In-off device,
The cutoff control means calculates an average value of the discharge pressures respectively detected by the plurality of discharge pressure detection means, and the average value is equal to or higher than a predetermined cutoff pressure near the maximum pressure determined by the relief valve. As a signal for performing the cutoff control only when it is determined by the determination means that determines whether or not the average value of the discharge pressure is equal to or higher than the cutoff pressure by the determination means, And a control signal output means for generating a common cutoff control signal for reducing all discharge flow rates of the plurality of hydraulic pumps to the cutoff flow rate and outputting the same to the plurality of pump control means. Hydraulic pump cut-off device.

A plurality of variable displacement hydraulic pumps driven by a prime mover, a relief valve for determining a maximum pressure of a discharge circuit of the plurality of hydraulic pumps, and a plurality of driven by pressure oil discharged from the plurality of hydraulic pumps Provided in a hydraulic drive device comprising an actuator, a plurality of operation means for operating each of the plurality of actuators, and a plurality of pump control means for controlling displacements of the plurality of hydraulic pumps, respectively. Corresponding to reduce the discharge flow rate of the hydraulic pump to a predetermined cut-off flow rate according to the discharge pressure detected by each of the plurality of discharge pressure detection devices A hydraulic pump having a cutoff control means for performing a cutoff control for operating the pump control means. In-off device,
The cutoff control means selects a minimum value of the discharge pressure detected by each of the plurality of discharge pressure detection means, and this minimum value is not less than a predetermined cutoff pressure near the maximum pressure determined by the relief valve. determination means for determining whether became only when the minimum value of the discharge pressure in the determination means determines that becomes the cut-off pressure or higher, as a signal for performing the cutoff control, the And a control signal output means for generating a common cutoff control signal for reducing all discharge flow rates of the plurality of hydraulic pumps to the cutoff flow rate and outputting the same to the plurality of pump control means. Hydraulic pump cut-off device.

3. The hydraulic pump cutoff device according to claim 1, wherein the control signal output means reduces the absorption torque of the plurality of hydraulic pumps to a predetermined value as the common cutoff control signal. 4. A restriction signal is generated and output to the plurality of pump control means, and the plurality of pump control means controls a displacement volume of the plurality of hydraulic pumps based on the absorption torque restriction signal. Cut-off device.