JP4049386B2 - Control device for hydraulic drive machine - Google Patents
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本発明は、油圧ショベル、クレーン等の建設機械を含む油圧駆動機械において、油圧システムの応答性を、作業内容等に合わせて最適に調整することができる制御装置に関する。 The present invention relates to a control device capable of optimally adjusting the responsiveness of a hydraulic system in accordance with the work contents and the like in a hydraulic drive machine including a construction machine such as a hydraulic excavator and a crane.
一般に、建設機械のような油圧駆動機械では、図１に示すように、原動機（エンジン）１により駆動される油圧ポンプ２が設けられており、この油圧ポンプ２から吐出された圧油が各油圧アクチュエータ３、４に供給されるように、油圧システム（油圧回路）が構成されている。この場合、複数の操作レバー７、８の操作量に応じて各流量制御弁５、６の開口面積がそれぞれ変化され、油圧ポンプ２の吐出圧油が、各油圧アクチュエータ３、４に分配される。
Generally, in a hydraulic drive machine such as a construction machine, as shown in FIG. 1, a
油圧ポンプ２の斜板を制御する方式には様々な種類のものがあるが、一般に、操作レバー７、８が操作されると、その操作量の大きさに応じて油圧ポンプ２の吐出量が増加するように油圧ポンプ２の斜板２ａの位置（ポンプ押しのけ容積ｑ（ｃｃ/ｒｅｖ））が制御される。これにより、操作レバー７、８の操作で必要とされる流量が各油圧アクチュエータ３、４に供給される。油圧ポンプ２の斜板２ａの位置（ポンプ押し退け容積ｑ（ｃｃ/ｒｅｖ））は、コントローラ３０から、油圧ポンプ２の斜板２ａを駆動する機構３１に対して駆動信号、つまり流量指令ｒを出力することにより、変化される。
There are various types of methods for controlling the swash plate of the
ここで、こうした油圧システムにおいて、油圧ポンプ２など、各油圧制御機器の入力信号に対する出力信号の応答性を、作業内容等に応じて最適に制御して、作業性を向上させたいとの要請がある。
Here, in such a hydraulic system, there is a request to improve the workability by optimally controlling the responsiveness of the output signal to the input signal of each hydraulic control device such as the
たとえば、迅速に作業をすすめたい場合には、操作レバー７、８の操作に応じて油圧アクチュエータ３、４およびこれにより駆動される作業機が応答性よく駆動されるように応答性を高めたい。また、微操作が要求される作業の場合には、操作レバー７、８が急激に大きく操作されたとしても、これに作業機が敏感に追従しないように、応答性を低くしたい。
For example, when it is desired to work quickly, it is desired to increase the responsiveness so that the
特に、各油圧制御機器単体の応答が十分に大きくなるように構築された油圧システムにあっては、作業内容によって、応答性を低くさせたい場合がある。 In particular, in a hydraulic system constructed so that the response of each hydraulic control device alone is sufficiently large, there is a case where it is desired to reduce the response depending on the work contents.
ここで、この種の作業性を高めることに関する技術として、下記特許文献１に記載されたものがある。
Here, as a technique related to enhancing this type of workability, there is one described in
この特許文献１記載のものでは、油圧シリンダ、油圧モータ等の油圧アクチュエータの負荷圧が急増した場合に、油圧ポンプの吐出圧が上昇し、油圧ポンプを駆動する原動機（エンジン）の回転数が低下してしまうことを防ぐために、油圧ポンプの吐出圧の変化量を検出し、この吐出圧変化量が所定の値を越えた場合に、油圧ポンプの吐出量を減少させ、原動機に作用する負荷を減じるようにしている。これにより、原動機の回転数低下が未然に防止される。
In the device described in
しかし、この制御によれば、油圧ポンプの負荷が急変するような場合には、油圧ポンプの圧力変化分に応じてポンプ吐出量が減らされることで、エンジン回転の低下は防止されるものの、エンジン回転数がダウンしないような状況や、油圧ポンプの吐出圧または吐出流量の変化量が小さい軽負荷作業の場合には、油圧ポンプの挙動に関しては、制御されないのと同じ状態であり、油圧ポンプの応答性は変化しない。 However, according to this control, when the load of the hydraulic pump changes suddenly, the pump discharge amount is reduced according to the change in pressure of the hydraulic pump, so that the engine rotation is prevented from being lowered. In situations where the rotational speed does not go down or in light load work where the change in discharge pressure or discharge flow rate of the hydraulic pump is small, the behavior of the hydraulic pump is the same as if it was not controlled. Responsiveness does not change.
一般に、作業機の応答性が要求される「スケルトン作業」や「バケットによるふるい作業」の作業性向上のために、油圧ポンプ単体の応答性を十分に向上させた油圧システムでは、反対に、「整正仕上げ作業」等、極めて微操作を要求される作業を行おうとすると、油圧ポンプの負荷圧や操作レバーの操作に、敏感に油圧ポンプが応答してしまい、微操作性が損なわれるという問題が招来する。このため、微操作作業の際の操作レバーの操作には熟練を要し、オペレータにかかる負担が大きいものとなってしまう。 In general, in order to improve the workability of `` skeleton work '' and `` sieving work using buckets '' that require responsiveness of the work equipment, in a hydraulic system that has sufficiently improved the responsiveness of a single hydraulic pump, When performing work that requires extremely fine operation, such as `` rectifying finishing work '', the problem is that the hydraulic pump responds sensitively to the load pressure of the hydraulic pump and the operation of the operation lever, and the fine operability is impaired. Will be invited. For this reason, the operation of the operation lever at the time of fine operation work requires skill, and the burden on the operator becomes large.
また、下記特許文献２、特許文献３記載のものでは、作業機が急激に作動された場合に、油圧ポンプの吐出圧が急激に変動したりハンチングしたりすることを防止するために、油圧ポンプの吐出圧の微分値を算出するか、油圧ポンプの吐出圧信号の中から、油圧ポンプによって予め定まる固有振動数成分の圧力変動成分を算出して、この算出値を、油圧ポンプの吐出流量指令値から減算するようにしている。これにより、油圧ポンプの吐出圧の変動が継続してしまうことが防止され、油圧ポンプの振動特性が向上する。
Moreover, in the thing of the following
しかし、この制御によれば、油圧ポンプの吐出圧の振動を抑制する方向にもっていくことができるものの、振動を抑制したくない作業を行うときには、振動を抑制しない方向に、油圧ポンプの応答性を低くすることができなかった。つまり、油圧ポンプの応答性を、作業内容等に応じて変化させることができなかった。 However, according to this control, the hydraulic pump discharge pressure vibration can be suppressed, but when performing an operation that does not want to suppress the vibration, the hydraulic pump response in the direction not suppressing the vibration. Could not be lowered. That is, the responsiveness of the hydraulic pump could not be changed according to the work content.
さて、油圧ポンプの制御方式としては、ロードセンシング制御、ポンプネガティブコントロール制御、ポンプポジティブコントロール制御が一般的である。 As a hydraulic pump control method, load sensing control, pump negative control control, and pump positive control control are generally used.
まず、ロードセンシング制御について述べる。 First, load sensing control will be described.
下記特許文献４記載のものでは、いわゆるロードセンシング制御（以下、適宜、ＬＳ制御という）において、油圧ポンプの吐出圧と最大負荷圧との差圧を検出し、この差圧が目標差圧値になるように、油圧ポンプに対する流量指令に対して制御ゲインを乗じて制御するようにしている。この場合、操作レバーの操作量が検出され、操作量が大きくなるに従って、制御ゲインを大きくしており、操作量が大きいときに目標差圧と実際の差圧の偏差を、より迅速に減少させてやり、油圧ポンプの即応性を向上させるようにしている。また、操作レバーの操作量が小さいときには、制御ゲインを小さくすることで、上記差圧の偏差を、比較的ゆっくりと減少させ、滑らかに油圧ポンプの吐出流量を変化させるようにしている。なお、ロードセンシング制御とは、油圧ポンプの斜板を制御する方式の一つであり、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(以下、最大負荷圧という）よりも、常に所定の目標差圧分だけ高くなるように、油圧ポンプを斜板を制御するというものである。
In the thing of the following
つぎに、ポンプネガティブコントロール制御について述べる。 Next, pump negative control control will be described.
ポンプネガティブコントロール制御（以下、適宜、ネガコンという）は、センタバイパス回路からタンクに排出される流量が一定になるようにポンプの斜板を制御するポンプ制御方式であり、操作レバーの操作量に応じた大きさの制御ゲインを、油圧ポンプに対する流量指令に乗じることで、油圧ポンプの吐出流量が目標流量に達する時間を、変化させるようにしている。なお、ポンプネガティブコントロール制御とは、油圧ポンプの斜板を制御する方式の一つであり、油圧ポンプから流入された圧油を、流量制御弁よりタンクに排出するセンタバイパス回路を設け、流量制御弁が中立状態からストロークされるに従って上記センタバイパス回路の閉じ量を増加させるとともに、タンクに排出される流量を検出し、この流量が小さくなるに従って油圧ポンプから吐出される流量が大きくなるように、油圧ポンプの斜板を制御し、センタバイパス回路からタンクに排出される流量を一定にするというものである。 Pump negative control control (hereinafter referred to as negative control as appropriate) is a pump control system that controls the swash plate of the pump so that the flow rate discharged from the center bypass circuit to the tank is constant, depending on the operation amount of the operation lever By multiplying the control gain of a certain magnitude by the flow rate command for the hydraulic pump, the time for the discharge flow rate of the hydraulic pump to reach the target flow rate is changed. Pump negative control control is one of the methods to control the swash plate of a hydraulic pump. A center bypass circuit is provided to discharge the pressure oil flowing in from the hydraulic pump to the tank from the flow control valve. As the valve is stroked from the neutral state, the closing amount of the center bypass circuit is increased, the flow rate discharged to the tank is detected, and the flow rate discharged from the hydraulic pump increases as the flow rate decreases. The swash plate of the hydraulic pump is controlled to make the flow rate discharged from the center bypass circuit to the tank constant.
しかし、この特許文献４記載のものでは、単に、油圧ポンプに対する流量指令信号に制御ゲインを乗じているために、制御ゲインが小さくなった場合には、制御偏差が増大してしまう。すなわち、操作レバーの操作量が小さいレバーファイコン作業を行っているときには、制御偏差増大により、定常状態での制御性が悪化してしまうという問題が招来する。
However, in the thing of this
また、上記ＬＳ制御、ネガコン以外のポンプ制御方式として、操作レバーの操作量を検出し、この操作量の和（オペレータの要求流量）に応じた吐出量（供給流量）が油圧ポンプから吐出されるように、油圧ポンプの斜板を制御するといういわゆるポンプポジティブコントロール制御（以下、適宜、ポジコンという）方式がある。 Further, as a pump control method other than the LS control and the negative control, the operation amount of the operation lever is detected, and the discharge amount (supply flow rate) corresponding to the sum of the operation amounts (required flow rate of the operator) is discharged from the hydraulic pump. As described above, there is a so-called pump positive control control (hereinafter, referred to as a positive control as appropriate) that controls a swash plate of a hydraulic pump.
しかし、このポジコン方式では、制御偏差が存在せず、制御ゲインを流量指令に乗算するという上述した制御を採用することはできない。 However, in this positive control system, there is no control deviation, and the above-described control of multiplying the flow rate command by the control gain cannot be employed.
一方、上記ポジコン方式において、油圧ポンプの斜板の位置を検出するセンサを設け、この検出位置と目標位置との偏差を求めて、これに制御ゲインを乗じるということが考えられる。しかし、既存のポジコンシステムに、かかるセンサ等を新たに配設することは、システム構築上、コストアップが避けられない。かといって、既存のポジコンシステムに、新たなハードを追加することなしでは、制御ゲインを流量指令に乗算するという制御はなし得ないことになっていた。 On the other hand, in the positive control system, it is conceivable that a sensor for detecting the position of the swash plate of the hydraulic pump is provided, the deviation between the detected position and the target position is obtained, and this is multiplied by a control gain. However, it is inevitable to increase the cost for newly constructing such sensors in the existing positive control system in terms of system construction. However, without adding new hardware to the existing positive control system, it was impossible to perform control to multiply the flow rate command by the control gain.
また、下記特許文献５記載のものでは、オペレータによるスイッチ操作により、油圧ポンプの斜板傾転角（吐出流量）の変化速度を選択し、選択された速度に応じた制御ゲインで、油圧ポンプの吐出量を制御するようにしている。
Further, in the one described in
しかし、この特許文献５記載の技術にあっては、作業内容が異なる毎に、油圧ポンプの応答速度を、スイッチ操作で切換えなければならず、操作が煩わしいという問題がある。さらに、この特許文献５記載の制御内容は、上述した特許文献４記載のものと同内容であり、レバーファイコン作業を行っているときの制御性が悪化してしまうという問題が招来する。
However, the technique described in
また、下記特許文献６記載のものでは、流量制御弁から油圧アクチュエータに供給される圧油の流量が指令値に達するまでの時間を、選択することで、流量制御弁の応答性を変化させるようにしている。
Moreover, in the thing of the following
しかし、この公報記載のものでも上述した特許２６５１０７９号公報記載のものと同様に、流量制御弁の応答性を、スイッチ等の操作で切換えなければならず、操作が煩わしいという問題がある。 However, even the one described in this publication has a problem that the responsiveness of the flow rate control valve must be switched by an operation of a switch or the like, as in the above-mentioned publication of Japanese Patent No. 2651079.
さらに、この特許２６２８４１８号公報記載の制御内容は、図２３（ｂ）に示すように、入力信号（図２３（ａ））の時間的な変化を小さくして応答時間を小さくするというという制御を行っているに過ぎず、図２３（ｃ）に示すように、入力信号とは別の状態量を検出し、この状態量の変化を妨げる方向に、入力信号を補正することで、応答性を抑制するという制御を行うものではない。この特許２６２８４１８号公報記載の制御を行った場合には、単に、入力信号に対して出力信号の遅れが生じるだけで、十分な整定性と即応性は得られない。
本発明は、こうした実状に鑑みてなされたものであり、油圧システムを構成する各油圧制御機器の入力信号に対する出力信号の応答性を、作業内容等に応じて最適に変化させてやり、場合によっては即応性を高め、場合によっては整定性を高めることで、作業性、操作性を向上させることを解決課題とするものである。しかも、オペレータの操作を介入することなく、高コストを招来することなく、これを実現することを解決課題とするものである。 The present invention has been made in view of such a situation, and the responsiveness of the output signal to the input signal of each hydraulic control device constituting the hydraulic system is optimally changed according to the work content etc. The problem to be solved is to improve workability and operability by increasing responsiveness and, in some cases, improving settling. Moreover, it is an object of the present invention to realize this without intervening the operation of the operator and without incurring high costs.
そこで、上記解決課題を解決するために、本発明の第１発明では、原動機により駆動される油圧ポンプと、当該油圧ポンプから吐出される圧油が供給されることにより駆動される少なくとも１つの油圧アクチュエータと、操作子の操作により駆動され、前記油圧アクチュエータに供給される圧油の流量を制御する流量制御弁とを、少なくとも油圧制御機器として具えた油圧駆動機械において、
前記各油圧制御機器の中から、入力信号に対する出力信号の応答を抑制すべき応答抑制対象機器を設定し、
前記応答抑制対象機器の作動に応じて変化する物理量またはこの物理量を変化させる操作量を、状態量として検出する状態量検出手段と、
前記応答抑制対象機器の応答の抑制量を指示する抑制量指示手段と、
前記状態量検出手段で検出された状態量と前記抑制量指示手段により指示された抑制量に基づき、抑制量が小さくなるに従って、入力信号から取り除くべき状態量の高周波変動成分が、より高い周波数以上の高周波成分となるように、また、抑制量が大きくなるに従って、入力信号から取り除くべき状態量の高周波変動成分が、より低い周波数以上の高周波成分となるように、入力信号を補正して、前記応答抑制対象機器に対する入力信号を補正することにより、入力信号に対する出力信号の応答を抑制する応答抑制手段と
を具えるようにしている。
Therefore, in order to solve the above problem, in the first invention of the present invention, a hydraulic pump driven by a prime mover and at least one hydraulic pressure driven by supplying pressure oil discharged from the hydraulic pump. In a hydraulic drive machine comprising an actuator and a flow rate control valve that is driven by operation of an operator and controls a flow rate of pressure oil supplied to the hydraulic actuator, at least as a hydraulic control device,
Among the hydraulic control devices, set a response suppression target device that should suppress the response of the output signal to the input signal,
State quantity detection means for detecting, as a state quantity, a physical quantity that changes according to the operation of the response suppression target device or an operation quantity that changes the physical quantity;
A suppression amount instruction means for instructing a response suppression amount of the response suppression target device;
Based on the state quantity detected by the state quantity detection means and the suppression quantity instructed by the suppression quantity instruction means, the high-frequency fluctuation component of the state quantity to be removed from the input signal is higher than the higher frequency as the suppression quantity decreases. The input signal is corrected so that the high-frequency fluctuation component of the state quantity to be removed from the input signal becomes a high-frequency component of a lower frequency or higher as the suppression amount increases. By correcting the input signal to the response suppression target device, a response suppression unit that suppresses the response of the output signal to the input signal is provided.
すなわち、これを実施形態のレベルで説明すれば、図２に示すように、上記第１発明の応答抑制手段１１では、状態量検出手段９で検出された状態量として、例えば油圧アクチュエータ４の負荷圧信号ｘが入力され、所定の周波数ｆcを越える周波数成分を取り出すハイパスフィルタ１１ｂによって、圧力信号ｘのうちの高い周波数変動成分ｙが抽出される。
That is, if this is explained at the level of the embodiment, as shown in FIG. 2, in the response suppression means 11 of the first invention, as the state quantity detected by the state quantity detection means 9, for example, the load of the
一方、抑制量指示手段１０からは、例えば、油圧アクチュエータ４の駆動を操作する操作レバー８の操作量Ｓが入力され、操作量Ｓが大きくなるに従って、より高い周波数以上の狭い範囲にとし、また操作量Ｓが小さくなるに従って、より低い周波数以上の広い範囲となるように、ハイパスフィルタ１１ｂで抽出される周波数領域が変更される（図３参照）。
On the other hand, for example, the operation amount S of the
そして、応答抑制手段１１のハイパスフィルタ１１ｂにて抽出された油圧アクチュエータ４の負荷圧ｘの高周波成分の信号ｙを、応答抑制対象機器、例えば油圧ポンプ２に対する流量指令ｒ（補正前の流量指令）から減算する補正演算がなされ、補正流量指令ｒ´が応答抑制対象機器２に対して出力される。
Then, a high-frequency component signal y of the load pressure x of the
状態量ｘ（負荷圧変動信号）が増加しているときには、この増加を抑えるように、応答抑制対象機器２（油圧ポンプ）の吐出量を減らす方向に、流量指令ｒが補正され、また状態量ｘ（負荷圧変動信号）が減少しているときには、この減少を抑えるように、応答抑制対象機器２（油圧ポンプ）の吐出量を増やす方向に、流量指令ｒが補正される（図２３（ｂ）参照）。 When the state quantity x (load pressure fluctuation signal) increases, the flow rate command r is corrected so as to reduce the discharge amount of the response suppression target device 2 (hydraulic pump) so as to suppress this increase, and the state quantity When x (load pressure fluctuation signal) is decreasing, the flow rate command r is corrected so as to increase the discharge amount of the response suppression target device 2 (hydraulic pump) so as to suppress this decrease (FIG. 23B). )reference).
これにより、操作レバー８の操作量が小さい、いわゆるファイコン操作時には、図７（ａ）に示すように、負荷圧ｘの高周波数成分ｙは、低い周波数ｆc（＝１Ｈz）以上の成分となり、負荷圧ｘのゆっくりした変化も妨げるように、油圧ポンプ２の応答が抑制され、ポンプ２の圧力変化は滑らかになる。このため、操作レバー８の操作に敏感に、油圧アクチュエータ４は追従しないので、微操作作業時の操作性が向上する（整定性向上）。
Thus, when the operation amount of the
一方、操作レバー８の操作量が大きい、フルレバー操作時には、図７（ｂ）に示すように、負荷圧ｘの高周波数成分ｙは、高い周波数ｆc（＝２０Ｈz）以上の成分となり、負荷圧ｘのより高周波の変化しか妨げないように、油圧ポンプ２の応答が抑制される。すなわち、ノイズのような細かい信号ｙ（＞２０Ｈz）は、油圧ポンプ２の応答に殆ど影響しないので、油圧ポンプ２の応答は殆ど抑制されない。このため、操作レバー８の操作に対して敏感に、油圧アクチュエータ４は追従するので、フルレバー操作作業時の作業性が向上する（即応性向上）。
On the other hand, when the operation amount of the
以上のように、第１発明では、応答抑制対象機器２の作動により変化する物理量（油圧アクチュエータ４の負荷圧ＰL）を、状態量ｘとして検出し、この状態量ｘの変化を妨げるように、応答抑制対象機器２への入力信号ｒを補正演算して、この補正入力信号ｒ´を応答抑制対象機器２に指令し、応答抑制対象機器２の応答を抑制するようにしている。また抑制量指示手段１０により応答抑制対象機器２の応答の抑制量を変化させるようにしたので、油圧システムを構成する油圧制御機器の入力信号に対する出力信号の応答性を、作業内容等に応じて最適に変化させてやりことができ、場合によっては即応性を高め、場合によっては整定性を高めることができる。これにより、作業性、操作性が飛躍的に向上する。しかも、オペレータの操作を介入することがないので操作の煩わしさもない。また、高コストを招来することなく、油圧システムを構築することができる。
As described above, in the first invention, the physical quantity (load pressure PL of the hydraulic actuator 4) that changes due to the operation of the response
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。 Embodiments of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention will be described below with reference to the drawings.
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。 In this embodiment, a construction machine such as a hydraulic excavator is assumed as the hydraulic drive machine.
図１は、油圧ショベルの制御装置の構成を示している。 FIG. 1 shows the configuration of a control device for a hydraulic excavator.
同図に示すように、この制御装置は、エンジン１によって駆動される可変容量型の油圧ポンプ２と、この油圧ポンプ２から吐出される圧油が供給されることによって駆動される複数の油圧アクチュエータとしてブーム用の油圧シリンダ３、旋回用の油圧モータ４と、操作レバー７、８の操作量に応じて開口面積がそれぞれ変化され、油圧ポンプ２からブームシリンダ３、旋回モータ４に供給される圧油の流量を制御する流量制御弁５、６と、油圧ポンプ２の斜板２ａの位置（ポンプ押し退け容積）を変化させる斜板駆動機構部３１と、この斜板駆動機構部３１に対して、ポンプ流量指令ｒ´を出力するコントローラ３０とから構成されている。斜板駆動機構部３１では、入力されたポンプ流量指令ｒ´に応じた流量（押し退け容積）ｑ（ｃｃ/ｒｅｖ）が得られるように、油圧ポンプ２の斜板２ａの位置を変化させる。
As shown in the figure, this control device includes a variable displacement
なお、上記ブーム用油圧シリンダ３が駆動されることにより油圧ショベルのブームが上下方向に回動され、上記旋回用油圧モータ４が駆動されることにより油圧ショベルの上部旋回体が、下部走行体に対して相対的に旋回される。
When the boom
第１の実施形態では、応答抑制対象機器として、油圧ポンプ２を設定し、状態量として、旋回用油圧モータ４の駆動圧ＰL（負荷圧ＰL）を検出し、抑制量指示手段として、操作レバー８の操作量に応じて、油圧ポンプ２の応答の抑制量を指示する場合について説明する。ここで、状態量は、応答抑制対象機器である油圧ポンプ２の作動によって変化する物理量（負荷圧ＰL）を示すものである。
In the first embodiment, the
すなわち、図２に示すように、コントローラ３０は、状態量検出部９と、抑制量指示部１０と、応答抑制部１１とから構成されている。
That is, as shown in FIG. 2, the
旋回用操作レバー８の操作量は、左旋回側のパイロット圧油供給路、右旋回側のパイロット圧油供給路毎に設けられた圧力センサ１４（左旋回方向への操作量）、１５（右旋回方向への操作量）によって、パイロット圧Ｐpとして検出される。 抑制量指示部１０では、各圧力センサ１４、１５で検出された２つのパイロット圧Ｐp（左旋回方向への操作量、右旋回方向への操作量）を、選択部１０ａで大小比較することにより実際に操作されている方向（たとえば左旋回方向）のパイロット圧Ｐpが選択される。ただし、操作レバー８が中立位置の場合には、いずれのパイロット圧Ｐpもゼロとなる。
The amount of operation of the turning
さらに、こうして、旋回されている側のパイロット圧Ｐpが得られると、このパイロット圧Ｐpを、正規化処理部１０ｂで、所定の関数で正規化して、パイロット圧Ｐpの大きさに応じて、例えば０から１００％までの値Ｓに変換し、この操作量を示す値Ｓを、応答抑制部１１に出力する。
Further, when the pilot pressure Pp on the swirling side is obtained in this way, the pilot pressure Pp is normalized by a predetermined function in the normalization processing unit 10b, and, for example, according to the magnitude of the pilot pressure Pp, The value S is converted from 0 to 100%, and the value S indicating the manipulated variable is output to the
一方、旋回モータ４の負荷圧力（駆動圧）は、左旋回側の圧油供給路、右旋回側の圧油供給路毎に設けられた圧力センサ１２（左旋回側の負荷圧ＰL）、１３（右旋回側の負荷圧ＰL）によって検出される。
On the other hand, the load pressure (driving pressure) of the turning
状態量検出部９の選択部９ａでは、抑制量指示部１０の選択部１０ａにおける操作方向選択動作に連動して、旋回用油圧モータ４へ圧油が流入する側（たとえば左旋回側）の負荷圧ｘが選択され、これが応答抑制部１１に出力される。
In the selection unit 9a of the state
応答抑制部１１では、上記旋回側の負荷圧ｘが状態量として用いられることによって、油圧ポンプ２に対する流量指令ｒがｒ´に補正演算され、油圧ポンプ２の応答が抑制される。この場合、上記正規化された旋回用操作量Ｓが、抑制量を指示する信号として用いられ、抑制量が変更される。
The
なお、補正演算前の油圧ポンプ２に対する流量指令ｒは、一般的に、ＬＳ制御、ネガコン、ポジコンなどの各油圧ポンプ制御方式によって与えられるものとする。
Note that the flow rate command r for the
応答抑制部１１のハイパスフィルタ１１ｂでは、入力された旋回側負荷圧ｘの信号の中から、図３に示すように、所定の周波数ｆc以上の周波数成分（信号変動成分）が抽出される。
The high-
ここで、ハイパスフィルタ１１ｂとしては、アナログ回路として構成してもよく、ソフトウエアによってディジタル的に処理を行うようにしてもよい。図４（ａ）、（ｂ）は、ハイパスフィルタ１１ｂを、アナログ回路で構成した回路を例示したものであり、たとえばオペアンプ回路等により実現することができる。なお、図において、抵抗値をＲ、コンデンサ容量をＣとする。
Here, the high-
図４（ａ）に示す回路では、入力信号ＶINのうちで、周波数ｆc（＝１／Ｒ1・Ｃ1）以上の高周波成分が、出力信号ＶOUTとして取り出される。ここで、抵抗Ｒ1を可変抵抗にすることで、得られる周波数領域を調整することができる。また、抽出される高周波成分は、ゲインＧ（＝Ｒ2／Ｒ1）に応じて増幅され、このゲインＧの大きさは、抵抗Ｒ1、Ｒ2の調整よって変更することができる。 In the circuit shown in FIG. 4A, a high frequency component having a frequency fc (= 1 / R1 · C1) or more is extracted as an output signal VOUT from the input signal VIN. Here, by making the resistor R1 a variable resistor, the obtained frequency region can be adjusted. The extracted high frequency component is amplified according to the gain G (= R2 / R1), and the magnitude of the gain G can be changed by adjusting the resistors R1 and R2.
