JP6316664B2 - 作業機械 - Google Patents

Description

本発明は、多関節型の作業装置を備え、当該作業装置の各関節を１以上の異なるシリンダで駆動する作業機械に関する。

作業機械には、多関節型の作業装置と、複数のシリンダとを備え、当該作業装置に含まれる各関節を当該複数のシリンダに含まれる１以上の異なるシリンダで駆動するものがある。この種の作業機械の１つとして、ブーム、アーム及び作業具（例えば、バケット）を有するフロント作業装置（作業装置）を複数の油圧シリンダで駆動する油圧ショベルがある。そして、油圧ショベルでは、各油圧シリンダのシリンダロッドに付加される外力の大きさが算出されることがある。各シリンダロッドに付加される外力の大きさの値は、例えば、当該外力に起因してフロント作業装置に生じる応力の推定やフロント作業装置の強度評価に利用され、フロント作業装置の破損の未然防止に役立てられることがある。

ところで、油圧ショベルでは、油圧シリンダ内を摺動するピストンの前後に作動油の入出口があり、作動油が流入出する入出口を方向切換弁によって変えてシリンダロッドを伸縮させている。そこで、上記の油圧シリンダのシリンダロッドに作用する外力は、当該シリンダロッドの伸縮する加速度が小さい場合、ロッド側チャンバ内の圧力とボトム側チャンバ内の圧力を用いて計算される推進力とほぼ同値であり、当該推進力として算出可能なことが知られている（第１の方法）。

油圧シリンダのシリンダロッドに作用する外力の算出に関連する技術としては特開２０１２−１０３０２９号公報に記載されたものがある。当該技術は、フロント作業装置による作業を停止させることなく重量物の荷重を計測するものであり、フロント姿勢を検出する角度センサおよびシリンダ力を検出する圧力センサの検出値に基づいて、重量物の荷重を演算している。

また、他の技術として、特開２００８−１６３５８４号公報に記載されたものがある。当該技術は、油圧シリンダの故障を未然に防止する保守管理技術に関するものであり、油圧シリンダがストロークエンドに達したことを検出し、この検出結果から同シリンダの損傷度を推定している。

特開２０１２−１０３０２９号公報 特開２００８−１６３５９４号公報

ところで、上記の第１の方法では、シリンダロッドが伸び側ストローク端又は縮み側ストローク端（以下、これら２つのストローク端をそれぞれ又は併せて「ストロークエンド」と称することがあり、伸び側のストロークエンドをロッド側ストロークエンド、縮み側ストロークエンドをボトム側ストロークエンドと称することがある）まで達すると、ロッド側チャンバとボトム側チャンバ内の圧力計測値を用いてシリンダロッドに作用する外力を算出することが出来ない。この理由を具体的に説明すると、まず、シリンダロッドが伸びてストロークエンドに達してピストンとヘッドカバーが接触した場合（油圧シリンダ長が最大の場合）には、当該ピストンと当該ヘッドカバーの接触部分に力（接触力）が発生し、当該接触力の発生によりシリンダロッドの推進力をシリンダロッドに作用する外力とみなすことができなくなるためである。シリンダロッドがストロークエンドに達した以後は、リリーフ圧に達するまでボトム側チャンバ内の圧力が上昇して当該接触力が上昇するが、シリンダロッドに作用する外力は、この圧力上昇の影響を受けない。また同様に、シリンダロッドが縮んでストロークエンドに達した場合（油圧シリンダ長が最小の場合）には、同様にピストンとシリンダチューブの接触部分に接触力が発生する。この場合もリリーフ圧に達するまでの間はロッド側チャンバ内の圧力が上がると接触力が上昇するが、シリンダロッドに作用する外力は、この圧力上昇の影響を受けない。よって、シリンダロッドがストロークエンドに達すると、チャンバ内の圧力計測値を利用する上記第１の方法ではシリンダロッドに作用する外力を算出することはできない。

しかし、実動する油圧ショベルでは、ブームシリンダ、アームシリンダおよびバケットシリンダのいずれか、またはその内の２以上のシリンダがストロークエンドに達した状態で作業することがある。例えば、バケット内の土砂を放土する場合、バケットシリンダを縮ませてそのシリンダロッドが縮み側のストロークエンドに達した際に生じる衝撃力でバケット内の土砂を落とす動作が行われることがある。しかし、このようにバケットシリンダがストロークエンドに達した状態では、圧力計測値を利用する上記第１の方法ではバケットシリンダのシリンダロッドに作用する外力が求められないので、応力推定等を行うことができない。そのため、圧力計測以外の方法でシリンダ力を求める必要がある。

ところで、特開２０１２−１０３０２９号公報には、或るシリンダ（例えばブームシリンダ）がストロークエンド状態にある場合には、ストロークエンド状態にない他のシリンダ（例えば、アームシリンダ）のシリンダロッドに作用する外力を用いて重量物の荷重を計測することが記載されている。つまり、ストロークエンド状態にある油圧シリンダについてはシリンダロッドに作用する外力を算出していない。

また、特開２００８−１６３５９４号公報の技術では、油圧シリンダがストロークエンドしたことを検出し、この検出結果から同シリンダの損傷度をダメージとして推定している。しかし、シリンダロッドとヘッドカバー間やシリンダヘッドとシリンダチューブ間にかかる接触力を定量的に求めていない。つまり、当該技術でもシリンダロッドに作用する外力を算出していないため、累積ダメージの精度が保証できない。

なお、上記では油圧シリンダを有する油圧ショベルを例に挙げて説明したが、上記課題は、油圧シリンダだけに該当するものではなく、空気圧シリンダや水圧シリンダ等の流体を利用したシリンダにより多関節型の作業装置を駆動する他の作業機械にも該当するものである。

本発明は、ストロークエンドにあるか否かに関わらずシリンダのシリンダロッドに作用する外力を評価することが可能な作業機械を提供することを目的とする。

本願は上記課題を解決する手段を複数含んでいるが、その一例を挙げるならば、多関節型の作業装置と、複数のシリンダとを備え、前記作業装置に含まれる各関節を前記複数のシリンダに含まれる１以上の異なるシリンダで駆動する作業機械において、当該作業機械に外部から荷重が作用したときに前記作業装置に生じる荷重変化を示す荷重関連パラメータを検出するための荷重関連パラメータ検出器と、前記荷重が作用したときの前記作業装置の姿勢を示す姿勢関連パラメータを検出するための姿勢関連パラメータ検出器と、前記荷重関連パラメータ検出器の出力値と前記姿勢関連パラメータ検出器の出力値に基づいて前記荷重に起因して前記複数のシリンダのシリンダロッドに作用する外力の大きさをそれぞれ算出する演算部とを備えることを特徴とする。

本発明によれば、ストロークエンドにあるシリンダロッドに作用する外力を算出できるので、実動する作業機械に発生する応力、重量物の荷重および各シリンダの損傷度等を精度よく求めることが可能になる。

