JP5805217B2 - 油圧閉回路の駆動装置 - Google Patents

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Description

本発明は、油圧閉回路の駆動装置に係り、更に詳しくは、油圧ポンプにより直接に油圧アクチュエータを駆動する油圧閉回路の駆動装置に関する。
近年、油圧ショベルやホイールローダなどの建設機械において、省エネ化が重要な開発項目になっている。建設機械の省エネ化には油圧システム自体の省エネ化が重要であり、油圧ポンプにより油圧アクチュエータを閉回路接続して直接に制御する油圧閉回路システムの適用が検討されている。このシステムは、制御弁による圧損がなく、必要なときのみポンプ流量を吐出するため流量損失も発生しないので、省エネ化が可能となる。
建設機械には片ロッド式シリンダが、油圧アクチュエータとして用いられるため、閉回路接続するためにはシリンダ内ピストンのヘッド側とロッド側での受圧面積差に伴う流量差を吸収する必要があり、このための対策が提案されている。
例えば、特許文献1には、片ロッド式シリンダと油圧ポンプを閉回路接続したアクチュエータ回路に低圧選択弁を設け、流量過剰または流量不足が生じた場合に、低圧選択弁を介して回路内の油を自動的にタンクとの問で吸排作用する構成が記載されている。
特開2001−2371号公報
油圧式プレスのように負荷の方向が常に一定である装置と異なり、建設機械では負荷の方向が頻繁に変動する。例えば油圧ショベルのアームシリンダではアームを伸ばした状態ではアーム重量がシリンダを引っ張る方向に作用するため、ロッド側の油室が高圧になり、アームを畳んだ状態では逆にシリンダを押す方向に作用するためヘッド側油室が高圧になる。同様に、ブームシリンダではブームが空中にある場合はブーム重量がシリンダを押す方向に作用するためヘッド側油室が高圧になり、バケットが接地して掘削姿勢になるとブームシリンダには引っ張り力が作用してロッド側油室が高圧になる。このように使用状況によりシリンダ負荷は変化するが、負荷によってピストンロッド速度が大きく変動しないことが操作性上は好ましい。
しかしながら、特許文献1に記載の油圧閉回路システムでは、負荷方向が反転する際にピストンロッド速度が大きく変動して操作性が低下するという課題があった。
本発明は、上述の事柄に基づいてなされたもので、その目的は、油圧ポンプにより片ロッド式シリンダを駆動する油圧閉回路システムにおいて、負荷反転時のピストンロッド速度の変動を抑えて操作性を向上できる駆動装置を提供するものである。
上記の目的を達成するために、第1の発明は、両方向型油圧ポンプと、前記両方向型油圧ポンプの吐出流量を制御する吐出流量制御手段と、前記両方向型油圧ポンプが吐出する圧油により駆動する片ロッド式シリンダと、前記両方向型油圧ポンプの一方の吐出口に一端が接続され、他端が前記片ロッド式シリンダのロッド側油室に接続される第1管路と、前記両方向型油圧ポンプの他方の吐出口に一端が接続され、他端が前記片ロッド式シリンダのヘッド側油室に接続される第2管路と、前記片ロッド式シリンダの駆動を指令する操作装置とを備えた油圧閉回路の駆動装置であって、前記片ロッド式シリンダのロッド側油室の圧力を検出するロッド側油室圧力検出手段と、前記片ロッド式シリンダのヘッド側油室の圧力を検出するヘッド側油室圧力検出手段と、前記ロッド側油室圧力検出手段で検出した前記片ロッド式シリンダのロッド側油室の圧力と前記ヘッド側油室圧力検出手段で検出したヘッド側油室の圧力とから前記片ロッド式シリンダの負荷量を演算する負荷算出手段と,前記負荷算出手段で算出した前記負荷量の極性に応じて第1の比例ゲインを演算する負荷切換手段と,前記負荷切換手段で算出した第1の比例ゲインと前記操作装置からの操作量とを乗算して指令信号を算出し、前記指令信号を前記吐出流量制御手段に出力する乗算手段とを有する制御装置とを備えたものとする。
また、第2の発明は、第1の発明において、前記負荷算出手段は、前記ヘッド側油室圧力検出手段が検出した前記片ロッド式シリンダのヘッド側油室の圧力と前記片ロッド式シリンダのシリンダヘッド側の受圧面積とを乗算した値から、前記ロッド側油室圧力検出手段が検出した前記片ロッド式シリンダのロッド側油室の圧力と前記片ロッド式シリンダのシリンダロッド側の受圧面積とを乗算した値を減算することで、前記片ロッド式シリンダの負荷量を演算することを特徴とする。
更に、第3の発明は、第2の発明において、前記負荷切換手段の前記第1の比例ゲインの出力特性は、前記片ロッド式シリンダの負荷量の極性が変化する領域において、不感帯またはヒステリシスを有することを特徴とする。
また、第4の発明は、第1乃至第3の発明のいずれかにおいて、前記負荷算出手段で算出した前記負荷量の増加に応じて漸減する第2の比例ゲインを演算する負荷感応手段と、前記負荷切換手段で算出した第1の比例ゲインと前記負荷感応手段で算出した第2の比例ゲインと前記操作装置からの操作量とを乗算して指令信号を算出し、前記指令信号を前記吐出流量制御手段に出力する乗算手段とを有する制御装置とを備えたことを特徴とする。
更に、第5の発明は、複数の両方向型油圧ポンプと、前記複数の両方向型油圧ポンプの吐出流量を制御する複数の吐出流量制御手段と、前記複数の両方向型油圧ポンプが吐出する圧油により駆動する複数の片ロッド式シリンダと、前記複数の片ロッド式シリンダの内の1つの片ロッド式シリンダのロッド側油室又はヘッド側油室のいずれか一方と、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の1つ又は2つの両方向型油圧ポンプの一方の吐出口とを接続可能とし、前記複数の片ロッド式シリンダの内の前記1つの片ロッド式シリンダのロッド側油室又はヘッド側油室のいずれか他方と、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の前記1つ又は2つの両方向型油圧ポンプの他方の吐出口とを接続可能とする複数の切換弁と、前記複数の片ロッド式シリンダの駆動を指令する複数の操作装置とを備えた油圧閉回路の駆動装置であって、前記複数の片ロッド式シリンダの各ロッド側油室の圧力を検出するロッド側油室圧力検出手段と、前記複数の片ロッド式シリンダの各ヘッド側油室の圧力を検出するヘッド側油室圧力検出手段と、前記ロッド側油室圧力検出手段で検出した前記複数の片ロッド式シリンダの各ロッド側油室の圧力と前記ヘッド側油室圧力検出手段で検出した前記複数の片ロッド式シリンダの各ヘッド側油室の圧力とから前記複数の片ロッド式シリンダの各負荷量を演算する負荷算出手段と,前記負荷算出手段で算出した前記各負荷量の極性に応じてそれぞれの第1の比例ゲインを演算する負荷切換手段と,前記負荷切換手段で算出したそれぞれの第1の比例ゲインと前記複数の操作装置からの各操作量とを乗算して各指令信号を算出し、前記各指令信号を前記各吐出流量制御手段に出力する乗算手段とを有する制御装置とを備えたものとする。
また、第6の発明は、第5の発明において、前記乗算手段の出力を予め定めた指令値に制限し、前記制限した信号を指令信号として、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の1つの両方向型油圧ポンプに対応する1つの前記吐出流量制御手段に出力する出力制限手段と、前記乗算手段の出力から前記予め定めた指令値を減算し、前記減算により算出した信号を指令信号として、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の前記1つの両方向型油圧ポンプ以外の1つの両方向型油圧ポンプに対応する1つの前記吐出流量制御手段に出力する減算手段とを有する制御装置を備えたことを特徴とする。
本発明によれば、負荷反転時のピストンロッド速度の変動を抑えることができるので、微妙な制御が可能になって操作性、制御性を向上させることができる。このことにより、速度変動に伴う振動やショックが抑えられ、オペレータに操作性と快適性を提供することができる。この結果、生産性が向上する。
本発明の油圧閉回路の駆動装置の第1の実施の形態を備えた油圧ショベルを示す側面図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第1の実施の形態を示す油圧回路図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第1の実施の形態を構成するコントローラの演算内容示すブロック図である。 油圧閉回路システムにおけるアームシリンダ駆動時におけるサーボポンプ流量とシリンダ圧力とアーム速度とアーム変位量との関係の一例を示す参考特性図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第1の実施の形態におけるアームシリンダ駆動時におけるサーボポンプ流量とシリンダ圧力とアーム速度とアーム変位量との関係の一例を示す特性図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態を示す油圧回路図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態における回路切換時の電磁切換弁とサーボポンプとの動作例を示す表図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態を構成するコントローラの演算内容示すブロック図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態におけるアームシリンダ駆動時におけるサーボポンプ流量とシリンダ圧力とアーム速度とアーム変位量との関係の一例を示す特性図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第3の実施の形態を示す油圧回路図である。 本発明の油圧閉回路の駆動装置の第4の実施の形態を示す油圧回路図である。
<第1の実施の形態>