また、図４（ｂ）に示す回路は、ゲインＧを１に固定した場合の簡易な構成を示している。この場合に、抽出される周波数成分は、ｆc（＝１／Ｒ1・Ｃ1）以上の周波数成分となる。 The circuit shown in FIG. 4B shows a simple configuration when the gain G is fixed to 1. In this case, the extracted frequency component is a frequency component equal to or greater than fc (= 1 / R1 · C1).
一方、図５は、ハイパスフィルタ１１ｂを、ソフトウェアによってディジタル的に処理する場合のフローチャートを例示したものである。この図５に示す処理の内容は、図６（ａ）に示され、入力ｘと、この処理が施されることによって得られる出力Ｘとの関係を、図６（ｂ）に示す。
On the other hand, FIG. 5 illustrates a flowchart when the high-
コントローラ３０では、所定の時間間隔(サンプリングタイム)毎に、入力、演算、出力が繰り返されるものとし、状態量の検出値をｘとし、ｎ回目のサンプリング時の演算結果をＸ(n)とする。すると、図５に示すように、まず、今回のサンプリング時の状態量ｘが入力される（ステップ１０１）。
The
つぎに、前回の演算結果Ｘ(n-1)が読み出され（ステップ１０２）、この前回の演算結果Ｘ(n-1)と今回の状態量ｘとを用いて、今回のＸ(n)を求める演算が下記（１）式のようにして実行される。 Next, the previous calculation result X (n-1) is read (step 102), and the previous X (n) is calculated using the previous calculation result X (n-1) and the current state quantity x. Is calculated as shown in the following equation (1).
Ｘ(n)＝Ｘ(n-1)＊α＋ｘ＊β （但しα＋β＝１） …（１）
（ステップ１０３）つぎに、上記演算結果Ｘ(n)と今回の状態量ｘを用いて、ハイパス信号Ｙを求める演算が下記（２）式のようにして実行される。
X (n) = X (n-1) * α + x * β (where α + β = 1) (1)
(Step 103) Next, the calculation for obtaining the high-pass signal Y using the calculation result X (n) and the current state quantity x is performed as shown in the following equation (2).
Ｙ＝ｘ−Ｘ(n) …（２）
（ステップ１０４）そして、上記求められた今回のＸ(n)を、前回の演算結果Ｘ(n-1)として（ステップ１０５）、手順は元のステップ１０１に移行され、以後同様の処理が繰り返し実行される。
Y = x−X (n) (2)
(Step 104) Then, the above-obtained current X (n) is used as the previous calculation result X (n-1) (Step 105), the procedure is shifted to the
このような演算を繰り返し行うことで、入力値（状態量）ｘの低周波数（ローパス）成分がＸ(n)として求められる。 By repeating this calculation, the low frequency (low pass) component of the input value (state quantity) x is obtained as X (n).
そして、入力値（状態量）ｘの高周波数（ハイパス）成分がＹとして求められる。以上の処理を、図６（ａ）に示すように、横軸に離散時間をとり、縦軸をｘ、Ｘとするグラフ上で、具体的な動きとして説明する。今、上記（１）式で、α＝β＝０.５(同一)と与えたものとし、入力値(状態量)ｘをステップ状に与えたものとする。すると、Ｘの波形は、前回のＸ(n-1)の値とステップ入力値(状態量)ｘとの中央値を、順次とる波形となる、このため、図６（ｂ）に示すように、Ｘの波形は、入力波形ｘのうちのゆっくりした変動成分(低周波数成分)を表す。 Then, the high frequency (high pass) component of the input value (state quantity) x is obtained as Y. The above processing will be described as a specific movement on a graph in which the horizontal axis represents discrete time and the vertical axis represents x and X, as shown in FIG. Now, in the above equation (1), it is assumed that α = β = 0.5 (identical), and the input value (state quantity) x is given in a stepped manner. Then, the waveform of X becomes a waveform that sequentially takes the median value of the previous value of X (n-1) and the step input value (state quantity) x. Therefore, as shown in FIG. , X represents a slowly varying component (low frequency component) of the input waveform x.
また、ｘの高周波数成分Ｙは、図６（ｂ）の斜線部で示すように、状態量ｘのうちで低周波数成分Ｘ(n)に対する変動分（高周波変動成分）で表される。 Moreover, the high frequency component Y of x is represented by the fluctuation | variation (high frequency fluctuation component) with respect to the low frequency component X (n) among the state quantity x, as shown by the shaded part of FIG. 6B.
ところで、上記（１）式における係数α、βの値を変化させると、上記抽出される低周波数成分、高周波数成分を変化させることができる。 By the way, when the values of the coefficients α and β in the equation (1) are changed, the extracted low frequency component and high frequency component can be changed.
たとえば、αを１（βを０）に近づけると、上記（１）式から明らかなように、状態量ｘが急激に変化しても、前回の演算結果Ｘ(nー1)の項が支配的になり、今回の演算結果Ｘ(n)は、前回の演算結果Ｘ(nー1)に対して急激には変化できなくなる。また、逆にαを０（βを１）に近づけると、演算結果Ｘ(n)は、状態量ｘの項が支配的になり、状態量ｘの変化に応じた変化をするようになる。 For example, when α is close to 1 (β is 0), the term of the previous calculation result X (n−1) dominates even if the state quantity x changes abruptly, as is apparent from the above equation (1). Therefore, the current calculation result X (n) cannot change abruptly with respect to the previous calculation result X (n−1). Conversely, when α is brought close to 0 (β is 1), the calculation result X (n) becomes dominant in the term of the state quantity x and changes according to the change in the state quantity x.
すなわち、係数α（β）の大きさによって、抽出される信号の変化の早さが変わり、これにより信号の抽出周波数成分を変化させることが可能となる。逆にいうと、ハイパスフィルタ１１ｂで高周波数成分ｙを抽出するためのしきい値ｆcが与えられると、係数α（β）が一義的に定まる。
That is, the speed of change of the extracted signal varies depending on the magnitude of the coefficient α (β), and thereby the extracted frequency component of the signal can be changed. In other words, when the threshold fc for extracting the high frequency component y by the
周波数ｆc以下の低い周波数成分を取り出すには、サンプリングタイムをｔとし、自然対数をｅとすると、α＝ｅの−２πｆｔ乗で一般に与えられる。 In order to extract a low frequency component below the frequency fc, generally, α = e raised to the power of −2πft, where t is the sampling time and e is the natural logarithm.
たとえば、サンプリングタイムｔ＝０.０１秒の場合に、ｆc＝１Ｈｚ以下の周波数を取り出すためには、α＝０.９４にすればよい。また、ｆc＝２０Ｈｚ以下の周波数を取り出すためには、α＝０.２８にすればよい。 For example, when sampling time t = 0.01 seconds, in order to extract a frequency of fc = 1 Hz or less, α = 0.94 may be set. In order to extract a frequency of fc = 20 Hz or less, α = 0.28 may be set.
このようにして周波数ｆc以下の低周波数成分Ｘが取り出されると、上記（２）式の演算によって、周波数ｆc以上の高周波数成分ｙを求めることができる。 When the low frequency component X having the frequency fc or lower is extracted in this way, the high frequency component y having the frequency fc or higher can be obtained by the calculation of the above equation (2).
図７（ａ）、（ｂ）は、αの値を変化させて、それぞれ周波数ｆc＝１Ｈz以上の高周波数成分ｙ、周波数ｆc＝２０Ｈz以上の高周波数成分ｙを抽出する場合の様子を示す図である。 FIGS. 7A and 7B are diagrams showing a state in which the value of α is changed to extract a high frequency component y having a frequency fc = 1 Hz or higher and a high frequency component y having a frequency fc = 20 Hz or higher. It is.
すなわち、同図において、実線で示す状態量ｘ（旋回負荷圧検出値）に対して、破線にて示す周波数ｆc以下の低周波数成分Ｘがまず取り出され、状態量ｘのうち、この低周波数成分Ｘに対する高周波変動分として、ｆc以上の高周波数成分ｙが抽出されることになる。しきい値ｆcが図７（ａ）のものに対して高い図７（ｂ）では、わずかなノイズ成分しか、高周波数成分ｙとして抽出されていないのがわかる。 That is, in the figure, a low frequency component X having a frequency fc or less indicated by a broken line is first extracted with respect to a state quantity x (turning load pressure detection value) indicated by a solid line. As a high-frequency fluctuation with respect to X, a high frequency component y greater than fc is extracted. In FIG. 7B, where the threshold value fc is higher than that in FIG. 7A, it can be seen that only a small noise component is extracted as the high frequency component y.
なお、図５に示す処理では、説明の便宜のために、１次のソフトウェアフィルタを例に上げて説明したが、もちろん、n-2回目以前の演算結果Ｘ(nー2)を用いる２次以上の高次のフィルタで構成してもよい。これにより、抽出周波数特性を、より実機の挙動に合わせて、設定することができる。 In the processing shown in FIG. 5, for the convenience of explanation, the primary software filter has been described as an example, but of course, the secondary using the calculation result X (n−2) before the (n−2) th time. You may comprise the above high-order filter. Thereby, the extraction frequency characteristic can be set more in accordance with the behavior of the actual machine.
さて、応答抑制部１１の係数演算部１１ａでは、抑制量指示部１０から入力された旋回用操作レバー８の操作量の正規化値Ｓ（０〜１００％）に対応する周波数しきい値変更係数αが、記憶テーブルから求められる。この記憶テーブルには、操作レバー８の操作量Ｓが大きいほど、αが小さくなる対応関係が記憶されている。すなわち、操作レバー８の操作量Ｓが０％に近いほどαが１に近くなり、操作量Ｓが１００％に近いほどαが０になる。この求めたαは、ハイパスフィルタ１１ｂに入力される。
In the coefficient calculation unit 11a of the
ハイパスフィルタ１１ｂでは、状態量検出部９で検出された旋回側負荷圧ｘの信号の中から、上記係数αに応じたしきい値ｆc以上の高周波変動成分ｙが取り出される。
In the high-
図７の（ａ）は、操作レバー８の操作量Ｓが小さく、α＝０.９４と与えられた場合であり、周波数ｆc＝１Ｈz以上の高周波数成分ｙが抽出される。図７の（ｂ）は、操作レバー８の操作量Ｓが大きく、α＝０.２８と与えられた場合であり、周波数ｆc＝２０Ｈz以上の高周波数成分ｙが抽出される。
FIG. 7A shows a case where the operation amount S of the
同図７に示すように、操作レバー８の操作量Ｓが、図７（ａ）のものに比較して大きい図７（ｂ）では、わずかなノイズ成分しか、高周波数成分ｙとして抽出されていないのがわかる。
As shown in FIG. 7, in FIG. 7B, where the operation amount S of the
なお、ハイパスフィルタ１１ｂを、図４に示すアナログ回路で構成した場合には、操作レバー８の操作量Ｓが０％に近いほど、可変抵抗Ｒ1の抵抗値を大きくし、操作量Ｓが１００％に近いほど、抵抗値を小さくすればよい。さらに、図４（ａ）の場合には、操作レバー８の操作量Ｓが０％に近いほど抵抗値Ｒ2を大きくし、また操作量Ｓが１００％に近いほど抵抗値Ｒ2を小さくしてもよい。このようにすることで、レバー操作量が大きいときに、ゲインが小さくなり、応答の抑制量をさらに減らすことが可能となる。
When the high-
ハイパスフィルタ１１ｂで求められた旋回負荷圧ｘの高周波変動成分ｙは、油圧ポンプ２に対する流量指令値ｒから減算され、補正された流量指令値ｒ´が、油圧ポンプ２（斜板駆動機構部３１）に対して出力される。
The high frequency fluctuation component y of the swing load pressure x obtained by the
このように、流量指令値ｒから、旋回負荷圧ｘの高周波変動成分ｙを減算するようにしているので、状態量ｘ（負荷圧変動信号）が増加しているときには、この増加を抑えるように、油圧ポンプ２の吐出量ｑを減らす方向に、流量指令ｒが補正されることになる。また、状態量ｘ（負荷圧変動信号）が減少しているときには、この減少を抑えるように、油圧ポンプ２の吐出量ｑを増やす方向に、流量指令ｒが補正されることになる。この補正の内容を概念的に図２３（ｃ）に示す。
Thus, since the high frequency fluctuation component y of the turning load pressure x is subtracted from the flow rate command value r, when the state quantity x (load pressure fluctuation signal) is increasing, this increase is suppressed. Therefore, the flow rate command r is corrected in a direction to reduce the discharge amount q of the
このようにして、油圧ポンプ２の入力信号に対する出力信号の応答が抑制される。そして、抑制量は、操作レバー８の操作量Ｓが大きくなるほど、小さくなるように変更される。
In this way, the response of the output signal to the input signal of the
これにより、操作レバー８の操作量Ｓが小さい、いわゆるファイコン操作時には、図７（ａ）に示すように、負荷圧ｘの高周波数成分ｙは、低い周波数ｆc（＝１Ｈz）以上の成分となり、負荷圧ｘの変化を大きく妨げるように、油圧ポンプ２の応答が抑制される。このため、操作レバー８を少しだけ操作している間は、旋回用油圧モータ４の駆動圧力はゆっくりと変化するので、微操作作業時の操作性が向上する（整定性向上）。
Accordingly, when the operation amount S of the
一方、操作レバー８の操作量Ｓが大きい、フルレバー操作時には、図７（ｂ）に示すように、負荷圧ｘの高周波数成分ｙは、高い周波数ｆc（＝２０Ｈz）以上の成分となり、負荷圧ｘの変化をわずかしか妨げないように、油圧ポンプ２の応答が抑制される。すなわち、旋回用操作レバー８の操作量Ｓが大きくなると、極めて急激な旋回圧ｘの変化に対してのみしか油圧ポンプ２の応答は抑制されないので、油圧システムの応答は高くなる。操作レバー８の操作量Ｓが大きく、信号ｙが、ノイズのような細かい信号ｙになると、このｙを流量指令ｒから減算したとしても油圧ポンプ２の応答に殆ど影響しないので、油圧ポンプ２の応答は殆ど抑制されなくなる。
On the other hand, when the operation amount S of the operating
このため、操作レバー８の操作に対して敏感に、旋回用油圧モータ４が追従するので、フルレバー操作作業時の作業性が向上する（即応性向上）。
For this reason, since the turning
このように、第１の実施形態によれば、操作レバー８をファイコン操作して上部旋回体を微操作させたい状況下では、油圧ポンプ２（旋回モータ）の応答は低くなり、微操作作業を容易に行うことができるようになり微操作性が向上するとともに、操作レバー８をフル操作して、迅速に上部旋回体を動作させたい状況下では、油圧ポンプ２単体が本来持っている高い応答性で、迅速に上部旋回体を駆動することができ、作業効率が向上することになる。
As described above, according to the first embodiment, the hydraulic pump 2 (swing motor) has a low response in a situation where it is desired to finely operate the upper swing body by operating the
なお、上述した実施形態では、左右の旋回圧ＰLを、それぞれ独立に設けた圧力センサ１２、１３で検出するようにしているが、必ずしも独立の圧力センサを２つ設ける必要はない。すなわち、図８（ａ）に示すように、ロードセンシング制御を行う油圧システムの流量制御弁６には、油圧モータ４に圧油が流入する側（駆動側）の旋回圧ＰLを取り出すポート６ａが、流入圧導出ポートとして組み込まれている。このような流入圧導出ポート付き流量制御弁６では、そのポート６ａの圧力ＰLを１つの圧力センサ１２で検出することにより、これを旋回側駆動圧を示す状態量ｘとして検出することができる。したがって、圧力センサが一つ不要になるのみならず、状態量検出部９における選択部９ａについてもこれを省略することができる。
In the above-described embodiment, the left and right turning pressures PL are detected by the
また、上述した実施形態では、操作レバー８の操作量を示すパイロット圧Ｐpを検出する圧力センサ１４、１５を、左旋回操作側、右旋回操作側毎に独立に設けるようにしているが、図８（ｂ）に示すように、１つの圧力センサとする実施も可能である。
In the above-described embodiment, the
この図８（ｂ）に示す油圧回路では、操作レバー８の左旋回操作側のパイロット圧油供給路と、右旋回操作側のパイロット圧油供給路が、シャトル弁３２により接続されている。シャトル弁３２からは、両パイロット圧油供給路のパイロット圧油のうちで、圧力の高い方のパイロット圧油が、流出される。よって、シャトル弁３２を通過したパイロット圧油の圧力Ｐpを、一つの圧力センサ１４で検出すれば、現在、操作レバー８で操作されている側のパイロット圧Ｐpを検出することができる。この場合にも、操作レバー８がいずれの方向に操作されているかの判断が不要となるので、抑制量指示部１０における選択部１０ａの配設を省略することができる。
In the hydraulic circuit shown in FIG. 8 (b), the pilot pressure oil supply path on the left turn operation side of the
上述した第１の実施形態では、旋回用操作レバー８の操作量を検出するようにしており、この旋回用操作レバー８の操作量に応じて、上記ハイパスフィルタ１１ｂにおける周波数のしきい値ｆcの値が変更され、油圧ポンプ２の応答の抑制量が変更される。
In the first embodiment described above, the operation amount of the turning
つぎに、別の第２の実施形態として、操作レバー８の操作量を検出してこの操作量に応じた抑制量を指示するための信号Ｓを生成しなくても、作業状況に応じて、油圧ポンプ２の応答の抑制量を変更することができる実施形態について説明する。
Next, as another second embodiment, even if the operation amount of the
第１の実施形態では、操作レバー８の操作状態から、現在の作業状態（作業種類）を判断して、現在の作業状態に応じて油圧ポンプ２の応答の抑制量を変更するようにしているが、本第２の実施形態では、ブーム用油圧シリンダ３の作動状態（負荷圧ＰL）を状態量ｘとして検出し、この状態量ｘから、直接、現在の作業状態（作業種類）を判断することで、現在の作業状態に応じて油圧ポンプ２の応答の抑制量を変更するものである。
In the first embodiment, the current work state (work type) is determined from the operation state of the
この第２の実施形態では、上記第１の実施形態とは異なり、図９、図１０に示すように、操作レバーの操作量を検出するための圧力センサ１４、１５、抑制量指示部１０、応答抑制部１１における係数演算部１１ａの配設を省略することができる。
In the second embodiment, unlike the first embodiment, as shown in FIGS. 9 and 10,
以下、制御の内容について図１０を参照して説明する。 Hereinafter, the contents of the control will be described with reference to FIG.
すなわち、図１０に示すように、この第２の実施形態では、ブーム用油圧シリンダ３のボトム室側に流入される圧油の圧力、つまりブームが上げ方向側に作動されたときのブーム上げ側負荷圧ＰLが、圧力センサ１２´によって検出され、これが状態量ｘとして、状態量検出部９から、応答抑制部１１のバイパスフィルタ１１ｂに対して出力される。
That is, as shown in FIG. 10, in the second embodiment, the pressure of the pressure oil flowing into the bottom chamber side of the boom
ハイパスフィルタ１１ｂでは、状態量検出部９で検出されたブーム上げ側負荷圧ｘの信号の中から、予め定めたしきい値ｆc以上の高周波変動成分ｙが取り出される。
In the high-
ハイパスフィルタ１１ｂで求められたブーム上げ側負荷圧ｘの高周波変動成分ｙは、油圧ポンプ２に対する流量指令値ｒから減算され、補正された流量指令値ｒ´が、油圧ポンプ２（斜板駆動機構部３１）に対して出力される。
The high-frequency fluctuation component y of the boom raising side load pressure x obtained by the high-
このように、流量指令値ｒから、ブーム上げ側負荷圧ｘの高周波変動成分ｙを減算するようにしているので、状態量ｘ（負荷圧変動信号）が増加しているときには、この増加を抑えるように、油圧ポンプ２の吐出量ｑを減らす方向に、流量指令ｒが補正されることになる。また、状態量ｘ（負荷圧変動信号）が減少しているときには、この減少を抑えるように、油圧ポンプ２の吐出量ｑを増やす方向に、流量指令ｒが補正されることになる。
Thus, since the high frequency fluctuation component y of the boom raising side load pressure x is subtracted from the flow rate command value r, this increase is suppressed when the state quantity x (load pressure fluctuation signal) increases. As described above, the flow rate command r is corrected in a direction to reduce the discharge amount q of the
このようにして、油圧ポンプ２の入力信号に対する出力信号の応答が抑制される。
In this way, the response of the output signal to the input signal of the
ここで、抑制量が、作業状態に応じて変更されることについて説明する。 Here, it will be described that the suppression amount is changed according to the work state.
今、ブームの上げ操作時に、油圧シリンダ４は例えば１００ｋｇ／ｃｍ2程度の保持圧以上にならないと作動しないものとし、油圧ポンプ２のポンプ吐出圧ＰMは、レバー中立位置で４０ｋｇ／ｃｍ2程度であるとする。
Now, when the boom is raised, the
ブームの上げ操作など慣性の大きなアクチュエータを駆動する際には、振動防止の点からポンプの応答は滑らかである方が好ましい反面、常にポンプの応答をなまらせると、上記レバー中立でポンプ圧が低い状態（４０ｋｇ/ｃｍ2）からブーム保持圧（１００ｋｇ/ｃｍ2）以上に高まるまでの時間がかかり、このためレバー操作してから動き出すまでにムダ時間が生じてしまう。この間にオペレータはより大きくレバーを操作してしまい、ブームが遅れて動き出してからレバーを戻す操作が必要となる。このためブームが振動してしまうという問題があった。 When driving an actuator with high inertia, such as a boom raising operation, it is preferable that the pump response is smooth from the viewpoint of preventing vibrations. However, if the pump response is always smoothed, the lever pressure is neutral and the pump pressure is low. It takes time from the state (40 kg / cm @ 2) to the boom holding pressure (100 kg / cm @ 2) or more, and therefore, it takes time to operate after the lever is operated. During this time, the operator operates the lever more greatly, and it is necessary to return the lever after the boom starts to move with a delay. For this reason, there was a problem that the boom vibrates.
本実施形態では、ブーム起動時のポンプ圧上昇のムダ時間を防止すると共に、ブーム操作中のポンプの応答は滑らかにすることをねらいとしている。 In the present embodiment, the waste of pump pressure increase at the time of boom activation is prevented, and the response of the pump during boom operation is intended to be smooth.