本発明の実施の形態に係る作業機械の概略図。 本発明の実施の形態に係る外力検出機能を有する作業機械で用いるシリンダ力演算システムの概略構成図。 本発明の実施の形態に係る油圧シリンダの概略を説明する図。 本発明の実施の形態に係る油圧シリンダが伸びてストローク端に達した場合の概略図。 本発明の実施の形態に係る油圧シリンダが縮んでストローク端に達した場合の概略図。 本実施の形態における各油圧シリンダのストロークエンドパターンを示す図。 図１の作業機械で実動を模擬したシミュレーションを行ったときに測定された予測変数の出力値と油圧シリンダのシリンダに負荷される外力（シリンダ力）の時系列データの一例をグラフ形式で表した図。 本発明の実施の形態における演算処理装置４１で実行されるシリンダ力演算処理のフローチャート。 本発明の実施の形態に係るダンプトラックの概略図である。 本発明の実施の形態に係るホイールローダの概略図である。

以下、本発明の実施の形態について図面を用いて説明する。
図１は本発明の実施の形態に係る作業機械１（油圧ショベル）の概略図である。この図に示す作業機械１は、地面に接して走行するための下部走行体２と、作業装置３が取り付けられた上部作業体４を主に備えている。

上部作業体４は、下部走行体２の上部に取り付けられている。本実施の形態の作業機械１は油圧ショベルであり、上部作業体４は下部旋回体２と旋回装置（図示せず）を介して旋回可能に連結されているが、旋回装置を介することなく下部走行体２に取り付けても良い。なお、図１に示した下部走行体２は、無限軌道履体を備えたいわゆるクローラ式のものであるが、複数の車輪を備えたいわゆるホイール式で構成しても勿論良い。

作業装置（フロント作業装置）３は、ブーム５、アーム６およびアタッチメント７を有する多関節型のものであり、上部作業体４の前方に回動自在に取り付けられている。ブーム５は、ブーム５の一端（基端）に位置する回動軸８を介して、上部作業体４に対して回動可能に支持されている。

ブーム５は、ブーム５の両側面と上部作業体４に架け渡された１対の油圧シリンダ（ブームシリンダ）９を伸縮させることにより、回動軸８を中心に駆動される。なお、１対のブームシリンダ９は、ブーム５に対して対称に取り付けられており且つそれぞれ同じように駆動されるため、本発明との関係ではいずれか一方の挙動に着目すれば足りるため、以下ではブームシリンダ９を１本だけ取りあげて説明する。

アーム６は、ブーム５の他端に位置する回動軸１０を介して、ブーム５に対して回動可能に支持されている。アーム６は、ブーム５とアーム６に架け渡された油圧シリンダ（アームシリンダ）１１を伸縮させることにより、回動軸１０を中心に駆動される。

アタッチメント７は、アーム６の先端に位置する回動軸１２を介して、アーム６に対して回動可能に支持されている。アタッチメント７は、リンク機構１３を介してアーム６とアタッチメント７に架け渡された油圧シリンダ（アタッチメントシリンダ）１４を伸縮することにより、回動軸１２を中心に駆動される。

なお、図１に示した作業機械１には、アタッチメント７として、バケットが取り付けられているが、この他にも、グラップル、カッタ、ブレーカ、マグネット等の他のアタッチメントを作業に応じて取付けても良い。また、以下においては、図１に基づいて、アタッチメント７をバケット７、アタッチメントシリンダ１４をバケットシリンダ１４と表記することがある。

上記のように油圧ショベル１は、作業装置３を構成するブーム５、アーム６及びバケット７といった複数の関節をそれぞれ異なる油圧シリンダ９，１１，１４で駆動している。なお、図示した油圧ショベルは作業装置を構成する各関節を１本の油圧シリンダで駆動しているが、１つの関節を２本以上の油圧シリンダで駆動する作業機械にも本発明は適用可能である。

各油圧シリンダ９、１１、１４の駆動は、上部作業体４の運転室（キャブ）内に設置され油圧信号を出力する操作装置（図示せず）によって制御される。

本実施の形態に係る油圧ショベルは、外部から荷重が作用したときに、作業装置３に生じる荷重変化を示す荷重関連パラメータを検出するための検出器（荷重関連パラメータ検出器）として、圧力検出器１５〜２０（図２参照）及び加速度検出器２１を備えている。

圧力検出器１５は油圧シリンダ（ブームシリンダ）９のロッド側チャンバ内の圧力を検出し、圧力検出器１６は油圧シリンダ９のボトム側チャンバ内の圧力を検出する。圧力検出器１７は油圧シリンダ（アームシリンダ）１１のロッド側チャンバ内の圧力を検出し、圧力検出器１８は油圧シリンダ１１のボトム側チャンバ内の圧力を検出する。圧力検出器１９は油圧シリンダ（バケットシリンダ）１４のロッド側チャンバ内の圧力を検出し、圧力検出器２０は油圧シリンダ１４のボトム側チャンバ内の圧力を検出する。

加速度検出器２１はアーム６に取り付けられており、加速度検出器２１により検出されたアーム６の加速度はバケット７に負荷された動的荷重を計測するために利用される。なお、加速度検出器２１の取り付け位置はアーム６上であれば特に限定は無いが、図の例では加速度検出器２１はアーム６の上面に取り付けられている。図１中の座標１はアーム６に設定された加速度検出器２１のx軸、y軸、z軸を示しており、y座標は紙面の裏から表への方向に向かって増加する。

また、本実施の形態に係る油圧ショベルは、外部から荷重が作用したときを含めて、実動時の作業装置３の姿勢を示す姿勢関連パラメータを検出するための検出器（姿勢関連パラメータ検出器）として、変位検出器２２、２３、２４と車体傾斜検出器２５を備えている。

変位検出器２２、２３、２４は、作業装置３の姿勢関連パラメータとして各油圧シリンダ９、１１、１４のストローク変位を検出するための検出器である。変位検出器２２、２３、２４の検出値に基づいて各油圧シリンダ９，１１，１４のストローク変位が判明すれば、ブーム５、アーム６及びバケット７の姿勢が判明する。

変位検出器２２、２３は、回動軸８、１０の中心軸回りのブーム５又はアーム６の回転角度を検出するロータリーポテンショメータであり、変位検出器２２はブーム５に、変位検出器２３はアーム６に取り付けられている。変位検出器２２，２３で検出された各回転角度をシリンダ変位に換算することで各シリンダ９，１１の変位が取得される。

変位検出器２４は、アタッチメントシリンダ１４に取り付けられたリニアポテンショメータであり、変位検出器２２、２３と異なりアタッチメントシリンダ１４の変位を直接的に検出する。

なお、ここでは、変位検出器２２，２３をロータリーポテンショメータとし、変位検出器２４をリニアポテンショメータとしたが、両者は交換可能であり、さらに、各シリンダ９，１１，１４の変位を直接的または間接的に取得可能なセンサであれば他のセンサでも構わない。

車体傾斜検出器２５は、水平面（基準面）に対する上部作業体４の傾斜角度を検出するためのセンサであり、上部作業体４に取り付けられている。図１中の座標２は上部作業体４に設定された車体傾斜検出器２５のx軸、y軸、z軸を示しており、y座標は紙面の裏から表への方向に向かって増加する。なお、ここでは車体傾斜検出器２５は、水平面に対する傾斜角度を検出するものとして説明するが、水平面以外の任意の面を基準面にして傾斜角を求めても良い。

