JP4106892B2

JP4106892B2 - Hydraulic cylinder circuit

Info

Publication number: JP4106892B2
Application number: JP2001303694A
Authority: JP
Inventors: 英昭吉松
Original assignee: Kobelco Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Kobelco Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 2001-09-28
Filing date: 2001-09-28
Publication date: 2008-06-25
Anticipated expiration: 2021-09-28
Also published as: JP2003106304A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は油圧ショベルのブームシリンダやアームシリンダ、クレーンのブームシリンダ等の液圧シリンダを駆動する液圧シリンダ回路に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ショベルのブームシリンダ回路を例にとって従来の技術を説明する。
【０００３】
油圧ショベルのブームを駆動するブームシリンダには、掘削時に、負荷と、ブームを含む作業アタッチメントの重量の合計である外力が常に下向き（縮小方向）に作用し、同シリンダのヘッド側に圧力が立った状態となる。
【０００４】
また、これとは逆に、ブームを下げてバケットを地面に押し付けることによって車体を前上がりに浮かせた状態で足まわりの検査や掃除を行う場合のように、外力が、ブームシリンダに上向き（シリンダ伸長方向）に作用し、シリンダのロッド側に圧力が立つ場合もある。
【０００５】
一方、一般的なブームシリンダ回路は、油圧ポンプ及びタンクとブームシリンダとの間に、シリンダに対する圧油の給排を制御するコントロールバルブを設け、このコントロールバルブにより、アクチュエータの作動方向と速度の双方を制御する構成をとっている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、この構成によると次のような問題が生じていた。
【０００７】
すなわち、予め、微操作が可能となるようにコントロールバルブのメータアウト開口面積の最小値を小さく設定すると、大流量時に絞り過ぎの状態となり、エネルギー損失が大きくなる。
【０００８】
一方、メータアウト開口面積の最小値を大きく設定すると、たとえば前記のようにシリンダ縮小方向の外力が作用する状況下でシリンダを縮小させる（ヘッド側圧力を抜く）場合に、メータアウトでの絞り作用が十分に働かずにシリンダが失速する（速度制御が利かない状態となる）おそれがある。
【０００９】
この点の対策として、コントロールバルブはシリンダの作動方向のみを制御し、油圧ポンプの吐出量を制御することによってアクチュエータ速度を制御する構成をとることが考えられる。
【００１０】
しかし、こうすると、コントロールバルブのメータアウト絞りでのエネルギー損失を最小限に小さくすることはできるものの、絞り機能が無くなるため、前記のようにシリンダに一方向の外力が作用する状況で、高圧側の油を抜くシリンダ動作時にシリンダが失速状態となるという問題は解決できない。
【００１１】
一方、この問題を解決する手段としてカウンタバランス弁を使用することが考えられる。
【００１２】
しかし、この場合に使用される外部パイロット式のカウンタバランス弁は、外部から取り込んだ圧力に応じて開口面積を変えるフィードバック制御を行うため、圧力変動に伴うハンチングが生じ、振動が出易くて安定性が悪い。なお、この安定性を改善するための絞りを付加すると、今度は応答性が悪くなる。
【００１３】
そこで本発明は、シリンダに外力が作用する状況下でのシリンダの失速を防止しながら、エネルギー損失を減少させ、しかも安定性及び応答性にすぐれた液圧シリンダ回路を提供するものである。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
請求項１の発明は、操作手段からの指令に基づいて吐出量が制御される液圧ポンプと液圧シリンダとの間に、上記操作手段からの指令に応じて液圧シリンダの作動方向を制御するコントロールバルブが設けられ、かつ、上記液圧シリンダから流出する作動液に対して絞り機能を有するメータアウト制御弁と、このメータアウト制御弁を通過する流量を検出する流量検出手段と、外力によって上記液圧シリンダに作用する保持圧を検出する保持圧検出手段と、上記メータアウト制御弁の開口面積を制御する制御手段とを具備し、この制御手段は、
（Ｉ）メータアウト制御弁の開口面積が、同制御弁の製作誤差等の誤差の影響を受けない値として定められた設定値以下の領域を低速域とし、この低速域においては、上記コントロールバルブによってシリンダ速度を制御し得るようにメータアウト制御弁の開口面積を上記設定値まで制御し、
（ＩＩ）上記開口面積が上記設定値を超える領域においては、保持圧検出手段によって検出される保持圧と上記流量検出手段によって検出される流量とに基づいて、上記保持圧に対抗する圧力を上記メータアウト制御弁の入口側に発生させながらメータアウト制御弁によってシリンダ速度を制御する
ように構成したものである。
【００１５】
請求項２の発明は、請求項１の構成において、流量検出手段は、操作手段の操作量に基づく目標シリンダ流量をメータアウト制御弁の通過流量として求めるように構成されたものである。
【００１６】