本実施形態では、ポンプ自身の応答は十分に高くする。ブーム用レバーを操作してポンプ圧が４０ｋｇ/ｃｍ2からブームの保持圧１００ｋｇ/ｃｍ2以上に上昇するまでは、ブームシリンダ３へ圧油は流入しないので、ブーム圧力センサ１２´の検出信号は変化しない。この状態では、ハイパスフィルタ１１ｂから出力される変動成分Ｙはゼロであり、ポンプの応答を抑制しない（ムダ時間がない）。
In this embodiment, the response of the pump itself is made sufficiently high. Until the pump pressure rises from 40 kg /
一方、ポンプ圧がブーム保持圧以上になってブームシリンダ３へ圧油が流入するようになると、上記ブーム圧力センサ１２´の検出信号が変化し、このときブーム用油圧シリンダ３に流入される圧油の圧力ＰLは、負荷の大きさに応じた高周波変動分を多く有している。このため、ハイパスフィルタ１１ｂから出力される高周波変動成分ｙは多く存在し、流量指令ｒは、この高周波変動成分ｙによって補正され、高周波変動成分ｙが取り除かれた補正流量指令ｒ´が斜板駆動機構部３１に対して出力される。
On the other hand, when the pump pressure becomes equal to or higher than the boom holding pressure and pressure oil flows into the
よって、油圧ポンプ２の入力信号に対する出力信号の応答は、大きく抑制され、操作レバー７の操作に対して敏感には、ブーム用油圧シリンダ３が追従しなくなる。このためブーム用油圧シリンダ３が駆動され始めてからはゆっくりとブームが作動されることになる。
Therefore, the response of the output signal to the input signal of the
つまり、本実施形態によればポンプ吐出圧ＰMが低い状態からブーム保持圧を越えるまでは速く応答し、ブーム用油圧シリンダ３が駆動され始めてからはブームがゆっくりと作動されるので、レバー操作性が向上し、熟練したオペレータであっても容易に操作を行うことができるようになる。
That is, according to the present embodiment, the pump discharge pressure PM is low until the boom holding pressure is exceeded, and the boom responds quickly, and the boom is operated slowly after the boom
上記において、シリンダ流出側圧力はほぼゼロであるので、シリンダ流入側（検出側）の圧力変化を滑らかにすることにより、シリンダに作用する力、つまり加速度が滑らかになり、滑らかな起動操作が容易となる。 In the above, the cylinder outflow side pressure is almost zero. By smoothing the pressure change on the cylinder inflow side (detection side), the force acting on the cylinder, that is, the acceleration becomes smooth, and the smooth start-up operation is easy. It becomes.
なお、この実施形態では、ブーム上げ側負荷圧を状態量ｘとして検出する場合を想定しているが、旋回用油圧モータ４の負荷圧（旋回圧）を状態量ｘとして検出してもよい。
In this embodiment, it is assumed that the boom raising side load pressure is detected as the state quantity x, but the load pressure (turning pressure) of the turning
さて、前述したように、油圧ポンプ２の制御方式には、ポジコン、ネガコン、ロードセンシング制御の３つの形態がある。以下、各制御方式に適した構成例について説明する。なお、以下に示す実施形態では、上述した第１の実施形態、第２の実施形態のいずれを適用してもよい。状態量検出部９、抑制量指示部１０については図面上、省略している。
As described above, there are three forms of control of the hydraulic pump 2: positive control, negative control, and load sensing control. Hereinafter, a configuration example suitable for each control method will be described. In the embodiment described below, either the first embodiment or the second embodiment described above may be applied. The state
ポジコンの油圧制御システムでは、図１１（ａ）に示すように、ポジコン制御部３３が設けられ、このポジコン制御部３３から油圧ポンプ２の斜板駆動機構部３１に対して流量指令ｒが出力され、応答抑制部１１に入力される。
In the positive control hydraulic control system, as shown in FIG. 11A, a positive control unit 33 is provided, and a flow rate command r is output from the positive control unit 33 to the swash
すなわち、各操作レバー７、８毎の操作量を示すパイロット圧Ｐpが圧力センサ１６（ブーム上げ方向操作側操作量を検出するセンサ）、１７（ブーム下げ方向操作側操作量を検出するセンサ）、１４で検出され、検出された操作量を示すパイロット圧Ｐpに対応する要求流量が、記憶テーブル３３ａ、３３ｂ、３３ｃに記憶されたレバー操作量Ｐpと要求流量との対応関係から求められる。そして、各記憶テーブル３３ａ、３３ｂ、３３ｃから読み出された要求流量を合計した流量を、油圧ポンプ２に対する要求流量ｑとする演算を実行する。ついで、要求流量ｑと油圧ポンプ２に対する流量指令ｒとの対応関係が記憶された記憶テーブル３３ｄから、現在の要求流量ｑに対応するポンプ流量指令値ｑが読み出され、このポンプ流量指令ｒが、応答抑制部１１に対して出力される。応答抑制部１１では、入力されたポンプ流量指令ｒと、別途演算された高周波変動成分たる変動成分ｙとに基づいて、補正流量指令ｒ´が演算され、これが斜板駆動機構部３１に対して出力される。
That is, the pilot pressure Pp indicating the operation amount for each of the operation levers 7 and 8 is a pressure sensor 16 (sensor that detects the operation amount on the boom raising direction operation side), 17 (sensor that detects the operation amount on the boom lowering direction operation side), 14, the required flow rate corresponding to the pilot pressure Pp indicating the detected operation amount is obtained from the correspondence relationship between the lever operation amount Pp stored in the storage tables 33a, 33b, and 33c and the required flow rate. And the calculation which makes the flow volume which totaled the request | requirement flow rate read from each memory | storage table 33a, 33b, 33c the request | requirement flow volume q with respect to the
斜板駆動機構部３１は、補正流量指令ｒ´がソレノイドに加えられることによって駆動される電磁比例制御弁３４と、この電磁比例制御弁３４の弁位置に応じて、油圧ポンプ２の吐出圧油が導かれるシリンダ３７と、このシリンダ３７に導きかれた圧油によって押し動かされることによって油圧ポンプ２の斜板２ａの位置（傾転角）を変化させるサーボピストン３５と、このサーボピストン３５に接続され、ピストン３５の位置に応じて、上記電磁比例制御弁３４の補正流量指令ｒ´作用側とは反対側に作用するバネに、力を付与するサーボロッド３６とから構成されている。
The swash plate
補正流量指令ｒ´が小さいときには、電磁比例制御弁３４のソレノイドの推力は小さく、電磁比例制御弁３４がバネ力によって左側に動かされることによってこの電磁比例制御弁３４を介して圧油が、シリンダ３７内のピストン左室に導かれる。これによりサーボピストン３５は右方向(MIN方向)に駆動され、同時にサーボロッド３６も右に動き、電磁比例制御弁３４に作用するバネの力が弱くなる。
When the correction flow rate command r 'is small, the thrust of the solenoid of the electromagnetic
このようにして上記バネ力（サーボピストン３５の位置）が、上記ソレノイド推力と釣り合うまでサーボピストン３５が右(MIN)側に駆動される。こうして油圧ポンプ２の斜板２ａは、補正流量指令ｒ´（小さい流量指令）に応じた斜板位置（押し退け容積ｑが小さい）に保持される。
In this way, the servo piston 35 is driven to the right (MIN) side until the spring force (position of the servo piston 35) is balanced with the solenoid thrust. Thus, the swash plate 2a of the
同様にして、補正流量指令ｒ´が大きいときには、電磁比例制御弁３４のソレノイドの推力は大きく、電磁比例制御弁３４に作用するバネ力に打ち勝ち、電磁比例制御弁３４が右側に動かされることによって、この電磁比例制御弁３４を介して圧油が、シリンダ３７内のピストン右室に導かれる。これによりサーボピストン３５は左方向(MAX方向)に駆動され、同時にサーボロッド３６も左に動き、電磁比例制御弁３４に作用するバネの力が強くなる。
Similarly, when the correction flow rate command r ′ is large, the thrust of the solenoid of the electromagnetic
このようにして上記バネ力（サーボピストン３５の位置）が、上記ソレノイド推力と釣り合うまでサーボピストン３５が左(MAX)側に駆動される。こうして油圧ポンプ２の斜板２ａは、補正流量指令ｒ´（大きい流量指令）に応じた斜板位置（押し退け容積ｑが大きい）に保持される。
In this way, the servo piston 35 is driven to the left (MAX) side until the spring force (position of the servo piston 35) is balanced with the solenoid thrust. In this way, the swash plate 2a of the
以上のようにして、操作レバー７、８の要求流量ｑに応じた補正流量指令ｒ´(ソレノイド推力)に比例して油圧ポンプ２の斜板２ａ(サーボピストン)が位置決めされ、斜板位置に比例した吐出量の圧油が油圧ポンプ２から吐出される。
As described above, the swash plate 2a (servo piston) of the
本実施形態によれば、ポンプ流量指令ｒは、応答抑制部１１において、油圧アクチュエータ３または４の負荷圧ＰLに対して、その変化を妨げる方向に、つまり負荷圧の変動成分がプラス側の時には値ｒが減らされ、マイナス側の時には値ｒが増える方向に減算補正される。このため、上記負荷圧ＰLが上昇しようとすると、ポンプ流量指令ｒ´が減少することでポンプ吐出量が減らされ、その結果ポンプ吐出圧ＰMが減少して、油圧アクチュエータ３または４への流入量が減り、上記負荷圧ＰLの上昇が抑制されるとともに、負荷圧ＰLが減少しようとする場合にも同様して、この負荷圧ＰLの減少が抑制されるという効果が得られる。
According to the present embodiment, the pump flow rate command r is transmitted to the
図１１（ａ）では、応答抑制部１１でポンプ流量指令ｒから変動成分ｙを減じた補正流量指令値ｒ´を求め、この補正流量指令ｒ´に応じて電磁比例制御弁３４のソレノイドを駆動しているが、別の構成例として図１１（ｂ）に示すように、電磁比例制御弁３４のソレノイド３４ａに対しては補正前のポンプ流量指令ｒを加えるとともに、電磁比例制御弁３８で応答抑制部１１で得られた変動成分ｙをパイロット圧Ｐpに一旦変換し、このパイロット圧Ｐpを電磁比例制御弁３４のソレノイド３４ａとは反対側の入力ポートに加えるようにしてもよい。つまり、補正前の流量指令ｒに応じたソレノイド３４ａの推力を打ち消すように、ソレノイド３４ａの反対側の入力ポート３４ｂから補正量である変動成分ｙに応じたパイロット圧Ｐpが作用することで、図１１（ａ）と同様の応答抑制制御がなされる。
In FIG. 11A, the
また、以上の説明では、操作レバー７、８として、レバーに付設された減圧弁によりパイロットポンプからのパイロット圧を、操作量に応じたパイロット圧Ｐpにまで減圧して、これをパイロットラインを介して各流量制御弁５、６に供給する油圧式(ＰＰＣ)のレバーを想定しているが、もちろん、操作レバー７、８を、操作量に比例した電圧を示す電気信号を出力する電気式レバーとしてもよい。この場合には、油圧式レバーとは異なり、パイロット圧Ｐpを検出する圧力センサの配設は省略できる。
Further, in the above description, as the operation levers 7 and 8, the pilot pressure from the pilot pump is reduced to the pilot pressure Pp corresponding to the operation amount by the pressure reducing valve attached to the lever, and this is passed through the pilot line. It is assumed that a hydraulic (PPC) lever is supplied to each of the
図１１（ｃ）は、操作レバー７、８として電気式レバーを採用した場合の構成例を示している。 FIG. 11C shows a configuration example when electric levers are employed as the operation levers 7 and 8.
ポジコン制御部３３´には、操作レバー７、８から出力された電圧が、直接に記憶テーブル３３ａ、３３ｂ、３３ｃに入力されることによって、要求流量ｑが求められる。 The positive flow rate control unit 33 'obtains the required flow rate q by directly inputting the voltages output from the operation levers 7 and 8 to the storage tables 33a, 33b, and 33c.
図１１（ｃ）に示す構成例では、図１１（ａ）に示す構成例と、サーボピストンの駆動方法が異なった場合での実施形態を示している。 The configuration example shown in FIG. 11C shows an embodiment in which the servo piston driving method is different from the configuration example shown in FIG.
すなわち、図１１（ｃ）では、１つのポンプ電磁比例制御弁３４の代わりに、２つのオン−オフ電磁制御弁３９ａ、３９ｂが設けられ、ＰＷＭ制御によりこれら弁を駆動制御するものである。サーボピストン３５´には、ピストン３５´の位置、つまり斜板位置を検出することで、油圧ポンプ２から実際に吐出されている吐出量ｑ_ａを検出する斜板位置センサ３９が設けられており、これをフィードバック信号として、ポジコン制御部３３´に入力する。
That is, in FIG. 11C, two on-off electromagnetic control valves 39a and 39b are provided instead of one pump electromagnetic
ポジコン制御部３３´では、上記求められた要求流量ｑから変動成分ｙが減算され、要求流量ｑを補正した補正吐出量ｑ_ｒが求められる。これがポンプ２の目標吐出量となる。そこで、この目標吐出量ｑ_ｒと、斜板位置センサ３９で検出されたフィードバック量たる実際の吐出量ｑ_ａとの偏差△ｑが求められ、この偏差Δｑに応じたオン−オフ出力値がオン−オフ弁出力テーブル３３ｅの記憶内容から読み出され、対応するオン−オフ電磁制御弁３９ａまたは３９ｂに対して出力される。
In the positive control unit 33 ′, the fluctuation component y is subtracted from the obtained required flow rate q, and a corrected discharge amount q_r obtained by correcting the required flow rate q is obtained. This is the target discharge amount of the
いま、目標値たる補正吐出量ｑ_ｒが、実際の吐出量ｑ_ａよりも大きい場合には、吐出量偏差△ｑは正の値となり、その偏差Δｑの大きさが所定の不感帯幅ｓを越えると、オン−オフ弁出力テーブル３３ｅからオン−オフ電磁制御弁３９ａのみをオン状態にするオン指令が、当該電磁制御弁３９ａに対して出力される。 Now, when the corrected discharge amount q_r that is the target value is larger than the actual discharge amount q_a, the discharge amount deviation Δq becomes a positive value, and when the magnitude of the deviation Δq exceeds a predetermined dead zone s, An on command for turning on only the on / off electromagnetic control valve 39a is output from the on / off valve output table 33e to the electromagnetic control valve 39a.
このためオン−オフ電磁制御弁３９ａがオン作動され、これによりサーボピストン３５´の大径室(左側)の圧油をタンク４０に逃がす回路が開かれ、サーボピストン３５´は左側に駆動され、油圧ポンプ２の斜板２ａは右（MAX)側へ作動される。
For this reason, the on-off electromagnetic control valve 39a is turned on, thereby opening a circuit for releasing the pressure oil in the large-diameter chamber (left side) of the servo piston 35 'to the
ここで、斜板２ａが右側に駆動されることにより斜板位置センサ３９で検出される実際の吐出量ｑ_ａが増加するので、目標値たる補正吐出量ｑ_ｒと実際の吐出量ｑ_ａの偏差△ｑが減少する。こうして油圧ポンプ２の吐出量が増加されることで、やがて目標値たる補正吐出量ｑ_ｒが、実際の吐出量ｑ_ａに一致することになる。
Here, since the actual discharge amount q_a detected by the swash
そして、目標値たる補正吐出量ｑ_ｒと、実際の吐出量ｑ_ａとの偏差△ｑが減少して、やがて負に転じると、上記オン−オフ弁出力テーブル３３ｅからオン−オフ電磁制御弁３９ｂのみをオン状態にするオン指令が、当該電磁制御弁３９ｂに対して出力される。 When the deviation Δq between the corrected discharge amount q_r, which is the target value, and the actual discharge amount q_a decreases and eventually turns negative, only the on-off electromagnetic control valve 39b is turned on from the on-off valve output table 33e. An on command to turn on is output to the electromagnetic control valve 39b.
このためオン−オフ電磁制御弁３９ｂがオン作動され、これによりサーボピストン３５´の小径室(右側)の圧油と大径室(左側)の圧油を接続する回路が開かれ、径の違いによりサーボピストン３５´は右側へ駆動され、油圧ポンプ２の斜板２ａが左（MIN)側へ作動される。このため、斜板２ａが右（MAX)側へ作動された場合と同様にして、偏差Δｑが減少され、やがて目標値たる補正吐出量ｑ_ｒが、実際の吐出量ｑ_ａに一致することになる。
For this reason, the on-off electromagnetic control valve 39b is turned on, thereby opening a circuit for connecting the pressure oil in the small diameter chamber (right side) and the pressure oil in the large diameter chamber (left side) of the servo piston 35 '. As a result, the servo piston 35 'is driven to the right, and the swash plate 2a of the
上記作動の繰り返しにより、ポンプ吐出量(サーボピストン位置)ｑ_ａは、目標値たる補正吐出量ｑ_ｒに保持される。 By repeating the above operation, the pump discharge amount (servo piston position) q_a is held at the corrected discharge amount q_r that is a target value.
この図１１（ｃ）に示す実施形態によれば、要求流量ｑは、応答抑制部１１において、油圧アクチュエータ３または４の負荷圧ＰLに対して、その変化を妨げる方向に、つまり負荷圧の変動成分がプラス側の時には、値ｑが減らされ、マイナス側の時には値ｑが増える方向に減算補正される。このため、上記負荷圧ＰLが上昇しようとすると、補正吐出量ｑ_ｒが減少することでポンプ吐出量が減らされ、その結果ポンプ吐出圧ＰMが減少して、油圧アクチュエータ３または４への流入量が減り、上記負荷圧ＰLの上昇が抑制されるとともに、負荷圧ＰLが減少しようとする場合にも同様して、この負荷圧ＰLの減少が抑制されるという効果が得られる。
According to the embodiment shown in FIG. 11 (c), the required flow rate q is changed in the
また、図１１（ｃ）では、オン−オフ弁出力テーブル３３ｅに記憶内容のうち、不感帯幅ｓを固定としているが、図１１（ｄ）に示すように、不感帯幅ｓを、変動成分ｙの大きさに応じて変化させてもよい。すなわち、図１１（ｄ）の不感帯記憶テーブル３３ｆでは、変動成分ｙが大きくなるにつれて、オン−オフ電磁制御弁３９ｂをオンにする側の不感帯幅ｓbが大きくなるよう値ｓbが読み出され、これによりオン−オフ弁出力テーブル３３ｅの不感帯幅ｓbが変化される。同様にして、不感帯記憶テーブル３３ｇでは、変動成分ｙが大きくなるにつれて、オン−オフ電磁制御弁３９ａをオンにする側の不感帯幅ｓaが小さくなるよう値ｓaが読み出され、これによりオン−オフ弁出力テーブル３３ｅの不感帯幅ｓaが変化される。このようにして、油圧ポンプ２の斜板２ａの立ち上がりを遅くし、戻り側については迅速にするという制御が可能となる。
In FIG. 11C, the dead band width s is fixed among the contents stored in the on-off valve output table 33e. However, as shown in FIG. 11D, the dead band width s is changed to the fluctuation component y. You may change according to a magnitude | size. That is, in the dead zone storage table 33f of FIG. 11D, the value sb is read so that the dead zone width sb on the side where the on-off electromagnetic control valve 39b is turned on increases as the fluctuation component y increases. As a result, the dead band width sb of the on-off valve output table 33e is changed. Similarly, in the dead zone storage table 33g, the value sa is read so that the dead zone width sa on the side where the on-off electromagnetic control valve 39a is turned on becomes smaller as the fluctuation component y becomes larger. The dead zone width sa of the valve output table 33e is changed. In this way, it is possible to perform control such that the rising of the swash plate 2a of the
つぎに、ネガコンの油圧制御システムの構成例について図１２を参照して説明する。 Next, a configuration example of a negative control hydraulic control system will be described with reference to FIG.
図１２（ａ）は、ネガコンの油圧制御システムの基本的構成を示した図である。 同図（ａ）に示すように、ネガコンでは、流量制御弁５、６をタンデムに接続するセンタバイパス通路２１からタンク２４へ排出される流量を、固定絞り２３の前後差圧により検出し、差圧が減るとポンプ制御弁１９を右に駆動させることにより、パイロットポンプ１８からのパイロット圧油をサーボピストン２０の右室へ導き、ピストン２０を左（斜板MAX側）へ駆動してポンプ２の吐出量ｑを増加させるとともに、同様にして、固定絞り２３の前後差圧が増加するとポンプ制御弁１９を左へ駆動させることにより、サーボピストン２０を右（斜板MIN側）へ駆動してポンプ２の吐出量ｑを減少させるという制御が行われ、これにより固定絞り２３の前後差圧が一定に保たれ、タンク２４に排出される流量が一定に保持される。
FIG. 12A is a diagram showing a basic configuration of a negative control hydraulic control system. As shown in FIG. 5A, in the negative control, the flow rate discharged from the
固定絞り２３へ排出圧油を導くセンタバイパス通路２１の通路開口量は、各流量制御弁５、６が中立位置にあるときには、各流量制御弁５、６に設けられたブリード開口が最大となっており、通路開口量最大となっているが、流量制御弁５、６が操作され、スプールストロークが大きくなるに従ってブリード開口が減少すすることにより、バイパス通路２１の開口量が減少し、このためポンプ２の吐出圧油のうち固定絞り２３に排出される圧油の流量が減少することになる。
When the
ここで、油圧ポンプ２は、流量制御弁５、６のスプールストローク量の増大に応じた固定絞り２３の前後差圧の減少を補うように、吐出量ｑを増大させるように作動するために、流量制御弁５、６のスプールストローク量に応じた流量が、流量制御弁５、６を介して油圧アクチュエータ３、４に供給されるという制御が実現されることになる。
Here, the
上記ネガコンの制御方式において、油圧ポンプ２の応答を抑制させるための構成例を、図１２（ｂ）に示す。図１２（ｂ）では、図１２（ａ）に示す構成要素は一部省略している。
FIG. 12B shows a configuration example for suppressing the response of the
同図１２（ｂ）では、変動成分ｙに比例したパイロット指令圧Ｐyが、応答抑制部１１のパイロット指令圧記憶テーブル１１ｃの記憶内容から読み出されて、このパイロット指令圧Ｐyが、電磁比例制御弁２５を介してポンプ制御弁１９の入力ポート１９ｃに加えられる。
In FIG. 12B, the pilot command pressure Py proportional to the fluctuation component y is read from the stored content of the pilot command pressure storage table 11c of the
ポンプ制御弁１９の左側の入力ポート１９ａには、固定絞り２３から流出する側の圧油の圧力がパイロット圧として加えられており、また右側の入力ポート１９ｂには、固定絞り２３に流入する側の圧油の圧力がパイロット圧として加えられているとともにバネ１９ｄによるバネ力が付与されている。
The pressure of the pressure oil flowing out from the fixed
ここで、ポンプ制御弁１９の左側の入力ポート１９ｃに、油圧ポンプ２の応答を抑制するためのパイロット圧として、上記変動成分ｙに比例したパイロット指令圧Ｐｙが加えられる。変動成分ｙが零の値のときのパイロット指令圧Ｐyはバネ１９ｄのバネ力に相当するものとする。
Here, a pilot command pressure Py proportional to the fluctuation component y is applied to the input port 19 c on the left side of the
このため、変動成分ｙが正の値をとるときには、ポンプ制御弁１９の反対側に作用するバネ力に打ち勝つパイロット圧Ｐyが発生することにより、固定絞り２３のみかけ上の前後差圧が小さくなり、ポンプ制御弁１９が右側に駆動されるとともに、変動成分ｙが負の値をとるときには、ポンプ制御弁１９に作用するバネ力によって、固定絞り２３のみかけ上の前後差圧が大きくなり、ポンプ制御弁１９が左側に駆動される。このようにして、油圧シリンダ３または油圧モータ４の負荷圧ＰLの変化を打ち消すように、ポンプ２の応答が抑制される。
For this reason, when the fluctuation component y takes a positive value, the pilot pressure Py that overcomes the spring force acting on the opposite side of the
また、ポンプ制御弁１９の動きを直接制御するのではなくて、図１２（ｃ）に示すように、差圧を取り出す固定絞り２３の代わりに可変絞り２７を使用してポンプ２の応答を抑制してもよい。
Further, instead of directly controlling the movement of the
同図１２（ｃ）では、変動成分ｙが大きくなるにつれて小さい値をとる指令電流ｉyが、応答抑制部１１の開口指令記憶テーブル１１ｄの記憶内容から読み出されて、この指令電流ｉyが、可変絞り２７のソレノイドに加えられる。
In FIG. 12C, a command current iy that takes a smaller value as the fluctuation component y becomes larger is read from the stored contents of the opening command storage table 11d of the
このため、変動成分ｙが正の値をとるときには、可変絞り２７の開口面積が小さくなることで、前後差圧が大きくなり、ポンプ制御弁１９が左側に駆動され、油圧ポンプ２の吐出量ｑが減少される。変動成分ｙが負の値をとるときには、可変絞り２７の開口面積が大きくなることで、前後差圧が小さくなり、ポンプ制御弁１９が右側に駆動され、油圧ポンプ２の吐出量ｑが増大される。このようにして、油圧シリンダ３または油圧モータ４の負荷圧ＰLの変化を打ち消すように、ポンプ２の応答が抑制される。
For this reason, when the fluctuation component y takes a positive value, the opening area of the variable restrictor 27 is reduced, the front-rear differential pressure is increased, the
図１２（ｄ）は、ネガコン制御をコントローラで実現する場合に適用した実施形態を示している。 FIG. 12D shows an embodiment applied when the negative control is realized by a controller.