なお、以下では、上記の圧力検出器１５〜２０、加速度検出器２１、変位検出器２２、２３、２４および車体傾斜検出器２５をまとめて「センサ群」と称することがある。

図２は本発明の実施の形態に係る外力検出機能を有する作業機械で用いるシリンダ力演算システムの概略構成図である。この図のシリンダ力演算システムは、電子計算機により構成されており、各種プログラムを実行するための演算手段としての演算処理装置（例えば、ＣＰＵ）４１と、当該プログラムをはじめ各種データを記憶するための記憶手段としての記憶装置（例えば、ＲＯＭ、ＲＡＭおよびフラッシュメモリ等の半導体メモリや、ハードディスクドライブ等の磁気記憶装置）４２と、演算処理装置４１の処理結果等を表示するための表示装置（例えば、液晶モニタ等）４３と、各装置４１、４２、４３へのデータ及び指示等の入出力制御を行うための入出力演算処理装置４４を備えている。

入出力演算処理装置４４には、センサ群１５〜２５と、オペレータ等による指示及びデータ等の入力に用いられる入力装置（例えば、キーパッドやタッチパネル等）４５が接続されており、センサ群１５〜２５の出力値（p_BmR 、p_BmB 、p_AmR 、p_AmB 、p_BkR 、p_BkB 、a_x 、a_y 、a_z 、u_Bm 、u_Am 、u_Bk 、φ_x 、φ_y 、φ_z ）が演算処理装置４１や記憶装置４２等に入力される。

ここでは、ブームシリンダ９のロッド側圧力検出器１５の出力値をp_BmRとし、ボトム側圧力検出器１６の出力値をp_BmBとする。アームシリンダ１１のロッド側圧力検出器１７の出力値をp_AmRとし、ボトム側圧力検出器１８の出力値をp_AmBとする。バケットシリンダ１４のロッド側圧力検出器１９の出力値をp_BkRとし、ボトム側圧力検出器２０の出力値をp_BkBとする。アーム６に係る加速度検出器２１の出力値をa_x、a_y 、a_zとする。ブームシリンダ９に係る変位検出器２２の出力値をu_Bmとし、アームシリンダ１１に係る変位検出器２３の出力値をu_Amとし、バケットシリンダ１４に係る変位検出器２４の出力値をu_Bkとする。上部作業体４にかかる車体傾斜検出器２５の出力値をφ_x 、φ_y 、φ_zとする。

また、ここでは、演算処理装置４１と、記憶装置４２と、表示装置４３と、入出力演算処理装置４４は、図１に示した油圧ショベルに搭載されているものとして説明するが、これら装置４１、４２、４３、４４は、複数の油圧ショベルの動作管理を行うための管理センタ内の電子計算機に搭載し、各油圧ショベルに設置されたセンサ群からの出力を無線ネットワークを介して受信して演算処理装置４１によって各種処理を実行するように構成しても良いし、構成の一部を油圧ショベルに搭載しつつ、残りを管理センタ内の電子計算機に搭載しても良い。すなわち、油圧ショベル上のセンサ群との通信が可能であれば各装置４１、４２、４３、４４の設置場所は特に限定されない。

演算処理装置４１は、シリンダロッド速度演算部４１ａ、ストロークエンド判定部４１ｂ、シリンダ力演算部４１ｃ（シリンダ力算出部４１ｄおよびシリンダ力推定部４１ｅ）および損傷度演算部４１ｆとして機能する。

シリンダロッド速度演算部４１ａには、変位検出器２２、２３、２４の出力値（u_Bm 、u_Am 、u_Bk ）のデータが入力され、該シリンダロッド速度演算部４１ａは、当該入力データに基づいて、ブームシリンダ９に係る変位検出器２２の出力値u_Bmの時間変化率（ブームシリンダ速度）v_Bm、アームシリンダ１１に係る変位検出器２３の出力値u_Amの時間変化率（アームシリンダ速度）v_Am、及びバケットシリンダ１４に係る変位検出器２４の出力値u_Bkの時間変化率（バケットシリンダ速度）v_Bkを算出する。

ストロークエンド判定部４１ｂには、センサ群２２、２３、２４の出力値（u_Bm 、u_Am 、u_Bk ）のデータが入力され、ストロークエンド判定部４１ｂは当該入力データに基づいて各油圧シリンダがロッド側ストロークエンド（伸び側ストロークエンド）又はボトム側ストロークエンド（縮み側ストロークエンド）にあるか否かを判定する。具体的には、センサ群２２、２３、２４の出力値（u_Bm 、u_Am 、u_Bk ）がそれぞれの最大値のときにはロッド側ストロークエンドと判定され、それぞれの最小値のときにはボトム側ストロークエンドと判定される。

ストロークエンド判定部４１ｂの判定結果は、作業機械１に外部から作用する荷重に起因して各油圧シリンダ９，１１，１４のシリンダロッドに作用する外力（以下において「シリンダ力」と称することがある）をシリンダ力演算部４１ｃが演算する際に利用する式の選択に利用される。

シリンダ力演算部４１ｃには、荷重関連パラメータ検出器及び姿勢関連パラメータ検出器であるセンサ群１５〜２５の出力値（p_BmR 、p_BmB 、p_AmR 、p_AmB 、p_BkR 、p_BkB 、a_x 、a_y 、a_z 、u_Bm 、u_Am 、u_Bk 、φ_x 、φ_y 、φ_z ）のデータと、シリンダロッド速度演算部４１ａで算出した各シリンダ速度（ブームシリンダ速度v_Bm、アームシリンダ速度
v_Am及びバケットシリンダ速度v_Bk）のデータと、ストロークエンド判定部４１ｂによる判定結果のデータが入力される。シリンダ力演算部４１ｃは、これらの入力したデータに基づいて、作業機械１に外部から作用する荷重に起因して各油圧シリンダ９，１１，１４のシリンダロッドに作用する外力（以下において「シリンダ力」と称することがある）の大きさを算出する処理を行う。詳細は後述するが、シリンダ力演算部４１ｃは、ストロークエンドにない油圧シリンダのシリンダ力の実測値の算出についてはシリンダ力算出部４１ｄを利用し、ストロークエンドにある油圧シリンダのシリンダ力の推定値の算出についてはシリンダ力推定部４１ｅを利用する。

損傷度演算部４１ｆには、シリンダ力演算部４１ｃにより算出されたシリンダ力が入力される。損傷度演算部４１ｆは、入力されるシリンダ力に基づいて各油圧シリンダ９，
１１，１４の損傷度（ダメージ量）を算出し、当該損傷度を時間積分して各油圧シリンダ９，１１，１４の累積損傷度（累積ダメージ量）を算出する。詳細は後述するが、損傷度演算部４１ｆは、ストロークエンドにない油圧シリンダの損傷度の算出についてはシリンダ力算出部４１ｄの算出結果を利用し、ストロークエンドにある油圧シリンダの損傷度についてはシリンダ力算出部４１ｄ及びシリンダ力推定部４１ｅの算出結果を利用する。

ストロークエンドにある油圧シリンダの損傷度の算出に関して、損傷度演算部４１ｆは、シリンダ力算出部４１ｄで算出されるシリンダロッドの推進力と、シリンダ力推定部４１ｅで算出されるシリンダ力との差を算出し、当該差をピストンとシリンダの接触力とみなして損傷度を算出する。また、損傷度の算出の際にシリンダロッドの推進力をシリンダ力算出部４１ｄから入力する代わりに、各シリンダのロッド側チャンバとボトム側チャンバ内の圧力データを損傷度演算部４１ｆに入力し、損傷度演算部４１ｆが当該圧力データに基づいて推進力を算出するように構成しても良い。