請求項３の発明は、請求項１の構成において、電動機によって液圧ポンプが駆動され、制御手段は、操作手段からの指令に基づいて上記電動機の回転速度を制御することによりポンプ流量を制御するように構成されたものである。
【００１７】
請求項４の発明は、請求項１乃至３のいずれかの構成において、保持圧検出手段は、液圧シリンダの両側圧力を検出し、この両側圧力から保持圧を求めるように構成されたものである。
【００１８】
上記構成によると、シリンダに一方向の外力が作用する状況下で、メータアウト制御弁の入口側（メータアウト側）にシリンダ保持圧に対抗する圧力が発生し、この対抗圧力で外力を支えながら、シリンダの速度がポンプ流量で、作動方向がコントロールバルブでそれぞれ制御される。
【００１９】
なお、メータアウト弁入口圧は、基本的にはシリンダ保持圧と同じ値とするが、これより若干小さい値でも若干大きい値でもよい。
【００２０】
この構成により、シリンダの失速を防止しながら、無駄な絞りを無くしてエネルギー損失を最小限に小さくすることができる。
【００２１】
しかも、カウンタバランス弁方式のようなフィードバック制御でなく、メータアウト制御弁の通過流量とシリンダ保持圧とに基づいてメータアウト制御弁の開口面積を制御する構成であるため、安定性及び応答性ともに良いものとなる。
【００２２】
ところで、メータアウト制御弁の開口面積制御は制御手段によって自動で行われるため、制御弁の各部品の製作誤差等の影響を受け、とくに開口面積が小さい領域ではこの誤差の影響が大きく、メータアウト制御弁の制御では微速制御の操作性が悪くなる懸念がある。
【００２３】
この点、メータアウト制御弁の開口面積が設定値以下の領域（低速域）では、メータアウト制御弁の開口面積制御に代えてコントロールバルブによるメータアウト制御を行い得るように構成したから、製作誤差等の影響を受けない微速制御が可能となる。すなわち、微速操作を含む全操作範囲に亘って、失速のおそれがなく、操作手段の操作に応じた速度制御が可能となる。
【００２４】
ここで、請求項２では、操作手段の操作量に基づく目標シリンダ流量が、メータアウト制御弁の開口面積を求めるための同制御弁の通過流量として求められる。
【００２５】
この構成によると、実際にメータアウト制御弁を通過する流量を流量計で実測する場合や、シリンダ速度を測定して流量を割り出す場合と比較して、流量検出のための専用のセンサ類を付加する必要がないため、回路構成が簡単でコストが安くてすむ。
【００２６】
一方、ポンプ流量を制御する手段として、請求項３のようにポンプを電動機で駆動し、電動機の回転速度を制御するようにしてもよいし、エンジンで可変容量型のポンプを駆動し、このポンプの傾転を変えて流量を制御するようにしてもよい。
【００２７】
また、シリンダ保持圧を検出する保持圧検出手段として、請求項４のようにシリンダの両側圧力を圧力センサで検出し、その差を保持圧として求める手段を用いてもよいし、シリンダに作用する力をロードセルで検出し、これをシリンダ保持圧に置き換えてもよい。
【００２８】
前者のシリンダ圧力を検出する方式によると、後者のロードセル方式と比較して保持圧を検出でき、かつ、設備コストが安くてすむ。
【００２９】
【発明の実施の形態】
本発明の実施形態を図によって説明する。
【００３０】
基本実施形態
図６に本発明の適用対象となる油圧シリンダが搭載された油圧ショベルを示している。
【００３１】
同図において、１はクローラ式の下部走行体で、この下部走行体１上に、キャビン２を備えた上部旋回体３が搭載され、この上部旋回体３に作業アタッチメント４が取付けられている。
【００３２】
作業アタッチメント４は、起伏自在なブーム５の先端にアーム６、このアーム６の先端にバケット７がそれぞれ水平軸まわりに回動可能に取付けられて成り、これらブーム５、アーム６、バケット７がブームシリンダ８、アームシリンダ９、バケットシリンダ１０によってそれぞれ駆動される。
【００３３】
本発明は、この油圧ショベルにおけるブーム、アーム、バケット各シリンダ８，９，１０のいずれにも、またクレーンのブームシリンダにも適用することができる。以下の実施形態では、油圧ショベルのブームシリンダ８に適用した場合を例示している。
【００３４】
図１に示すブームシリンダ回路において、１１は電動機１２によって駆動される油圧ポンプで、この油圧ポンプ１１からの吐出油が、電磁切換式のコントロールバルブ１３を介してブームシリンダ１４のヘッド側油室１４ａまたはロッド側油室１４ｂに供給され、これによって同シリンダ１４が伸長または縮小作動する。
【００３５】
１５はコントロールバルブ１３とシリンダヘッド側油室１４ａとを結ぶヘッド側管路、１６は同バルブ１３とロッド側油室１４ｂとを結ぶロッド側管路、Ｔはタンク、１７はリリーフ弁である。
【００３６】
電動機１２は、インバータ１８を介して制御手段としてのコントローラ１９に接続され、レバー２０ａによって操作される操作体２０の操作（以下、レバー操作といい、その操作量をレバー操作量という）に基づくコントローラ１９からの指令信号によってその運転（回転／停止・回転方向と回転速度）が制御される。
【００３７】
コントロールバルブ１３は、中立位置イと、図右側のシリンダ伸長位置ロと、図左側のシリンダ縮小位置ハとを有し、レバー操作に基づくコントローラ１９からの信号によりこれら各位置間で切換わり作動してブームシリンダ１４の作動（伸長／縮小／停止）を制御する。
【００３８】
シリンダヘッド側管路１５には、ヘッド側油室１４ａに油が流入する方向の流れのみを許容するチェック弁２１が設けられるとともに、このチェック弁２１と並列に電磁−油圧式のメータアウト制御弁２２が設けられ、コントローラ１９からの信号によりこのメータアウト制御弁２２がストローク作動してその開口面積が変化するようになっている。