以下、本発明の油圧閉回路の駆動装置の実施の形態を図面を用いて説明する。図1は、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第1の実施の形態を備えた油圧ショベルを示す側面図である。この図1において、油圧ショベルは走行体31と、走行体31の上に旋回可能に設けた旋回体32と、旋回体32上に配設された運転室33と、旋回体32上の前方部に上下方向に回動可能に(俯仰動可能に)取り付けられた多関節型のフロント装置34とを備えている。
旋回体32には、詳細後述する油圧閉回路20と、油圧閉回路20を構成するインバータ12(図2参照)に電力を供給するバッテリ13と、油圧閉回路20を制御するコントローラ11とが搭載されている。
フロント装置34は、基端部が旋回体32に回動可能に軸支されたブーム35と、このブーム35の先端部に回動可能に軸支されたアーム36と、このアーム36の先端に回動可能に軸支されたバケット37とを備えており、ブーム35、アーム36、及びバケット37は、それぞれブーム用油圧シリンダ7b、アーム用油圧シリンダ7a、及びバケット用油圧シリンダ7cにより動作する。
ここで、アームシリンダ7aにおけるロッド側油室とヘッド側油室との圧力を検討すると、点線で示すアーム36の伸長状態においては、アーム36の重量がアームシリンダ7aのピストンロッドを引っ張る方向に作用するため、ロッド側油室の圧力が高圧になる。実線で示すアーム36の屈曲状態においては、アーム36の重量がアームシリンダ7aのピストンロッドを押し付ける方向に作用するため、ヘッド側油室の圧力が高圧になる。
すなわち、アーム36が回動して、アーム36の軸方向が、ブーム35の先端部のアーム36を軸支する軸心から略鉛直方向下方に伸びる線(図上一点鎖線出示す)を超えるか否かによって、アームシリンダ7aにかかる負荷の方向が反転する。
次に、油圧閉回路20について図2を用いて説明する。図2は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第1の実施の形態を示す油圧回路図である。本実施の形態においては、油圧ショベルを構成するアームシリンダ7aを駆動する例を示している。図2において、図1に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。
図2において、1は電動機、2は両方向型の油圧ポンプ、3a,3bは第1及び第2チェック弁、4a,4bは第1及び第2リリーフ弁、6a,6bは第1及び第2パイロットチェック弁、7aはアームシリンダ、8は低圧ポンプ、9はタンク、10aはアーム用操作レバー、11はコントローラ、12はインバータ、13はバッテリを示す。電動機1は、吐出流量制御手段であるインバータ12を介してバッテリ13から供給される電力によって回転駆動する。インバータ12は、コントローラ11からの駆動トルク指令に応じた電力を電動機1に供給する。電動機1の回転軸は、両方向型の油圧ポンプ2の回転軸に機械的に接続されていて、油圧ポンプ2を正逆回転させることにより、作動油の吸入・吐出方向を反転させて、アームシリンダ7aを往復動させている。以下、電動機1と油圧ポンプ2の組み合わせをサーボポンプSP1という。
アームシリンダ7aは、シリンダ本体7a1と、シリンダ本体7a1内に移動可能に設けたピストン7a2と、ピストン7a2の一方側に設けたピストンロッド7a3とを備え、ロッド側油室7a4とヘッド側油室7a5とを有する片ロッド式を構成している。
低圧ポンプ8は、タンク9からの作動油を吸込み、吐出配管(低圧ライン)16へ低圧の圧油を供給する。吐出配管16は、第1及び第2パイロットチェック弁6a,6bの入口側、及び第1及び第2チェック弁3a,3bの入口側にそれぞれ接続している。
油圧ポンプ2は、2つの作動油吐出・吸入口2x,2yを有している。一方の作動油の吐出・吸入口2xには、第1管路14の一端側が接続されていて、第1管路14の他端側は、アームシリンダ7aのロッド側油室7a4の接続ポートに接続されている。他方の作動油の吐出・吸入口2yには、第2管路15の一端側が接続されていて、第2管路15の他端側は、アームシリンダ7aのヘッド側油室7a5の接続ポートに接続されている。
第1管路14には、吸込みのみを許可する第1チェック弁3aの出口側と第2管路15の圧力をパイロット圧として吸込みのみを許可する第1パイロットチェック弁6aの出口側とがそれぞれ接続されている。第1チェック弁3aの入口側と第1パイロットチェック弁6aの入口側とは、低圧ポンプ8の吐出配管16に連通した管路にそれぞれ接続されている。
第2管路15には、吸込みのみを許可する第2チェック弁3bの出口側と第1管路14の圧力をパイロット圧として吸込みのみを許可する第2パイロットチェック弁6bの出口側とがそれぞれ接続されている。第2チェック弁3bの入口側と第2パイロットチェック弁6bの入口側とは、低圧ポンプ8の吐出配管16に連通した管路にそれぞれ接続されている。
また、第1管路14には、第1管路14の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第2管路15に逃がす第1リリーフ弁4aの入口側が接続され、第1リリーフ弁4aの出口側は、第2管路15に接続されている。同様に、第2管路15には、第2管路15の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第1管路14に逃がす第2リリーフ弁4bの入口側が接続され、第2リリーフ弁4bの出口側は、第1管路14に接続されている。第1及び第2リリーフ弁4a,4bは、ポンプや配管の破損を防止するためのものである。
第1及び第2チェック弁3a,3bは、回路内の圧力(第1管路14又は第2管路15の圧力)が下がると、低圧ポンプ8からの作動油を低圧ライン16から吸込み、回路内におけるキャビテーションの発生を防止するためのものである。
第1及び第2パイロットチェック弁6a,6bは、片ロッドシリンダであるアームシリンダ7aの往復動に伴う流量差の収支を合わせるために、回路内の作動油を低圧ライン16に排出し、又は、回路内へ低圧ライン16の作動油を吸入するものである。
アームシリンダ7aのロッド側のシリンダ本体7a1には、ロッド側油室7a4の圧力を検出する第1圧力センサ17a(ロッド側油室圧力検出手段)が設けられ、アームシリンダ7aのヘッド側のシリンダ本体7a1には、ヘッド側油室7a5の圧力を検出する第2圧力センサ17b(ヘッド側油室圧力検出手段)が設けられている。第1及び第2圧力センサ17a,17bが検出した各油室の圧力は、コントローラ11に入力されている。
アーム用操作レバー10aは、運転室33に設けられている。アーム用操作レバー10aの操作量信号は、コントローラ11に入力され、コントローラ11は、この操作量信号と第1及び第2圧力センサ17a,17bの信号などから電動機1・油圧ポンプ2の回転数指令を演算し、インバータ12に駆動指令信号を出力する。
次に、コントローラ11で実行する駆動指令信号の演算内容について図3を用いて説明する。図3は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第1の実施の形態を構成するコントローラの演算内容示すブロック図である。図3において、図1及び図2に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。
コントローラ11は、図3に示すように、負荷算出手段11aと、負荷感応手段11bと、負荷切換手段11cと、乗算手段11dとを備えている。また、コントローラ11には、アーム用操作レバー10aからの操作量信号と、第1圧力センサ17aが検出したアームシリンダ7aのロッド側油室7a4の圧力と、第2圧力センサ17bが検出したアームシリンダ7aのヘッド側油室7a5の圧力とが入力されている。さらに、コントローラ11からは、インバータ12へサーボポンプSP1を駆動する指令信号が出力されている。
負荷算出手段11aには、第1圧力センサ17aが検出したアームシリンダ7aのロッド側油室7a4の圧力と、第2圧力センサ17bが検出したアームシリンダ7aのヘッド側油室7a5の圧力とが入力される。負荷算出手段11aは、次の式(1)に従ってアームシリンダ7aにかかるシリンダ負荷Fを算出する。
F=Phead×Ahead−Prod×Arod ・・・・・(1)
ここで、Pheadは、第2圧力センサ17bが検出したアームシリンダ7aのヘッド側油室7a5の圧力、Aheadは、アームシリンダ7aにおけるピストン7a2のヘッド側の受圧面積、Prodは、第1圧力センサ17aが検出したアームシリンダ7aのロッド側油室7a4の圧力、Arodは、アームシリンダ7aにおけるピストン7a2のロッド側の受圧面積とする。
算出したシリンダ負荷Fの信号は、負荷感応手段11bと負荷切換手段11cとに出力される。
負荷感応手段11bには、シリンダ負荷Fの信号が入力される。負荷感応手段11bは、予め定めたシリンダ負荷Fに対するゲイン定数K1の特性に従い、ゲイン定数K1を算出する。この特性は、図3に示すようにシリンダ負荷Fが大きくなるほどゲイン定数K1が漸減するものとしている。ここで、例えば、シリンダ負荷Fが0のときにゲイン定数K1を1として、シリンダ負荷Fが最小のときにゲイン定数K1を最大値、シリンダ負荷Fが負側のときにゲイン定数K1を1以上、シリンダ負荷Fが正側のときにゲイン定数K1を1未満、シリンダ負荷Fが最大のときにゲイン定数K1を最小値としている。算出されたゲイン定数K1の信号は、乗算手段11dに出力される。