記憶装置４２には、センサ群１５〜２５の出力値（p_BmR 、p_BmB 、p_AmR 、p_AmB 、p_BkR 、p_BkB 、a_x 、a_y 、a_z 、u_Bm 、u_Am 、u_Bk 、φ_x 、φ_y 、φ_z ）のデータと、シリンダロッド速度演算部４１ａで算出された各シリンダロッド速度v_Bm、v_Am、v_Bkのデータと、シリンダ力演算部４１ｃにより算出されたブームシリンダ９、アームシリンダ１１およびバケットシリンダ１４のシリンダ力のデータが時系列で記憶され、さらに損傷度演算部４１ｆにより算出されたブームシリンダ９、アームシリンダ１１およびバケットシリンダ１４の損傷度及び累積損傷度のデータと、シリンダ力演算部４１ｃがシリンダ力の演算に利用するプログラム（シリンダ力演算に利用される後述のシリンダ力演算式（１）〜（５５））等が記憶される。

図３は本発明の実施の形態に係る油圧シリンダ（９，１１，１４）の概略を説明する図であり、図中の油圧シリンダはストロークエンドにない。本実施の形態に係る３種の油圧シリンダ９，１１，１４の基本構造を有するため、ここでは同じ図を用いて説明する。

図３に示した油圧シリンダ９，１１，１４は、シリンダチューブ５３と、ヘッドカバー５４と、シリンダロッド５０を備えている。シリンダチューブ５３の一端側（ボトム側）は閉塞され、他端側（ロッド側）は開口されている。シリンダチューブ５３の当該他端側にはヘッドカバー５４が装着されており当該開口が閉塞されている。シリンダロッド５０には、シリンダチューブ５３内をボトム側チャンバ５５とロッド側チャンバ５６とに区画形成し、ピストンチューブ５３の内壁面と摺動するピストン５２が連結されている。シリンダロッド５０の先端部はヘッドカバー５４から外部へ突出しており、ピストン５２の摺動とともにヘッドカバー５４に対して進退する。またシリンダチューブ５３内におけるボトム側チャンバ５５およびロッド側チャンバ５６には、それぞれ作動油の給排を行うための油道５７、５８が設けられている。ボトム側の油道５７はシリンダチューブ５３に形成され、またロッド側の油道５８はヘッドカバー５４に形成されている。

上記の構成を有する油圧シリンダが例えばアームシリンダ１１であるとすれば、シリンダロッド５０の先端に設けられたリング状の取付部５１にはアーム６が連結され、またシリンダチューブ５３のボトム側の端部に設けられたリング状の取付部５９にはブーム５が連結されることになる。

図３の油圧シリンダのシリンダロッド５０はストロークエンドにないため、この場合のシリンダ力の算出にはシリンダ力算出部４１ｄが利用される。ここで、シリンダ力算出部４１ｄで使用されるシリンダ力算出式について図３を用いて説明する。本実施の形態では、図３のようにストロークエンドにない状態の油圧シリンダのシリンダ力F_EXは、シリンダロッド５０（ピストン５２）の推進力F_THと釣り合っているとみなし、推進力F_THの大きさを算出してこれをシリンダ力F_EXの大きさとする。すなわち、シリンダ力F_EXは、推進力F_THと大きさが同値であり、ボトム側チャンバ５５内の作動油圧力p_Bとロッド側チャンバ５６内の作動油圧力p_R、ロッド直径d、及びシリンダ径Dを用いた下記の式（１）で算出される。なお、図３に示したシリンダ力F_EXと推進力F_THの方向は一例に過ぎず、それぞれ逆方向に作用する場合もある。

図４は図３に示した油圧シリンダが伸びてロッド側のストローク端に達した場合の概略図である。この場合、図示したように、ピストン５２におけるロッド側の面５２ａとヘッドカバー５４の面５４ａが接触し、該接触によりピストン５２とヘッドがバー５４の間に接触力F_COが生じる。このとき、接触力F_COはボトム側チャンバ５５内の圧力p_AmBが上がると上昇するが、シリンダロッド５０に作用するシリンダ力F_EXは該圧力上昇の影響を受けない。つまり、図４の場合には、シリンダ力F_EXが推進力F_THと釣り合うとみなすことができないので、式（１）の算出式を用いてシリンダ力を算出できないことを意味する。

図５は図３に示した油圧シリンダが縮んでボトム側のストローク端に達した場合の概略図である。この場合、図示したように、ピストン５２におけるボトム側の面５２ｂとシリンダチューブ５３の面５３ｂが接触し、該接触によりピストン５２とシリンダチューブ５３の間に接触力F_COが生じる。このとき、接触力F_COはロッド側チャンバ５６内の圧力p_AmRが上がると上昇するが、シリンダロッド５０に作用するシリンダ力F_EXは該圧力上昇の影響を受けない。つまり、図５の場合にも、シリンダ力F_EXが推進力F_THと釣り合うとみなすことができないので、式（１）の算出式を用いてシリンダ力を算出できないことを意味する。なお、図４及び図５に示したシリンダ力F_EXと推進力F_THの方向は一例に過ぎず、それぞれ逆方向に作用する場合もある。

本実施の形態では、図４および図５で示したストロークエンドにある油圧シリンダのシリンダ力F_EXはシリンダ力推定部４１ｅを利用して算出する。シリンダ力推定部４１ｅは、センサ群１５−２５の出力値および速度演算部４１ａの算出値を変数とする近似式（以下において「シリンダ力推定式」と称することがある）を利用してストロークエンドにある油圧シリンダのシリンダ力F_EXを推定する。シリンダ力推定式は後述する式（２）〜（５５）のことであり、当該推定式に或る時刻におけるセンサ群１５−２５の出力値および速度演算部４１ａの算出値を代入すると、当該時刻においてストロークエンドにある油圧シリンダのシリンダ力F_EXの推定値が算出される。

ここで、シリンダ力推定部４１ｅで使用されるシリンダ力推定式の構築方法の一例について説明する。シリンダ力推定式の構築には応答曲面を用いる。応答曲面とは、n個の予測変数x_i (i=1…n)から予測される応答yの関係式を近似したものである。近似式の一般形を次に示す。下記式におけるεは誤差と呼ばれる。応答曲面において関数f の形に特に制限はない。

本実施の形態に係るシリンダ力推定式構築では、応答（y）として各油圧シリンダ９，１１，１４のシリンダ力をとり（すなわち、シリンダ力推定式は油圧シリンダごとに作成される）、予測変数（x_i）として荷重関連パラメータ、姿勢関連パラメータおよび動作関連パラメータをとる。ここにおける荷重関連パラメータとしては、油圧シリンダ９，１１，１４のボトム側チャンバ５５とロッド側チャンバ５６の作動油圧力と、作業装置３の加速度をとり、この場合の荷重関連パラメータ検出器としては、圧力検出器１５−２０と加速度検出器２１が該当する。姿勢関連パラメータとしては、各油圧シリンダ９，１１，１４のシリンダ変位と、上部作業体４の傾斜角度をとり、この場合の姿勢関連パラメータ検出器としては、変位検出器２２−２４と車体傾斜検出器２５が該当する。動作関連パラメータとしては、各油圧シリンダ９，１１，１４のシリンダ速度をとり、この場合の動作関連パラメータ検出器としては変位検出器２２−２４が該当する。