【００３９】
また、シリンダヘッド側及びロッド側両油室１４ａ，１４ｂの圧力を検出する圧力センサ２３，２４が設けられ、コントローラ１９で、この圧力センサ２３，２４によって検出される両側油室１４ａ，１４ｂの圧力から、シリンダ１４に作用する一方向の外力Ｗ（ここでは下向きの力として示している）によってシリンダ１４のヘッド側油室１４ａに発生する保持圧ＰＦが、
（ヘッド側圧力−ロッド側圧力）×（シリンダロッド側受圧面積／シリンダヘッド側受圧面積）
によって求められる。
【００４０】
コントローラ１９の作用を含むこのシリンダ回路の作用を次に説明する。
【００４１】
操作体２０が操作されると、その信号がコントローラ１９に入力され、このコントローラ１９からの指令に基づいて電動機１２の回転速度、すなわち、ポンプ流量が制御されるとともに、コントロールバルブ１３がストローク制御される。
【００４２】
このレバー操作量とコントロールバルブ１３の開口面積の関係を図２に、レバー操作量とポンプ流量及び目標シリンダ流量の関係を図３にそれぞれ示している。
【００４３】
コントロールバルブ１３は、ブリードオフ、メータイン、メータアウト各開口を有し、図２のように、レバー操作量が０の状態ではブリードオフ開口面積が最大、メータイン及びメータアウト両開口面積が最小となり、レバー操作の開始とともにブリードオフ開口面積が漸減し、一定の操作量からメータイン、メータアウト両開口面積が増加する。
【００４４】
一方、図３に示すように、レバー操作量が０から増加するに連れて電動機回転速度が増加してポンプ流量が増加し、このポンプ流量から上記コントロールバルブ１３によるブリードオフ流量を引いた目標シリンダ流量も増加する。
【００４５】
コントローラ１９は、シリンダ１４に下向きの外力Ｗが作用する状態でシリンダ１４を縮小作動させるときに、レバー操作量によって決まる目標シリンダ流量と、シリンダ保持圧ＰFとから、シリンダ保持圧ＰFに対抗する圧力（基本的にはＰFと同圧。これよりも少し近い圧力でもよい）がメータアウト制御弁２２の入口側に発生するように同制御弁２２の開口面積（ストローク）を制御する。
【００４６】
これを詳しく説明する。
【００４７】
メータアウト制御弁２２をオリフィスと考えた場合、流量Ｑは、
Ｑ＝Ｃ・Ｓ√（２ｇ・ΔＰ）／γ…式（１）
ｇ：重力加速度
γ：作動油の単位体積当たり質量
Ｃ：流量係数
Ｓ：開口面積
ΔＰ：オリフィスの差圧
で表される。
【００４８】
上記式（１）から、
Ｓ＝Ｃｏ×Ｑ／√ΔＰ…式（２）
（Ｃｏ＝１／Ｃ×√γ／２ｇ）
となり、この式（２）のＱ、ΔＰをこのシリンダ回路におけるメータアウト制御弁２２の通過流量ＱA、入口圧力ＰFに置き換えると、制御弁開口面積は、
Ｓ＝Ｃｏ×ＱA／√ＰF…式（３）
と表すことができる。
【００４９】
そこで、コントローラ１９において、レバー操作量によって決まる目標シリンダ流量（＝メータアウト制御弁２２を通過する流量ＱA）と、圧力信号に基づいて求められたシリンダ保持圧ＰFから、上記式（３）を用いて、同制御弁２２の入口にシリンダ保持圧ＰFに対抗する圧力が発生する開口面積Ｓを算出し、この開口面積Ｓが得られるストロークの指令信号をメータアウト制御弁２２に送る。
【００５０】
すなわち、この実施形態では、コントローラ１９は、制御手段と、メータアウト制御弁２２の通過流量を検出する流量検出手段を兼ね、かつ、圧力センサ２３，２４とで保持圧検出手段を構成する。
【００５１】
上記制御により、メータアウト制御弁２２の入口にシリンダ保持圧ＰFに対抗する圧力が立ち、外力Ｗがこの圧力で支えられながらシリンダ１４が縮小作動する。
【００５２】
いいかえれば、シリンダ１４とメータアウト制御弁２２を一つのシステムと考えると、外力Ｗがない（シリンダ１４を横置きにして無負荷で駆動する）のと等価の条件でシリンダ１４をメータアウト制御によって目標通りの速度で縮小作動させることができる。
【００５３】
このため、シリンダ１４が縮小作動時に外力Ｗによって失速するおそれがない。しかも、メータアウト流量を必要なだけ絞るため、エネルギー損失が最小限に少なくてすむ。
【００５４】
なお、上記式（３）における流量係数Ｃｏの値は、理論通りの値を用いてもよいし、メータアウト制御弁２２の開口面積に応じて異なる値を用い、あるいは、メータアウト制御弁２２の制御を緩くするために理論値よりも少し小さい値を用いてもよい。
【００５５】
また、シリンダ伸長時は、ポンプ吐出油がチェック弁２１を介してシリンダヘッド側油室１４ａに供給され、メータアウト制御弁２２の制御は行われない。
【００５６】
さらに、
（イ）シリンダ１４に作用する下向きの外力Ｗが小さくて保持圧ＰFも小さく、シリンダ１４の失速が生じるおそれがない場合、
（ロ）前記した車体持ち上げ時のように外力Ｗがシリンダ１４に上向きに作用し、ロッド側油室１４ｂに圧力が立った状態でシリンダ１４を縮小させる場合
には、メータアウト制御弁２２は上記のような制御は不要であるため、余分な圧損が出ないように最大開口面積状態にセットされる。
【００５７】
コントロールバルブ１３は、基本的にはシリンダ１４の作動方向のみを制御すればよく、流量制御機能は不要であるため、コントロールバルブ１３のメータアウト開口は、理論的にはオン・オフ的に変化するものでよい。
【００５８】
ただし、メータアウト制御弁２２の開口面積制御はコントローラ１９によって自動で行われるため、メータアウト制御弁２２をはじめとする開口面積制御にかかわる各部品の製作誤差や情報伝達誤差等の影響を受け、とくに開口面積が小さい領域ではこの誤差の影響が大きく、微速制御の操作性が悪くなる懸念がある。
【００５９】