コントローラであるネガコン制御部２６では、固定絞り２３の前後差圧△Ｐが圧力センサ２８で検出される。
In the negative control unit 26 as a controller, the
油圧回路の一般公式より、タンク２４に流れる実流量Ｑ_aは、 Ｑ_a＝ｃＡ√△Ｐ（但し、ｃは流量係数、Ａは絞りの開口面積） …（３）
として求めることができる。
From the general formula of the hydraulic circuit, the actual flow rate Q_a flowing into the
Can be obtained as
タンク２４の圧力はほぼゼロの状態とし、絞り２３の入り口の圧力Ｐaを、差圧ΔＰとみなして、これを圧力センサ２８で検出するものとする。
It is assumed that the pressure in the
ネガコン制御部２６では、タンク２４に流れるべき目標流量Ｑ_rが予め設定されている。一方、上記（３）式にしたがい、圧力センサ２８で検出された差圧ΔＰから実流量Ｑ_aが求められる。
In the negative control unit 26, a target flow rate Q_r that should flow into the
そこで、目標流量Ｑ_rと実流量Ｑ_aとの偏差△Ｑが求められ、この偏差ΔＱをゼロにする指令電流が、電磁弁であるポンプ制御弁１９´のソレノイドに加えられる。
Therefore, a deviation ΔQ between the target flow rate Q_r and the actual flow rate Q_a is obtained, and a command current for making the deviation ΔQ zero is applied to the solenoid of the
ＰＩＤ制御部２６ａは、公知のＰＩＤ制御を行う制御部であり、偏差△Ｑ、このΔＱの積分値、このΔＱの微分値に対してそれぞれ所定のゲインＫ2、Ｋ3、Ｋ1を乗じた上で、これらを加算することで、ポンプ制御弁１９´に対する指令電流を生成する。ここで、ポンプ制御弁１９´に対する指令電流値ｉは、偏差△Ｑが大きくなるにしたがい増加されるとともに、偏差△Ｑの積分項に応じて偏差ΔＱが最終的にゼロになるように指令電流値ｉが調整される。
The PID control unit 26a is a control unit that performs known PID control, and after multiplying the deviation ΔQ, the integral value of ΔQ, and the differential value of ΔQ by predetermined gains K2, K3, and K1, respectively. By adding these, a command current for the pump control valve 19 'is generated. Here, the command current value i for the
一方、応答抑制部１１では、油圧シリンダ３または油圧モータ４の負荷圧ＰLの変動成分として変動成分ｙが求められ、この変動成分ｙが上記目標流量Ｑ_rから減算される。なお、変動成分ｙを実流量Ｑ_aに加算してもよい。また、変動成分ｙの絶対値が大きくなるにつれて積分要素のゲインＫ3を小さくする記憶テーブル１１ｅから読み出されたゲインＫ3によってＰＩＤ制御部２６ａの積分要素のゲインＫ3の大きさを調整する。
On the other hand, in the
このようにして油圧シリンダ３または油圧モータ４の負荷圧ＰLの変化を打ち消すように、ポンプ２の応答が抑制される。
In this way, the response of the
つぎに、ロードセンシング油圧ポンプ制御方式に適用した場合について、図１３（ａ）〜（ｅ）を参照して説明する。 Next, a case where the present invention is applied to a load sensing hydraulic pump control system will be described with reference to FIGS.
図１３（ａ）は、ロードセンシング油圧ポンプ制御方式の基本的な油圧回路を示している。 FIG. 13A shows a basic hydraulic circuit of a load sensing hydraulic pump control system.
すなわち、流量制御弁５、６の各負荷圧抽出ポートを通過した圧油は、シャトル弁４８に連通されており、シャトル弁４８からは、油圧シリンダ５、６の各負荷圧ＰLのうちで高い方の圧、すなわち最大負荷圧ＰLmaxを示す圧油が流出される。
That is, the pressure oil that has passed through the load pressure extraction ports of the
油圧ポンプ２の斜板２ａは、油圧ポンプ２の斜板２ａを駆動するサーボピストン４７と、このサーボピストン４７に圧油を作用させるＬＳ弁（ロードセンシング弁）４０とによって駆動制御される。
The swash plate 2 a of the
油圧ポンプ２の吐出圧ＰMを示すパイロット圧信号は、パイロット管路４１ａを介してＬＳ弁４０の図面左側の入力ポート４０ａに入力される。一方、油圧シリンダ５、６の最大負荷圧ＰLmaxを示すパイロット圧信号は、シャトル弁４８からＬＳ圧回路たるパイロット管路４１ｂを介してＬＳ弁４０の右側の入力ポート４０ｂに入力される。また、ＬＳ弁４０の右側にはバネ４０ｃによるバネ力が付与されている。
A pilot pressure signal indicating the discharge pressure PM of the
斜板駆動機構たるサーボピストン４７とＬＳ弁４０は、これら入力された圧力ＰM、ＰLmaxの差圧ΔＰ（＝ＰM−ＰLmax）がバネ力に応じた差圧設定値ΔＰLSに保持されるように可変容量型油圧ポンプ２の斜板２ａを変化させる。
The
すなわち、差圧ＰM−ＰLmaxが、設定値ΔＰLSよりも小さい場合、つまり最大負荷圧ＰLmaxが大きくなると、ＬＳ弁４０が左側に押され、これによりサーボピストン４７が左に駆動され油圧ポンプ２の斜板２ａが最大傾転角MAX側に移動される。これにより、油圧ポンプ２の押し退け容積ｑが増やされ、油圧ポンプ２から吐出される流量が増大される。一方、油圧ポンプ２の吐出量の増加により、油圧ポンプ２の吐出圧ＰMが増加すると、ＬＳ弁４０を右に押す力が増大され、サーボピストン４７が右に駆動され油圧ポンプ２の斜板２ａが最小傾転角ＭＩＮ側に移動される。結局、最大負荷圧ＰLmaxに、バネ力による差圧設定値ΔＰLSを加えた力が、油圧ポンプ２の吐出圧ＰMと釣り合うように、油圧ポンプ２の斜板２ａが制御される。
That is, when the differential pressure PM−PLmax is smaller than the set value ΔPLS, that is, when the maximum load pressure PLmax is increased, the
図１３（ｂ）は図１３（ａ）の基本的構成に応答抑制部１１を加えることで、ポンプ圧ＰM、最大負荷圧ＰLの見かけ上の差圧を補正し、油圧ポンプ２の応答を抑制するようにした実施形態を示している。
FIG. 13B adds the
同図１３（ｂ）では、変動成分ｙが大きくなるにつれて小さい値をとる指令電流ｉyが、応答抑制部１１の記憶テーブル１１ｄの記憶内容から読み出されて、この指令電流ｉyが、ＬＳ弁４０に設けたソレノイド４０ｄに加えられる。
In FIG. 13B, the command current iy that takes a smaller value as the fluctuation component y becomes larger is read from the stored contents of the storage table 11d of the
この電磁ソレノイド４０ｄは、ＬＳ弁４０の右側のバネ４０ｃに対して押し付け力を発生するものである。よって、応答抑制部１１から指令電流ｉyが出力されると、この指令電流ｉyの大きさに比例した推力がソレノイド４０ｄで発生し、これによりバネ４０ｃのバネ力が変化して、差圧設定値ΔＰLSが変化される。
The
なお、変動成分ｙがゼロのときの指令電流ｉyによって、図１３（ｂ）におけるバネ４０ｃでは、図１３（ａ）におけるバネ４０ｃによるバネ力が発生する。
The
よって、変動成分ｙの変動成分が正の値をとるときには、指令電流ｉyは小さくなり、ソレノイド４０ｄで発生する推力は弱くなるので、バネ４０ｄのバネ力は小さくなり、みかけ上の差圧設定値ΔＰLSは小さくなる。これにより油圧ポンプ２の吐出量は減らされ、ポンプ吐出圧ＰMは小さくなる。一方、変動成分ｙの変動成分が負の値をとるときには、指令電流ｉyは大きくなり、ソレノイド４０ｄで発生する推力は強くなるので、バネ４０ｄのバネ力は大きくなり、みかけ上の差圧設定値ΔＰLSは大きくなる。これにより油圧ポンプ２の吐出量は増やされ、ポンプ吐出圧ＰMは大きくなる。このようにして、ＬＳ弁４０の右側から作用する最大負荷圧ＰLmaxの変化を打ち消すことができ、油圧ポンプ２の応答を抑制することが可能となる。
Therefore, when the fluctuation component of the fluctuation component y takes a positive value, the command current iy becomes smaller and the thrust generated by the
なお、上記ソレノイド４０ｄによってバネ４０ｃに推力を作用させる代わりに、ＬＳ弁４０のバネ４０ｃとは反対の方向（左側）からパイロット圧Ｐyを作用させてやることで、同様に油圧ポンプ２の応答を抑制してもよい。
Instead of applying a thrust to the
また、図１３（ｃ）に示すように、最大負荷圧ＰLmaxをＬＳ弁４０に導くＬＳ圧回路４１ｂの途中に可変絞り４２を設け、この可変絞り４２の開口面積を制御することで同様に油圧ポンプ２の応答を抑制してもよい。
Further, as shown in FIG. 13C, a
同図１３（ｃ）では、変動成分ｙの変動量の絶対値が大きくなるにつれて小さい値をとる（可変絞り４２の開口面積を小さくする）指令電流ｉyが、応答抑制部１１の記憶テーブル１１ｅの記憶内容から読み出されて、この指令電流ｉyが、可変絞り４２のソレノイド４２ａに加えられる。
In FIG. 13C, the command current iy that takes a smaller value (decreasing the opening area of the variable aperture 42) as the absolute value of the fluctuation amount of the fluctuation component y becomes larger is stored in the storage table 11 e of the
このように、負荷圧ＰLの変動成分の絶対量が大きくなるに従い絞り４２の開口面積を小さくなるよう変化させ、ＬＳ弁４０に導く最大負荷圧ＰLmaxの変化を小さくすることで、ＬＳ弁４０の変化が抑制され、結果的に油圧ポンプ２の応答を抑制することが可能となる。
In this way, by changing the opening area of the
なお、図１３（ｃ）では、可変絞り４２をＬＳ圧回路４１ｂ上に設けるようにしているが、可変絞り４２を、ＬＳ弁４０とサーボピストン４７との間の管路４１ｃ（図１３（ａ）参照）に設けて、同様の制御を行うようにしてもよい。
In FIG. 13C, the
また、図１３（ｄ）に示すように、最大負荷圧ＰLmaxをＬＳ弁４０に導くＬＳ圧回路４１ｂ上の圧油をタンクにブリードオフする可変ブリード弁４３を設け、この可変ブリード弁４３の開口面積を制御することで同様に油圧ポンプ２の応答を抑制してもよい。
Further, as shown in FIG. 13 (d), a variable bleed valve 43 that bleeds off the pressure oil on the
同図１３（ｄ）では、変動成分ｙが大きくなるにつれて小さい値をとる（可変ブリード弁４３の開口面積を大きくする）指令電流ｉyが、応答抑制部１１の記憶テーブル１１ｆの記憶内容から読み出されて、この指令電流ｉyが、可変ブリード弁４３のソレノイド４３ａに加えられる。
In FIG. 13D, the command current iy, which takes a smaller value (increases the opening area of the variable bleed valve 43) as the fluctuation component y increases, is read from the stored contents of the storage table 11f of the
このように、変動成分ｙが大きくなるに従い可変ブリード弁４３の開口面積を大きくし、ＬＳ弁４０に導く最大負荷圧ＰLmaxを小さくすることで、ＬＳ弁４０に導かれる最大負荷圧ＰLmaxの変化が抑制され、結果的に油圧ポンプ２の応答を抑制することが可能となる。
Thus, as the fluctuation component y increases, the opening area of the variable bleed valve 43 is increased, and the maximum load pressure PLmax guided to the
図１３（ｅ）は、ロードセンシング制御をコントローラで実現する場合に適用した実施形態を示している。 FIG. 13E illustrates an embodiment applied when load sensing control is realized by a controller.
コントローラであるロードセンシング制御部４６には、圧力センサ４４ａで検出された油圧ポンプ２の吐出圧ＰMが入力されるとともに、圧力センサ４４ｂで検出された最大負荷圧ＰLmaxが入力される。
The load sensing control unit 46, which is a controller, receives the discharge pressure PM of the
ロードセンシング制御部４６では、目標差圧ΔＰr（差圧設定値ΔＰLS）が予め設定されている。一方、各圧力センサ４４ａ、４４ｂの検出値から実際の差圧ΔＰa（＝ＰM−ＰLmax）が求められる。
In the load sensing control unit 46, a target differential pressure ΔPr (differential pressure set value ΔPLS) is set in advance. On the other hand, the actual differential pressure ΔPa (= PM−PLmax) is obtained from the detection values of the
そこで、目標差圧ΔＰrと実差圧ΔＰaとの偏差△Ｐr-aが求められる。一方、応答抑制部１１では、油圧シリンダ３または油圧モータ４の負荷圧ＰLの変動成分として変動成分ｙが求められ、この変動成分ｙが上記偏差△Ｐr-aから減算される。そして、この変動成分ｙが取り除かれた偏差△Ｐr-aをゼロにする指令電流が、電磁弁である制御弁４５のソレノイドに加えられる。
Therefore, a deviation ΔPr-a between the target differential pressure ΔPr and the actual differential pressure ΔPa is obtained. On the other hand, in the
このようにして油圧シリンダ３または油圧モータ４の負荷圧ＰLの変化を打ち消すように、ポンプ２の応答が抑制される。
In this way, the response of the
以上、図１１、図１２、図１３を参照して、ポジコン、ネガコン、ロードセンシング制御の各油圧ポンプ制御方式に適用した場合について説明した。 In the above, with reference to FIG. 11, FIG. 12, FIG. 13, the case where it applied to each hydraulic pump control system of positive control, negative control, and load sensing control was demonstrated.
以上の図１１、図１２、図１３の説明では、変動成分ｙ自体によって補正した指令、つまり圧力変動成分ｙのプラス量、マイナス量に応じて変化する指令を油圧ポンプ２に与えることで油圧ポンプ２の応答を抑制しているが、圧力変動成分ｙ自体ではなくｙの傾き（圧力変動成分ｙの微分値）によって油圧ポンプ２に対する指令を補正してもよい。つまり、圧力変動成分ｙの増加量、減少量に応じて油圧ポンプ２に対する指令を変化させるようにしてもよい。かかる制御によれば、圧力変動の変化を予測した抑制が可能となり、油圧ポンプ２の応答抑制をフィードフォワード制御することができる。
In the description of FIGS. 11, 12, and 13, the
また、図１１、図１２、図１３では、種々の応答抑制の手法について説明したが、サーボピストン３５、３５´、２０、４７に圧油が流入あるいは流出する管路に可変絞りを設け、この可変絞りの開口面積を減少させることにより、サーボピストンに作用する圧油の速度(ピストン作動速度)を抑制して、油圧ポンプ２の応答を抑制してもよい。
11, 12, and 13, various response suppression methods have been described. However, a variable throttle is provided in a pipeline through which pressure oil flows in or out of the servo pistons 35, 35 ′, 20, 47. The response of the
以上説明した実施形態では、状態量検出部９で検出される状態量ｘとして、主として油圧シリンダ３または油圧モータ４の負荷圧ＰLを想定して説明したが、図１４に示すように、状態量検出部９で、油圧ポンプの吐出圧ＰMと操作中の油圧アクチュエータ３、４の最大負荷圧ＰLmaxとの差圧ΔＰ（以下、最小差圧と呼ぶ）を状態量ｘとして検出し、これに基づき油圧ポンプ２の応答を抑制するようにしてもよい。
In the embodiment described above, the state quantity x detected by the state
すなわち、同図１４（ａ）に示すように、流量制御弁５、６の各負荷圧抽出ポートを通過した圧油は、シャトル弁４８に連通されており、シャトル弁４８からは、油圧シリンダ５、６の各負荷圧ＰLのうちで高い方の圧、すなわち最大負荷圧ＰLmaxを示す圧油が流出される。最大負荷圧ＰLmaxは圧力センサ４４ｂで検出される。油圧ポンプ２の吐出圧ＰMは圧力センサ４４ａによって検出される。
That is, as shown in FIG. 14A, the pressure oil that has passed through the load pressure extraction ports of the
状態量検出部９では、油圧ポンプの吐出圧ＰMと操作中の油圧アクチュエータ３、４の最大負荷圧ＰLmaxとの最小差圧ΔＰが状態量ｘとして検出され、この状態量ｘが応答抑制部１１に出力される。
In the state
応答抑制部１１では、図２等で説明したのと同様にして、最小差圧ｘの高周波変動成分ｙがハイパスフィルタ１１ｂから出力され、油圧ポンプ２に対する流量指令ｒから減算され、補正された流量指令値ｒ´が油圧ポンプ２（斜板駆動機構部３１）に対して出力される。この結果、油圧ポンプ２の応答が抑制される。
In the
ここで、上記最小差圧ΔＰを状態量ｘとして油圧ポンプ２の応答を抑制した場合の効果について説明する。
Here, the effect when the response of the
最大負荷圧ＰLmaxとなった油圧アクチュエータ３または４へ流入する圧油の流量Ｑは、上記（３）式からも明らかなように、（オペレータのレバー操作量で決まる）流量制御弁５、６の絞りの開口面積Ａと、流量制御弁４、５の前後差圧である上記最小差圧ΔＰの平方根√ΔＰとに比例する。したがって、最小差圧ΔＰの変動は、オペレータの意思に反した油圧アクチュエータ３、４の速度変動（流量Ｑの変動）を招来する。
The flow rate Q of the hydraulic oil flowing into the
そこで、上記応答抑制部１１は、状態量ｘたる最小差圧ΔＰが増加すると油圧ポンプ２の流量ｑを減少させて油圧ポンプ２の吐出圧ＰMを下げ、最小差圧ΔＰを減少させるとともに、状態量ｘたる最小差圧ΔＰが減少すると油圧ポンプ２の流量ｑを増加させて油圧ポンプ２の吐出圧ＰMを上昇させ、最小差圧ΔＰを増加させるよう油圧ポンプ２の応答を抑制する。つまり、最小差圧ΔＰが常に一定に、あるいはその変化が滑らかなものとなり、負荷の変動等によって生じる最小差圧ΔＰの変動が抑えられ、これによってオペレータの意思に反した油圧アクチュエータ３、４の速度変動は発生しなくなるという効果が得られる。オペレータのレバー操作通りに油圧アクチュエータを作動させることができる。
Therefore, the
なお、図１４（ａ）において、図２で説明したのと同様に、抑制量指示部１０によって、状態量ｘから高周波成分ｙを抽出するための周波数しきい値ｆcを作業状態に応じて変化させてやり、最小差圧ΔＰの変化の抑制度合いを作業状態に合わせて最適な設定してもよい。
In FIG. 14A, the frequency threshold value fc for extracting the high frequency component y from the state quantity x is changed according to the work state by the suppression
また、図１４（ｂ）に示すように、上記ハイパスフィルタ１１ｂの代わりに、最小差圧ｘが大きくなるほどｙの値が負から正へと変化するとともに、目標最小差圧ｘrのときにｙの値が零となっている関数テーブル１１ｇを設け、状態量ｘに対応する変動成分ｙをこの関数テーブル１１ｇから読み出し、この読み出した変動成分ｙをポンプ流量指令ｒから減算した補正流量指令値ｒ´を油圧ポンプ２に出力してもよい。この結果、ポンプ流量指令ｒは、目標差圧ｘrに対する偏差分だけ補正されることになり、目標最小差圧に対する定常偏差を減少させることができる。
Further, as shown in FIG. 14B, instead of the
図１４（ａ）、（ｂ）では、油圧ポンプ２に対する流量指令ｒを補正する制御を行うようにしているが、油圧ポンプ２の吐出圧油をタンクに逃がす制御弁を制御しても、同様に、最小差圧ΔＰの変動を抑制することができる。
14 (a) and 14 (b), control is performed to correct the flow rate command r for the
図１４（ｃ）に示す実施形態では、油圧ポンプ２の吐出圧ＰMと最大負荷圧ＰLmaxとの最小差圧ΔＰが設定値を越えた場合に、油圧ポンプ２の吐出圧油をタンクに逃がすアンロード弁４８が設けられる。このアンロード弁４８のポンプ吐出圧ＰMが作用する側には電磁ソレノイド４８ａが配設されている。
In the embodiment shown in FIG. 14C, when the minimum differential pressure ΔP between the discharge pressure PM of the
応答抑制部１１には、ハイパスフィルタ１１ｂから出力される高周波変動成分ｙが大きくなるに従い電磁ソレノイド４８ａに対する指令電流ｉyが増加する関数テーブル１１ｈが設けられている。
The
そこで、変動成分ｙに対応する指令電流ｉyが上記関数テーブル１１ｈから読み出され、この指令電流ｉyがアンロード弁４８のソレノイド４８ａに加えられると、指令電流値ｉyに比例したソレノイド推力が発生し、このソレノイド推力に応じてアンロード弁４８の開口面積が大きくなり、最小差圧ΔＰが減少する。
Therefore, when the command current iy corresponding to the fluctuation component y is read from the function table 11h and this command current iy is applied to the solenoid 48a of the unload
この結果、最小差圧ｘの変動成分ｙがプラス側に大きくなると、指令電流ｉyが大きくなることで、ソレノイド推力が大きくなり、アンロード弁４８の開口面積が大きくなり、最小差圧ΔＰが減少される。一方、最小差圧ｘの変動成分ｙがマイナス側に大きくなると、指令電流ｉyが小さくなることで、ソレノイド推力が小さくなり、アンロード弁４８の開口面積が小さくなり、最小差圧ΔＰが増加される。このようにして最小差圧ΔＰの変化の応答が抑制される。
As a result, when the fluctuation component y of the minimum differential pressure x increases to the plus side, the command current iy increases, the solenoid thrust increases, the opening area of the unload
上記アンロード弁４８の代わりにレバー操作量に応じて油圧ポンプ２の吐出圧油をタンクに逃がす可変ブリード弁４９が設けられた場合の実施形態について図１４（ｄ）を参照して説明する。
An embodiment in which a variable bleed valve 49 for releasing the discharge pressure oil of the
図１４（ｄ）に示す可変ブリード弁４９はソレノイドに加えられる指令電流ｉyが大きくなるにつれて開口面積が大きくなり、ブリードオフ流量を大きくする。この指令電流ｉyは操作レバー７、８の操作量が大きくなるにつれて小さい値をとる。 In the variable bleed valve 49 shown in FIG. 14D, the opening area increases as the command current iy applied to the solenoid increases, and the bleed-off flow rate increases. The command current iy takes a smaller value as the operation amount of the operation levers 7 and 8 becomes larger.
すなわち、ブリード開口制御部５０では、電気式レバーである操作レバー７、８の各操作量を示す電気信号が入力される。ここで、ブーム上げ方向操作量、ブーム下げ方向操作量、旋回（右旋回、左旋回）の操作量ごとに、記憶テーブル５０ａ、５０ｂ、５０ｃが設定されている。これら各記憶テーブル５０ａ、５０ｂ、５０ｃには、操作量が中立位置からフルレバー位置まで大きくなるにしたがい可変ブリード弁４９の開口面積が小さくなるような操作量と開口面積の対応関係が記憶されている。そして、各記憶テーブル５０ａ、５０ｂ、５０ｃから読み出された開口面積のうちの最も小さいものが、最小値選択部５０ｄで選択される。そこで、応答抑制部１１では、最小差圧ΔＰの高周波変動成分ｙに対して、この最小値選択部５０ｄから出力された開口面積が加算され、開口指令が求められる。記憶テーブル５０ｅには、開口指令に比例した指令電流ｉyが記憶されている。よって、レバー操作量に応じた開口面積に変動成分ｙが加算された開口指令に対応する指令電流ｉyが可変ブリード弁４９のソレノイドに対して出力される。
That is, the bleed
この結果、最小差圧ΔＰが増加して変動成分ｙがプラス側に大きくなると、指令電流ｉyが大きくなることで、可変ブリード４９の開口面積が大きくなるので、油圧ポンプ２の吐出圧ＰMは減少され、最小差圧ΔＰが小さくなる。一方、最小差圧ΔＰが減少して変動成分ｙがマイナス側に大きくなると、指令電流ｉyが小さくなることで、可変ブリード４９の開口面積が小さくなるので、油圧ポンプ２の吐出圧ＰMは増加され、最小差圧ΔＰが大きくなる。また、操作レバー７、８の操作量が大きくなるにつれて、指令電流ｉyが小さくなり、可変ブリード４９の開口面積が小さくなり油圧ポンプ２の吐出圧ＰMが増加され、最小差圧ΔＰが大きくなる。よって、最小差圧ΔＰの変化を応答を抑制できるとともに、操作レバー７、８の操作量に応じた抑制がなされる。
As a result, when the minimum differential pressure ΔP increases and the fluctuation component y increases to the plus side, the command current iy increases, so that the opening area of the variable bleed 49 increases, so the discharge pressure PM of the
つぎに、図１５を参照して、状態量検出部９で、操作レバーの操作量を状態量ｘとして検出し、これに基づき油圧ポンプ２の応答を抑制する実施形態について説明する。
Next, with reference to FIG. 15, an embodiment will be described in which the state
一般に、上部旋回体や下部走行体などの慣性体を駆動する油圧アクチュエータは、操作レバーを急操作しても、すぐには動き出すことができない。このため、油圧ポンプ２の吐出圧が急上昇してしまい、この急上昇したポンプ圧ＰMによって作業機が遅れた後、急作動するなどの問題があった。
In general, a hydraulic actuator that drives an inertial body such as an upper swinging body or a lower traveling body cannot be moved immediately even if the operation lever is suddenly operated. For this reason, there is a problem that the discharge pressure of the
そこで、慣性体を操作する操作レバーをラフに急操作したとしても油圧ポンプ吐出圧ＰMを急上昇させない応答性が要求される。 Therefore, even if the operation lever for operating the inertial body is suddenly suddenly operated, a response that does not rapidly increase the hydraulic pump discharge pressure PM is required.
図１５（ａ）は、この問題点を解決する実施形態である。 FIG. 15A shows an embodiment that solves this problem.