負荷切換手段11cには、シリンダ負荷Fの信号が入力される。負荷切換手段11cは、予め定めたシリンダ負荷Fに対するゲイン定数K2の特性に従い、ゲイン定数K2を算出する。この特性は、図3に示すようにシリンダ負荷Fの方向に応じて、ゲイン定数K2をアームシリンダ7aにおけるピストン7a2のヘッド側の受圧面積(Ahead)/ピストン7a2のロッド側の受圧面積(Arod)の比の分だけ変化させている。ここで、例えば、シリンダ負荷Fが負側におけるゲイン定数K2を1として、シリンダ負荷Fが正側におけるゲイン定数K2をアームシリンダ7aにおけるピストン7a2のヘッド側の受圧面積(Ahead)/ピストン7a2のロッド側の受圧面積(Arod)の比である例えば1.3としている。算出されたゲイン定数K2の信号は、乗算手段11dに出力される。
なお、ゲイン定数K2の切換特性は、図3に示すような不感帯とヒステリシスを併せ持たせている。これにより、微小な圧力脈動やセンサノイズにより頻繁な切換の発生を防止することで、ハンチングや振動の発生を防止している。また、シリンダ負荷Fの方向が変わってから、低圧選択弁であるパイロットチェック弁6a,6bが開閉するまでには遅れがあるので、パイロットチェック弁6a,6bが確実に切り換って圧力がある程度まで上がってからゲイン定数K2を切換える特性としている。さらにゲイン定数K2の切換えに傾きを持たせ、滑らかにゲイン定数が変化する特性としている。これにより、油圧ポンプ2の流量が滑らかに切り換り、アームシリンダ7aのショックを抑えて良好な操作性が得られる。
乗算手段11dには、アーム用操作レバー10aからの操作量信号と、負荷感応手段11bの出力であるゲイン定数K1と、負荷切換手段11cの出力であるゲイン定数K2とが入力される。乗算手段11dは、これらの入力を乗算し、電動機1のトルク指令を算出する。算出された電動機1のトルク指令は、インバータ12に出力する。インバータ12は、このトルク指令に基づき電動機1と油圧ポンプ2(サーボポンプSP1)の回転数を制御する。
このように、アーム用操作レバー10aからの操作量信号にゲイン定数K1とK2とを乗算して、サーボポンプSP1の駆動指令を出力するので、シリンダ負荷Fの大きさと方向に応じて、油圧ポンプ2の流量を制御することができる。
次に、油圧閉回路システムにおけるシリンダ負荷のシリンダ速度に対する影響について図4を用いて説明する。図4は油圧閉回路システムにおけるアームシリンダ駆動時におけるサーボポンプ流量とシリンダ圧力とアーム速度とアーム変位量との関係の一例を示す参考特性図であって、本実施の形態の特徴を示すために、図3の負荷感応手段11bの出力であるゲイン定数K1と負荷切換手段11cの出力であるゲイン定数K2とをいずれも固定値1とした場合のアームシリンダ7aの動作の一例を示している。
図4において、横軸は時間を示していて、縦軸の(a)〜(e)は上から順にアームレバー操作量La、サーボポンプ流量Qs、アームシリンダ圧力Ps、アーム速度Va、アームの変位量Daを示している。また、時刻t1から時刻t5までは、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の伸長動作時の各特性を示し、時刻t6から時刻t10までは、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の引き込み動作時の各特性を示している。
まず、ピストンロッド7a3の伸長動作について説明する。図1に戻り、油圧ショベルにおけるアーム36の初期状態は、点線で示すアーム伸長状態とする。このときは、アーム36の重量がアームシリンダ7aのピストンロッド7a3を引っ張る方向に作用するため、ロッド側油室7a4の圧力が高圧、ヘッド側油室7a5が低圧になっている。
時刻t1において、オペレータがアーム用操作レバー10aをピストンロッド7a3の伸長方向に操作開始し、時刻t2までに操作量LV1操作すると、サーボポンプSP1から操作量に比例した作動油流量QsとしてQ1が吐出されアームシリンダ7aのヘッド側油室7a5に流入して、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3は伸長動作を開始する。
このとき、図2において、ロッド側油室7a4が高圧であるため、第1管路14に接続している第1チェック弁3aと第1パイロットチェック弁6aは閉止して、ロッド側油室7a4から流出する作動油の流量は、全量が油圧ポンプ2の作動油吐出・吸入口2xに吸入される。このとき、シリンダヘッド側油室7a5とシリンダロッド側油室7a4との容積差により、油圧ポンプ2の吐出必要流量よりもポンプ吸込み流量が少ないため流量不足となるが、不足分の作動油流量は、低圧ポンプ8から低圧ライン16を介して供給され、開動作するパイロットチェック弁6b及びチェック弁3bにより第2管路15に吸入される。
このときのアームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の速度V1は、サーボポンプ流量Qsを(この場合吸込み流量)Q1、アームシリンダ7aにおけるピストン7a2のロッド側の受圧面積Arodとすると、次の式(2)で算出できる。
V1=Q1÷Arod ・・・・・(2)
上記のようにして、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3が伸長することにより、アーム36は、下方に回動し、これと共に、シリンダロッド側油室7a4の圧力も低下していく。そして、アーム36の軸方向が、ブーム35の先端部のアーム36を軸支する軸心から略鉛直方向下方に伸びる線を超えた時点(時刻t3)で、アームシリンダ7aにかかるシリンダ負荷Fの方向が反転する。つまり、シリンダヘッド側油室7a5の圧力が高圧となり、シリンダロッド側油室7a4の圧力が低圧となる。なお、オペレータは時刻t4まで、アーム用操作レバー10aを操作量LV1で保持していて、時刻t4から時刻t5で操作量を0に戻している。
このとき(時刻t3〜t4の間)、図2において、ヘッド側油室7a5が高圧であるため、第2管路15に接続している第2チェック弁3bと第2パイロットチェック弁6bは閉止して、サーボポンプSP1から吐出される作動油の流量Qsは、全量がシリンダヘッド側油室7a5に流入する。このとき、シリンダヘッド側油室7a5とシリンダロッド側油室7a4との容積差により、油圧ポンプ2の吐出必要流量よりもポンプ吸込み流量が少ないため流量不足となるが、不足分の作動油流量は、低圧ポンプ8から低圧ライン16を介して供給され、開動作するパイロットチェック弁6a及びチェック弁3aにより第1管路14に吸入される。これにより、流量不足が補われる。
このときのアームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の速度V2は、サーボポンプ流量Qsを(この場合吐出流量)Q1、アームシリンダ7aにおけるピストン7a2のヘッド側の受圧面積Aheadとすると、次の式(3)で算出できる。
V2=Q1÷Ahead ・・・・・(3)
上述した式(2)及び式(3)から明らかなように、サーボポンプSP1の流量QsがQ1で一定であっても、シリンダ負荷Fの方向の反転によって、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の速度は、V1からV2へとピストン7a2のロッド側の受圧面積とピストン7a2のヘッド側の受圧面積の比で変動することになる。建設機械に用いる油圧シリンダのピストンのロッド側の受圧面積/ピストンのヘッド側の受圧面積の比率は、一般的に0.5〜0.7程度なので、速度が30〜50%程度も変化することになり、操作性の低下要因となる。また、速度が急変するため車体へのショックも大きく、快適性を損なう要因にもなる。
詳細説明は省略するが、時刻t6から時刻t10までのアームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の引き込み動作時についても、上述したアームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の伸長動作時と同様に、シリンダ負荷Fの反転によりシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の速度が―V2から―V1に変動し、やはり操作性の低下要因となる。
また、図4に示すように、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の速度は、シリンダ負荷Fの反転時を除くと一定の速度を保っている。これは、油圧閉回路におけるピストンロッドの速度が、油圧ポンプ2の流量に依存して、負荷圧力の影響を基本的に受けないという特性による。この特性は、負荷ロバスト性という観点では望ましく、特に高精度の駆動制御が求められる場合には長所になる。
しかし、この特性は、一般的な弁制御方式の油圧回路を備えた油圧ショベルの操作に慣れたオペレータには、違和感を生じさせる可能性がある。弁制御方式の油圧回路の場合、制御弁のポート口径を絞ってシリンダへの作動油の流量を制御するので、シリンダ負荷Fが大きくなるほど、制御弁における差圧が減少し、作動油の流量が減少し、結果としてピストンロッドの速度は低下する。例えば、油圧ショベルの掘削作業において、油圧シリンダが抵抗を受けた場合、弁制御方式の油圧回路では、ピストンロッド速度は下がるが、これは、オペレータに自然な操作感覚を与える。これに対して、油圧閉回路では、油圧シリンダが抵抗を受けてもピストンロッド速度は変化しないので、オペレータの操作感覚に違和感を生じさせる可能性がある。
このような問題点を解決するために、本実施の形態においては、図3の負荷感応手段11bにおけるゲイン定数K1の演算の際、シリンダ負荷Fが大きくなるほどゲイン定数K1を漸減させている。このことにより、シリンダ負荷Fの上昇に応じてピストンロッド速度が低下する。また、図3の負荷切換手段11cにおけるゲイン定数K2の演算の際、ゲイン定数K2をアームシリンダ7aにおけるピストン7a2のヘッド側の受圧面積(Ahead)/ピストン7a2のロッド側の受圧面積(Arod)の比の分だけ変化させている。