そこで、図２に示すようにコントロールバルブ１３に、通常のコントロールバルブ同様にメータアウト制御ノッチを設け、目標シリンダ流量（レバー操作量）が少なくてメータアウト制御弁２２の開口面積が設定値以下の領域（上記誤差の影響を受ける可能性のある低速域）では、メータアウト制御弁２２は前記した式（３）による制御は行わずに、上記誤差の影響を受けないストローク（開口面積）まで作動させ、この間はコントロールバルブ１３のメータアウト開口による制御を行うように構成している。
【００６０】
こうすれば、製作誤差等の影響を受けない微速制御が可能となり、全操作範囲に亘って、失速のおそれがなく、操作手段の操作に応じた速度制御が可能となる。
【００６１】
他の実施形態
（１）前記のように、ブームを下げて車体を持ち上げる動作を行う場合や、アーム引き動作においてブームが下降から上昇に転じる場合等には、メータアウト制御弁２２によるメータアウト制御は不要となり、むしろこのときは同制御弁２２での圧損をできるだけ小さくするのが望ましい。
【００６２】
そこで、図４に示すように、メータアウト制御弁２２の開口面積があるストロークＴａ以上の範囲で急増し、上記のようなメータアウト制御が不要な条件となったときに、メータアウト制御弁２２を最大ストロークさせて、大きな開口面積が得られるように開口面積特性を設定してもよい。
【００６３】
（２）上記基本実施形態では、レバー操作量に対応する目標シリンダ流量を、メータアウト制御弁２２の開口面積を決定する流量情報として用いる構成としたが、メータアウト制御弁２２を実際に通過する流量を流量センサ等によって測定し、この実測値を流量情報として用いる構成としてもよい。あるいは、シリンダ速度を検出し、このシリンダ速度から制御弁通過流量を算出してもよい。
【００６４】
（３）基本実施形態では、メータアウト制御弁２２をシリンダヘッド側のみに設けたが、同制御弁２２をヘッド側及びロッド側の双方に設け、必要側をメータアウト制御する構成としてもよい。
【００６５】
（４）メータアウト制御弁２２は、基本実施形態のようにコントロールバルブ１３とシリンダ１４の間に限らず、図５に示すようにコントロールバルブ１３とタンクＴとの間に設けてもよい。この場合は、この一つのメータアウト制御弁２２でシリンダ１４の伸長及び縮小の両動作を制御するように構成することができる。
【００６６】
（５）基本実施形態では、ブームシリンダ回路を適用対象として例示したが、本発明は油圧ショベルのアームシリンダ回路、バケットシリンダ回路にも、またクレーンのブームシリンダ回路にも（要は各種作業機においてシリンダに外力が作用するシリンダ回路）に適用することができる。
【００６７】
（６）本発明は、上記実施形態のように電動機１２で油圧ポンプ１１を駆動し、かつ、いわゆるポジコン制御を行うシリンダ回路に限らず、油圧ポンプ１１をエンジンで駆動し、かつ、いわゆるネガコン制御を行うシリンダ回路、また負荷に応じてポンプ流量を変えるロードセンシング方式のシリンダ回路、あるいはポンプ吐出量を圧力補償付き流量調整弁で制御してシリンダへの流入量を制御する回路にも適用することができる。
【００６８】
（７）本発明は、とくに上記実施形態であげた油圧シリンダ回路に適するが、水圧シリンダ回路を含む液圧シリンダ回路に広く適用することができる。
【００６９】
【発明の効果】
上記のように本発明によると、シリンダに一方向の外力が作用する状況下で、メータアウト制御弁の入口側（メータアウト側）にシリンダ保持圧に対抗する圧力を発生させ、この対抗圧力で外力を支えながらシリンダ速度を制御する構成としたから、シリンダの失速を防止しながらエネルギー損失を最小限に小さくすることができる。
【００７０】
しかも、カウンタバランス弁方式のようなフィードバック制御でなく、メータアウト制御弁の通過流量とシリンダ保持圧とに基づいてメータアウト制御弁の開口面積を制御する構成であるため、安定性及び応答性ともに良いものとなる。
【００７１】
また、メータアウト制御弁の開口面積が設定値以下の領域（低速域）では、メータアウト制御弁の開口面積制御に代えてコントロールバルブによるメータアウト制御を行い得るように構成したから、製作誤差等の影響を受けない微速制御が可能となる。すなわち、微速操作を含む全操作範囲に亘って、失速のおそれがなく、操作手段の操作に応じた速度制御が可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の基本実施形態にかかる油圧ショベルのブームシリンダ回路の回路図である。
【図２】同実施形態におけるコントロールバルブの開口面積特性を示す図である。
【図３】同実施形態におけるレバー操作量と目標シリンダ流量及びポンプ流量の関係を示す図である。
【図４】本発明の他の実施形態におけるメータアウト制御弁のストロークと開口面積の関係を示す図である。
【図５】本発明のまた別の実施形態にかかるブームシリンダ回路の回路図である。
【図６】本発明の適用対象例である油圧ショベルの全体概略側面図である。
【符号の説明】
１１油圧ポンプ
１２電動機
１３コントロールバルブ
１４ブームシリンダ
１９制御手段と流量検出手段を兼ね、かつ、流量検出手段を構成するコントローラ
２０操作体（操作手段）
２２メータアウト制御弁
２３，２４保持圧検出手段としてシリンダヘッド側及びロッド側圧力を検出する圧力センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic cylinder circuit for driving a hydraulic cylinder such as a boom cylinder or arm cylinder of a hydraulic excavator or a boom cylinder of a crane.