なお、本実施の形態では、応答の油圧シリンダを除いた油圧シリンダの推進力（当該油圧シリンダがストロークエンドにない場合はシリンダ力としてみなすことも可能）を間接的に予測変数に含めるために、荷重関連パラメータとしてボトム側チャンバ５５とロッド側チャンバ５６の作動油圧力を利用している。ストロークエンドにある油圧シリンダの推進力は、ボトム側チャンバ５５とロッド側チャンバ５６の作動油圧力の一方とピストンの受圧面積から算出可能であり、ストロークエンドにない場合の推進力は、ボトム側チャンバ５５とロッド側チャンバ５６の作動油圧力と式（１）から算出可能である。ストロークエンドにない場合の推進力は、既述のようにシリンダ力とみなすことができるため、ボトム側チャンバ５５とロッド側チャンバ５６の作動油圧力に代えて、シリンダ力算出部４１ｄで算出される当該油圧シリンダのシリンダ力を予測変数としても良い。

上記を踏まえて、本実施の形態におけるシリンダ力推定式の一般形を次に示す。下記式におけるｎは、ストロークエンド判定部４１ｂによる判定結果の組み合わせパターンのどれに該当するか、該当するパターンのうちどの油圧シリンダのシリンダ力が算出対象となっているか、に応じて異なる整数である。本実施の形態では、後述する図６に示すように判定部４１ｂの組み合わせパターンの総数は２７であり、各パターンの算出対象となるシリンダを考慮すると、シリンダ推定式の合計は５４となる。ここでは、既述の式（１）を含めてシリンダ力の演算式の総数を数えることとし、便宜上、ｎは２から５５の整数とする。また、ｎは図６中の「エンド」の横に示した式番号に対応している。

上記推定式（ｎ）において、応答F_(ｎ)は式（ｎ）における対象の油圧シリンダ（油圧シリンダ９，１１，１４のいずれか１つ）のシリンダ力であり、β_(n)は式（ｎ）における定数項である。β_{(n_uBm)}は式（ｎ）においてブームシリンダ変位u_Bmに乗じる係数であり、β_{(n_uAm)}はアームシリンダ変位u_Amに乗じる係数であり、β_{(n_uBk)}はバケットシリンダ変位u_Bkに乗じる係数である。β_{(n_vBm)}はブームシリンダ速度v_Bmに乗じる係数である。β_{(n_vAm)}はブームシリンダ速度v_Amに乗じる係数である。β_{(n_vBk)}はバケットシリンダ速度v_Bkに乗じる係数である。β_{(n_pBmR)}はブームシリンダ９のロッド側圧力p_BmRに乗じる係数である。β_{(n_pBmB)}はブームシリンダ９のボトム側圧力p_BmBに乗じる係数である。β_{(n_pAmR)}はアームシリンダ１１のロッド側圧力p_AmRに乗じる係数である。β_{(n_pAmB)}はアームシリンダ１１のボトム側圧力p_BmBに乗じる係数である。β_{(n_pBkR)}はバケットシリンダ１４のロッド側圧力p_BkRに乗じる係数である。β_{(n_pBkB)}はバケットシリンダ１４のボトム側圧力p_BkBに乗じる係数である。β_{(n_φx)}は車体傾斜角φ_xに乗じる係数である。β_{(n_φy)}は車体傾斜角φ_yに乗じる係数である。β_{(n_φz)}は車体傾斜角φ_zに乗じる係数である。β_{(n_ax)}はアーム加速度a_xに乗じる係数である。β_{(n_ay)}はアーム加速度a_yに乗じる係数である。β_{(n_az)}はアーム加速度a_zに乗じる係数である。

シリンダ力推定式（２）〜（５５）のそれぞれについて、油圧ショベルの実動試験または実動を模擬したシミュレーション解析により予測変数と応答値の組み合わせデータを求め、当該データに応答曲面を適用してシリンダ力推定式（２）〜（５５）で予測変数に乗じられる各係数βを求める。図７は本実施の形態における予測変数の一部と応答値の各データの一例を示している。図中のf_Bm，f_Am，f_Bkはそれぞれブームシリンダ９、アームシリンダ１１およびバケットシリンダ１４のシリンダ力の時間変化を示している。図７のデータは実動試験または実動を模擬したシミュレーション解析により求めることができる。

図６は図２のストロークエンド判定部４１ｂによる判定結果の組み合わせパターンの種類と、各パターンで利用されるシリンダ推定式の番号（ｎの値）を示すテーブルである。当該テーブル中の行は組み合わせパターンの種類を示しており、組み合わせパターンの種類は全部で２７パターンある。当該テーブル中の列はブームシリンダ９、アームシリンダ１１およびバケットシリンダ１４がそれぞれロッド側またはボトム側ストロークエンドにあるか否かを示している。図中の「エンド」という表示は、該当する油圧シリンダがロッド側またはボトム側でストロークエンド状態であることを示し、図中の「ダッシュ（―）」という表示は、当該油圧シリンダはストロークエンド状態でないことを示している。

図中の「エンド」という表示の横にカッコ書きで示した数字は、「エンド」と付されたシリンダのシリンダ力をいる求める際にシリンダ力推定部４１ｅが使用するシリンダ力推定式の番号（２〜５５）を示している。一方、図中の「ダッシュ」という表示がある油圧シリンダのシリンダ力については、シリンダ力算出部４１ｄが式（１）を利用して算出する。

図６において、例えば、パターン１は全ての油圧シリンダ９，１１，１４がストロークエンドにない状態を示している。このパターン１の状態にある時、各油圧シリンダ９，１１，１４のシリンダ力の算出は、シリンダ力算出部４１ｄが式（１）を用いて行う。

また、パターン２は、バケットシリンダ１４がロッド側ストロークエンドにあり、ブームシリンダ９とアームシリンダ１１はストロークエンドにない状態を示している。この状態にある時、ロッド側ストロークエンドの状態にあるバケットシリンダ１４のシリンダ力の算出は、シリンダ力推定部４１ｅが式（２）を用いて行う。そして、この時のブームシリンダ９およびアームシリンダ１１のシリンダ力の算出はシリンダ力算出部４１ｄが式（１）を用いて行う。

以下同様に、３本の油圧シリンダ９，１１，１４のうちストロークエンドにあるもののシリンダ力は図６に示した式（２）〜（５５）のいずれかが用いられる一方で、シリンダエンドにない油圧シリンダ（ダッシュの表示がある油圧シリンダ）のシリンダ力は式（１）を用いられる。

例えば、式（２）の場合は、上記式でｎ＝２とした次の式となる。

式（２）の応答F₍₂₎はパターン２のときのバケットシリンダ１４（シリンダロッドはロッド側ストロークエンドにある）のシリンダ力であり、当該推定式に或る時刻におけるセンサ群１５−２５の出力値および速度演算部４１ａの算出値を代入すると、当該時刻におけるバケットシリンダ１４のシリンダ力F_EXが算出できる。