つまり、ロッド側油室7a4がヘッド側油室7a5より高圧である領域におけるゲイン定数K2を例えば1として、アームシリンダ7aにおけるピストン7a2のヘッド側の受圧面積(Ahead)/ピストン7a2のロッド側の受圧面積(Arod)の比を例えば1.3とすると、ヘッド側油室7a5がロッド側油室7a4より高圧である領域においては、ゲイン定数K2を1.3に増加させている。このことにより、ヘッド側油室7a5がロッド側油室7a4より高圧である領域において、サーボポンプSP1の作動油の流量が増加するので、上述したシリンダ速度の低下を防止することができる。
次に、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第1の実施の形態の動作について図5を用いて説明する。図5は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第1の実施の形態におけるアームシリンダ駆動時におけるサーボポンプ流量とシリンダ圧力とアーム速度とアーム変位量との関係の一例を示す特性図である。
図5において、横軸は時間を示していて、縦軸の(a)〜(e)は上から順にアームレバー操作量La、サーボポンプ流量Qs、アームシリンダ圧力Ps、アーム速度Va、アームの変位量Daを示している。また、時刻t1から時刻t5までは、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の伸長動作時の各特性を示し、時刻t6から時刻t10までは、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の引き込み動作時の各特性を示している。
まず、ピストンロッド7a3の伸長動作について説明する。図1に戻り、油圧ショベルにおけるアーム36の初期状態は、点線で示すアーム伸長状態とする。このときは、アーム36の重量がアームシリンダ7aのピストンロッド7a3を引っ張る方向に作用するため、ロッド側油室7a4の圧力が高圧、ヘッド側油室7a5が低圧になっている。
時刻t1において、オペレータがアーム用操作レバー10aをピストンロッド7a3の伸長方向に操作開始し、時刻t2までに操作量LV1操作すると、図3における負荷感応手段11bからゲイン定数K1は1以上が、負荷切換手段11cからゲイン定数K2は1がそれぞれ出力される。このため、サーボポンプSP1からは、操作量にゲイン定数K1とゲイン定数K2とを乗算した作動油の流量Qs(Q1以上)が、吐出されアームシリンダ7aのヘッド側油室7a5に流入して、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3は伸長動作を開始する。
図2における油圧閉回路の動作は、図4の場合と同様である。但し、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の速度は、作動油の流量がQ1以上であるため、V1以上となる。このようにして、アームシリンダ7aのピストンロッド7a3が伸長することにより、アーム36は、下方に回動し、アーム36の軸方向が、ブーム35の先端部のアーム36を軸支する軸心から略鉛直方向下方に伸びる線を超えた時点(時刻t3)で、アームシリンダ7aにかかるシリンダ負荷Fの方向が反転する。図3における負荷感応手段11bの特性により、時刻t3の時にゲイン定数K1は1となるので、このときに、作動油の流量QsはQ1となり、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の速度はV1となる。なお、オペレータは時刻t4まで、アーム用操作レバー10aを操作量LV1で保持していて、時刻t4から時刻t5で操作量を0に戻している。
時刻t3〜t4の間において、図2における油圧閉回路の動作は、図4の場合と同様である。但し、シリンダ負荷Fが方向反転することにより、図3における負荷切換手段11cからゲイン定数K2は、例えば1.3が出力される。このため、サーボポンプSP1からは、操作量にゲイン定数K1とゲイン定数K2とを乗算した作動油の流量Qs(Q2)が、吐出されアームシリンダ7aのヘッド側油室7a5に流入して、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3は伸長動作を継続する。つまり、負荷方向反転前より、サーボポンプSP1の流量Qsを増加させることで、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の速度の低下を防止している。時刻t3におけるサーボポンプSP1の流量QSがQ2であって、時刻t4におけるサーボポンプSP1の流量QSがQ2以下であるのは、負荷感応手段11bの特性による。
上述したように、負荷方向反転時にサーボポンプSP1の流量QsをQ1からQ2に増やすことで、アーム速度の急激な変動を防止することができる。作動油の流量Q2は、シリンダの受圧面積の比だけQ1より増加する。つまり、Q2=Q1×Ahead÷Arod で求められる。また、負荷感応手段11bにより、ヘッド側油室7a5の圧力が大きくなってシリンダ負荷Fが大きくなるほどサーボポンプSP1の流量Qsを減らすことで、アーム速度を下げて自然な操作感覚とすることができる。
ピストンロッド7a3の引込み動作についても同様に、負荷感応手段11bと負荷切換手段11cでの制御が実行される結果、シリンダ負荷Fに応じたアームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の速度を負荷反転時の速度変動なしに滑らかに得ることができる。
上述した本発明の油圧閉回路の駆動装置の第1の実施の形態によれば、負荷反転時のピストンロッド7a3の速度の変動を抑えることができるので、微妙な制御が可能になって操作性、制御性を向上させることができる。このことにより、速度変動に伴う振動やショックが抑えられ、オペレータに操作性と快適性を提供することができる。この結果、生産性が向上する。
また、上述した本発明の油圧閉回路の駆動装置の第1の実施の形態によれば、シリンダ負荷Fに応じてピストンロッド7a3の速度を下げることができるので、標準的な建設機械や作業機械と同等の操作感覚とすることができ、標準機に慣れたオペレータにも違和感のない高い操作性を提供することができる。この結果、生産性が向上する。
<第2の実施の形態>
以下、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態を図面を用いて説明する。図6は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態を示す油圧回路図である。本実施の形態においては、油圧ショベルを構成するアームシリンダ7aとブームシリンダ7bとを駆動する例を示している。図6において、図1乃至図5に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。
図6に示す本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態において、油圧閉回路200は、基本的には第1の実施の形態の油圧閉回路を2系統設け、電磁切換弁により接続を変える構成としたものである。電磁切換弁5a〜5dはサーボポンプSP1,2とアームシリンダ7a、ブームシリンダ7bとの接続を切換える働きをし、例えば電磁切換弁V1AをONとするとサーボポンプSP1とアームシリンダ7aとが接続される。
図6において、1a,1bは第1及び第2電動機、2a,2bは両方向型の第1及び第2油圧ポンプ、3a〜3dは第1乃至第4チェック弁、3e〜3hは第5乃至第8チェック弁、4a〜4dは第1乃至第4リリーフ弁、4e〜4hは第5乃至第8リリーフ弁、5a,5bは4ポート2位置型の第1電磁切換弁(V1A)及び第2電磁切換弁(V1B)、5c,5dは4ポート2位置型の第3電磁切換弁(V2A)及び第4電磁切換弁(V2B)、6a〜6dは第1乃至第4パイロットチェック弁、7aはアームシリンダ、7bはブームシリンダ、8は低圧ポンプ、9はタンク、10aはアーム用操作レバー、10bはブーム用操作レバー、110はコントローラ、12a,12bはインバータ、13はバッテリを示す。第1及び第2電動機1a,1bは、吐出流量制御手段であるインバータ12a,12bを介してバッテリ13から供給される電力によって回転駆動する。インバータ12a,12bは、コントローラ110からの駆動トルク指令に応じた電力を第1及び第2電動機1a,1bに供給する。以下、第1電動機1aと第1油圧ポンプ2aの組み合わせを第1サーボポンプSP1といい、第2電動機1bと第2油圧ポンプ2bの組み合わせを第2サーボポンプSP2という。
ブームシリンダ7bは、シリンダ本体7b1と、シリンダ本体7b1内に移動可能に設けたピストン7b2と、ピストン7b2の一方側に設けたピストンロッド7b3とを備え、ロッド側油室7b4とヘッド側油室7b5とを有する片ロッド式を構成している。
低圧ポンプ8は、タンク9からの作動油を吸込み、吐出配管(低圧ライン)16へ低圧の圧油を供給する。吐出配管16は、第1及び第2パイロットチェック弁6a,6bの入口側、第3及び第4パイロットチェック弁6c,6dの入口側、第1及び第2チェック弁3a,3bの入口側、第3及び第4チェック弁3c,3dの入口側、第5及び第6チェック弁3e,3fの入口側、及び第7及び第8チェック弁3g,3hの入口側にそれぞれ接続している。
第1油圧ポンプ2aは、2つの作動油吐出・吸入口2ax,2ayを有している。一方の作動油の吐出・吸入口2axには、第1上流管路14a1の一端側が接続されていて、第1上流管路14a1の他端側は、第1電磁切換弁(V1A)5a及び第2電磁切換弁(V1B)5bの上流側接続ポートの2つのうちの一方にそれぞれ接続されている。他方の作動油の吐出・吸入口2ayには、第2上流管路15a1の一端側が接続されていて、第2上流管路15a1の他端側は、第1電磁切換弁(V1A)5a及び第2電磁切換弁(V1B)5bの上流側接続ポートの2つのうちの他方にそれぞれ接続されている。