[0002]
[Prior art]
The prior art will be described taking a boom cylinder circuit of a hydraulic excavator as an example.
[0003]
In the boom cylinder that drives the boom of a hydraulic excavator, during excavation, the external force, which is the sum of the load and the weight of the work attachment including the boom, always acts downward (reduction direction), and pressure is applied to the head side of the cylinder. It becomes the state.
[0004]
On the other hand, when the boom is lowered and the bucket is pressed against the ground, the external force is applied upward to the boom cylinder (in the case of inspecting and cleaning the legs with the vehicle body lifted forward) In some cases, the pressure acts on the rod side of the cylinder.
[0005]
On the other hand, a general boom cylinder circuit is provided with a control valve for controlling the supply and discharge of pressure oil to and from the hydraulic pump and the tank and the boom cylinder. By this control valve, both the operating direction and speed of the actuator are provided. The structure which controls is taken.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, this configuration has caused the following problems.
[0007]
That is, if the minimum value of the meter-out opening area of the control valve is set to be small so that fine operation is possible in advance, the state will be over-throttle at a large flow rate, resulting in a large energy loss.
[0008]
On the other hand, if the minimum value of the meter-out opening area is set large, for example, when the cylinder is contracted under the condition that the external force in the cylinder contracting direction acts as described above (the head side pressure is released), the metering-out function of the meter-out is performed. May not work sufficiently and the cylinder may stall (speed control will not work).
[0009]
As a countermeasure against this point, it can be considered that the control valve controls the actuator speed by controlling only the operating direction of the cylinder and controlling the discharge amount of the hydraulic pump.
[0010]
However, although this can minimize the energy loss at the meter-out throttle of the control valve, the throttle function is lost, so in the situation where an external force in one direction acts on the cylinder as described above, The problem that the cylinder is stalled when the cylinder is drained cannot be solved.
[0011]
On the other hand, it is conceivable to use a counter balance valve as a means for solving this problem.
[0012]
However, the external pilot type counter balance valve used in this case performs feedback control that changes the opening area according to the pressure taken from the outside. Is bad. In addition, if a stop for improving the stability is added, the responsiveness is deteriorated.
[0013]
Therefore, the present invention provides a hydraulic cylinder circuit that reduces energy loss while preventing cylinder stall under a situation in which an external force is applied to the cylinder, and has excellent stability and responsiveness.
[0014]
[Means for Solving the Problems]
According to the first aspect of the present invention, the operation direction of the hydraulic cylinder is controlled between the hydraulic pump whose discharge amount is controlled based on the command from the operating means and the hydraulic cylinder in accordance with the command from the operating means. A meter-out control valve provided with a control valve for controlling the hydraulic fluid flowing out from the hydraulic cylinder, a flow rate detecting means for detecting a flow rate passing through the meter-out control valve, and an external force A holding pressure detecting means for detecting a holding pressure acting on the hydraulic cylinder; and a control means for controlling an opening area of the meter-out control valve.
(I) A region where the opening area of the meter-out control valve is not more than a set value determined as a value not affected by errors such as manufacturing errors of the control valve is defined as a low speed region. the opening area of the meter-out valve so as to control the cylinder speed was controlled to the set value by,
(II) In a region where the opening area exceeds the set value, the pressure against the holding pressure is set based on the holding pressure detected by the holding pressure detecting means and the flow rate detected by the flow rate detecting means. The cylinder speed is controlled by the meter-out control valve while being generated on the inlet side of the meter-out control valve.
[0015]
According to a second aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect, the flow rate detecting means is configured to obtain a target cylinder flow rate based on an operation amount of the operating means as a flow rate through the meter-out control valve.
[0016]
According to a third aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect, the hydraulic pump is driven by the electric motor, and the control means controls the pump flow rate by controlling the rotational speed of the electric motor based on a command from the operating means. It is comprised as follows.
[0017]
According to a fourth aspect of the present invention, in the configuration of any one of the first to third aspects, the holding pressure detecting means is configured to detect a pressure on both sides of the hydraulic cylinder and obtain the holding pressure from the pressure on both sides. is there.
[0018]
According to the above configuration, in a situation where an external force in one direction acts on the cylinder, a pressure against the cylinder holding pressure is generated on the inlet side (meter-out side) of the meter-out control valve, and the external force is supported by this counter pressure. The cylinder speed is controlled by the pump flow rate, and the operating direction is controlled by the control valve.
[0019]
The meter-out valve inlet pressure is basically the same value as the cylinder holding pressure, but may be a value slightly smaller or slightly larger than this.
[0020]
With this configuration, it is possible to minimize the energy loss by eliminating unnecessary throttling while preventing the cylinder from stalling.
[0021]
In addition, since it is a configuration that controls the opening area of the meter-out control valve based on the passage flow rate of the meter-out control valve and the cylinder holding pressure instead of feedback control like the counter balance valve system, both stability and responsiveness are achieved. It will be good.