したがって、上記のように構成した作業機械によれば、まず、ストロークエンド判定部４１ｂが各油圧シリンダ９，１１，１４の状態の組み合わせが２７パターンのいずれに該当するかを判定することで、各油圧シリンダのシリンダ力の算出に利用するものを式（１）〜（５５）の中から選択し、当該選択式に含まれるパラメータとして或る時刻のセンサ群１５〜２５の出力値および速度演算部４１ａの算出値を必要に応じて入力することで、ストロークエンドにあるか否かに関わらず当該時刻における全ての油圧シリンダのシリンダ力を算出することができる。これにより、実動する作業機械に発生する応力、重量物の荷重および各シリンダの損傷度等を精度よく求めることが可能になる。

ところで、本実施の形態のシリンダ力推定部４１ｅで算出されるシリンダ力は、その際に利用するシリンダ力推定式が含まれる組み合わせパターンに存在するストロークエンドにある油圧シリンダの本数が少ないほど精度が向上する。つまり、図６の２７種類のパターンでは、「エンド」の数が少ないほどシリンダ力の精度が向上する。これはストロークエンドにある油圧シリンダが増加すると、シリンダ推定式を構築するパラメータの数が減少し、シリンダ推定式の精度が出にくくなるからである。

例えば、図６の「パターン２」の場合はバケットシリンダ１４のシリンダロッドはロッド側ストロークエンドにある状態（すなわち、ストロークエンドにある油圧シリンダが１本）なので、上記式（２）におけるバケットシリンダ変位u_Bk、バケットシリンダ速度v_Bkおよびバケットシリンダ１４のロッド側圧力p_BkRは一定値となる。そして、シリンダロッドはロッド側ストロークエンドにある場合、バケットシリンダ１４のボトム側圧力p_BkBは、ボトム側チャンバ５５がリリーフ圧に達するまでは増加する変数であるが、リリーフ圧に達すると一定値（リリーフ圧）となる（なお、シリンダ力の算出精度向上の観点からは、ボトム側圧力p_BkBがリリーフ圧か否かで推定式を分けることが好ましいが、ここでは簡略して分けずに説明する。）。

つまり、ストロークエンドにある油圧シリンダが１つ増加するごとに、シリンダ変位、シリンダ速度および一方のチャンバ圧力の少なくとも３つのパラメータが定数になり、シリンダ推定式の精度が出にくくなる。ただし、油圧ショベルの実際の利用形態では、全ての油圧シリンダがストロークエンドで利用される場合は少なく、本実施の形態に係る構成でも実用上の支障は発生し難いと推測される。

ところで、上記で説明した例では、シリンダ力推定式（２）〜（５５）を構成するパラメータ（予測変数）として、圧力検出器１５〜２０の出力値を採用したが、ストロークエンドにない油圧シリンダが少なくとも１つ含まれるパターンの場合（具体的には図６のパターン１〜１３、１６、１９〜２２、２５の場合）には、当該ストロークエンドにない油圧シリンダに係る圧力検出器の出力値に代えて、当該ストロークエンドにない油圧シリンダのシリンダ力をシリンダ力推定式のパラメータ（予測変数）として採用してシリンダ力推定式を構築しても良い。この場合の具体的構成としては、ストロークエンドにない少なくとも１つの油圧シリンダのシリンダ力については圧力検出器１５〜２０の出力値と式（１）を利用してシリンダ力算出部４１ｄで算出し、当該少なくとも１つの油圧シリンダを除いた残りの油圧シリンダ（全てストロークエンドにある油圧シリンダ）のシリンダ力については、シリンダ力算出部４１ｄで算出されるシリンダ力、センサ群２１〜２５および速度演算部４１ａの算出値に基づいてシリンダ力推定部４１ｅで算出することになる。

このように構成した場合には、ストロークエンドにない油圧シリンダが少なくとも１つは含まれることで、シリンダ力推定式を構成するパラメータが増加するので、全ての油圧シリンダ９，１１，１４がストロークエンドにある場合（具体的には図６のパターン１４，１５，１７，１８，２３，２４，２６，２７）と比較して、シリンダ力推定式により得られるシリンダ力の精度が向上する。

次に、上記のように算出した各油圧シリンダ９，１１，１４のシリンダ力に基づいて
各油圧シリンダ９，１１，１４の損傷度および累積損傷度を算出する手順について説明する。

図８は本発明の実施の形態における演算処理装置４１で実行されるシリンダ力演算処理および損傷度演算処理のフローチャートである。この図に示す処理が開始されたら、記憶装置４２に記憶されたセンサ群の出力値（p_BmR 、p_BmB 、p_AmR 、p_AmB 、p_BkR 、p_BkB 、a_x 、a_y 、a_z 、u_Bm 、u_Am 、u_Bk 、φ_x 、φ_y 、φ_z ）のデータと、シリンダロッド速度演算部４１ａの算出値の時系列データから任意の時刻に係るものを抽出する処理を実行する（Ｓ７１）。

Ｓ７１が終了したら、抽出データのシリンダ変位u_Bm、u_Am、u_Bkの値がストロークエンド判定部４１ｂに入力され各油圧シリンダがストロークエンドにあるか否かを判断し、図６に示したパターンの中から該当するパターンを決定する（Ｓ７２）。これにより各油圧シリンダ９，１１，１４のシリンダ力の演算に利用する演算式が式（１）〜（５５）のいずれかが決定される。

Ｓ７２が終了したら、Ｓ７１の抽出データはシリンダ力演算部４１ｃに入力され、各油圧シリンダのシリンダ力がＳ７２で決定した式を利用して算出される（Ｓ７３）。ここで求められたシリンダ力は、Ｓ７１で選択した任意の時刻と関連付けて記憶装置４２に記憶される（Ｓ７４）。Ｓ７４が終了したら、損傷度演算部４１gにＳ７４で記憶されたシリンダ力が入力される。

Ｓ７５では、記憶装置４２に記憶された圧力検出器１５〜２０の出力値とシリンダ力に基づいて損傷度演算部４１ｆが各油圧シリンダ９，１１，１４の損傷度を算出する。本実施の形態では、各油圧シリンダ９，１１，１４の損傷度として、ヘッドカバー５４の下面５４ａ（図３参照）、シリンダチューブ５３の内部底面５３ｂ（図３参照）、ピストン５２のロッド側端面５２ａ（図３参照）およびピストン５２のボトム側端面５２ｂ（図３参照）の損傷度を算出する。以下、各油圧シリンダ９，１１，１４に係る４つの面５４ａ，５３ｂ，５２ａ，５２ｂの損傷度の算出について具体的に説明する。なお、以下では当該４つの面５４ａ，５３ｂ，５２ａ，５２ｂを対象面と称することがある。

ここでは基本的に各対象面５４ａ，５３ｂ，５２ａ，５２ｂの損傷度は、各対象面５４ａ，５３ｂ，５２ａ，５２ｂに作用した力に基づいて評価する。したがって、まずストロークエンドにない油圧シリンダについては、２つのチャンバ５５，５６内の圧力と、各対象面５４ａ，５３ｂ，５２ａ，５２ｂの受圧面積から各対象面に作用する力を算出して損傷度とする。したがって、例えば、ブームシリンダ９がストロークエンドにない場合には、面５４ａの受圧面積に圧力検出器１５の検出値（チャンバ５６の圧力）を乗ずれば当該面５４ａに作用する力が算出でき、面５２ａの受圧面積に圧力検出器１５の検出値を乗ずれば当該面５２ａに作用する力が算出でき、面５３ｂの受圧面積に圧力検出器１６の検出値（チャンバ５５の圧力）を乗ずれば当該面５３ｂに作用する力が算出でき、面５２ｂの受圧面積に圧力検出器１６の検出値を乗ずれば当該面５２ｂに作用する力が算出できる。