第1上流管路14a1には、吸込みのみを許可する第1チェック弁3aの出口側と第1上流管路14a1の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第2上流管路15a1に逃がす第1リリーフ弁4aの入口側が接続され、第1リリーフ弁4aの出口側は、第2上流管路15a1に接続されている。第1チェック弁3aの入口側は、低圧ポンプ8の吐出配管16に連通した分岐管路に接続されている。
第2上流管路15a1には、吸込みのみを許可する第2チェック弁3bの出口側と第2上流管路15a1の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第1上流管路14a1に逃がす第2リリーフ弁4bの入口側が接続され、第2リリーフ弁4bの出口側は、第1上流管路14a1に接続されている。
第1電磁切換弁(V1A)5aの下流側接続ポートの2つの内の一方には、第1下流管路14a2の一端側が接続されていて、第1下流管路14a2の他端側は、アームシリンダ7aのロッド側油室7a4の接続ポートに接続されている。また、この下流側接続ポートの一方は、第3電磁切換弁(V2A)5cの下流側接続ポートの2つの内の一方と接続されている。
第1電磁切換弁(V1A)5aの下流側接続ポートの2つの内の他方には、第2下流管路15a2の一端側が接続されていて、第2下流管路15a2の他端側は、アームシリンダ7aのヘッド側油室7a5の接続ポートに接続されている。また、この下流側接続ポートの他方は、第3電磁切換弁(V2A)5cの下流側接続ポートの2つの内の他方と接続されている。
第1下流管路14a2には、吸込みのみを許可する第5チェック弁3eの出口側と、第2下流管路15a2の圧力をパイロット圧として吸込みのみを許可する第1パイロットチェック弁6aの出口側と、第1下流管路14a2の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第2下流管路15a2に逃がす第5リリーフ弁4eの入口側が接続され、第5リリーフ弁4eの出口側は、第2下流管路15a2に接続されている。第5チェック弁3eの入口側と第1パイロットチェック弁6aの入口側とは、低圧ポンプ8の吐出配管16に連通した分岐管路にそれぞれ接続されている。
第2下流管路15a2には、吸込みのみを許可する第6チェック弁3fの出口側と、第1下流管路14a2の圧力をパイロット圧として吸込みのみを許可する第2パイロットチェック弁6bの出口側と、第2下流管路15a2の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第1下流管路14a2に逃がす第6リリーフ弁4fの入口側が接続され、第6リリーフ弁4fの出口側は、第1下流管路14a2に接続されている。第6チェック弁3fの入口側と第2パイロットチェック弁6bの入口側とは、低圧ポンプ8の吐出配管16に連通した分岐管路にそれぞれ接続されている。
第2油圧ポンプ2bは、2つの作動油吐出・吸入口2bx,2byを有している。一方の作動油の吐出・吸入口2bxには、第3上流管路14b1の一端側が接続されていて、第3上流管路14b1の他端側は、第3電磁切換弁(V2A)5c及び第4電磁切換弁(V2B)5dの上流側接続ポートの2つのうちの一方にそれぞれ接続されている。他方の作動油の吐出・吸入口2byには、第4上流管路15b1の一端側が接続されていて、第4上流管路15b1の他端側は、第3電磁切換弁(V2A)5c及び第4電磁切換弁(V2B)5dの上流側接続ポートの2つのうちの他方にそれぞれ接続されている。
第3上流管路14b1には、吸込みのみを許可する第3チェック弁3cの出口側と第3上流管路14b1の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第4上流管路15b1に逃がす第3リリーフ弁4cの入口側が接続され、第3リリーフ弁4cの出口側は、第4上流管路15b1に接続されている。第3チェック弁3cの入口側は、低圧ポンプ8の吐出配管16に連通した分岐管路に接続されている。
第4上流管路15b1には、吸込みのみを許可する第4チェック弁3dの出口側と第4上流管路15b1の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第3上流管路14b1に逃がす第4リリーフ弁4dの入口側が接続され、第4リリーフ弁4dの出口側は、第3上流管路14b1に接続されている。
第4電磁切換弁(V2B)5dの下流側接続ポートの2つの内の一方には、第3下流管路14b2の一端側が接続されていて、第3下流管路14b2の他端側は、ブームシリンダ7bのロッド側油室7b4の接続ポートに接続されている。また、この下流側接続ポートの一方は、第2電磁切換弁(V1B)5bの下流側接続ポートの2つの内の一方と接続されている。
第4電磁切換弁(V2B)5dの下流側接続ポートの2つの内の他方には、第4下流管路15b2の一端側が接続されていて、第4下流管路15b2の他端側は、ブームシリンダ7bのヘッド側油室7b5の接続ポートに接続されている。また、この下流側接続ポートの他方は、第2電磁切換弁(V1B)5bの下流側接続ポートの2つの内の他方と接続されている。
第3下流管路14b2には、吸込みのみを許可する第7チェック弁3gの出口側と、第4下流管路15b2の圧力をパイロット圧として吸込みのみを許可する第3パイロットチェック弁6cの出口側と、第3下流管路14b2の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第4下流管路15b2に逃がす第7リリーフ弁4gの入口側が接続され、第7リリーフ弁4gの出口側は、第4下流管路15b2に接続されている。第7チェック弁3gの入口側と第3パイロットチェック弁6cの入口側とは、低圧ポンプ8の吐出配管16に連通した分岐管路にそれぞれ接続されている。
第4下流管路15b2には、吸込みのみを許可する第8チェック弁3hの出口側と、第3下流管路14b2の圧力をパイロット圧として吸込みのみを許可する第4パイロットチェック弁6dの出口側と、第4下流管路15b2の圧力が設定圧以上の高圧になると、作動油を第3下流管路14b2に逃がす第8リリーフ弁4hの入口側が接続され、第8リリーフ弁4hの出口側は、第3下流管路14b2に接続されている。第8チェック弁3hの入口側と第4パイロットチェック弁6dの入口側とは、低圧ポンプ8の吐出配管16に連通した分岐管路にそれぞれ接続されている。
ブームシリンダ7bのロッド側のシリンダ本体7b1には、ロッド側油室7b4の圧力を検出する第3圧力センサ18a(ロッド側油室圧力検出手段)が設けられ、ブームシリンダ7bのヘッド側のシリンダ本体7b1には、ヘッド側油室75の圧力を検出する第4圧力センサ18b(ヘッド側油室圧力検出手段)が設けられている。第3及び第4圧力センサ18a,18bが検出した各油室の圧力は、コントローラ110に入力されている。また、第1及び第2圧力センサ17a,17bが検出したアームシリンダ7aの各油室の圧力もコントローラ110に入力されている。
ブーム用操作レバー10bとアーム用操作レバー10aとは、運転室33に設けられていて、これらの操作量信号は、コントローラ110に入力されている。コントローラ110は、これらの操作量信号と各種のセンサ信号などから、第1〜第4電磁切換弁5a〜5dの切換えタイミングと第1及び第2サーボポンプSP1,SP2の各回転数指令を演算し、第1〜第4電磁切換弁5a〜5d及びインバータ12a,12bに駆動指令信号を出力する。
次に、コントローラ110で実行する駆動指令信号の演算内容について、図7及び図8を用いて説明する。図7は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態における回路切換時の電磁切換弁とサーボポンプとの動作例を示す表図、図8は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態を構成するコントローラの演算内容示すブロック図である。図7及び図8において、図1乃至図6に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。
図7は、本実施の形態において、コントローラ110が制御する回路切換時の電磁切換弁とサーボポンプの動作例を示す表図である。
まず、図7に示す停止時において、コントローラ110は、第1乃至第4電磁切換弁(V1A〜V2B)5a〜5dを非励磁とするとともに、第1及び第2サーボポンプSP1,SP2を停止状態とする。この状態では、第1乃至第4電磁切換弁5a〜5dにより作動油の移動が阻止されるので、アームシリンダ7a及びブームシリンダ7bの自重による落下を防止できる。
アーム単独動作時において、コントローラは、第1電磁切換弁(V1A)5aを励磁すると共に、第1サーボポンプSP1を駆動する。また、ブーム単独動作時には、コントローラ110は、第4電磁切換弁(V2B)5dを励磁すると共に、第2サーボポンプSP2を駆動する。
また、ブーム動作とアーム動作の複合動作の場合、コントローラ110は、第1電磁切換弁(V1A)5aと第4電磁切換弁(V2B)5dとを励磁すると共に、第1サーボポンプSP1と第2サーボポンプSP2とを駆動する。
一方、アーム単独動作時において、レバー操作量が増加して、アームを最高出力で動作したい場合、コントローラは、第1電磁切換弁(V1A)5aに加えて第3電磁切換弁(V2A)5cを励磁すると共に、第1サーボポンプSP1に加えて第2サーボポンプSP2を駆動する。これにより、第1及び第2サーボポンプSP1,SP2の両方からの作動油がアームシリンダ7aに供給されることになる。
このような構成とすることで、サーボポンプ1台あたりの容積を小型化しつつ、必要な際には大きなシリンダ出力を発生させることが可能になる。特に電動機の容積を小さくすることができるので、油圧ショベルのような限られたスペースに油圧閉回路を搭載する場合は有効である。