[0022]
By the way, since the opening area control of the meter-out control valve is automatically performed by the control means, it is affected by the manufacturing error of each part of the control valve, especially in the area where the opening area is small. In the control of the control valve, there is a concern that the operability of the fine speed control is deteriorated.
[0023]
In this regard, in the region where the opening area of the meter-out control valve is less than the set value (low speed range), the meter-out control by the control valve can be performed instead of the opening area control of the meter-out control valve. Slow speed control that is not affected by the above is possible. That is, there is no fear of stalling over the entire operation range including the slow speed operation, and speed control according to the operation of the operating means is possible.
[0024]
Here, in claim 2, the target cylinder flow rate based on the operation amount of the operation means is obtained as the passage flow rate of the control valve for obtaining the opening area of the meter-out control valve.
[0025]
According to this configuration, dedicated sensors for detecting the flow rate are added compared to the case where the flow rate actually passing through the meter-out control valve is actually measured with a flow meter or when the flow rate is determined by measuring the cylinder speed. Therefore, the circuit configuration is simple and the cost is low.
[0026]
On the other hand, as a means for controlling the pump flow rate, the pump may be driven by an electric motor as in claim 3 to control the rotational speed of the electric motor, or the variable displacement pump is driven by the engine. The flow rate may be controlled by changing the inclination of the.
[0027]
Further, as the holding pressure detecting means for detecting the cylinder holding pressure, a means for detecting the pressure on both sides of the cylinder with the pressure sensor and obtaining the difference as the holding pressure as in claim 4 may be used, or it acts on the cylinder. The force may be detected by a load cell and replaced with a cylinder holding pressure.
[0028]
According to the former method of detecting the cylinder pressure, the holding pressure can be detected and the equipment cost can be reduced as compared with the latter load cell method.
[0029]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
An embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0030]
Basic Embodiment FIG. 6 shows a hydraulic excavator equipped with a hydraulic cylinder to which the present invention is applied.
[0031]
In the figure, reference numeral 1 denotes a crawler type lower traveling body, on which an upper swing body 3 having a cabin 2 is mounted, and a work attachment 4 is attached to the upper swing body 3.
[0032]
The work attachment 4 includes an arm 6 at the tip of a boom 5 that can be raised and lowered, and a bucket 7 that is attached to the tip of the arm 6 so as to be rotatable about a horizontal axis. The boom 5, arm 6, and bucket 7 are booms. Driven by a cylinder 8, an arm cylinder 9 and a bucket cylinder 10, respectively.
[0033]
The present invention can be applied to any of the boom, arm, and bucket cylinders 8, 9, and 10 in this hydraulic excavator, and also to a boom cylinder of a crane. In the following embodiment, the case where it applies to the boom cylinder 8 of a hydraulic excavator is illustrated.
[0034]
In the boom cylinder circuit shown in FIG. 1, reference numeral 11 denotes a hydraulic pump driven by an electric motor 12, and discharge oil from the hydraulic pump 11 is supplied to a head side oil chamber 14 a of the boom cylinder 14 via an electromagnetic switching control valve 13. Alternatively, the cylinder 14 is supplied to the rod side oil chamber 14b, whereby the cylinder 14 is expanded or contracted.
[0035]
Reference numeral 15 denotes a head side pipe connecting the control valve 13 and the cylinder head side oil chamber 14a, 16 denotes a rod side pipe connecting the valve 13 and the rod side oil chamber 14b, T denotes a tank, and 17 denotes a relief valve.
[0036]
The electric motor 12 is connected to a controller 19 as control means via an inverter 18 and is a controller based on an operation of an operating body 20 operated by a lever 20a (hereinafter referred to as lever operation, the operation amount is referred to as lever operation amount). The operation (rotation / stop, rotation direction and rotation speed) is controlled by a command signal from 19.
[0037]
The control valve 13 has a neutral position A, a cylinder extension position B on the right side of the figure, and a cylinder contraction position C on the left side of the figure. The control valve 13 is switched between these positions by a signal from the controller 19 based on lever operation. Then, the operation (extension / reduction / stop) of the boom cylinder 14 is controlled.
[0038]
The cylinder head side pipe line 15 is provided with a check valve 21 that allows only a flow in the direction in which oil flows into the head side oil chamber 14a, and an electro-hydraulic meter-out control valve in parallel with the check valve 21. The meter-out control valve 22 is stroked by a signal from the controller 19 to change its opening area.
[0039]
Further, pressure sensors 23 and 24 for detecting the pressures of the cylinder head side and rod side oil chambers 14a and 14b are provided, and the controller 19 detects the pressures of the both side oil chambers 14a and 14b detected by the pressure sensors 23 and 24. Therefore, the holding pressure PF generated in the head side oil chamber 14a of the cylinder 14 by the one-way external force W (shown as a downward force here) acting on the cylinder 14 is
(Head side pressure-Rod side pressure) x (Cylinder rod side pressure receiving area / Cylinder head side pressure receiving area)
Sought by.
[0040]
Next, the operation of this cylinder circuit including the operation of the controller 19 will be described.
[0041]
When the operating body 20 is operated, the signal is input to the controller 19, and the rotational speed of the electric motor 12, that is, the pump flow rate is controlled based on the command from the controller 19, and the control valve 13 is stroke controlled. The
[0042]
FIG. 2 shows the relationship between the lever operation amount and the opening area of the control valve 13, and FIG. 3 shows the relationship between the lever operation amount, the pump flow rate, and the target cylinder flow rate.