同図１５（ａ）に示すように、状態量検出部９では、図８（ｂ）と同様にして、旋回用操作レバー８の操作量を示すパイロット圧Ｐpがシャトル弁３２を介して圧力センサ１４で検出され、状態量ｘとして応答抑制部１１に対して出力される。
As shown in FIG. 15A, in the state
応答抑制部１１では、図２等で説明したのと同様にして、操作量ｘの高周波変動成分ｙがハイパスフィルタ１１ｂから出力され、この変動成分ｙが油圧ポンプ２に対する流量指令ｒから減算され、補正流量指令値ｒ´として油圧ポンプ２（斜板駆動機構部３１）に対して出力される。この結果、油圧ポンプ２の応答が抑制される。
In the
ここで、旋回用操作レバー８の操作量Ｐpを状態量ｘとして、油圧ポンプ２の応答を抑制した場合の効果について説明すると、旋回用操作レバー８が急操作されると、状態量ｘが増加するので、変動成分ｙが増加する。ここで、ハイパスフィルタ１１ｂにて抽出される変動成分を２〜３Ｈz程度の低い周波数成分以上に設定しておくことにより、それを超える速いレバー操作をしたときだけ、より大きな変動成分ｙが出力される。このため油圧ポンプ２の吐出圧ＰMが上昇する前に、ポンプ流量指令ｒ´が減少され、過度のポンプ吐出圧ＰMの上昇が抑制される。すなわち、慣性体たる上部旋回体を操作する操作レバー８をラフに急操作したとしても油圧ポンプ２の吐出圧ＰMを急上昇させない応答性が得られる。なお、この図１５（ａ）に示す実施形態では、旋回作業のみ応答は抑制され、他の作業機による作業には影響を与えない。したがって、応答抑制の不要な他の作業機による作業、例えばバケットによるふるい作業を作業効率よく行うことができる。
Here, the effect of suppressing the response of the
上記バケットによるふるい作業は、操作レバーを両方向に振動させてやり、その衝撃でバケット内の土をふるいにかけたり、あるいは細かく蒔いたり、あるいはバケットに付着した土を落とす作業であり、操作レバーの急操作に応答した衝撃力をバケットに与える必要がある。したがって、応答抑制は不要であり、むしろ応答性を高める必要がある。 The above-mentioned sieving operation with the bucket is performed by vibrating the operation lever in both directions, and by the impact, the soil in the bucket is sieved or crushed finely, or the soil adhering to the bucket is dropped. The impact force in response to the operation needs to be applied to the bucket. Therefore, response suppression is not necessary, but rather responsiveness needs to be improved.
図１５（ｂ）は、この要求に応える実施形態を示している。 FIG. 15B shows an embodiment that meets this requirement.
同図１５（ｂ）に示すように、応答抑制部１１では図１５（ａ）と同様にして旋回用操作レバー８の操作量ｘ1の高周波変動成分ｙ1がハイパスフィルタ１１ｂ1から出力され、この変動成分ｙ1が油圧ポンプ２に対する流量指令ｒから減算され、補正流量指令値ｒ´として油圧ポンプ２（斜板駆動機構部３１）に対して出力される。したがって、旋回用操作レバー８の操作に対しては油圧ポンプ２の応答が抑制される。
As shown in FIG. 15B, the
一方、状態量検出部９では、バケットを操作するバケット用操作レバー７´の操作量を示すパイロット圧Ｐpがシャトル弁３２´を介して圧力センサ１２´で検出され、状態量ｘ2として応答抑制部１１に対して出力される。応答抑制部１１では、バケット用操作レバー７´の操作量ｘ2の高周波変動成分ｙ2がハイパスフィルタ１１ｂ2から出力され、この変動成分ｙ2が油圧ポンプ２に対する流量指令ｒに対して加算され、補正流量指令値ｒ´として油圧ポンプ２（斜板駆動機構部３１）に対して出力される。したがって、バケット用操作レバー７´の操作に対しては油圧ポンプ２の応答が強められる。この結果、バケット用操作レバー７´の急操作に応答した衝撃力をバケットに与えることができ、バケットによるふるい作業の作業効率が向上する。
On the other hand, in the state
以上の実施形態では、応答抑制対象機器として油圧ポンプ２を想定したが、図１５（ｃ）に示すように、流量制御弁を応答抑制対象機器としてもよい。
In the above embodiment, the
地面をラフに水平に均す荒スキトリ作業を行うときには、アームを最大に伸ばした状態からブーム用操作レバー７を上げ側に、アーム用操作レバー８´を掘削（引き込み）側に同時にフルレバー操作して、バケット刃先をほぼ水平に移動させたいという要求がある。 When performing rough skimming work to level the ground roughly horizontally, from the state where the arm is extended to the maximum, operate the boom operating lever 7 to the up side and the arm operating lever 8 'to the excavating (retracting) side simultaneously. Therefore, there is a demand to move the bucket blade edge almost horizontally.
しかし、レバーが中立でポンプ吐出量が最小値ＭＩＮの状態からレバーが操作されてポンプ斜板が増加するときに、バケット刃先にかかる負荷が少ない場合には、自重落下側となるアームが急激に落下して、ポンプ吐出圧油の大部分がアームに流入し、ポンプ圧が十分に上昇できず、ブームが上がらない瞬間が生じ、バケット刃先の軌跡が大きく下方へずれてしまうという問題があった。したがってバケット刃先を所望の軌跡にもっていくためにはアーム用操作レバー８´の操作に熟練を要した。図１５（ｃ）に示す実施形態はこのような問題を解決する実施形態である。 However, when the lever is operated from the state where the lever is neutral and the pump discharge amount is at the minimum value MIN and the pump swash plate is increased, if the load on the bucket blade edge is small, the arm on the weight drop side will suddenly It falls and most of the pump discharge pressure oil flows into the arm, the pump pressure cannot rise sufficiently, the boom does not rise, and the locus of the bucket blade tip is greatly shifted downward. . Therefore, in order to bring the bucket blade edge to the desired locus, skill is required in operating the arm operating lever 8 '. The embodiment shown in FIG. 15C is an embodiment that solves such a problem.
同図１５（ｃ）の実施形態では、ブームとアームを同時にフルレバー操作した場合に、アーム用流量制御弁６´の応答が、ブーム用操作レバー７のブーム上げ方向の操作に応じて抑制される。 In the embodiment of FIG. 15 (c), when the boom and the arm are operated at full lever at the same time, the response of the arm flow control valve 6 'is suppressed according to the operation of the boom operating lever 7 in the boom raising direction. .
同図１５（ｃ）に示すように、状態量検出部９では、電気レバーであるブーム用操作レバー７、アーム用操作レバー８´の出力電圧に対応する流量制御弁開口指令が各記憶テーブル９ｂ、９ｃから求められる。応答抑制部１１では、ブーム上げ方向の開口指令ｘの高周波変動成分ｙがハイパスフィルタ１１ｂから出力され、この変動成分ｙがアーム掘削方向の開口指令ｒから減算され、補正開口指令値ｒ´としてアーム用流量制御弁６´に対して出力される。つまり、補正開口指令ｒ´が変換部５１ｃにて電流指令に変換され、アーム用流量制御弁６´のアーム掘削方向側のソレノイドに加えられる。なお、他の開口指令についても変換部５１ａ、５１ｂ、５１ｄにて電流指令に変換され、ブーム用流量制御弁５の各ソレノイド、アーム用流量制御弁６´のアームダンプ方向側のソレノイドに加えられる。
As shown in FIG. 15C, in the state
このためアーム用流量制御弁６´の開口面積の増加が、ブーム用操作レバー７のブーム上げ側の操作速度に応じて遅らされることになり、ポンプ斜板立ち上がり時に、吐出圧油がアームに過大に吸い込まれることが防止され、バケット刃先の急激な落ち込みが抑制される。なお、ブーム、アームをゆっくり操作した場合では、アーム開口の増大が抑制されないが、このときは十分ポンプ斜板の立ち上がり（流量増加）が間に合うため、上述したブームが上がらない（ポンプ圧低下）という問題は生じない。したがって、任意の操作に対して自重落下側となるアームが急激に落下してしまいバケット刃先の軌跡が大きく下方へずれてしまうようなことはなくなり、かつバケット刃先を所望の軌跡にもっていくためにアーム用操作レバー８´の操作に熟練を必要とすることもない。 For this reason, the increase in the opening area of the arm flow control valve 6 'is delayed according to the operation speed of the boom operation lever 7 on the boom raising side, and when the pump swash plate rises, Is prevented from being sucked excessively, and a sudden drop of the bucket blade edge is suppressed. Note that when the boom and arm are operated slowly, the increase in the arm opening is not suppressed, but at this time the pump swash plate rises (increases the flow rate) in time, so the boom does not rise (pump pressure drop). There is no problem. Therefore, the arm on the weight drop side does not drop suddenly for any operation, and the locus of the bucket blade edge is not greatly shifted downward, and the bucket blade edge is brought to the desired locus. No skill is required to operate the arm operating lever 8 '.
なお、図１５（ｃ）に示す応答抑制部１１を、図１５（ｄ）に示すように構成してもよい。
In addition, you may comprise the
図１５（ｄ）では、アーム掘削指令ｒから変動成分ｙを減算する処理の代わりに、Ａを所定の定数として（Ａ−ｙ）/Ａ （但しＡ＞ｙ＞０）なるゲインがゲイン演算部１１ｉで求められ、このゲインが乗算部１１ｊにてアーム掘削方向の開口指令ｒに乗算されるという処理がなされる。 In FIG. 15D, instead of the process of subtracting the fluctuation component y from the arm excavation command r, a gain of (A−y) / A (where A> y> 0) is used as the gain calculation unit, with A being a predetermined constant. 11i, and this gain is multiplied by the opening command r in the arm excavation direction by the multiplier 11j.
また、図１５（ｃ）に示す応答抑制部１１を、図１５（ｅ）に示すように構成してもよい。図１５（ｅ）は、荒スキトリ作業の開始時のみに、アーム用流量制御弁６´の応答を抑制する実施形態である。
Moreover, you may comprise the
すなわち、ブーム上げ方向の開口指令ｘから所定値（ハーフレバー以上の変動成分）だけ減算された値がコンパレータ１１ｋに出力され、値が正である場合には（ｘがハーフレバー以上の変動成分）、上記（１）式により低周波成分Ｘ(n)が演算され、上記（２）式より高周波成分Ｙが演算される。一方、コンパレータ１１ｋで値が負であった場合には（ｘがハーフレバーよりも小さい変動成分）、上記（１）式における低周波成分Ｘ(n)が現在のブーム上げ開口指令ｘに設定される（ゼロクリア）。また、ブーム用操作レバー７がブーム下げ方向に操作されている場合、およびアーム用操作レバー８´がアームダンプ方向に操作されている場合にも上記（１）式における低周波成分Ｘ(n)が現在のブーム上げ開口指令ｘに設定される（ゼロクリア）。 That is, a value obtained by subtracting a predetermined value (a fluctuation component equal to or greater than the half lever) from the opening command x in the boom raising direction is output to the comparator 11k, and if the value is positive (x is a fluctuation component equal to or greater than the half lever). The low frequency component X (n) is calculated by the above equation (1), and the high frequency component Y is calculated by the above equation (2). On the other hand, when the value is negative in the comparator 11k (x is a fluctuation component smaller than that of the half lever), the low frequency component X (n) in the above equation (1) is set to the current boom raising opening command x. (Zero clear). Further, when the boom operation lever 7 is operated in the boom lowering direction and when the arm operation lever 8 'is operated in the arm dumping direction, the low frequency component X (n) in the above equation (1) is used. Is set to the current boom raising opening command x (zero clear).
このようにして状態量ｘがブーム操作量のうち所定の大きさを越える量、例えばハーフレバー以上の変動成分になっている場合に変動成分ｙが演算されるとともに、アームが掘削側に操作されていない場合、ブームが上げ側に操作されていない場合には、低周波成分Ｘｎを現在の検出値ｘで初期化することで変動成分ｙがゼロにクリアされ、荒スキトリ作業の開始時のみにアーム用流量制御弁６´の応答が抑制され、アームの落ち込みが抑制される。なお、上記演算を、アーム掘削のハーフレバー以上の指令に対してのみ減算あるいは乗算することにより、アームフル操作時のみ最大開口を制限することもできる。 In this way, when the state quantity x exceeds the predetermined amount of the boom operation amount, for example, the fluctuation component is greater than the half lever, the fluctuation component y is calculated and the arm is operated to the excavation side. If the boom is not operated to the up side, the low frequency component Xn is initialized with the current detection value x, so that the fluctuation component y is cleared to zero, and only at the start of rough skidding work. The response of the arm flow control valve 6 'is suppressed, and the arm drop is suppressed. Note that the maximum opening can be limited only when the arm is fully operated by subtracting or multiplying the above calculation only with respect to the command of the arm excavation half lever or higher.
つぎに、図１６を参照して、圧力補償弁を設けた油圧制御システムで、同様に荒スキトリ作業時のアームの落ち込みを抑制できるようにした実施形態について説明する。 Next, with reference to FIG. 16, an embodiment in which a hydraulic control system provided with a pressure compensation valve can similarly suppress arm dropping during rough skidding work will be described.
操作レバーの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ために、ロードセンシング制御という上述した技術がある。このロードセンシング制御システムでは、図１６（ａ）に示すように、流量制御弁５、６´と油圧シリンダ３、４´との間に、圧力補償弁５２、５３、５４、５５と呼ばれるバルブが設けられ、流量制御弁５、６´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（ブーム、アーム）についても同一の値になるように補償している。つまり、上述した油圧回路の一般公式Ｑ＝ｃＡ√△Ｐ（但し、ｃは流量係数、Ａは絞りの開口面積）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（開口指令Ａ）に比例した流量Ｑが得られるようにしている。
In order to eliminate the so-called load dependency of the driving speed of the hydraulic actuator during the combined operation of the operation lever, there is a technique described above called load sensing control. In this load sensing control system, as shown in FIG. 16 (a), valves called
また、油圧ポンプ２の吐出圧が、操作中の油圧シリンダ３、４´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２の吐出圧がロードセンシング制御されており、これによって複合操作時の各油圧シリンダ３、４´の負荷圧の違いによる速度の変化（負荷依存性）が防止される。
Further, the discharge pressure of the
この図１６（ａ）の実施形態では、アーム用流量制御弁を抑制する代わりに、アーム側の圧力補償弁５４を抑制して目標差圧を調整することで、図１５の実施形態と同様な効果が得られるようにしている。図１６R>６（ａ）では、ブーム用操作レバー７のブーム上げ側操作量（ブーム上げ開口指令）が状態量ｘとされ、応答抑制対象機器としてアーム用圧力補償弁５４が設定される。
In the embodiment of FIG. 16 (a), instead of suppressing the arm flow control valve, the
油圧アクチュエータへ流入する流量は、上記（３）式に示すように、オペレータのレバー操作量に応じて決まる制御弁の絞りの開口面積Ａと、オペレータが制御できない制御弁の絞りの前後の圧力差の平方根√ΔＰにそれぞれ比例しているので、荒スキトリ作業時にオペレータが仮にブームとアームの流量制御弁５、６´の開口面積を同じになるようにレバー操作しても、アームの負荷圧ＰLがブームの負荷圧に比べて極端に低いと、より多くのポンプ吐出圧油がアーム側に流れてしまい、バケット刃先の急激な落下が生じてしまう。このアームの落ち込み現象は、アームの圧力補償が１００％効いていれば生じないが、逆に１００％効いているとブーム、アームを操作するレバーをフルレバー操作したときのバケット刃先のスキトリ作業時の軌跡が円弧状になってしまい、地面を水平に均せなくなってしまう。このため実際には、アームの圧力補償を若干弱めて負荷なり（ブーム上げによりバケット刃先が地面から持ち上がず、バケット刃先がより水平に動くように）に設定している。操作レバーをファイコン域でゆっくり操作するスキトリ作業では、油圧ポンプの吐出量がレバー操作に対して不足しないためアーム側への圧油の過大な流入は生じることはなく、またバケット刃先の動きに合わせてオペレータがレバー操作量を手動制御するため、圧力補償を十分効かせなくても特に問題は生じない。よって、図１６１６（ａ）では操作レバーを急操作する荒スキトリ作業の開始時のみに、圧力補償を十分効かせるようにして上記問題を解決するものである。
As shown in the above equation (3), the flow rate flowing into the hydraulic actuator is the difference between the opening area A of the throttle of the control valve determined according to the lever operation amount of the operator and the pressure difference before and after the throttle of the control valve that cannot be controlled by the operator. Therefore, even if the operator operates the lever so that the opening areas of the
同図１６（ａ）では、流量制御弁５、６´にはそれぞれ負荷圧抽出ポートが設けられており、これにより油圧シリンダ３、４´の負荷圧がそれぞれ検出される。負荷圧抽出ポートを通過した圧油はシャトル弁５６に連通されており、シャトル弁５６からは油圧シリンダ３、４´の各負荷圧のうちで高い方の圧、つまり最大負荷圧ＰLmaxを示す圧油が最大負荷圧回路（管路）６０に流出される。
In FIG. 16A, the
一般に、圧力補償弁５２〜５５では、一方側（右側）から上記最大負荷圧ＰLmaxを最大負荷圧回路６０を介して作用させ、反対側（左側）からは流量制御弁と圧力補償弁との間の圧力（補償圧）を補償圧回路（管路）５９を介して作用させることで、補償圧が最大負荷圧ＰLmaxと釣り合うように（同じになるように）作動される。
Generally, in the
応答抑制対象機器であるアーム掘削側の圧力補償弁５４は、可変圧力補償弁となっている。
The
可変圧力補償弁５４の一方側（右側）からは上記最大負荷圧ＰLmax及びバネ力が作用されている。また可変圧力補償弁５４の反対側（左側）からは、上記補償圧とともに、応答抑制部１１から出力される指令電流ｉyに応じた調整圧たるパイロット圧が調整圧回路（管路）５８を介して作用されている。応答抑制部１１からは、後述するように指令電流ｉyが生成されて電磁比例制御弁５７のソレノイドに加えられる。電磁比例制御弁５７にはパイロットポンプ１８から吐出されるパイロット圧油が入力されており、このパイロット圧油のパイロット圧が、指令電流ｉyに対応する調整圧にまで減じられて、可変圧力補償弁５４の左側に加えられる。ここで電磁比例制御弁５７から出力される調整圧がバネ力と釣り合っている状態の場合には、可変圧力補償弁５４の開口は、左側から作用する、アーム用制御弁６´と圧力補償弁５４との間の補償すべき圧力（補償圧）と、右側から作用する最大負荷圧力ＰLmaxが釣り合う位置でバランスしており、補償圧は最大負荷圧ＰLmax（この場合はブーム上げ側の負荷圧ＰL）と同一の圧力まで上昇する。
The maximum load pressure PLmax and the spring force are applied from one side (right side) of the variable
よって、アーム用流量制御弁６´の絞りの前後差圧ΔＰは、油圧ポンプ２の吐出圧ＰMと最大負荷圧ＰLmaxとの差圧となり、これにより最大負荷圧ＰLmaxとなったブーム用流量制御弁５の前後差圧と同一の差圧に補償される。つまり、上記（３）式において差圧ΔＰが各流量制御弁５、６´について同一となったことによって、オペレータが指令する操作量（開口面積Ａ）に比例した流量Ｑを、各油圧シリンダ３、４´に供給することができる。
Therefore, the front-rear differential pressure ΔP of the throttle of the arm
ここで電磁比例制御弁５７から出力される調整圧がバネ力との釣り合い状態よりも大きくなると、この調整圧の大きさに応じて可変圧力補償弁５４の開口量が大きくなり、圧力補償弁５４と流量制御弁６´の間の補償圧は、最大負荷圧ＰLmaxより低い圧力で釣り合うことになる。この結果、アーム用流量制御弁６´の前後差圧ΔＰは大きくなり、圧力補償の度合いが小さくなる。つまり、アームの作動速度が上昇する。
Here, when the adjustment pressure output from the electromagnetic
応答抑制部１１の記憶テーブル１１ｌには、変動成分ｙが大きくなるにつれて電磁比例制御弁５７に対する指令電流ｉyが小さくなるｙとｉyの対応関係が記憶されている。図１５（ｃ）と同様にブーム用操作レバー７の操作信号を状態量ｘとして変動成分ｙが求められる。したがって、ブーム上げの急操作がされた場合（ｙが大の場合）には、記憶テーブル１１ｌから読み出される指令電流ｉyが小さくなり、可変圧力補償弁５４に作用する調整圧が通常より小さくなるので、可変圧力補償弁５４によって圧力補償の度合いが大きくされる。一方、ブーム上げの急操作がされていない通常操作の場合（ｙが小の場合）には、記憶テーブル１１ｌから読み出される指令電流ｉyが大きくなり、可変圧力補償弁５４に作用する調整圧が大きくなるので、可変圧力補償弁５４によって圧力補償の度合いが小さくされる。
The storage table 11l of the
以上のようにブーム上げを通常操作する場合には、アームの圧力補償が若干弱められるとともに、ブーム上げを急操作するスキトリ作業の開始時のみに、アームの圧力補償が強められ（アーム用流量制御弁６´の前後差圧が小さくされ）、スキトリ作業開始時に油圧ポンプの吐出圧油がアーム側に多く流入してしまいバケット刃先が急激に落ち込むという問題点が解決される。
As described above, in the normal operation of raising the boom, the pressure compensation of the arm is slightly weakened, and the pressure compensation of the arm is strengthened only at the start of the skid work that suddenly operates the boom raising (flow control for the arm). The pressure difference between the front and rear of the
上述したスキトリ作業時のアームの落ち込み現象は、油圧ポンプの吐出圧が低下する（場合によっては、ブームの上げ側の負荷圧ＰL以下にまで低下する）ことにより生じる。したがって、状態量検出部９で、ブーム用操作レバー７の操作量を状態量ｘとして検出する代わりに、ポンプ吐出圧ＰMとブームの負荷圧ＰL（あるいは最大負荷圧ＰLmax）との差圧ΔＰを状態量ｘとして検出しても同様にして、スキトリ作業時のアームの落ち込み減少をなくすことができる。
The above-described arm drop phenomenon during the skid work is caused by a decrease in the discharge pressure of the hydraulic pump (in some cases, a decrease to a load pressure PL on the boom raising side). Therefore, instead of detecting the operation amount of the boom operation lever 7 as the state amount x by the state
図１６（ｂ）の状態量検出部９では、油圧ポンプ２の吐出圧ＰMが圧力センサ４４ａによって検出されるとともに、ブームの上げ側の負荷圧ＰLが圧力センサ６１によって検出され、これらポンプ吐出圧ＰMとブーム上げ側負荷圧ＰLとの差圧ΔＰが状態量ｘとして検出される。
16B, the discharge pressure PM of the
差圧ΔＰを示す状態量ｘは応答抑制部１１に入力され、この応答抑制部１１では、検出差圧ｘの変動成分ｙがハイパスフィルタ１１ｂから出力される。ここで、記憶テーブル１１ｍには、変動成分ｙがマイナス側に（差圧ΔＰが減少側に）になるほど、電磁比例制御弁５７に対する指令電流ｉyが小さくなる、変動成分ｙと指令電流ｉyの対応関係が記憶されている。
The state quantity x indicating the differential pressure ΔP is input to the
よって、ポンプ吐出圧ＰMとブーム上げ側負荷圧ＰLとの差圧ΔＰが増加するにしたがい、アーム用可変圧力補償弁５４に対する調整圧が増加することになり、これによりアームの圧力補償の度合いが緩められる。一方、上記差圧ΔＰが減少するにしたがい、可変圧力補償弁５４に対する調整圧が減少することになり、これによりアームの圧力補償の度合いが強められる。
Therefore, as the differential pressure ΔP between the pump discharge pressure PM and the boom raising side load pressure PL increases, the adjustment pressure with respect to the arm variable
このようにしてポンプ吐出圧ＰMとブーム上げ側の負荷圧ＰLとの差圧ΔＰが一定となるように、アームの圧力補償の度合い（アームへの圧油の流入量）が抑制されるので、荒スキトリ作業の開始時のバケット刃先の落ち込みが防止されることになる。 In this way, the degree of pressure compensation of the arm (the amount of pressure oil flowing into the arm) is suppressed so that the differential pressure ΔP between the pump discharge pressure PM and the load pressure PL on the boom raising side is constant. The bucket blade tip can be prevented from dropping at the start of the rough skidding work.
この図１６（ｂ）に示す実施形態では、ポンプ吐出圧ＰMとブーム上げ側負荷圧ＰLとの差圧ΔＰの変化に応じてアーム掘削側の圧力補償の度合いを変化させるようにしているが、アームが掘削方向に操作されていない状態（アーム掘削側に圧油が流れていない状態）では、アーム掘削側の圧力補償を調整しても、他に影響を与えることはない。また、ブームが上げ方向に操作されていない状態ではブーム上げ側の差圧ΔＰの変動成分がゼロとなっている。よって、ブームの上げ操作とアームの掘削操作が同時になされているときのみに、アームの圧力補償の度合いを抑制する制御を行う作用がある。 In the embodiment shown in FIG. 16B, the degree of pressure compensation on the arm excavation side is changed in accordance with the change in the differential pressure ΔP between the pump discharge pressure PM and the boom raising side load pressure PL. In a state where the arm is not operated in the excavation direction (a state where no pressure oil flows on the arm excavation side), adjusting the pressure compensation on the arm excavation side has no other effect. Further, when the boom is not operated in the raising direction, the fluctuation component of the differential pressure ΔP on the boom raising side is zero. Therefore, there is an effect of performing control for suppressing the degree of pressure compensation of the arm only when the boom raising operation and the arm excavation operation are performed simultaneously.