一方、ストロークエンドにある油圧シリンダについては、４つの対象面のうち互いに接触している２面については先述の「接触力F_CO」（図４，５参照）が作用していると解釈し、当該接触力F_COに基づいて損傷度を評価する。そして、残りの２面については、ストロークエンドにない油圧シリンダの場合と同様に、当該残りの２面の受圧面積とチャンバ内圧力に基づいて損傷度を評価する。

接触力F_COは、Ｓ７４で算出したシリンダ力F_EXと、シリンダロッドの推進力F_TH（該当するチャンバ内の圧力と対象面の受圧面積の積）との差から算出可能である。したがって、例えば、ブームシリンダ９がロッド側でストロークエンドにある場合には、推進力F_THは、面５２ａの受圧面積に圧力検出器１５の検出値を乗じることで取得できるので、面５４ａおよび面５２ａに作用する力（すなわち、接触力F_CO）は、式（２）を利用して得たシリンダ力F_EXと当該推進力F_THとの差から算出できる。なお、残りの２面５２ｂ，５３ｂの損傷度については、各面５２ｂ，５３ｂの受圧面積に圧力検出器１６の検出値（チャンバ５５の圧力）を乗ずれば良い。

上記の４つの対象面５４ａ，５３ｂ，５２ａ，５２ｂの損傷度を全ての油圧シリンダ９，１１，１４について算出し、その算出結果をＳ７１で選択した時刻に関連付けて記憶装置４２に記憶する（Ｓ７６）。このように記憶した各油圧シリンダ９，１１，１４の損傷度を対象面５４ａ，５３ｂ，５２ａ，５２ｂごとに時間積分すると、各油圧シリンダの対象面５４ａ，５３ｂ，５２ａ，５２ｂごとの累積損傷度を算出できる。そして、算出した累積損傷度を参照すれば、ヘッドカバー５４、ピストン５２およびピストンチューブ５３の寿命予測が可能となり、更にはその交換時期またはメンテナンス時期の予測ができる。

各対象面５４ａ，５３ｂ，５２ａ，５２ｂの損傷度及び累積損傷度、これらに基づく各部品の寿命及び交換時期の報知は、表示装置（報知装置）４３を介して行う形態がある。なお、寿命や交換時期等は、表示装置４３で報知することに代えて、警告灯や音声等、他の報知手段を用いて報知しても良い。また、表示装置４３には、Ｓ７４で算出した各油圧シリンダ９，１１，１４のシリンダ力を表示しても良い。

Ｓ７６が終了したら、Ｓ７１の抽出データをリセットし（Ｓ７７）、シリンダ力の算出を継続するか否か判定する（Ｓ７８）。

Ｓ７８でシリンダ力算出を継続する場合には、Ｓ７１で選択した時刻からΔt秒後（Δtは、例えば、センサ群１５〜２５の検出周期や速度演算部４１ａの演算周期）の実測データを抽出データとし（Ｓ７９）、Ｓ７１以降の処理を繰り返す。一方、Ｓ７８で処理を終了すると判定された場合には一連の処理を終了する。

なお、上記では、動作関連パラメータである各油圧シリンダ９，１１，１４のシリンダ速度は、姿勢関連パラメータ検出器である変位検出器２２〜２４の出力値から速度演算部４１ａで算出しており、各油圧シリンダ９，１１，１４のシリンダ速度を直接的に検出可能な動作関連パラメータ検出器を備えない構成について説明したが、動作関連パラメータ検出器を備えて速度演算部４１ａを省略した構成を採用しても良い。

また、実施の形態では作業機械に油圧ショベルを用いて説明したが、１つの関節を２本以上の油圧シリンダで駆動する作業機械であれば本発明は適用可能である。したがって、例えば、ダンプトラック、ホイールローダ、ローディングショベル（大型ショベル）、ドーザおよびスキッドステアローダなどの建設機械や、農業機械等を含む種々の作業機械にも適用できる。ここでは、その中からダンプトラックおよびホイールローダについて説明する。

図９は本発明の実施の形態に係るダンプトラックの全体構成図である。この図に示すダンプトラック６０は、前輪及び後輪が取り付けられた車体フレーム６１と、車体フレーム６１の後方に回動可能に取り付けられた荷台６２と、伸縮することで荷台６２を回動させるホイストシリンダ（油圧シリンダ）６３と、前輪の車軸に取り付けられたフロントサスペンション６４と、後輪の車軸に取り付けられたリヤサスペンション６５を備えている。

車体フレーム６１には、駆動系や運転席等の主要構成要素が搭載されており、前輪及び後輪によって車両が路面上を自由に走行可能な構成となっている。ホイストシリンダ６３を伸長させると、荷台６２は回動しながら前端を上昇させて傾斜角度を増していくように動作し、荷台６２の上に積載した積荷（運搬物）を荷台６２の後端から排出することが可能となっている。

図１０は本発明の実施の形態に係るホイールローダの全体構成図である。この図に示すホイールローダ７０は、油圧ポンプから吐出される作動油によって駆動される多関節型の作業装置７２を車両前方に備えている。作業装置７２は、車両本体にピン（ヒンジピン）を介して揺動可能に取り付けられた１組のリフトアーム７５と、リフトアーム７５を揺動させるためにリフトアーム７５と車両本体に架け渡されたアームシリンダ（油圧シリンダ）７３と、１組のリフトアーム７５の先端にピンを介して回動可能に取り付けられたバケット７６と、１組のリフトアーム７５を連結するアームに回動可能に取り付けられたベルクランク７７と、バケット７６を回動させるためにベルクランク７７と車両本体に架け渡されたバケットシリンダ（油圧シリンダ）７４と、ベルクランク７７とバケット７６に架け渡されたバケットリンク７８を備えている。バケットシリンダ７４を伸縮させるとバケット７６が回動される。

オペレータは、図示していないステアリングホイールを操作することで、ステアリングシリンダ（油圧シリンダ）７９を伸縮させて車両の屈折角を調節し、車両を旋回させることができる。また、操縦席内のリフトレバー、バケットレバーなどを操作することで、アームシリンダ７３、バケットシリンダ７４を伸縮させて、バケット７６の高さと傾きを制御し、掘削および荷役作業を行うことができる。

ダンプトラックおよびホイールローダの場合も油圧ショベルと同じで、応力推定式の予測変数として、姿勢関連パラメータ、動作関連パラメータおよび荷重関連パラメータをとり、応力推定式の応答としてシリンダ力をとる。

図９のダンプトラック６０の場合には、姿勢関連パラメータとして、ホイストシリンダ６３の変位と、サスペンション６４，６５の変位と、車体フレーム６１と荷台６２の挟角度と、車体フレーム６１についての３軸回りの角度（車体角度）をとる。なお、ホイストシリンダ変位およびサスペンション変位は、油圧ショベルの場合と同様に変位検出器によって検出可能である。車体６１と荷台６２の挟角度は、角度センサまたはホイストシリンダ６３の変位検出器によって検出可能である。車体角度は、油圧ショベルの場合と同様に回転検出器によって検出可能である。