[0043]
The control valve 13 has bleed-off, meter-in, and meter-out openings. As shown in FIG. 2, the bleed-off opening area is maximum when the lever operation amount is 0, and both the meter-in and meter-out opening areas are minimum. As the lever operation starts, the bleed-off opening area gradually decreases, and both the meter-in and meter-out opening areas increase from a certain amount of operation.
[0044]
On the other hand, as shown in FIG. 3, as the lever operation amount increases from 0, the motor rotation speed increases and the pump flow rate increases, and the target cylinder is obtained by subtracting the bleed-off flow rate from the control valve 13 from this pump flow rate. The flow rate also increases.
[0045]
When the controller 19 performs a reduction operation of the cylinder 14 in a state where the downward external force W is applied to the cylinder 14, the controller 19 counteracts the cylinder holding pressure PF from the target cylinder flow rate determined by the lever operation amount and the cylinder holding pressure PF. The opening area (stroke) of the control valve 22 is controlled so that (basically, the same pressure as PF, which may be a little closer than this pressure) is generated on the inlet side of the meter-out control valve 22.
[0046]
This will be described in detail.
[0047]
When the meter-out control valve 22 is considered as an orifice, the flow rate Q is
Q = C · S√ (2 g · ΔP) / γ (1)
g: Gravity acceleration
γ: Mass per unit volume of hydraulic oil
C: Flow coefficient
S: Opening area
ΔP: Expressed by the differential pressure of the orifice.
[0048]
From the above formula (1),
S = Co × Q / √ΔP Equation (2)
(Co = 1 / C × √γ / 2g)
When Q and ΔP in the equation (2) are replaced with the flow rate QA and the inlet pressure PF of the meter-out control valve 22 in this cylinder circuit, the control valve opening area is
S = Co × QA / √PF Equation (3)
It can be expressed as.
[0049]
Therefore, the controller 19 uses the above equation (3) from the target cylinder flow rate (= the flow rate QA passing through the meter-out control valve 22) determined by the lever operation amount and the cylinder holding pressure PF determined based on the pressure signal. Then, an opening area S where a pressure that opposes the cylinder holding pressure PF is generated at the inlet of the control valve 22 is calculated, and a command signal of a stroke for obtaining the opening area S is sent to the meter-out control valve 22.
[0050]
That is, in this embodiment, the controller 19 serves as a control means and a flow rate detection means for detecting the flow rate of the meter-out control valve 22, and the pressure sensors 23 and 24 constitute a holding pressure detection means.
[0051]
By the above control, a pressure that opposes the cylinder holding pressure PF is generated at the inlet of the meter-out control valve 22, and the cylinder 14 is contracted while the external force W is supported by this pressure.
[0052]
In other words, when the cylinder 14 and the meter-out control valve 22 are considered as one system, the cylinder 14 is controlled by meter-out control under the condition equivalent to no external force W (the cylinder 14 is driven horizontally with no load). Reduction operation can be performed at a target speed.
[0053]
For this reason, there is no possibility that the cylinder 14 is stalled by the external force W during the reduction operation. Moreover, since the meter-out flow rate is reduced as much as necessary, energy loss can be minimized.
[0054]
The value of the flow coefficient Co in the above formula (3) may be a theoretical value, a different value depending on the opening area of the meter-out control valve 22, or the value of the meter-out control valve 22 In order to loosen the control, a value slightly smaller than the theoretical value may be used.
[0055]
When the cylinder is extended, the pump discharge oil is supplied to the cylinder head side oil chamber 14a via the check valve 21, and the meter-out control valve 22 is not controlled.
[0056]
further,
(A) When the downward external force W acting on the cylinder 14 is small and the holding pressure PF is small, there is no possibility that the cylinder 14 will stall.
(B) When the external force W acts upward on the cylinder 14 as in the case of lifting the vehicle body and the cylinder 14 is contracted in a state where pressure is applied to the rod side oil chamber 14b, the meter-out control valve 22 is Since such control is unnecessary, the maximum opening area state is set so as not to cause excessive pressure loss.
[0057]
Since the control valve 13 basically only needs to control the operating direction of the cylinder 14 and does not require a flow rate control function, the meter-out opening of the control valve 13 theoretically changes on and off. Things can be used.
[0058]
However, since the opening area control of the meter-out control valve 22 is automatically performed by the controller 19, it is affected by manufacturing errors, information transmission errors, etc. of parts related to the opening area control including the meter-out control valve 22. In particular, in the region where the opening area is small, the influence of this error is large, and there is a concern that the operability of the fine speed control is deteriorated.
[0059]
Therefore, as shown in FIG. 2, the control valve 13 is provided with a meter-out control notch like a normal control valve, the target cylinder flow rate (lever operation amount) is small, and the opening area of the meter-out control valve 22 is less than the set value. In the region (low speed range that may be affected by the error), the meter-out control valve 22 does not perform the control according to the above equation (3), but operates up to the stroke (opening area) that is not affected by the error. During this time, control is performed by the meter-out opening of the control valve 13.
[0060]
In this way, it is possible to perform fine speed control that is not affected by manufacturing errors and the like, and there is no possibility of stalling over the entire operation range, and speed control according to the operation of the operation means is possible.
[0061]
Other Embodiments (1) As described above, meter-out control by the meter-out control valve 22 is performed when the boom is lowered and the vehicle body is lifted, or when the boom is changed from being lowered to elevated during the arm pulling operation. In this case, it is desirable to reduce the pressure loss at the control valve 22 as much as possible.
[0062]
Therefore, as shown in FIG. 4, when the meter-out control valve 22 suddenly increases in the range of a certain stroke Ta or more and the meter-out control as described above becomes unnecessary, the meter-out control valve 22 The opening area characteristic may be set so that a large opening area can be obtained with a maximum stroke.