また、図１６（ｂ）に示す応答抑制部１１を、図１６（ｃ）に示すように構成してもよい。この図１６（ｃ）では、前述した図１４（ｂ）と同様にして、上記ハイパスフィルタ１１ｂの代わりに、差圧ｘ（ΔＰ）が大きくなるほど指令電流ｉyの値が大きくなるように変化する（目標差圧はΔＰr）関数テーブル１１ｎを設け、状態量ｘに対応する指令電流ｉyをこの関数テーブル１１ｎから読み出し、この読み出した指令電流ｉyを電磁比例制御弁５７に対して出力して、差圧ΔＰを目標差圧ΔＰrに一致させるようにしている。この実施形態では、ハイパスフィルタ１１ｂによって差圧ｘ（ΔＰ）の変動成分ｙを演算することなく、差圧ｘ（ΔＰ）から直接に電磁比例制御弁５７に対する指令電流ｉyを求めることができる。
Moreover, you may comprise the
なお、図１６では、油圧シリンダ３、４´と流量制御弁５、６´との間に圧力補償弁５２〜５５が設けられている油圧回路を想定して説明したが、流量制御弁５、６´と油圧ポンプ２との間に圧力補償弁５２〜５５が設けられている油圧回路に対しても同様に適用することができる。
In addition, in FIG. 16, although demonstrated supposing the hydraulic circuit in which the pressure compensation valves 52-55 were provided between the
また、荒スキトリ作業時にバケット刃先の軌跡を所望の軌跡にする目的で説明したが、これ以外の作業、例えば、ブーム上げと旋回のフルレバー操作によるホイスト旋回作業時に生じる旋回起動時のバケット刃先の上昇の軌跡を所望の軌跡にする目的の下に、ブーム用操作レバー７のブーム上げ側の操作量またはポンプ吐出圧ＰMとブームの上げ側の負荷圧ＰLとの差圧ΔＰに応じて、旋回側の圧力補償の度合いを抑制する実施も可能である。 In addition, although the explanation has been made for the purpose of setting the locus of the bucket blade edge to a desired locus during rough skimming work, the lift of the bucket blade edge at the time of turning start occurring during other work, for example, hoist turning work by full lever operation of boom raising and turning Under the purpose of making the trajectory of the desired trajectory into the desired trajectory, depending on the operation amount on the boom raising side of the boom operating lever 7 or the differential pressure ΔP between the pump discharge pressure PM and the load pressure PL on the boom raising side. It is also possible to suppress the degree of pressure compensation.
例えば、バケットを地面下から、ブームの上げ操作と旋回の急操作を同時に行いつつ上昇させるときに、旋回側に設けられた可変圧力補償弁に対する調整圧を変化させて上部旋回体の加速を抑制する（あるいはブームへの圧油の流入を促進する）ことで、ブームが、より上昇されてから旋回の動作が開始される。これによってラフなレバー操作であってもバケットが掘削側面への衝突することなく、安全にホイスト旋回させることができる。 For example, when raising the bucket from below the ground while simultaneously performing a boom raising operation and a sudden turning operation, the adjustment pressure for the variable pressure compensation valve provided on the turning side is changed to suppress the acceleration of the upper turning body By doing this (or by promoting the inflow of pressure oil into the boom), the turning operation is started after the boom is further raised. Thus, the hoist can be safely swung without the bucket colliding with the side surface of the excavation even in rough lever operation.
つぎに、状態量検出部９において、上記差圧ΔＰの代わりに油圧アクチュエータへ流入する圧油の流量を状態量ｘとして検出して、同様な効果を得ることができる実施形態について図１７を参照して説明する。
Next, referring to FIG. 17 for an embodiment in which the state
図1７（ａ）に示す実施形態では、アーム用油圧シリンダ４´のストローク長Ｌを検出するストロークセンサ６２が設けられている。状態量検出部９に、このストロークセンサ６２の検出ストローク長Ｌが入力され、このストローク長Ｌの微分値ｄＬ/ｄｔが微分演算部９ｄにて演算される。選択部９ｅでは、微分値ｄＬ/ｄｔが正の値のとき、つまりアームが掘削方向へ移動されているときのみ、その微分値ｄＬ/ｄｔ(+)が選択される。そして、この選択部９ｅで選択された正の微分値ｄＬ/ｄｔ(+)に対して油圧シリンダ４´のボトム側断面積Ｓｂが乗算部９ｆにて乗算されることで、アームの掘削側への圧油流量Ｓb・ｄＬ/ｄｔ(+)（単位時間当たりにアーム用油圧シリンダ４´のボトム側に流入した流量）が状態量ｘとして検出され、応答抑制部１１に出力される。
In the embodiment shown in FIG. 17 (a), a stroke sensor 62 for detecting the stroke length L of the arm hydraulic cylinder 4 'is provided. A detection stroke length L of the stroke sensor 62 is input to the state
応答抑制部１１では状態量ｘの変動成分ｙがハイパスフィルタ１１ｂにて求められる。応答抑制部１１の記憶テーブル１１ｌには図１６（ａ）と同様な変動成分ｙと指令電流ｉyとの対応関係が記憶されている。状態量ｘの変動成分ｙは、アームが静止状態または一定速度で作動している間はゼロになっているとともに、荒スキトリ作業の開始時のようにアームが掘削側に急激に加速（落下）した場合などに大きな値をとる。
In the
よって、荒スキトリ作業の開始時に、変動成分ｙが大きくなるにしたがって可変圧力補償弁５４に対する調整圧が小さくなることによって、圧力補償の度合いが強くなり、アーム側への過大な圧油の流入が防止される。
Therefore, at the start of rough skidding work, the adjustment pressure for the variable
さらに、図１７（ｂ）に示すように、抑制量指示部１０を設けて、シリンダストロークセンサ６２の検出ストローク長信号Ｌに応じて抑制量を変更してもよい。
Furthermore, as shown in FIG. 17B, a suppression
図１７（ｂ）に示す抑制量指示部１０には、シリンダストロークセンサ６２の検出ストローク長信号Ｌが入力される。記憶テーブル１０ｃには、ストローク長Ｌが大きくなるにしたがって、ハイパスフィルタ１１ｂの周波数しきい値変更係数α（０＜α＜１、（１）式参照）が小さくなる対応関係、つまりアームが掘削側に作動されるほど変動成分ｙを小さくする対応関係が記憶されている。検出ストローク長Ｌに対応する周波数しきい値変更係数αが記憶テーブル１０ｃから求められ、応答抑制部１１に入力される。応答抑制部１１では、ハイパスフィルタ１１ｂ、記憶テーブル１１ｌと同様の記憶テーブル１１ｏを介して指令電流ｉyが電磁比例制御弁５７に出力される。
A detection stroke length signal L of the cylinder stroke sensor 62 is input to the suppression
荒スキトリ作業は、アーム用油圧シリンダ４´のロッドを最も縮め、アームを最も伸ばした状態から（検出ストローク長Ｌ小）、アーム用油圧シリンダ４´のロッドを最も伸ばし、アームを手前に引き込む（検出ストローク長Ｌ大）ような動きとなる。よって、シリンダストローク長Ｌが小さいスキトリ作業開始時には周波数しきい値変更係数αが１になることで、大きな抑制量が得られるとともに、シリンダストローク長Ｌが大きくなるにつれて周波数しきい値変更係数αが０に近づくことで小さな抑制量（変動成分ｙはノイズレベルの高周波成分のみとなる）が得られることになり、荒スキトリ作業の開始時の必要な時のみに大きな抑制効果が得られる。 In the rough skidding work, the rod of the arm hydraulic cylinder 4 'is most contracted and the arm is extended most (detection stroke length L is small), then the rod of the arm hydraulic cylinder 4' is extended to the maximum and the arm is pulled forward ( The detected stroke length is large (L). Therefore, the frequency threshold value change coefficient α is set to 1 at the start of the skid work where the cylinder stroke length L is small, so that a large amount of suppression is obtained, and the frequency threshold value change coefficient α increases as the cylinder stroke length L increases. By approaching 0, a small suppression amount (the fluctuation component y is only the high frequency component of the noise level) can be obtained, and a large suppression effect can be obtained only when necessary at the start of rough skidding work.
さらに、図１７（ｃ）に示すように、抑制量指示部１０において、アームの掘削側の負荷圧ＰLに応じて抑制量を変更してもよい。
Further, as shown in FIG. 17C, the suppression amount may be changed in the suppression
同図１７（ｃ）ではアーム用油圧シリンダ４´のボトム側（アーム掘削側）の負荷圧ＰLを検出する圧力センサ１２´が設けられる。抑制量指示部１０には圧力センサ１２´で検出されたアーム掘削側負荷圧信号ＰLが入力される。記憶テーブル１０ｄには、負荷圧ＰLが大きくなるにしたがって、ハイパスフィルタ１１ｂの周波数しきい値変更係数α（０＜α＜１、（１）式参照）が小さくなる対応関係、つまりアーム掘削側負荷圧ＰLが大きくなるほど変動成分ｙを小さくする対応関係が記憶されている。検出負荷圧ＰLに対応する周波数しきい値変更係数αが記憶テーブル１０ｄから求められ、応答抑制部１１に入力される。応答抑制部１１では、ハイパスフィルタ１１ｂ、記憶テーブル１１ｌと同様の記憶テーブル１１ｏを介して指令電流ｉyが電磁比例制御弁５７に出力される。
In FIG. 17C, a pressure sensor 12 'for detecting a load pressure PL on the bottom side (arm excavation side) of the arm hydraulic cylinder 4' is provided. An arm excavation side load pressure signal PL detected by the
荒スキトリ作業でバケット刃先の軌跡が所望の軌跡からずれるのは、アーム用油圧シリンダ４´に負荷がかかっていない状態からアーム用操作レバー８´を急操作することにより急激にアームが自重落下するためである。アームボトム圧は、通常の掘削中は２００kg/cm2程度であるのに対して、アームが自重落下するスキトリ作業開始の状態では０〜５０kg/cm2程度の低圧力となっている。
The reason why the locus of the bucket blade edge deviates from the desired locus in the rough skidding operation is that the arm suddenly falls due to sudden operation of the arm operation lever 8 'when no load is applied to the arm hydraulic cylinder 4'. Because. The arm bottom pressure is about 200 kg /
よって、アーム掘削側負荷圧ＰLが小さいスキトリ作業開始時には周波数しきい値変更係数αが１になることで、大きな抑制量が得られるとともに、アーム掘削側負荷圧ＰLが大きくなるにつれて周波数しきい値変更係数αが０に近づくことで小さな抑制量（変動成分ｙはノイズレベルの高周波成分のみとなる）が得られることになり、荒スキトリ作業の開始時の必要な時のみに大きな抑制効果が得られる。 Therefore, the frequency threshold value change coefficient α is set to 1 at the start of the skid work where the arm excavation side load pressure PL is small, so that a large amount of suppression is obtained and the frequency threshold value is increased as the arm excavation side load pressure PL increases. When the change coefficient α approaches 0, a small suppression amount (the fluctuation component y is only a high-frequency component of the noise level) can be obtained, and a large suppression effect is obtained only when necessary at the start of rough skidding work. It is done.
また、スキトリ作業開始時にアームが急速に落下する場合には、油圧ポンプ２の吐出圧油のほとんどがアーム側のみに吸い込まれており、他の油圧アクチュエータ、例えば同時操作中のブームのブーム上げ側には圧油が流れにくくなっている。このとき油圧ポンプ２の吐出圧自体も低下しており、場合によってはブーム上げ保持圧以下になっている。よって、油圧ポンプ２の吐出圧ＰM、あるいはこのポンプ吐出圧ＰMと油圧アクチュエータの負荷圧ＰLとの差圧ΔＰが小さくなったことを検出することによっても、スキトリ作業開始時を検出することができる。
In addition, when the arm is rapidly dropped at the start of the skidding work, most of the discharge pressure oil of the
同図１７（ｄ）では圧力センサ４４ａの検出ポンプ吐出圧ＰMと圧力センサ４４ｂの検出最大負荷圧ＰLmax（荒スキ作業ではブームの上げ側の負荷圧ＰLとなる）が抑制量指示部１０に入力され、これらの差圧である最小差圧ΔＰが求められる。記憶テーブル１０ｅには、最小差圧ΔＰが大きくなるにしたがって、ハイパスフィルタ１１ｂの周波数しきい値変更係数α（０＜α＜１、（１）式参照）が小さくなる対応関係、つまり最小差圧ΔＰが大きくなるほど変動成分ｙを小さくする対応関係が記憶されている。現在の最小差圧ΔＰに対応する周波数しきい値変更係数αが記憶テーブル１０ｅから求められ、応答抑制部１１に入力される。応答抑制部１１では、図１７（ａ）または（ｂ）、（ｃ）の応答抑制部１１と同様にして指令電流ｉyが電磁比例制御弁５７に出力される。
In FIG. 17 (d), the detected pump discharge pressure PM of the pressure sensor 44a and the detected maximum load pressure PLmax of the
よって、油圧ポンプ２の吐出圧油が特定の油圧アクチュエータ（アーム用油圧シリンダ４´）に多く流れ込みすぎ、（ポンプ吐出圧と最大負荷圧との）最小差圧ΔＰが低下するスキトリ作業開始時には周波数しきい値変更係数αが１になることで、大きな抑制量が得られる。つまり変動成分ｙが大きくなり、特定の油圧アクチュエータ（アーム用油圧シリンダ４´）への過度の圧油の流れ込みが抑制される方向に、圧力補償弁５４に対する指令が補正される。一方、最小差圧ΔＰが大きくなるにつれて周波数しきい値変更係数αが０に近づくことで小さな抑制量（変動成分ｙはノイズレベルの高周波成分のみとなる）が得られることになり、荒スキトリ作業の開始時の必要な時のみに大きな抑制効果が得られる。
Therefore, the discharge pressure oil of the
なお、図１７（ａ）〜（ｄ）に示す構成において、圧力補償弁５４を用いてアーム側への過大な圧油の流入を防止する代わりに、図１５（ｃ）〜（ｅ）で説明したように、アーム用流量制御弁６´の開口を絞ることによりアーム側への過大な圧油の流入を防止してもよい。
In the configuration shown in FIGS. 17A to 17D, instead of using the
つぎに、エンジン１を応答抑制対象機器としてエンジン回転数の応答を抑制する実施形態について図１８を参照して説明する。同図１８（ａ）に示す応答抑制部１１には、油圧ポンプ２に対する斜板指令（押し退け容積）ｑが状態量ｘとして入力される。一方、エンジン１の目標回転数が回転数設定ダイヤル６３で設定され、この回転数設定ダイヤル６３で設定されたエンジン目標回転数が回転数指令ｒとして、応答抑制部１１に入力される。
Next, an embodiment in which the response of the engine speed is suppressed using the
応答抑制部１１のハイパスフィルタ１１ｂでは、ポンプ斜板指令ｘの変動成分ｙが演算される。そして、上記回転数指令ｒとこのポンプ斜板指令ｘの変動成分ｙが加算されて、補正回転数指令ｒ´としてガバナ制御部６４に出力される。
In the high-
ガバナ制御部６４は、燃料ガバナ６５を駆動制御するコントローラであり、ガバナ駆動位置をフィードバック信号として、目標値である補正回転数指令ｒ´が得られるように、燃料ガバナ６５を駆動する電磁ソレノイドに対して駆動制御信号を出力して、エンジン１の回転数を補正回転数指令ｒ´に応じた回転数になるように制御する。なお、燃料ガバナ６５の駆動位置はポテンショメータの出力電圧として検出される。
The governor control unit 64 is a controller that drives and controls the
この場合、ポンプ斜板指令ｘの変動成分ｙに応じてエンジン回転指令ｒが増加される。 In this case, the engine rotation command r is increased according to the fluctuation component y of the pump swash plate command x.
ここで、油圧ポンプ２の吐出量が急激に増加する場合には、エンジン１にかかる負荷が増加してエンジン回転数が下降してしまうことになるとともに、油圧ポンプ２の吐出量が急激に減少する場合には、エンジン１にかかる負荷が抜けてエンジン回転数が急上昇することになる。しかし、図１８（ａ）に示す制御がなされる結果、エンジン回転数が下降する前に、油圧ポンプ２の吐出量ｑに応じてエンジン回転数指令ｒが自動的に増加することになり、負荷の増加によるエンジン回転数の下降が抑制されることになるとともに、エンジン回転数が上昇する前に、油圧ポンプ２の吐出量ｑに応じてエンジン回転数指令ｒが自動的に減少することになり、負荷が抜けてエンジン回転数が上昇が抑制されることになる。また、エンジン回転の急激な上昇下降を抑制するように指令ｒが補正されるために、従来エンジン回転数の急変時に生じていたエンジンの排気の黒煙化が防止できるという効果も得られる。
Here, when the discharge amount of the
図１８（ａ）に示す実施形態では油圧ポンプ２に対する斜板指令ｑを状態量ｘとしているが、図１８R>８（ｂ）に示すように、油圧ポンプ２の斜板２ａの位置（斜板傾転角）を検出する斜板位置センサ６６を設け、この斜板位置センサ６６の検出斜板位置を状態量ｘとしてもよい。
In the embodiment shown in FIG. 18A, the swash plate command q for the
この図１８（ｂ）に示す実施形態では、斜板指令ではなく実際の斜板位置を状態量ｘとして検出しているため、エンジン回転数を増減させる制御が若干遅れることになるが、図１８（ａ）の実施形態と同様にして、エンジン回転数の下降、上昇の変化が抑制される。 In the embodiment shown in FIG. 18B, since the actual swash plate position is detected as the state quantity x instead of the swash plate command, the control for increasing or decreasing the engine speed is slightly delayed. In the same manner as in the embodiment (a), changes in the engine speed decrease and increase are suppressed.
また、図１８（ｃ）に示すように、油圧ポンプ２に作用するトルクＴ（油圧ポンプ２の吸収トルクＴ）を状態量ｘとしてもよい。 Further, as shown in FIG. 18C, the torque T acting on the hydraulic pump 2 (the absorption torque T of the hydraulic pump 2) may be used as the state quantity x.
図１８（ｃ）に示す実施形態では、ポンプ吐出圧センサ４４ａで検出されたポンプ吐出圧ＰMと、斜板位置センサ６６で検出された斜板位置ｑ、つまりポンプ押し退け容積ｑ（ｃｃ/ｒｅｖ）とが乗算部６７にて乗算され、これらの積として油圧ポンプ２に作用するトルクＴ（＝ＰM×ｑ）が求められる。そして、このポンプ吸収トルクＴを状態量ｘとして応答抑制部１１にて変動成分ｙが求められる。
In the embodiment shown in FIG. 18C, the pump discharge pressure PM detected by the pump discharge pressure sensor 44a and the swash plate position q detected by the swash
この結果、図１８（ａ）、（ｂ）に示す実施形態と同様にして、油圧ポンプ２の吸収トルクＴが急増した場合にエンジン回転数指令ｒが増加することでエンジン回転数の下降が低減されるとともに、ポンプ吸収トルクＴが急減する場合にエンジン回転数指令ｒが減少することでエンジン回転数の上昇が低減されることになる。つまりエンジン回転数変動が抑制されることになる。この実施形態では、エンジン回転数を検出することなくエンジン回転数を抑制する制御がなされる。
As a result, similarly to the embodiment shown in FIGS. 18A and 18B, when the absorption torque T of the
図１８（ｄ）に示す実施形態では、エンジン１の目標回転数ｒと実際のエンジン回転数Ｎeとの偏差を状態量ｘとしてエンジン回転数の変化を抑制する実施形態を示している。
In the embodiment shown in FIG. 18 (d), an embodiment is shown in which a change between the engine speed and the target engine speed r of the
すなわち、この図１８（ｄ）に示す実施形態では、エンジン１の実際の回転数Ｎeを検出する回転数センサとして回転パルスセンサ６８が設けられる。回転パルスセンサ６８の検出信号はＦ/Ｖ変換器６９を介して実際のエンジン回転数Ｎeとして取り出され、状態量検出部９にてエンジン目標回転数ｒと、実際のエンジン回転数Ｎeとの偏差が求められ、この回転数偏差が状態量ｘとして検出される。
That is, in the embodiment shown in FIG. 18D, a
以下、図１８（ａ）と同様の制御がなされ、エンジン回転数の変化が抑制される。 Thereafter, the same control as in FIG. 18A is performed, and the change in the engine speed is suppressed.
なお、上述した実施形態では、エンジン目標回転数指令ｒが変化する場合を想定しているが、エンジン目標回転数転が一定の場合には実際のエンジン回転数Ｎeを状態量ｘとしてもよい。 In the above-described embodiment, it is assumed that the engine target rotational speed command r changes. However, when the engine target rotational speed rotation is constant, the actual engine rotational speed Ne may be used as the state quantity x.
つぎに、図１８（ｅ）に示す実施形態について説明する。 Next, the embodiment shown in FIG.
油圧ショベルのアーム先端には様々なアタッチメントが取り付けられる。アタッチメントの中には、油圧ポンプ２から常に一定の流量を吐出させる必要のものがある。例えば、リフティングマグネット仕様の油圧ショベルでは、アタッチメントとして磁気マグネットが取り付けられる。この場合、油圧ポンプ２から吐出された圧油で先端アタッチメント用の油圧モータを回転させ、回転を電気に変換して磁気マグネットで吸引力を発生させるようにしている。これによって産業廃棄物の中から金属部品のみが吸い付けられてこれを収集することができる。かかるリフティングマグネット仕様車では、油圧ポンプ２の吐出流量が変動してしまうと、上記油圧モータによって発電される電圧（または電流）が変動してしまい、磁気マグネットの吸引力の低下を招くことがある。このため磁気マグネットにより吊り上げられている部品が落下してしまう危険性がある。
Various attachments can be attached to the tip of the arm of the excavator. Some attachments require a constant flow rate to be discharged from the
また、ブレーカなどをアタッチメントして取り付ける場合でも、油圧ポンプ２から常に一定流量を供給してやることで、打撃力を一定に保ち、作業効率を向上させたいとの要請があった。本実施形態では、応答抑制対象機器をエンジン１と油圧ポンプ２とし、これら油圧機器の個々の応答特性に合わせた制御を実行することにより、油圧ポンプ２の吐出流量の変化を抑制するものである。
Further, even when a breaker or the like is attached and attached, there has been a demand for keeping the striking force constant and improving work efficiency by always supplying a constant flow rate from the
図１８（ｅ）に示す実施形態では、斜板位置センサ６６で斜板位置たるポンプ押し退け容積ｑ（ｃｃ/ｒｅｖ）が検出されるとともに、回転パルスセンサ６８の検出信号がＦ/Ｖ変換器６９を介して実際のエンジン回転数Ｎe（ｒｅｖ/ｍｉｎ）として取り出される。状態量検出部９では、これらポンプ押し退け容積ｑ（ｃｃ/ｒｅｖ）と実際のエンジン回転数Ｎe（ｒｅｖ/ｍｉｎ）が乗算部７０にて乗算されることで、油圧ポンプ２の実際の吐出流量ＱM（ｃｃ/ｍｉｎ）が状態量ｘとして検出される。以下、ハイパスフィルタ１１ｂ1により状態量ＱM（ｃｃ/ｍｉｎ）の変動成分ｙ1が演算され、エンジン目標回転数指令ｒ1から減算される。そして、この補正目標回転数指令ｒ1´がガバナ制御部６４に出力され、図１８（ａ）と同様に燃料ガバナ６５の駆動位置が制御される。
In the embodiment shown in FIG. 18 (e), the swash
一方、ハイパスフィルタ１１ｂ2により状態量ＱM（ｃｃ/ｍｉｎ）の変動成分ｙ2が演算され、ポンプ流量指令ｒ2から減算される。そして、この補正流量指令ｒ2´が斜板駆動機構１３に出力され、油圧ポンプ２の斜板２ａが制御される。
On the other hand, the fluctuation component y2 of the state quantity QM (cc / min) is calculated by the high-pass filter 11b2, and is subtracted from the pump flow rate command r2. Then, the corrected flow rate command r2 ′ is output to the swash
ここで、応答抑制部１１の２つのハイパスフィルタ１１ｂ1、１１ｂ2の周波数しきい値ｆcは異なっている。ハイパスフィルタ１１ｂ1では、より低い周波数しきい値ｆcが設定されており、ハイパスフィルタ１１ｂ2では、より高い周波数しきい値ｆcが設定されている。一般に、エンジン１の応答性より、油圧ポンプ２の応答性の方が高いので、周波数領域の低い変動成分ｙ１にてエンジン１の回転数の変動が抑制されるとともに、周波数領域の高い変動成分ｙ２にて油圧ポンプ２の斜板の変動が抑制されることによって、ゆっくりとした流量変化が妨げられるようにエンジン１の回転数の変動が抑制され、より急激で微少な流量変化が妨げられるように油圧ポンプ２の斜板２ａの変動（１回転当たりの吐出量ｑの変動）が抑制される。
Here, the frequency threshold values fc of the two high-pass filters 11b1 and 11b2 of the
この結果、エンジン１の制御では不可能な急激な流量変化の抑制は油圧ポンプ２側で行え、また油圧ポンプ２を制御することで可動範囲を越えて元の斜板指令ｒから定常的にずれたままとなることが防止される。
As a result, the rapid flow rate change that cannot be controlled by the control of the
なお、図１８（ｅ）に示す実施形態で、ポンプ吐出流量ＱMを状態量ｘとして検出する代わりに、リフティングマグネット用の油圧モータの回転速度、リフティングマグネットの発電電圧を状態量ｘとして検出してもよい。 In the embodiment shown in FIG. 18 (e), instead of detecting the pump discharge flow rate QM as the state quantity x, the rotational speed of the lifting magnet hydraulic motor and the generated voltage of the lifting magnet are detected as the state quantity x. Also good.
つぎに、エンジン回転数の変動を抑制する際に、抑制量を走行ペダルの操作量等に応じて変更する実施形態について図１９を参照して説明する。 Next, an embodiment in which the amount of suppression is changed in accordance with the amount of operation of the travel pedal and the like when suppressing fluctuations in the engine speed will be described with reference to FIG.