図8は、コントローラ110の演算内容の一部を示すブロック図である。ここでは、アーム用操作レバー10aとアームシリンダ7aの各油室の圧力とを入力して、第1及び第2サーボポンプSP1,SP2に指令信号を出力する部分を示している。ここでは、図示しないが、ブームシリンダ7b動作時の制御ブロックも同様に構成されている。
図8において、負荷算出手段11a,負荷感応手段11b,負荷切換手段11c,及び乗算手段11dは、第1の実施の形態で説明した図3と同じ機能である。コントローラ110は、これらの回路の他に、出力制限手段11eと、減算手段11fと、リレー手段11gとを備えている。
乗算手段11dの出力であるトルク指令を回転数指令Vrefとすると、出力制限手段11eには、このトルク指令(回転数指令)Vrefが入力される。出力制限手段11eは、予め定めたサーボポンプSP1の最大回転数Nmax相当に出力を制限する制限機能を備えている。このことにより、入力である回転数指令Vrefが最大回転数Nmaxを超えた場合であっても、出力制限手段11eはNmax以上の指令は出力しない。この指令信号は、インバータ12aに出力される。インバータ12aは、この指令信号に基づき第1電動機1aと第1油圧ポンプ2a(第1サーボポンプSP1)の回転数を制御する。
減算手段11fには、回転数指令Vrefと予め定めたサーボポンプSP1の最大回転数Nmaxの信号とが入力される。減算手段11fは、回転数指令Vrefから予め定めたサーボポンプSP1の最大回転数Nmaxの信号を減算し、回転数指令Vrefの最大回転数Nmax超過分を算出する。算出した超過分の信号は、リレー手段11gに出力される。
リレー手段11gには、超過分の信号が入力される。リレー手段11gは、図7で示すアームシリンダ最高出力動作のときのみONするリレーの接点で構成されている。つまり、コントローラ110が、アームシリンダ最高出力動作状態であると判断した場合のみ、入力である回転数指令Vrefの最大回転数Nmax超過分の信号を出力する。リレー手段11gの出力信号は、インバータ12bに出力される。インバータ12bは、この指令信号に基づき第2電動機1bと第2油圧ポンプ2b(第2サーボポンプSP2)の回転数を制御する。
このように、アームシリンダ最高出力動作のときに回転数指令Vrefの最大回転数Nmax超過分を第2サーボポンプSP2に指令するようにしたので、簡便な制御構成でサーボポンプの合計流量を精度よく制御することができる。
次に、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態の動作について図9を用いて説明する。図9は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態におけるアームシリンダ駆動時におけるサーボポンプ流量とシリンダ圧力とアーム速度とアーム変位量との関係の一例を示す特性図である。
図9において、横軸は時間を示していて、縦軸の(a)〜(g)は上から順にアームレバー操作量La、第1サーボポンプ流量Qs1、第2サーボポンプ流量Qs2、第1サーボポンプと第2サーボポンプの合計流量Qs、アームシリンダ圧力Ps、アーム速度Va、アームの変位量Daを示している。また、時刻t1から時刻t5までは、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の伸長動作時の各特性を示し、時刻t6から時刻t10までは、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の引き込み動作時の各特性を示している。また、本実施の形態においては、図7で示すアーム最高出力動作時であって、コントローラ110が、第1電磁切換弁(V1A)5aに加えて第3電磁切換弁(V2A)5cを励磁すると共に、第1サーボポンプSP1に加えて第2サーボポンプSP2を駆動する場合について説明する。
時刻t1において、オペレータがアーム用操作レバー10aをピストンロッド7a3の伸長方向に操作開始し、時刻t1aで操作量Nmaxを超えて時刻t2までに操作量LV1操作すると、時刻t1aにおいては、図8における負荷感応手段11bからゲイン定数K1は1以上が、負荷切換手段11cからゲイン定数K2は1がそれぞれ出力され、乗算手段11dの出力である回転数指令Vrefからは、最大回転数Nmaxの信号が出力制限手段11eを介して出力される。このことにより、第1サーボポンプSP1からは、作動油の流量Qs1(Qmax)が、吐出されアームシリンダ7aのヘッド側油室7a5に流入して、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3は伸長動作を開始する。
時刻t1aから時刻t2の間においては、図8における乗算手段11dの出力である回転数指令Vrefはさらに上昇するが、第1サーボポンプSP1への回転数指令は、出力制限手段11eによりNmaxに制限されるので、変化しない。一方、減算手段11fとリレー手段11gとにより、回転数指令Vrefの最大回転数Nmax超過分の信号が、第2サーボポンプSP2に出力される。このことにより、第サーボポンプSPからは、この超過分の作動油流量が吐出される。この結果、図9の(d)で示すように、第1サーボポンプと第2サーボポンプの合計流量Qsは、Q1以上となって、アームシリンダ7aのヘッド側油室7a5に流入する。
このとき、図6において、第1電磁切換弁(V1A)5aと第3電磁切換弁(V2A)5cとが励磁されているため、アームシリンダ7aの高圧であるロッド側油室7a4と第1下流管路14a2と第1上流管路14a1と第3上流管路14b1とが連通している。また、アームシリンダ7aの低圧であるヘッド側油室7a5と第2下流管路15a2と第2上流管路15a1と第4上流管路15b1とが連通している。
ロッド側油室7a4が高圧であるため、第1上流管路14a1に接続している第1チェック弁3aと、第3上流管路14b1に接続している第3チェック弁3cと、第1下流管路14a2に接続している第1パイロットチェック弁6aと第5チェック弁3eとは閉止して、ロッド側油室7a4から流出する作動油の流量は、全量が第1油圧ポンプ2aの作動油吐出・吸入口2axと第2油圧ポンプ2bの作動油吐出・吸入口2bxとに吸入される。このとき、シリンダヘッド側油室7a5とシリンダロッド側油室7a4との容積差により、第1及び第2油圧ポンプ2a,2bの吐出必要流量よりもポンプ吸込み流量が少ないため流量不足となるが、不足分の作動油流量は、低圧ポンプ8から低圧ライン16を介して供給され、開動作する第2パイロットチェック弁6bと第6チェック弁3fとにより第2下流管路15a2へ、開動作する第2チェック弁3bにより第2上流管路15a1へ、開動作する第4チェック弁3dにより第4上流管路15b1へ、それぞれ吸入される。
このようにして、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3が伸長することにより、アーム36は、下方に回動し、アーム36の軸方向が、ブーム35の先端部のアーム36を軸支する軸心から略鉛直方向下方に伸びる線を超えた時点(時刻t3)で、アームシリンダ7aにかかるシリンダ負荷Fの方向が反転する。図8における負荷感応手段11bの特性により、時刻t3の時にゲイン定数K1は1となるので、このときに、作動油の合計流量QsはQ1となり、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の速度はV1となる。なお、オペレータは時刻t4まで、アーム用操作レバー10aを操作量LV1で保持していて、時刻t4から時刻t5で操作量を0に戻している。
このとき(時刻t3〜t4の間)、図6において、ヘッド側油室7a5が高圧であるため、第2上流管路15a1に接続している第2チェック弁3bと、第4上流管路15b1に接続している第4チェック弁3dと、第2下流管路15a2に接続している第2パイロットチェック弁6bと第6チェック弁3fとは閉止して、第1サーボポンプSP1と第2サーボポンプSP2とから吐出される作動油の合計流量Qsは、全量がシリンダヘッド側油室7a5に流入する。このとき、シリンダヘッド側油室7a5とシリンダロッド側油室7a4との容積差により、第1油圧ポンプ2aと第2油圧ポンプ2bとの合計吐出必要流量よりも合計ポンプ吸込み流量が少ないため流量不足となるが、不足分の作動油流量は、低圧ポンプ8から低圧ライン16を介して供給され、開動作する第1パイロットチェック弁6aと第5チェック弁3eとにより第1下流管路14a2へ、開動作する第1チェック弁3aにより第1上流管路14a1へ、開動作する第3チェック弁3cにより第3上流管路14b1へ、それぞれ吸入される。これにより流量不足が補われる。
また、シリンダ負荷Fの方向が反転することにより、図8おける負荷切換手段11cからゲイン定数K2は、例えば1.3が出力される。このため、乗算手段11dの出力である回転数指令Vrefは増加するが、上述したように第1サーボポンプSP1への指令は、出力制限手段11eによりNmaxで制限されているので、第2サーボポンプSP2への指令が増加する。第1サーボポンプSP1と第2サーボポンプSP2との合計流量Qs(Q2)がアームシリンダ7aのヘッド側油室7a5に流入して、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3は伸長動作を継続する。つまり、負荷方向反転前より、第1サーボポンプSP1と第2サーボポンプSP2との合計流量Qsを増加させることで、アームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の速度の低下を防止している。時刻t3における第1サーボポンプSP1と第2サーボポンプSP2との合計流量QSがQ2であって、時刻t4における第1サーボポンプSP1と第2サーボポンプSP2との合計流量QSがQ2以下であるのは、負荷感応手段11bの特性による。