[0063]
(2) In the basic embodiment, the target cylinder flow rate corresponding to the lever operation amount is used as flow rate information for determining the opening area of the meter-out control valve 22, but actually passes through the meter-out control valve 22. It is good also as a structure which measures a flow volume with a flow sensor etc. and uses this measured value as flow volume information. Alternatively, the cylinder speed may be detected, and the control valve passage flow rate may be calculated from the cylinder speed.
[0064]
(3) In the basic embodiment, the meter-out control valve 22 is provided only on the cylinder head side. However, the control valve 22 may be provided on both the head side and the rod side, and the required side may be meter-out controlled.
[0065]
(4) The meter-out control valve 22 is not limited to between the control valve 13 and the cylinder 14 as in the basic embodiment, but may be provided between the control valve 13 and the tank T as shown in FIG. In this case, the single meter-out control valve 22 can be configured to control both the expansion and contraction operations of the cylinder 14.
[0066]
(5) In the basic embodiment, the boom cylinder circuit has been exemplified as an application target. However, the present invention is applicable to an arm cylinder circuit, a bucket cylinder circuit of a hydraulic excavator, and a boom cylinder circuit of a crane (mainly in various working machines). The present invention can be applied to a cylinder circuit in which an external force acts on the cylinder.
[0067]
(6) The present invention is not limited to a cylinder circuit that drives the hydraulic pump 11 with the electric motor 12 and performs so-called positive control as in the above embodiment, but also drives the hydraulic pump 11 with an engine and performs so-called negative control. It is also applicable to a cylinder circuit that performs pumping, a load sensing type cylinder circuit that changes the pump flow rate according to the load, or a circuit that controls the pump discharge rate with a flow rate adjusting valve with pressure compensation to control the inflow amount to the cylinder Can do.
[0068]
(7) The present invention is particularly suitable for the hydraulic cylinder circuit described in the above embodiment, but can be widely applied to a hydraulic cylinder circuit including a hydraulic cylinder circuit.
[0069]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, in a situation where an external force in one direction acts on the cylinder, a pressure that opposes the cylinder holding pressure is generated on the inlet side (meter-out side) of the meter-out control valve. Since the cylinder speed is controlled while supporting an external force, energy loss can be minimized while preventing the cylinder from stalling.
[0070]
In addition, since it is a configuration that controls the opening area of the meter-out control valve based on the passage flow rate of the meter-out control valve and the cylinder holding pressure instead of feedback control like the counter balance valve system, both stability and responsiveness are achieved. It will be good.
[0071]
In addition, in the area where the opening area of the meter-out control valve is lower than the set value (low speed range), the meter-out control can be performed by the control valve instead of the opening area control of the meter-out control valve. Slow speed control that is not affected by this is possible. That is, there is no fear of stalling over the entire operation range including the slow speed operation, and speed control according to the operation of the operating means is possible.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram of a boom cylinder circuit of a hydraulic excavator according to a basic embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a view showing an opening area characteristic of a control valve in the same embodiment.
FIG. 3 is a diagram showing a relationship between a lever operation amount, a target cylinder flow rate, and a pump flow rate in the same embodiment.
FIG. 4 is a diagram showing a relationship between a stroke and an opening area of a meter-out control valve in another embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a circuit diagram of a boom cylinder circuit according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 6 is an overall schematic side view of a hydraulic excavator that is an example to which the present invention is applied.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 Hydraulic pump 12 Electric motor 13 Control valve 14 Boom cylinder 19 The controller which serves as a control means and a flow volume detection means, and comprises a flow volume detection means 20 Operation body (operation means)
22 Meter-out control valve 23, 24 Pressure sensor for detecting cylinder head side and rod side pressure as holding pressure detecting means

Claims

A control valve for controlling the operating direction of the hydraulic cylinder according to the command from the operation means is provided between the hydraulic pump and the hydraulic cylinder whose discharge amount is controlled based on the command from the operation means, And a meter-out control valve having a throttling function for the hydraulic fluid flowing out from the hydraulic cylinder, a flow rate detecting means for detecting a flow rate passing through the meter-out control valve, and acting on the hydraulic cylinder by an external force. A holding pressure detecting means for detecting a holding pressure; and a control means for controlling an opening area of the meter-out control valve.
(I) A region where the opening area of the meter-out control valve is not more than a set value determined as a value not affected by errors such as manufacturing errors of the control valve is defined as a low speed region. the opening area of the meter-out valve so as to control the cylinder speed was controlled to the set value by,
(II) In a region where the opening area exceeds the set value, the pressure against the holding pressure is set based on the holding pressure detected by the holding pressure detecting means and the flow rate detected by the flow rate detecting means. A hydraulic cylinder circuit, wherein the cylinder speed is controlled by a meter-out control valve while being generated on the inlet side of the meter-out control valve.

2. The hydraulic cylinder circuit according to claim 1, wherein the flow rate detecting means is configured to obtain a target cylinder flow rate based on an operation amount of the operating means as a passing flow rate of the meter-out control valve.

The hydraulic pump is driven by an electric motor, and the control means is configured to control the pump flow rate by controlling the rotational speed of the electric motor based on a command from the operating means. 2. The hydraulic cylinder circuit according to 2.

4. The hydraulic cylinder circuit according to claim 1, wherein the holding pressure detecting means is configured to detect a pressure on both sides of the hydraulic cylinder and obtain a holding pressure from the pressure on both sides.