図１９（ａ）に示す抑制量指示部１０には、下部走行体の作動を操作する走行ペダル７１の操作量（踏み込み量）の絶対値が大きくなるにつれて周波数しきい値変更係数αが大きくなる（より低い周波数を含む高周波成分が抽出される）とともに、走行ペダル７１が中立位置に近づくほど周波数しきい値変更係数αが小さくなる（ノイズレベルの高周波成分のみが抽出される）記憶テーブル１０ｆが設定されている。そして、現在の走行ペダル７１の操作量に対応する周波数しきい値変更係数αが記憶テーブル１０ｆから読み出され、応答抑制部１１に出力される。これにより走行ペダル７１の操作量が大きくなるにしたがってαが大きくなることで、エンジン回転数の変動の抑制量が大きくなる。
In the suppression
この結果、一般に負荷変動が大きな走行作業時にのみにエンジン回転数の変動が抑制されるとともに、負荷変動が小さな通常作業時（走行作業以外）にはエンジン回転数の変動が抑制されないといった特定の油圧アクチュエータ（走行モータ）の操作に連動した制御がなされる。 As a result, a specific hydraulic pressure that generally suppresses fluctuations in engine speed only during traveling work with large load fluctuations and does not suppress fluctuations in engine speed during normal work with small load fluctuations (other than traveling work). Control linked to the operation of the actuator (travel motor) is performed.
さて、同じ走行作業でも、平地を走行しているときよりも傾斜地を登坂しているときの方がさらに大きな負荷がかかることになり、その分だけエンジン回転数の変動をより抑制する必要がある。よって、図１９（ｂ）に示すように抑制量指示部１０に、車体９９の傾斜角θの絶対値が大きくなるにつれて周波数しきい値変更係数αが大きくなる（より低い周波数を含む高周波成分が抽出される）とともに、車体９９の傾斜角θがゼロ（水平）に近づくほど周波数しきい値変更係数αが小さくなる（ノイズレベルの高周波成分のみが抽出される）記憶テーブル１０ｇを設定しておいてもよい。
Now, even in the same traveling work, a larger load is applied when climbing an inclined land than when traveling on a flat ground, and it is necessary to further suppress fluctuations in the engine speed accordingly. . Accordingly, as shown in FIG. 19 (b), the suppression threshold
また、図１９（ｃ）に示す実施形態では、作業の種類に応じた制御を選択する作業モードスイッチ７２が設けられる。また、作業モードスイッチ７２で選択される作業モードＭ1、Ｍ2、Ｍ3毎に異なる値（０．９、０．６、０．４）の周波数しきい値変更係数αが記憶テーブル１０ｈに記憶されている。そこで、抑制量指示部１０では、作業モードスイッチ７２で切換選択されたスイッチ信号Ｍの内容（Ｍ1、Ｍ2、Ｍ3）に対応する周波数しきい値変更係数αが記憶テーブル１０ｈから読み出され、応答抑制部１１に出力されることで抑制量が変更される。この実施形態によれば、エンジン回転数の変動の抑制量を作業の種類に応じた最適な値にすることができる。
In the embodiment shown in FIG. 19 (c), a work mode switch 72 for selecting control according to the type of work is provided. Further, the frequency threshold change coefficient α having different values (0.9, 0.6, 0.4) for each work mode M1, M2, M3 selected by the work mode switch 72 is stored in the storage table 10h. Yes. Therefore, the suppression
また、図１９（ｄ）に示すように、斜板指令ｑr（あるいは実斜板位置ｑ）の大きさに応じて抑制量を変化させてもよい。 Further, as shown in FIG. 19 (d), the suppression amount may be changed according to the magnitude of the swash plate command qr (or the actual swash plate position q).
同図１９（ｄ）に示す実施形態では、抑制量指示部１０に、斜板指令ｑrが大きくなるにつれて周波数しきい値変更係数αが大きくなる対応関係の記憶テーブル１０ｉが設けられる。そこで、抑制量指示部１０では、現在の斜板指令ｑrに対応する周波数しきい値変更係数αが記憶テーブル１０ｉから読み出され、応答抑制部１１に出力されることで抑制量が変更される。ただし、応答抑制部１１のハイパスフィルタ１１ｂの後段には遅れ要素１１ｐが付加されており、時間遅れを伴った変動成分ｙが指令ｒから減算されることになる。
In the embodiment shown in FIG. 19D, the suppression
この実施形態によれば、斜板指令ｑrの増大に応じて周波数しきい値変更係数αが大きくなることでエンジン回転数の変動の抑制量が大きくなるので、斜板２ａの立ち上がり時と、斜板２ａが最大位置ＭＡＸ側近辺に位置されているときに、大きくエンジン回転数の変動が抑制されるとともに、斜板２ａの戻り時と、斜板２ａが最小値ＭＩＮ側近傍に位置されているときにはエンジン回転数変動の抑制量は小さくされる。このため、例えばエンジン回転数が低下しているとき、あるいはエンジン回転数が上昇しているときのみにエンジン回転数の変動が抑制されることになり作業性が向上する。 According to this embodiment, since the frequency threshold change coefficient α increases as the swash plate command qr increases, the amount of suppression of fluctuations in the engine speed increases, so that when the swash plate 2a rises, When the plate 2a is positioned near the maximum position MAX side, fluctuations in the engine speed are greatly suppressed, and when the swash plate 2a returns, the swash plate 2a is positioned near the minimum value MIN side. Sometimes, the amount of suppression of engine speed fluctuation is reduced. For this reason, for example, fluctuations in the engine speed are suppressed only when the engine speed is decreasing or only when the engine speed is increasing, thereby improving workability.
また、ポンプ吐出流量の要求が急増して斜板２ａが最大値ＭＡＸ位置に達したとき、つまり油圧ポンプ２からこれ以上の流量を吐出できない状態になったときには、さらにエンジン回転数指令ｒが状態量の変化に応じて上昇するので、オペレータのより油圧アクチュエータを加速させたいとの要求に感覚的にマッチさせることができる。
Further, when the pump discharge flow rate request increases rapidly and the swash plate 2a reaches the maximum value MAX position, that is, when the
また、遅れ要素１１ｐによって、時間遅れを伴った変動成分ｙをエンジン目標回転数指令ｒから減算するようにしているので、負荷が過大になりエンジン回転数が下降した後に、エンジン回転数の変動が抑制されることになる。このため、オペレータとしては、負荷が過大になっていること、その負荷の大きさなどの情報を、エンジン回転数が下降状態から上昇状態に移行するときのエンジン音の変化から、認識することができる。さらに、負荷がかかっているとき自動的にエンジン回転が上昇しようとするので、オペレータにエンジンの力強さを感じらせる効果も得られる。 Further, since the fluctuation component y accompanied by the time delay is subtracted from the engine target speed command r by the delay element 11p, the fluctuation of the engine speed changes after the load becomes excessive and the engine speed decreases. Will be suppressed. For this reason, the operator can recognize information such as that the load is excessive and the magnitude of the load from the change in engine sound when the engine speed shifts from the lowered state to the raised state. it can. Furthermore, since the engine rotation is automatically increased when a load is applied, an effect of making the operator feel the strength of the engine can be obtained.
なお、変動成分ｙの周波数しきい値ｆcを低く設定することで、遅れ要素１１ｐと同等の機能をもたせるようにしてもよい。また、周波数しきい値変更係数αの設定の仕方によって、遅れ要素１１ｐと同等の機能をもたせるようにしてもよい。また、図１９（ｅ）に示すように、斜板指令ｑrの代わりに、油圧ポンプ２の吸収トルクＴを使用して、この吸収トルクＴの大きさに応じて抑制量を変化させてもよい。
Note that the function equivalent to that of the delay element 11p may be provided by setting the frequency threshold fc of the fluctuation component y low. Further, a function equivalent to that of the delay element 11p may be provided depending on how the frequency threshold value change coefficient α is set. Further, as shown in FIG. 19 (e), instead of the swash plate command qr, the absorption torque T of the
同図１９（ｅ）に示す実施形態では、抑制量指示部１０に、油圧ポンプ２の吸収トルクＴが大きくなるにつれて周波数しきい値変更係数αが大きくなる対応関係の記憶テーブル１０ｊが設けられる。抑制量指示部１０では、ポンプ吐出圧センサ４４ａの検出吐出圧ＰMと斜板位置センサ６６の検出斜板位置ｑとを乗算部７３にて乗算することでポンプ吸収トルクＴ（＝ＰM・ｑ）が求められる。そして、この求められたポンプ吸収トルクＴに対応する周波数しきい値変更係数αが記憶テーブル１０ｊから読み出され、応答抑制部１１に出力されることで、抑制量が変更される。この結果、図１９（ｄ）の実施形態と同様の効果が得られる。
In the embodiment shown in FIG. 19 (e), the suppression
また、図１９（ｆ）に示すように、エンジン目標回転数と実際の回転数との偏差の大きさに応じて抑制量を変更させてもよい。 Moreover, as shown in FIG.19 (f), you may change the suppression amount according to the magnitude | size of the deviation of an engine target rotation speed and an actual rotation speed.
同図１９（ｆ）に示す実施形態では、抑制量指示部１０に、エンジン目標回転数と実際の回転数との偏差の絶対値が大きくなるにつれて周波数しきい値変更係数αが大きくなるとともに、同偏差が零に近づくにつれて周波数しきい値変更係数αが最小値に近づく対応関係の記憶テーブル１０ｋが設けられる。抑制量指示部１０では、回転数設定ダイヤル６３で設定されたエンジン目標回転数と回転パルスセンサ６９、Ｆ/Ｖ変換器６９を介して取り出される実際のエンジン回転数との偏差が求められる。そして、この求められた回転数偏差に対応する周波数しきい値変更係数αが記憶テーブル１０ｋから読み出され、応答抑制部１１に出力されることで、抑制量が変更される。
In the embodiment shown in FIG. 19 (f), the frequency threshold change coefficient α is increased in the suppression
このようにして、回転数偏差が零に近づくほど周波数しきい値変更係数αが小さくなることでエンジン回転数の変動の抑制量が小さくなるとともに、回転数偏差の絶対値が大きくなるほど周波数しきい値変更係数αが大きくなることでエンジン回転数の変動の抑制量が大きくなる。このため、実際のエンジン回転数が目標回転数に近い場合には、エンジン回転数の変動が抑制されることによって、エンジン回転数が目標回転数の近傍で上昇下降を繰り返すハンチング現象を防止することができる。つまり実際のエンジン回転数が目標回転数に近い回転数領域を変動抑制制御の不感帯とすることでハンチング現象が防止される。一方、回転数偏差が大きいときには抑制制御のゲイン相当値（状態量ｘの大きさあるいは周波数しきい値ｆcによって抽出される変動成分ｙの値）を十分大きくとることが可能となる。 In this way, the frequency threshold change coefficient α decreases as the rotational speed deviation approaches zero, thereby reducing the amount of suppression of fluctuations in the engine rotational speed, and the frequency threshold as the absolute value of the rotational speed deviation increases. As the value change coefficient α increases, the amount of suppression of fluctuations in the engine speed increases. For this reason, when the actual engine speed is close to the target speed, fluctuations in the engine speed are suppressed, thereby preventing a hunting phenomenon in which the engine speed repeatedly increases and decreases in the vicinity of the target speed. Can do. That is, the hunting phenomenon is prevented by setting the rotation speed region where the actual engine rotation speed is close to the target rotation speed as the dead zone of the fluctuation suppression control. On the other hand, when the rotational speed deviation is large, it is possible to take a sufficiently large value corresponding to the suppression control gain (the magnitude of the state quantity x or the value of the fluctuation component y extracted by the frequency threshold value fc).
さて、一般に、寒冷地などでエンジン１が十分暖気されていないときに、エンジン１に急負荷をかけると、回転数が大きく下降してしまい、場合によってはエンストを招くことがある。図１９（ｇ）に示す実施形態は、こうした寒冷地での始動直後のエンストを防止することができる実施形態である。
Now, in general, when the
図１９（ｇ）に示す実施形態では、エンジン１の冷却水の温度を検出する水温センサ７６が設けられる。７５はラジエータであり、７４はラジエータ７５に送風するクーリングファンである。そして、冷却水温が低くなるにつれて周波数しきい値変更係数αが大きくなる対応関係の記憶テーブル１０ｌが設けられる。抑制量指示部１０では、水温センサ７６で検出された水温に対応する周波数しきい値変更係数αが記憶テーブル１０ｌから読み出され、応答抑制部１１に出力されることで、抑制量が変更される。
In the embodiment shown in FIG. 19 (g), a
よって、上記実施形態によれば、エンジン１の冷却水温の低温時（始動直後で暖気が十分でない状態）には、周波数しきい値変更係数αが大きくなることで、エンジン回転数の変動の抑制量が大きくなり、若干のエンジン回転数、トルク等の状態量ｘの変動があったとしても、その変化を抑制する方向に、エンジン目標回転数指令ｒが大きく補正されることとなり、エンジン始動直後のエンストを未然に防ぐことができる。
Therefore, according to the above-described embodiment, when the coolant temperature of the
なお、この図１９（ｇ）に示す実施形態では、エンジン１の冷却水温を検出しているが、この代わりに油圧アクチュエータの作動油の油温や、外気温などを検出してもよい。
In the embodiment shown in FIG. 19 (g), the coolant temperature of the
また、図１８、図１９に示す実施形態では、エンジン１あるいは油圧ポンプ２を応答抑制対象機器として、エンジン回転数の変動を抑制する方向にエンジン目標回転数指あるいは油圧ポンプ２に対する斜板指令を補正するようにしているが、油圧ポンプ２の吸収トルクの急激な上昇を抑制する方向に油圧ポンプ２に対する斜板指令あるいはタンクに負荷を逃がすアンロード弁、ブリード弁に対する指令を補正してもよい。
In the embodiment shown in FIGS. 18 and 19, the
さらに抑制量指示部１０の構成例について図２０、図２１を参照して説明する。
Further, a configuration example of the suppression
以下に説明する実施形態は、車両の故障等の異常を情報として入力し、異常であるという情報に応じて応答抑制対象機器の応答性を低く抑えることで、作業を継続して行えるようにすることを目的とする。 In the embodiment described below, an abnormality such as a vehicle failure is input as information, and the response of the response suppression target device is reduced according to the information indicating the abnormality so that the operation can be continuously performed. For the purpose.
すなわち、従来、車両に搭載した車載センサで故障が発生したときや、エンジン１でオーバーヒートが発生したときなどには、たとえば運転室内のモニタにエラー表示を行うとともに正常状態に復帰するまで車両を自動停止させるようにしていた。なお、車両は自動停止させずに、警報を発するだけの場合もある。
That is, conventionally, when a failure occurs in an in-vehicle sensor mounted on a vehicle, or when an overheat occurs in the
このため、異常時には作業が完全に中断されることになって作業効率が著しく損なわれる。また、作業自体は中断されずとも警報が発生している危険な状態で作業が続けられるという問題があった。 For this reason, the work is completely interrupted in the event of an abnormality, and work efficiency is significantly impaired. Further, there is a problem that the work can be continued in a dangerous state where an alarm is generated even if the work itself is not interrupted.
そこで、故障等の異常が発生したときに、特定の油圧機器の応答性を抑制することで、ゆっくりした作業のみ行えるようにして、上記問題点を解決するものである。 Therefore, when an abnormality such as a failure occurs, the above problems are solved by suppressing the responsiveness of a specific hydraulic device so that only a slow work can be performed.
図２０（ａ）に示す実施形態では、水温センサ７６によってエンジン１のオーバーヒートという異常が検出される。そして、冷却水温が大きくなるにつれて周波数しきい値変更係数αが大きくなる対応関係の記憶テーブル１０ｌ´が設けられる。抑制量指示部１０では、水温センサ７６で検出された水温に対応する周波数しきい値変更係数αが記憶テーブル１０ｌ´から読み出され、応答抑制部１１に出力されることで、抑制量が変更される。この場合の応答抑制対象機器は操作レバー（たとえばブーム用操作レバー７）であり、状態量ｘについても操作レバーの操作量であるとする。よって、電気レバーたる操作レバー７の操作量ｒから、ハイパスフィルタ１１ｂを通過した操作量ｘの変動成分ｙが減算され、これが補正操作量ｒ´として出力される。この補正操作量ｒ´に応じて流量制御弁５の開口が変化され、ブーム用油圧シリンダ３が駆動されることでブームが作動される（図２０（ｂ）参照）。
In the embodiment shown in FIG. 20A, an abnormality called overheating of the
よって、上記実施形態によれば、エンジン１の冷却水温の高温時（オーバーヒートが発生した状態あるいはオーバーヒートが発生するおそれのある状態）には、周波数しきい値変更係数αが大きくなることで、操作レバー７の操作の変動の抑制量が大きくなり、高温時はゆっくりした操作のみ行えるようになる。この結果、操作がゆっくりとなされることによってエンジン１の発熱量が低減されることになり、またエンジン回転数は高いままなのでファン７４、ラジエータ７５による冷却が進行して、オーバーヒート状態から正常の状態に復帰される。一方、オーバーヒート状態から正常状態に復帰すると（エンジン１の冷却水温の低温時）、周波数しきい値変更係数αが小さくなることで、操作レバー７の変動の抑制量が小さくなり操作レバー７の操作とおりの通常作業が可能となる。
Therefore, according to the above-described embodiment, when the coolant temperature of the
なお、記憶テーブル１０ｌ´に記憶させておく水温とαの対応関係に、水温上昇時と下降時とでヒステリシスを設けてもよい。周波数しきい値変更係数αの値を水温上昇時よりも水温下降時の方を高めに設定しておくことができる。 In addition, you may provide a hysteresis at the time of a water temperature rise and fall at the correspondence of the water temperature memorize | stored in the memory | storage table 10l ', and (alpha). The value of the frequency threshold change coefficient α can be set higher when the water temperature falls than when the water temperature rises.
さて、エンジン１の燃料の残量は、通常モニタパネル等の目盛り表示にて確認することができる。しかし、連続作業しているうちにオペレータが気が付かずに燃料の残量がゼロとなってしまう場合がある。ディーゼルエンジンでは一度燃料が無くなってエンジン１が停止してしまうと、燃料ポンプラインに空気が入り込んで再始動が困難になる。また、ブームなどの作業機が上昇された危険な姿勢で止まってしまったり、給油可能な場所まで自走して到達できないという問題も招来する。
Now, the remaining amount of fuel in the
そこで、図２０（ｂ）では、エンジン１の残り燃料が少なくなると、操作レバー７の応答性を低下させて、操作レバー７の操作感覚から燃料が残り少ないことをオペレータに知らしめて、上記問題を未然を防止するようにしている。
Therefore, in FIG. 20B, when the remaining fuel of the
同図２０（ｂ）に示す実施形態では、エンジン１の燃料タンク７７ａ内の燃料の残量を検出するフロート式の燃料センサ７７が配設されている。そして、残り燃料が零に近づくと周波数しきい値変更係数αが急激に大きくなる対応関係の記憶テーブル１０ｍが設けられる。抑制量指示部１０では、燃料センサ７７で検出された残り燃料に対応する周波数しきい値変更係数αが記憶テーブル１０ｍから読み出され、応答抑制部１１に出力されることで、操作レバー７の操作の変動の抑制量が変更される。
In the embodiment shown in FIG. 20B, a float
これにより、燃料の残量が０に近づいたときには、周波数しきい値変更係数αが急激に大きくなることで、操作レバー７の操作の変動の抑制量がきわめて大きくなるので、操作レバー７を迅速に操作しているにもかかわらずに作業機（ブーム）が緩慢な動きしかしないことになり、このレバー操作感覚からオペレータとしては燃料の残りが少ないことを認識することができる。よって、残りの燃料を有効に使って、低速で給油可能な場所まで自走することが可能となる。 As a result, when the remaining amount of fuel approaches zero, the frequency threshold change coefficient α increases rapidly, and the amount of suppression of fluctuations in the operation of the operation lever 7 becomes extremely large. In spite of the operation, the work machine (boom) moves only slowly, and the operator can recognize from the sense of lever operation that the remaining amount of fuel is small. Therefore, the remaining fuel can be used effectively to drive to a place where fuel can be supplied at low speed.
さて、建設機械では、ポンプ吐出圧センサ４４ａの検出値ＰMに基づき油圧ポンプ２の吸収トルクＴが等トルク（ＰM×ｑ一定）となるような制御が斜板駆動機構３１で行われる。しかし、ポンプ吐出圧センサ４４ａが故障すると、この等トルク制御ができなくなる。この状態では、エンジン１が出力する馬力を越えて油圧ポンプ２の吸収馬力（エンジン回転数×トルクＴ）が増大することがあり、油圧ポンプ２の斜板２ａを最小値MIN方向へ戻さないと、そのままではエンストしてしまう。
In the construction machine, the swash
図２０（ｃ）に示す実施形態では、ポンプ吐出圧センサ４４ａが故障した場合のかかるエンストを未然に防止するようにしている。 In the embodiment shown in FIG. 20 (c), such engine stall when the pump discharge pressure sensor 44a fails is prevented in advance.
同図２０（ｃ）に示すセンサ電圧異常検出部７８と切換スイッチ８３は抑制量指示部１０を構成している。センサ電圧異常検出部７８には、ポンプ吐出圧センサ４４ａの出力電圧Ｖが入力される。ポンプ吐出圧センサ４４ａの出力電圧Ｖが0.5Ｖ以上4.5Ｖ以下となっている正常電圧範囲では（ステップ２０１、２０２の判断ＹＥＳ）、ポンプ吐出圧センサ４４ａの出力電圧Ｖがそのまま正常時ポンプ制御部７９に入力される（ステップ２０３）。
The sensor voltage abnormality detecting unit 78 and the
正常時ポンプ制御部７９では、ポンプ吐出圧センサ４４ａの出力電圧Ｖに対応する圧力値ＰMが、圧力変換テーブル８０から読み出される。そして、この圧力値ＰMに対応する上限斜板指令（上限吐出圧）ｑmaxが、上限吐出圧テーブル８１から読み出される。上限吐出圧テーブル８１には、油圧ポンプ２の上限トルクが得られる、圧力ＰMと上限斜板ｑmaxとの対応関係が記憶されている。そして、この読み出された上限斜板ｑmaxと、ポンプ斜板指令ｑrとのうちで小さい方の値が最小値選択部８２で選択、出力される。正常状態では、切換スイッチ８３は端子８３ａ側に切り換えられており、最小値選択部８２で選択、出力された斜板指令、つまりｑmax、ｑrのうちで小さい方の値が斜板駆動機構部３１に出力され、油圧ポンプ２の吸収トルクが上限トルク以下にされる。
In the normal time
ここで、断線短絡などによりポンプ吐出圧センサ４４ａの出力電圧が０．５Ｖよりも小さくなるか、４．５Ｖよりも大きくなると（ステップ２０１の判断ＮＯまたはステップ２０２の判断ＮＯ）、センサ故障と判断され、切換スイッチ８３は端子８３ｂ側に切り替えられる。
Here, if the output voltage of the pump discharge pressure sensor 44a becomes smaller than 0.5V or larger than 4.5V due to a disconnection short circuit or the like (determined NO in
状態量検出部９では、回転パルスセンサ６８、Ｆ/Ｖ変換器６９を介してエンジン回転数が状態量ｘとして検出されており、応答抑制部１１のハイパスフィルタ１１ｂでは、このエンジン回転数ｘの変動成分ｙが抽出され、ポンプ斜板指令ｑrに加算されている。そして、このポンプ斜板指令ｑｒにエンジン回転数の変動成分ｙが加算された補正斜板指令が、切換スイッチ８３を介して斜板駆動機構部３１に対して出力される。
In the
これにより、油圧ポンプ２の吸収トルクがエンジン１の出力トルクを越えるような場合には、エンジン回転数の下降量に見合う分だけポンプ斜板指令が減少することになり、油圧ポンプ２の吸収トルクを低減させることができる。この結果、エンストするまでの時間を稼ぐことができ、オペレータとしては、その間に操作レバーで負荷を逃がす操作を行うことで作業を続けることが可能となる。
As a result, when the absorption torque of the
つぎに、図２１を参照して、作業内容に応じて応答の抑制量を変更する実施形態について説明する。 Next, an embodiment in which the response suppression amount is changed according to the work content will be described with reference to FIG.
図２１（ａ）に示す実施形態では、ブーム用操作レバー７の操作の有無が圧力スイッチ１４´（ＳＷ１）、１５´（ＳＷ２）で検出される。また、旋回用操作レバー８の操作の有無が圧力スイッチ１２″（ＳＷ３）で検出される。圧力スイッチ１４´はブーム上げ方向に操作されたときにオン信号を出力し、ブーム上げ方向に操作されていないときにオフ信号を出力する。同様に、圧力スイッチ１５´はブーム下げ方向に操作されたときにオン信号を出力し、ブーム下げ方向に操作されていないときにオフ信号を出力する。同様に、圧力スイッチ１２″は旋回操作されたときにオン信号を出力し、旋回操作されていないときにオフ信号を出力する。
In the embodiment shown in FIG. 21A, presence / absence of operation of the boom operation lever 7 is detected by the pressure switches 14 '(SW1) and 15' (SW2). The presence or absence of operation of the turning
抑制量指示部１０の操作パターン−応答記憶テーブル８４には、ブーム上げ操作のオン/オフ、ブーム下げ操作のオン/オフおよび旋回操作のオン/オフに応じた応答変更値ｓが記憶されている。応答変更値ｓは％単位で表され、正規化されている。ここで、旋回単独操作（旋回オンであってブーム上げ、下げが共にオフ）では、最もゆっくりした応答をすべく、応答変更値ｓが１０％に設定されている。また、旋回とブーム上げの複合操作（旋回オンであってブーム上げオン）では、２番目にゆっくりした応答をすべく、応答変更値ｓが３０％に設定されている。また、ブーム上げの単独操作（旋回オフであってブーム上げオン）では、応答変更値ｓが５０％に設定されており、旋回とブーム下げの複合操作（旋回オンであってブーム下げオン）では、応答変更値ｓが７０％に設定されており、ブーム下げの単独操作（旋回オフであってブーム下げオン）では、応答変更値ｓが９０％に設定されており、全レバーの中立時（旋回、ブーム上げ下げともにオフ）では、応答変更値ｓは５０％に設定されている。
The operation pattern-response storage table 84 of the suppression
そこで、圧力スイッチ１４´、１５´、１２″から出力されるオン/オフ信号に対応する応答変更値ｓが上記操作パターン−応答記憶テーブル８４から読み出される。つまり操作レバー７、８の操作の有無の組合せから作業内容（旋回単独作業等）が判断され、その作業内容に応じて、応答の抑制量を変更するための応答変更値ｓが選択されることになる。 Therefore, the response change value s corresponding to the on / off signal output from the pressure switches 14 ', 15', 12 "is read from the operation pattern-response storage table 84. That is, whether the operation levers 7, 8 are operated or not. The content of the work (turning alone work or the like) is determined from the combination, and the response change value s for changing the response suppression amount is selected according to the work content.