上述したように、負荷方向反転時に第2サーボポンプSP1と第2サーボポンプSP2の合計流量QsをQ1からQ2に増やすことで、アーム速度の急激な変動を防止することができる。作動油の流量Q2は、シリンダの受圧面積の比だけQ1より増加する。つまり、Q2=Q1×Ahead÷Arod で求められる。また、負荷感応手段11bにより、ヘッド側油室7a5の圧力が大きくなってシリンダ負荷Fが大きくなるほどサーボポンプSP1と第2サーボポンプSP2の合計流量Qsを減らすことで、アーム速度を下げて自然な操作感覚とすることができる。
ピストンロッド7a3の引込み動作についても同様に、負荷感応手段11bと負荷切換手段11cでの制御が実行される結果、シリンダ負荷Fに応じたアームシリンダ7aにおけるピストンロッド7a3の速度を負荷反転時の速度変動なしに滑らかに得ることができる。すなわち、本実施の形態によれば、複数ポンプの吐出流量を合流させることによる、高速大出力でのピストンロッド7a3の駆動と、高い操作性とを同時に実現することができる。
なお、本実施の形態においては、第1サーボポンプSP1の流量はQmaxとして、第2サーボポンプSP2の流量を変化させることで、合計流量を変化させているが、これに限るものではない。第1サーボポンプSP1の流量と第2サーボポンプSP2の流量の両方を変化させるものであっても良い。
上述した本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態によれば、上述した第1の実施の形態と同様の効果を得ることができる。
また、上述した本発明の油圧閉回路の駆動装置の第2の実施の形態によれば、複数の油圧ポンプで1つの油圧シリンダにおけるピストンロッドを駆動する場合でも、負荷反転時のシリンダにおけるピストンロッドの速度の変動を抑えることができる。このことにより、高速、大出力での作業機の駆動と高い操作性とを同時に実現することができる。この結果、生産性の向上が図れる。
<第3の実施の形態>
以下、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第3の実施の形態を図面を用いて説明する。図10は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第3の実施の形態を示す油圧回路図である。図10において、図1乃至図9に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。
本実施の形態においては、第1の実施の形態における油圧回路と大略同じであるが、吐出流量制御手段が異なる。第1の実施の形態においては、吐出流量制御手段として、インバータ12で電動機1を可変速制御して、両方向型油圧ポンプ2のポンプ吐出流量を制御したが、本実施の形態においては、インバータ12、電動機1を省略している。
図10において、50は可変容量両方向型の油圧ポンプ、30は可変容量両方向型の油圧ポンプ50を駆動するエンジン、40は可変容量両方向型の油圧ポンプ50の斜板傾転角を制御する油圧レギュレータを示す。
コントローラ11は、第1の実施の形態と同様の演算により指令信号を算出し、その指令信号を油圧レギュレータ40へ出力する。油圧レギュレータ40により可変容量両方向型油圧ポンプ50はその斜板傾転角が制御され、吐出流量を変化させる。
上述した本発明の油圧閉回路の駆動装置の第3の実施の形態によれば、上述した第1の実施の形態と同様の効果を得ることができる。
<第4の実施の形態>
以下、本発明の油圧閉回路の駆動装置の第4の実施の形態を図面を用いて説明する。図11は本発明の油圧閉回路の駆動装置の第の実施の形態を示す油圧回路図である。図11において、図1乃至図10に示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。
本実施の形態においては、第2の実施の形態における油圧回路と大略同じであるが、吐出流量制御手段が異なる。第2の実施の形態においては、吐出流量制御手段として、インバータ12a,12bで電動機1a,1bを可変速制御して、両方向型油圧ポンプ2a,2bのポンプ吐出流量を制御したが、本実施の形態においては、インバータ12a,12b、電動機1a,1bを省略している。
図11において、50a,50bは可変容量両方向型の油圧ポンプ、30は可変容量両方向型の油圧ポンプ50a,50bをそれぞれ駆動するエンジン、40a,40bは可変容量両方向型の油圧ポンプ50a,50bの斜板傾転角をそれぞれ制御する油圧レギュレータを示す。
コントローラ110は、第2の実施の形態と同様の演算により指令信号を算出し、その指令信号を油圧レギュレータ40a,40bへそれぞれ出力する。油圧レギュレータ40a,40bにより可変容量両方向型油圧ポンプ50a,50bは各斜板傾転角が制御され、吐出流量をそれぞれ変化させる。
上述した本発明の油圧閉回路の駆動装置の第4の実施の形態によれば、上述した第1の実施の形態と同様の効果を得ることができる。
なお、上述した各実施の形態においては、油圧閉回路における流量差吸収手段としてパイロットチェック弁を用いた例を説明したが、これに限るものではない。フラッシング弁やシャトル弁のような低圧選択弁、あるいは電磁弁で流量差吸収を行うような油圧閉回路であっても良い。
1 電動機
2 油圧ポンプ(両方向型油圧ポンプ)
3a 第1チェック弁
3b 第2チェック弁
4a 第1リリーフ弁
4b 第2リリーフ弁
5a 第1電磁切換弁
5b 第2電磁切換弁
5c 第3電磁切換弁
5d 第4電磁切換弁
6a 第1パイロットチェック弁
6b 第2パイロットチェック弁
7a アームシリンダ(片ロッド式シリンダ)
7b ブームシリンダ(片ロッド式シリンダ)
8 低圧ポンプ
9 タンク
10a アーム用操作レバー(操作装置)
11 コントローラ(制御装置)
11a 負荷算出手段
11b 負荷感応手段
11c 負荷切換手段
11d 乗算手段
11e 出力制限手段
11f 減算手段
12 インバータ(吐出流量制御手段)
13 バッテリ
14 第1管路
15 第2管路
17a 圧力センサ(ロッド側油室圧力検出手段)
17b 圧力センサ(ヘッド側油室圧力検出手段)
18a 圧力センサ(ロッド側油室圧力検出手段)
18b 圧力センサ(ヘッド側油室圧力検出手段)
20 油圧閉回路
30 エンジン
40 油圧レギュレータ(吐出流量制御手段)
50 油圧ポンプ(可変容量両方向型)
110 コントローラ(制御装置)
200 油圧閉回路
SP1 サーボポンプ
SP2 第2サーボポンプ

Claims (6)

  1. 両方向型油圧ポンプと、前記両方向型油圧ポンプの吐出流量を制御する吐出流量制御手段と、前記両方向型油圧ポンプが吐出する圧油により駆動する片ロッド式シリンダと、
    前記両方向型油圧ポンプの一方の吐出口に一端が接続され、他端が前記片ロッド式シリンダのロッド側油室に接続される第1管路と、
    前記両方向型油圧ポンプの他方の吐出口に一端が接続され、他端が前記片ロッド式シリンダのヘッド側油室に接続される第2管路と、
    前記片ロッド式シリンダの駆動を指令する操作装置とを備えた油圧閉回路の駆動装置であって、
    前記片ロッド式シリンダのロッド側油室の圧力を検出するロッド側油室圧力検出手段と、前記片ロッド式シリンダのヘッド側油室の圧力を検出するヘッド側油室圧力検出手段と、
    前記ロッド側油室圧力検出手段で検出した前記片ロッド式シリンダのロッド側油室の圧力と前記ヘッド側油室圧力検出手段で検出したヘッド側油室の圧力とから前記片ロッド式シリンダの負荷量を演算する負荷算出手段と,前記負荷算出手段で算出した前記負荷量の極性に応じて第1の比例ゲインを演算する負荷切換手段と,前記負荷切換手段で算出した第1の比例ゲインと前記操作装置からの操作量とを乗算して指令信号を算出し、前記指令信号を前記吐出流量制御手段に出力する乗算手段とを有する制御装置とを備えた
    ことを特徴とする油圧閉回路の駆動装置。
  2. 請求項1に記載の油圧閉回路の駆動装置において、
    前記負荷算出手段は、前記ヘッド側油室圧力検出手段が検出した前記片ロッド式シリンダのヘッド側油室の圧力と前記片ロッド式シリンダのシリンダヘッド側の受圧面積とを乗算した値から、前記ロッド側油室圧力検出手段が検出した前記片ロッド式シリンダのロッド側油室の圧力と前記片ロッド式シリンダのシリンダロッド側の受圧面積とを乗算した値を減算することで、前記片ロッド式シリンダの負荷量を演算する
    ことを特徴とする油圧閉回路の駆動装置。
  3. 請求項2に記載の油圧閉回路の駆動装置において、
    前記負荷切換手段の前記第1の比例ゲインの出力特性は、前記片ロッド式シリンダの負荷量の極性が変化する領域において、不感帯またはヒステリシスを有する
    ことを特徴とする油圧閉回路の駆動装置。
  4. 請求項1乃至3のいずれか1項に記載の油圧閉回路の駆動装置において、
    前記負荷算出手段で算出した前記負荷量の増加に応じて漸減する第2の比例ゲインを演算する負荷感応手段と、前記負荷切換手段で算出した第1の比例ゲインと前記負荷感応手段で算出した第2の比例ゲインと前記操作装置からの操作量とを乗算して指令信号を算出し、前記指令信号を前記吐出流量制御手段に出力する乗算手段とを有する制御装置とを備えた
    ことを特徴とする油圧閉回路の駆動装置。
  5. 複数の両方向型油圧ポンプと、前記複数の両方向型油圧ポンプの吐出流量を制御する複数の吐出流量制御手段と、前記複数の両方向型油圧ポンプが吐出する圧油により駆動する複数の片ロッド式シリンダと、
    前記複数の片ロッド式シリンダの内の1つの片ロッド式シリンダのロッド側油室又はヘッド側油室のいずれか一方と、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の1つ又は2つの両方向型油圧ポンプの一方の吐出口とを接続可能とし、前記複数の片ロッド式シリンダの内の前記1つの片ロッド式シリンダのロッド側油室又はヘッド側油室のいずれか他方と、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の前記1つ又は2つの両方向型油圧ポンプの他方の吐出口とを接続可能とする複数の切換弁と、