抑制量指示部１０で求められた応答変更値ｓは、応答抑制部１１に入力される。応答抑制部１１には、応答変更値ｓが大きくなるにつれて周波数しきい値変更係数αが小さくなる対応関係の記憶テーブル１１ａが設けられている。応答変更値ｓに対応する周波数しきい値変更係数αがこの記憶テーブル１１ａから読み出される。
The response change value s obtained by the suppression
状態量検出部９では油圧ポンプ２の吐出圧ＰM がポンプ吐出圧センサ４４ａで状態量ｘとして検出される。この吐出圧ｘは応答抑制部１１に入力され、ハイパスフィルタ１１ｂによりその変動成分ｙが抽出される。この変動成分ｙは上記記憶テーブル１１ａから読み出された周波数しきい値変更係数αに応じて変化される。ポンプ流量指令ｒからこの変動成分ｙが減算されることで補正流量指令ｒ´が求められ、斜板駆動機構部３１に対して出力される。
In the
よって、たとえば、操作レバー８のみが操作されているときには、旋回単独作業が行われていると判断され、応答変更値ｓが小さな値（１０％）となることにより周波数しきい値変更係数αが大きくなることで、油圧ポンプ２の応答の抑制量が大きくなり、旋回単独作業に適したゆっくりした応答が実現される。これにより旋回単独作業時のレバー操作性、作業効率が向上する。
Therefore, for example, when only the
抑制量指示部１０を、図２１（ｂ）のように構成してもよい。
The suppression
この図２１（ｂ）に示す実施形態では、操作レバー７、８の操作の有無に応じて加減算されることにより応答変更値ｓを求める別の実施形態である。 The embodiment shown in FIG. 21B is another embodiment in which the response change value s is obtained by addition / subtraction depending on whether or not the operation levers 7 and 8 are operated.
すなわち、全レバー７、８が中立位置になっているときには、応答変更値ｓは５０％にされる（ステップ３０１）。そして、旋回が操作されると（旋回用圧力スイッチＳＷ3オン）、ゆっくりとした応答をすべく現在の応答変更値ｓから−４０％減算される（ステップ３０２の判断ＹＥＳ、ステップ３０３）。また、ブーム上げが操作されると（ブーム上げ用圧力スイッチＳＷ1オン）、やや早い応答をすべく現在の応答変更値ｓに＋１０％加算される（ステップ３０４の判断ＹＥＳ、ステップ３０５）。また、ブーム下げが操作されると（ブーム下げ用圧力スイッチＳＷ2オン）、早い応答をすべく現在の応答変更値ｓに＋４０％加算される（ステップ３０６の判断ＹＥＳ、ステップ３０７）。このように加減算されることによって定まる応答変更値ｓが応答抑制部１１に出力される（ステップ３０８）。
That is, when all the
このためブームの上げ下げの操作を繰り返す転圧作業中にブーム下げ操作を行っている場合には、応答変更値ｓが１００％になり、油圧ポンプ２の応答の抑制量を最小にすることができ（油圧ポンプ２の応答を最大にでき）、転圧の衝撃力を確保することができる。また、転圧作業中にブーム上げ操作を行っている場合には、応答変更値ｓが６０％になり、油圧ポンプ２の応答の抑制量を若干大きくすることができ（油圧ポンプ２の応答を若干小さくでき）、ブーム上げ操作に伴う飛び出しを防止することができる。
For this reason, when the boom lowering operation is performed during the rolling operation in which the boom raising and lowering operations are repeated, the response change value s becomes 100%, and the response suppression amount of the
また、旋回とブーム上げの複合操作時には、応答変更値ｓが２０％になり、油圧ポンプ２の応答の抑制量を最大近くにもっていくことができるので、たとえば積み荷をダンプ等に積み込むホイスト旋回作業を行っているときに操作レバーをラフに操作してもゆっくりと油圧ポンプ２が応答することになる。これにより土砂をこぼすことなく、作業機を上昇させることができる。また、旋回とブーム下げの複合操作時には、応答変更値ｓが５０％になるので、たとえば空荷で作業機を掘削位置へ戻すダウン旋回作業を行っているときに、レバー操作に対する油圧ポンプ２の応答が速くなり、作業効率を高めることができる。
Further, in the combined operation of turning and boom raising, the response change value s becomes 20%, and the suppression amount of the response of the
上述したようにポンプ２に対する指令を補正する代わりに、図２１（ｃ）に示すようにポンプ２の吐出圧油をタンクに逃がすアンロード弁４８に対する指令を補正してもよい。この図２１（ｃ）は前述した図１４（ｃ）と同一の構成例であり、変動成分ｙが大きくなるにつれてアンロード弁４８に対する指令電流ｉyが大きくなるようにアンロード弁４８に対する指令が補正され、アンロード開口が抑制され、これによりポンプ２の負荷圧が抑制される。
Instead of correcting the command for the
以上の実施形態では、応答抑制部１１において、変動成分ｙを求め、この変動成分ｙを、指令値ｒから減算することで、応答を抑制するようにしているが、この代わりに、図２２に示すように、変動成分ｙの大きさに応じて指令値ｒの変化の傾きの上限をリミットする演算を行うことで、応答を抑制してもよい。
In the above embodiment, the
図２２（ａ）に示す応答抑制部１１では、変動成分ｙの絶対値が大きくなるにしたがってポンプ流量指令ｒの最大変化量ｍ（指令値ｒの変化の傾きの上限値）が小さくなる関数が関数テーブル１１ｒに記憶されている。そこでハイパスフィルタ１１から変動成分ｙが演算、出力されると、この変動成分ｙに対応する最大変化量ｍが上記関数テーブル１１ｒから読み出される。
In the
最小値選択部８６では、前回のポンプ補正流量指令値ｒ´に最大変化量ｍを加算した最大流量指令ｒ´＋ｍと、今回のポンプ流量指令値ｒとが入力され、これらの小さい方の値が選択、出力される。最大値選択部８７では、最小値選択部８６から出力された選択値と、前回のポンプ補正流量指令値ｒ´から最大変化量ｍが減算された最小流量指令ｒ´−ｍとが入力され、これらの大きい方の値が今回のポンプ補正流量指令値ｒ´として出力される。このように、今回のポンプ流量指令値ｒは、最大流量指令ｒ’＋ｍ以下であってかつ最小流量指令ｒ’−ｍ以上となるように、補正された上で出力される。
The minimum
変動成分ｙの絶対値が小さいときには、最大変化量ｍが十分に大きな値をとり、ポンプ流量指令値の範囲ｒ´−ｍ〜ｒ´＋ｍは大きいために、ポンプ流量指令ｒの変化が妨げられることは殆どない。したがって油圧ポンプ２の応答は殆ど抑制されない。変動成分ｙの絶対値が大きくなるに応じて最大変化量ｍは小さな値をとり、ポンプ流量指令値の範囲ｒ´−ｍ〜ｒ´＋ｍは小さくなるために、ポンプ流量指令ｒの変化が制限され、油圧ポンプ２の応答が抑制される。
When the absolute value of the fluctuation component y is small, the maximum change amount m takes a sufficiently large value, and the range r′−m to r ′ + m of the pump flow rate command value is large, so that the change of the pump flow rate command r is hindered. There is almost nothing. Therefore, the response of the
また、図２２（ａ）では、最大変化量ｍを用いてポンプ流量指令ｒが増加する側の変化を最大流量指令ｒ´＋ｍにより制限するとともに、ポンプ流量指令ｒが減少する側の変化を最小流量指令ｒ´−ｍにより制限しているが、ポンプ流量指令ｒが増加する側の変化のみを最大流量指令ｒ´＋ｍにより制限してもよい。この場合には、最大値選択部８７の配設が省略される。
In FIG. 22A, the change on the side where the pump flow rate command r increases is limited by the maximum flow rate command r ′ + m using the maximum change amount m, and the change on the side where the pump flow rate command r decreases is minimized. Although it is limited by the flow rate command r′−m, only the change on the side where the pump flow rate command r increases may be limited by the maximum flow rate command r ′ + m. In this case, the arrangement of the maximum
図２２（ｂ）は図２２（ａ）に示す構成に、抑制量指示部１０を付加した実施形態である。抑制量指示部１０には、例えば旋回用操作レバー８の操作量が入力され、このレバー操作量に応じて油圧ポンプ２の応答の抑制量が変更される。
FIG. 22B is an embodiment in which a suppression
図２１までの実施形態では、レバ−操作量の大きさに応じて周波数しきい値変更係数αを求める必要があったが、本実施形態では周波数しきい値変更係数αを求めることなく油圧ポンプ２の応答の抑制量を変更することができる。具体例を図２２（ｃ）〜図２２（ｄ）に例示する。
In the embodiment up to FIG. 21, it is necessary to obtain the frequency threshold value change coefficient α according to the magnitude of the lever operation amount. However, in this embodiment, the hydraulic pump can be obtained without obtaining the frequency threshold value change coefficient α. The amount of suppression of
図２２（ｃ）に示す抑制量指示部１０には、レバー操作量Ｓの絶対量が大きくなるにつれてゲインＫが大きくなる対応関係が記憶テーブル１１ｓに記憶されている。そこで、現在のレバー操作量Ｓに対応するゲインＫが上記記憶テーブル１１ｓから求められ、最大変化量ｍにこのゲインＫが乗算部８８にて乗算され、このゲインＫが乗算された最大変化量ｍが最大変化量補正値ｍ’として出力される。この結果、旋回用操作レバー８がファインコントロール域で操作されている場合には（操作量Ｓの絶対値が小さい場合には）、ゲインＫが小さくなることで、最大変化量ｍがより小さな値ｍ´に補正され、ポンプ流量指令ｒは急激に変化できなくなる。つまり、油圧ポンプ２の応答の抑制量が増やされる。一方、旋回用操作レバー８がフルレバー域で操作されている場合には（操作量Ｓの絶対値が大きい場合には）、ゲインＫが大きくなることで、最大変化量ｍがより大きな値ｍ´に補正され、ポンプ流量指令ｒの急激な変化が許容される。つまり、油圧ポンプ２の応答の抑制量が減らされる。このように周波数しきい値変更係数αを求めた場合と同様に、変動成分ｙが操作レバーのファイコン時には大きくなるとともに、フルレバー操作時には小さくなるという具合に応答の抑制量が変更される。
In the suppression
また、図２２（ｄ）に示す抑制量指示部１０には、レバー操作量Ｓの絶対量が大きくなるにつれてリミット値Ｌtが大きくなる対応関係が記憶テーブル１１tに記憶されている。そこで、現在のレバー操作量Ｓに対応するリミット値Ｌtが上記記憶テーブル１１tから求められ、最大変化量ｍとこのリミット値Ｌtのうちの小さい方の値が最小値選択部８９にて選択され、このリミット値Ｌtにより制限された最大変化量ｍが最大変化量補正値ｍ’として出力される。この場合も、変動成分ｙが操作レバーのファイコン時には大きくなるとともに、フルレバー操作時には小さくなるという具合に応答の抑制量が変更される。また、図２２（ｅ）に示すように、旋回用操作レバー８の操作量の代わりに、油圧ポンプ２の吐出圧ＰMを使用してもよい。
Further, in the suppression
図２２（ｅ）の抑制量指示部１０には、ポンプ吐出圧ＰMが大きくなるにつれてリミット値Ｌtが大きくなる対応関係が記憶テーブル１１uに記憶されている。そこで、現在のポンプ吐出圧ＰMに対応するリミット値Ｌtが上記記憶テーブル１１uから求められ、最大変化量ｍとこのリミット値Ｌtのうちの最小値が最小値選択部８９にて選択され、このリミット値Ｌtにより制限された最大変化量ｍが最大変化量補正値ｍ’として出力される。
In the suppression
よって、ポンプ吐出圧ＰMが低い場合には油圧ポンプ２の吐出流量指令ｒはリミット値Ｌtによりその変化が制限を受けることになり、ゆっくりと増減される。一方、ポンプ吐出圧ＰMが高くなった場合には油圧ポンプ２の吐出流量指令ｒはリミット値Ｌtによってその変化が制限を受けることはなくなり、指令値ｒの急激な変化が許容される。
Therefore, when the pump discharge pressure PM is low, the change in the discharge flow rate command r of the
この結果、たとえば整正作業など、作業機に負荷をかけない作業をしている場合には、ポンプ流量指令ｒは急激なレバー操作に追従しなくなり滑らかな変化をするので、未熟練なオペレータであっても整正作業時のレバー操作を容易に行うことができるようになる。また、重掘削作業や、積み込み作業など、油圧アクチュエータの負荷圧（ポンプ吐出圧）が高くなる作業をしている場合には、レバー操作どおりの早い応答が得られる。 As a result, for example, when a work that does not place a load on the work machine, such as a corrective work, the pump flow rate command r does not follow a rapid lever operation and changes smoothly. Even if it exists, it becomes possible to easily perform the lever operation during the correction work. In addition, when performing a work that increases the load pressure (pump discharge pressure) of the hydraulic actuator, such as heavy excavation work or loading work, a quick response according to the lever operation can be obtained.
また、油圧回路の構成上、油圧ポンプ２のサーボ機構が自己の油圧ポンプ２の吐出圧を駆動圧として駆動される場合がある。この場合には、ポンプ吐出圧ＰMが高いほど吐出流量の変化(応答性)が構造的に速くなってしまう。したがって、この場合には逆に図１１（ｅ）の破線に示すように、ポンプ吐出圧ＰMが大きくなるにつれてリミット値Ｌtが小さくなる対応関係を記憶テーブル１１uに記憶させておけばよい。これにより油圧ポンプ２で常に一定の応答性が保たれる。
Further, because of the configuration of the hydraulic circuit, the servo mechanism of the
また、図２２（ｆ）に示すように、旋回用操作レバー８の操作量、油圧ポンプ２の吐出圧ＰMに応じて応答の抑制量を変更するのではなく、調整ダイヤル９０の手動操作に応じて最大変化量ｍのリミット値Ｌtを変化させてやり応答の抑制量を変更してもよい。この実施形態によれば、オペレータの熟練度や作業内容に応じて最大変化量ｍが任意の値に調節され、応答の抑制量が変更される。
Further, as shown in FIG. 22 (f), the response suppression amount is not changed according to the operation amount of the turning
この場合、応答の抑制量をオン/オフの二値的に切り換えるようにしてもよい。この切換スイッチはたとえば操作レバーのノブに配設される。 In this case, the response suppression amount may be switched in a binary manner of ON / OFF. This change-over switch is disposed, for example, on the knob of the operation lever.
たとえば、整定性が要求される位置決め作業と、応答性が要求されるバケットによるふるい作業(スケルトン作業)とを混在して行う場合、操作レバーのノブに設けられた切換スイッチを押す毎に、応答の抑制量がオン／オフ的に切り換えられる。これによりオペレータが操作レバーから手を離すことなく応答の抑制量のオン／オフ的な切り換えが可能となり、作業の連続性が保たれるので作業効率が飛躍的に向上する。 For example, when positioning work that requires settling and sieving work using a bucket that requires responsiveness (skeleton work) are mixed, a response is made each time the change-over switch provided on the knob of the control lever is pressed. The amount of suppression is switched on / off. As a result, it is possible to switch the response suppression amount on and off without the operator releasing his / her hand from the operation lever, and work continuity is maintained, so that work efficiency is dramatically improved.
なお、図２２（ｂ）に示す実施形態では、抑制量指示部１０を、最大変化量ｍを求める記憶テーブル１１ｒの後段に配設しているが、もちろん同テーブル１１ｒの前段に配設して、変動成分ｙの値を変化させてもよい。
In the embodiment shown in FIG. 22 (b), the suppression
なお、図２２に示す実施形態では、応答抑制対象機器が油圧ポンプ２である場合を例にとって説明したが、エンジン、流量制御弁、圧力補償弁等、図２１までの実施形態で挙げた各種油圧制御機器を応答抑制対象機器としてもよい。
In the embodiment shown in FIG. 22, the case where the response suppression target device is the
なお、以上説明した実施形態では、応答抑制部１１で行われる応答抑制のための演算として、指令値ｒから変動成分ｙを減算したり（たとえば図２）、指令値ｒの変化の傾きの上限を変動成分ｙの大きさに応じてリミットしたり（たとえば図２２（ａ））する演算を想定しているが、応答抑制部１１で行われる応答抑制のための演算は、こうした減算、リミットといった演算だけに限定されることなく、これ以外の乗算、除算等の各種演算あるいは乗算、除算等各種演算の組合せであってもよい。
In the embodiment described above, as a calculation for response suppression performed by the
図２４は応答抑制部１１で乗算により応答抑制を行う実施形態を例示している。
FIG. 24 illustrates an embodiment in which the
図２４に示す応答抑制部１１には、ポンプ流量指令ｒが入力されるとともに、ブームの負荷圧を示す状態量ｘが入力される。応答抑制部１１のハイパスフィルタ１１ｂでは、状態量ｘの変動成分ｙが求められる。応答抑制部１１の記憶テーブル１１ｖには、変動成分ｙが大きくなるに従い値が小さくなるゲインＫが設定されている。このゲインＫは変動成分ｙが０のとき１．０の値をとり、変動成分ｙの値に応じて１．０の付近の値をとる。記憶テーブル１１ｖから読み出された変動成分ｙの値に応じたゲインＫは乗算器１１ｗにてポンプ流量指令ｒに乗算され、ポンプ補正流量指令ｒ´（＝ｒ・Ｋ）としてポンプ２に出力される。
The
このためブーム負荷圧ｘが変動して圧力が増加すると、変動成分ｙはｙ＞０となり、ポンプ流量指令ｒに１．０以下のゲインＫが乗算され、実際の流量指令ｒよりも小さい流量指令が補正流量指令ｒ´としてポンプ２に出力される。このためポンプ２の流量が減少され、ブームに供給される流量が減少され、この結果ブームを駆動する圧力が増加することが抑制される。
Therefore, when the boom load pressure x changes and the pressure increases, the fluctuation component y becomes y> 0, the pump flow rate command r is multiplied by a gain K of 1.0 or less, and the flow rate command smaller than the actual flow rate command r. Is output to the
また、以上説明した実施形態では、応答抑制対象機器（たとえば油圧ポンプ２）に対する入力信号ｒ（たとえばポンプ流量指令ｒ）と、状態量ｘ（たとえばブームの負荷圧ｘ）とは異なる物理量であることを前提として説明したが、これら入力信号ｒと、状態量ｘは同じ物理量であってもよい。 In the embodiment described above, the input signal r (for example, pump flow rate command r) for the response suppression target device (for example, hydraulic pump 2) and the state quantity x (for example, boom load pressure x) are different physical quantities. However, the input signal r and the state quantity x may be the same physical quantity.
図２５は、ポンプ流量指令ｒを応答抑制部１１に入力するとともに、このポンプ流量指令ｒを状態量ｘとして応答抑制部１１に入力して、応答抑制を行う実施形態を示している。
FIG. 25 shows an embodiment in which the pump flow rate command r is input to the
図２５に示す応答抑制部１１のハイパスフィルタ１１ｂでは、ポンプ流量指令ｘの変動成分ｙが求められる。一方、抑制量指示部１０の記憶テーブル１０ｎには、ポンプ吐出圧センサ４４ａで検出されるポンプ吐出圧ＰMに応じた抑制量（ゲイン）Ｋが設定されている。この抑制量Ｋはポンプ吐出圧ＰMが１００ｋｇ/ｃｍ2以下のとき１．０以下の値をとり、ポンプ吐出圧ＰMが１００ｋｇ/ｃｍ2〜２００ｋｇ/ｃｍ2の範囲で１．０の値をとり、ポンプ吐出圧ＰMが２００ｋｇ/ｃｍ2以上のとき１．０以上の値をとる。記憶テーブル１１ｎから読み出されたポンプ吐出圧ＰMに応じた抑制量Ｋは、応答抑制部１１の乗算器１１ｗに加えられ、ポンプ流量指令ｘの変動成分ｙに乗算され、ポンプ吐出圧ＰMに応じて抑制量が変更された変動成分Ｋ・ｙとして、ポンプ流量指令ｒから減算される。このため補正流量指令ｒ´（＝ｒ−Ｋ・ｙ）がポンプ２に出力される。
In the high-
このため荒スキトリ作業時等軽負荷作業時には、ポンプ吐出圧ＰMが１００ｋｇ/ｃｍ2以下となり、これに応じてポンプ２の応答の抑制量Ｋは１．０以下と小さくなり、速い動きが許容される。また、積込作業時等中程度の負荷作業時には、ポンプ吐出圧ＰMが１００ｋｇ/ｃｍ2〜２００ｋｇ/ｃｍ2の範囲となり、これに応じてポンプ２の応答の抑制量Ｋは標準的な大きさ１．０となり、速い動きが抑制される。さらに、重掘削作業やポンプリリーフ状態等重負荷作業時には、ポンプ吐出圧ＰMが２００ｋｇ/ｃｍ2以上となり、これに応じて変動成分ｙが過大評価されポンプ２の応答の抑制量Ｋは標準的な大きさ１．０以上と大きくなり、速い動きがきわめて大きく抑制される。
Therefore, during light load work such as rough skidding work, the pump discharge pressure PM is 100 kg /
なお、図２５では、抑制量指示部１０の記憶テーブル１０ｎに、ポンプ吐出圧ＰMに応じたゲインＫを抑制量として設定しているが、図２６に示すように、抑制量指示部１０の記憶テーブル１０ｐに、ポンプ吐出圧ＰMに応じた周波数しきい値変更係数αを設定するようにしてもよい。
In FIG. 25, the gain K corresponding to the pump discharge pressure PM is set as the suppression amount in the storage table 10n of the suppression
記憶テーブル１１ｐから読み出されたポンプ吐出圧ＰMに応じた周波数しきい値変更係数αは、応答抑制部１１のハイパスフィルタ１１ｂに加えられ、ポンプ流量指令ｘの変動成分ｙが、ポンプ吐出圧ＰMに応じて変更されてハイパスフィルタ１１ｂから出力され、これがポンプ流量指令ｒから減算される。このため補正流量指令ｒ´がポンプ２に出力される。
The frequency threshold value change coefficient α corresponding to the pump discharge pressure PM read from the storage table 11p is added to the high-
９ 状態量検出部
１０ 抑制量指示部
１１ 応答抑制部
9 State
Claims (23)
前記各油圧制御機器の中から、入力信号に対する出力信号の応答を抑制すべき応答抑制対象機器を設定し、
前記応答抑制対象機器の作動に応じて変化する物理量またはこの物理量を変化させる操作量を、状態量として検出する状態量検出手段と、
前記応答抑制対象機器の応答の抑制量を指示する抑制量指示手段と、
前記状態量検出手段で検出された状態量と前記抑制量指示手段により指示された抑制量に基づき、抑制量が小さくなるに従って、入力信号から取り除くべき状態量の高周波変動成分が、より高い周波数以上の高周波成分となるように、また、抑制量が大きくなるに従って、入力信号から取り除くべき状態量の高周波変動成分が、より低い周波数以上の高周波成分となるように、入力信号を補正して、前記応答抑制対象機器に対する入力信号を補正することにより、入力信号に対する出力信号の応答を抑制する応答抑制手段と
を具えた油圧駆動機械の制御装置。 A hydraulic pump driven by a prime mover, at least one hydraulic actuator driven by supply of pressure oil discharged from the hydraulic pump, and pressure supplied to the hydraulic actuator driven by operation of an operator In a hydraulic drive machine comprising at least a hydraulic control device with a flow control valve for controlling the flow rate of oil,
Among the hydraulic control devices, set a response suppression target device that should suppress the response of the output signal to the input signal,
State quantity detection means for detecting, as a state quantity, a physical quantity that changes according to the operation of the response suppression target device or an operation quantity that changes the physical quantity;
A suppression amount instruction means for instructing a response suppression amount of the response suppression target device;
Based on the state quantity detected by the state quantity detection means and the suppression quantity instructed by the suppression quantity instruction means, the high-frequency fluctuation component of the state quantity to be removed from the input signal is higher than the higher frequency as the suppression quantity decreases. The input signal is corrected so that the high-frequency fluctuation component of the state quantity to be removed from the input signal becomes a high-frequency component of a lower frequency or higher as the suppression amount increases. A control device for a hydraulically driven machine, comprising: response suppression means that suppresses a response of an output signal to an input signal by correcting an input signal to the response suppression target device.
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