    前記複数の片ロッド式シリンダの駆動を指令する複数の操作装置とを備えた油圧閉回路の駆動装置であって、
    前記複数の片ロッド式シリンダの各ロッド側油室の圧力を検出するロッド側油室圧力検出手段と、前記複数の片ロッド式シリンダの各ヘッド側油室の圧力を検出するヘッド側油室圧力検出手段と、
    前記ロッド側油室圧力検出手段で検出した前記複数の片ロッド式シリンダの各ロッド側油室の圧力と前記ヘッド側油室圧力検出手段で検出した前記複数の片ロッド式シリンダの各ヘッド側油室の圧力とから前記複数の片ロッド式シリンダの各負荷量を演算する負荷算出手段と,前記負荷算出手段で算出した前記各負荷量の極性に応じてそれぞれの第1の比例ゲインを演算する負荷切換手段と,前記負荷切換手段で算出したそれぞれの第1の比例ゲインと前記複数の操作装置からの各操作量とを乗算して各指令信号を算出し、前記各指令信号を前記各吐出流量制御手段に出力する乗算手段とを有する制御装置とを備えた
    ことを特徴とする油圧閉回路の駆動装置。
  6. 請求項5に記載の油圧閉回路の駆動装置において、
    前記乗算手段の出力を予め定めた指令値に制限し、前記制限した信号を指令信号として、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の1つの両方向型油圧ポンプに対応する1つの前記吐出流量制御手段に出力する出力制限手段と、
    前記乗算手段の出力から前記予め定めた指令値を減算し、前記減算により算出した信号を指令信号として、前記複数の両方向型油圧ポンプの内の前記1つの両方向型油圧ポンプ以外の1つの両方向型油圧ポンプに対応する1つの前記吐出流量制御手段に出力する減算手段とを有する制御装置を備えた
    ことを特徴とする油圧閉回路の駆動装置。
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Families Citing this family (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US9394929B2 (en) * 2013-08-01 2016-07-19 Caterpillar Inc. Reducing dig force in hydraulic implements
RU2599090C2 (ru) * 2014-10-24 2016-10-10 Эмтай Медикал Эквипмент, Инк. Комбинированная гидроэнергетическая система с двунаправленным выпуском
JP6226851B2 (ja) * 2014-11-06 2017-11-08 日立建機株式会社 作業機械の油圧制御装置
DE102014226617A1 (de) * 2014-12-19 2016-06-23 Robert Bosch Gmbh Antriebsregelvorrichtung für einen elektro-hydraulischen Antrieb
JP6328548B2 (ja) 2014-12-23 2018-05-23 日立建機株式会社 作業機械
CN105065349A (zh) * 2015-07-20 2015-11-18 江苏力威剪折机床有限公司 一种折弯机的液压装置
CN105508334B (zh) * 2015-12-31 2018-07-13 北京航空航天大学 电驱多边溢流脉动衰减控制系统和多边溢流系统
US10358798B2 (en) * 2016-02-08 2019-07-23 Komatsu Ltd. Work vehicle and method of controlling operation
JP6654521B2 (ja) * 2016-07-15 2020-02-26 日立建機株式会社 建設機械
CN106369004B (zh) * 2016-09-12 2018-03-13 天津大学 内置位移传感器集成式电机泵控单出杆对称液压缸
EP3311997B1 (en) * 2016-10-18 2024-09-11 Automation, Press and Tooling, A.P. & T AB Servo hydraulic press
JP6738782B2 (ja) * 2017-09-14 2020-08-12 日立建機株式会社 建設機械の駆動装置
WO2019142244A1 (ja) * 2018-01-16 2019-07-25 日立建機株式会社 建設機械
EP3752883B1 (en) 2018-02-15 2024-10-09 E Ink Corporation Electro-optic display backplane
WO2020179429A1 (ja) * 2019-03-06 2020-09-10 日立建機株式会社 建設機械
IT201900005234A1 (it) * 2019-04-05 2020-10-05 Cnh Ind Italia Spa Procedimento di controllo per l'attuazione di un movimento combinato di un braccio ed un attrezzo in una macchina operatrice, sistema di controllo corrispondente e macchina operatrice comprendente tale sistema di controllo
IT201900005212A1 (it) * 2019-04-05 2020-10-05 Cnh Ind Italia Spa Procedimento di controllo per l'attuazione di una inversione del movimento di almeno uno tra un braccio ed un attrezzo in una macchina operatrice, sistema di controllo corrispondente e macchina operatrice comprendente tale sistema di controllo
KR102623864B1 (ko) * 2019-08-14 2024-01-11 파커-한니핀 코포레이션 기계용 전기-유압 구동 시스템, 전기-유압 구동 시스템을 갖춘 기계, 및 전기-유압 구동 시스템의 제어 방법

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH02221702A (ja) * 1989-02-22 1990-09-04 Nireco Corp 電気油圧サーボ装置
JPH03303A (ja) * 1989-05-29 1991-01-07 Hitachi Ltd 電気油圧サーボ機構におけるサーボ弁の圧力―流量特性の補償方法及びその装置
JPH11351204A (ja) * 1998-06-04 1999-12-24 Kobe Steel Ltd 油圧アクチュエータの流量制御装置
JP2000046001A (ja) * 1998-07-27 2000-02-15 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧制御装置および油圧制御方法
JP2000240605A (ja) * 1999-02-22 2000-09-05 Yutani Heavy Ind Ltd 油圧アクチュエータの同調制御装置
JP3862256B2 (ja) * 2000-05-19 2006-12-27 株式会社小松製作所 油圧駆動装置付きハイブリッド機械
US6880332B2 (en) * 2002-09-25 2005-04-19 Husco International, Inc. Method of selecting a hydraulic metering mode for a function of a velocity based control system
US7260931B2 (en) * 2005-11-28 2007-08-28 Caterpillar Inc. Multi-actuator pressure-based flow control system
US8041492B2 (en) * 2006-10-31 2011-10-18 Clark Equipment Company Engine load management for power machines
EP2318720B1 (en) * 2008-09-03 2012-10-31 Parker-Hannifin Corporation Velocity control of unbalanced hydraulic actuator subjected to over-center load conditions
US8793023B2 (en) * 2008-09-11 2014-07-29 Parker Hannifin Corporation Method of controlling an electro-hydraulic actuator system having multiple actuators
US8857168B2 (en) * 2011-04-18 2014-10-14 Caterpillar Inc. Overrunning pump protection for flow-controlled actuators

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