また、動作関連パラメータとしては、ホイストシリンダ６３の速度をとる。ホイストシリンダ速度は、変位検出器によって検出されるホイストシリンダ変位を時間微分することで算出できる。

荷重関連パラメータとしては、サスペンション６４，６５の圧力（反力）と、ホイストシリンダ６３におけるロッド側チャンバ内およびボトム側チャンバ内の圧力（以下、これらをまとめてホイストシリンダ６３の圧力と称することがある）と、荷台６３の加速度をとる。サスペンション圧力およびホイストシリンダ圧力は圧力検出器によって検出可能であり、荷台加速度は加速度検出器によって検出可能である。

応答としては、ホイストシリンダ６３のシリンダ力をとり、上記で説明した油圧ショベルの場合と同様に応答曲面によってシリンダ力推定式を構築するものとする。これにより、上記で説明した油圧ショベルの場合と同様に、ダンプトラックについてもホイストシリンダ６３の寿命予測などが可能となる。

一方、図１０に示したホイールローダの場合７０には、姿勢関連パラメータとして、アームシリンダ７３の変位と、バケットシリンダ７４の変位と、ステアリングシリンダ７９の変位（または、車両の屈折角度）をとる。各シリンダ７３，７４，７９の変位は、変位検出器によって検出可能である。屈折角度は、角度検出器によって検出可能である。

また、動作関連パラメータとしては、アームシリンダ７３の速度と、バケットシリンダ７４の速度と、ステアリングシリンダ７９の速度（または、車両の屈折角度の角速度）をとる。各種シリンダ７３，７４，７９の速度は、変位検出器によって検出される変位を時間微分することで算出できる。

荷重関連パラメータとしては、アームシリンダ７３におけるロッド側チャンバ内およびボトム側チャンバ内の圧力（以下、これらをまとめてアームシリンダ７３の圧力と称することがある）と、バケットシリンダ７４におけるロッド側チャンバ内およびボトム側チャンバ内の圧力（以下、これらをまとめてバケットシリンダ７４の圧力と称することがある）と、ステアリングシリンダ７９におけるロッド側チャンバ内およびボトム側チャンバ内の圧力（以下、これらをまとめてステアリングシリンダ７９の圧力と称することがある）と、作業装置６２の加速度をとる。各シリンダ７３，７４，７９の圧力は、油圧ショベルの場合と同様に圧力検出器によって検出可能である。作業装置７２の加速度は、油圧ショベルの場合と同様に加速度検出器によって検出可能である。

応答としては、アームシリンダ７３、バケットシリンダ７４およびステアリングシリンダ７９のシリンダ力をとり、上記で説明した油圧ショベルの場合と同様に応答曲面によってシリンダ力推定式を構築するものとする。これにより、上記で説明した油圧ショベルの場合と同様に、ホイールローダについても各油圧シリンダ７３，７３，７９の寿命予測などが可能となる。

ところで、上記では油圧シリンダを有する油圧ショベルを例に挙げて説明したが、本発明は油圧シリンダだけに該当するものではなく、空気圧シリンダや水圧シリンダ等の流体を利用したシリンダにより多関節型の作業装置を駆動する他の作業機械にも該当するものである。

なお、本発明は、上記の各実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲内の様々な変形例が含まれる。例えば、本発明は、上記の各実施の形態で説明した全ての構成を備えるものに限定されず、その構成の一部を削除したものも含まれる。また、ある実施の形態に係る構成の一部を、他の実施の形態に係る構成に追加又は置換することが可能である。

また、上記のシリンダ力演算システムに係る各機能を実現するプログラム、テーブル、ファイル等の情報は、メモリや、ハードディスク、ＳＳＤ（Solid State Drive）等の記憶装置、ＩＣカード、フラッシュメモリ、ＤＶＤ等の記録媒体に記憶することができる。また、上記では、実施の形態の説明に必要であると解される制御線や情報線を簡略して示したが、必ずしも製品に係る全ての制御線や情報線を正確に示しているとは限らない。すなわち、殆ど全ての構成が相互に接続されていることもある。

２…下部走行体、３…作業装置、４…上部作業体、５…ブーム、６…アーム、７…アタッチメント、９…ブームシリンダ、１１…アームシリンダ、１４…アタッチメント、１５〜２０圧力検出器、２１…加速度検出器、２２〜２４…変位検出器、２５…車体傾斜検出器、４１…演算処理装置、４１ａ…シリンダロッド速度演算部、４１ｂ…ストロークエンド判定部、４１ｃ…シリンダ力演算部、４１ｄ…シリンダ力算出部、４１ｅ…シリンダ力推定部、４１ｆ…損傷度演算部、４２…記憶装置、４３…表示装置、４４…入出力演算処理装置、４５…入力装置、５０…シリンダロッド、５２…ピストン、５３…シリンダチューブ、５４…ヘッドカバー、５５…ボトム側チャンバ、５６…ロッド側チャンバ、６０…ダンプトラック、６１…車体フレーム、６２…荷台、６３…ホイストシリンダ、６４…フロントサスペンション、６５…リヤサスペンション、７０…ホイールローダ、７２…作業装置、７３…アームシリンダ、７４…バケットシリンダ、７９…ステアリングシリンダ

Claims (4)

1. 多関節型の作業装置と、複数のシリンダとを備え、前記作業装置に含まれる各関節を前記複数のシリンダに含まれる１以上の異なるシリンダで駆動する作業機械において、
   当該作業機械に外部から荷重が作用したときに前記作業装置に生じる荷重変化を示す荷重関連パラメータを検出するための荷重関連パラメータ検出器と、
   前記荷重が作用したときの前記作業装置の姿勢を示す姿勢関連パラメータを検出するための姿勢関連パラメータ検出器と、
   前記荷重関連パラメータ検出器の出力値と前記姿勢関連パラメータ検出器の出力値に基づいて、前記荷重に起因して前記複数のシリンダのシリンダロッドに作用する外力をそれぞれ算出する演算部とを備え、
   前記荷重関連パラメータ検出器には、前記複数のシリンダそれぞれのロッド圧およびボトム圧を検出するための複数の圧力検出器が含まれており、
   前記演算部は、
   前記複数のシリンダの少なくとも１つのシリンダについての前記圧力検出器の出力値に基づいて、当該少なくとも１つのシリンダのシリンダロッドに作用する外力を算出する外力算出部と、
   当該外力算出部で算出された外力、前記荷重関連パラメータ検出器の出力値、および前記姿勢関連パラメータ検出器の出力値に基づいて、前記複数のシリンダから前記少なくとも１つのシリンダを除いた残りのシリンダのシリンダロッドに作用する外力を推定する外力推定部とを備えることを特徴とする作業機械。
2. 請求項１に記載の作業機械において、
   前記外力推定部は、前記荷重関連パラメータ検出器の出力値および前記姿勢関連パラメータ検出器の出力値を変数とする近似式を利用して、前記残りのシリンダのシリンダロッドに作用する外力を推定することを特徴とする作業機械。
3. 請求項２に記載の作業機械において、
   前記姿勢関連パラメータ検出器の出力値に基づいて前記複数のシリンダのそれぞれがストロークエンドにあるか否かを判定する判定部をさらに備え、
   前記外力算出部によって外力が算出される前記少なくとも１つのシリンダは、前記判定部によってストロークエンドにないと判定されたシリンダであり、
   前記外力推定部によって外力が推定される前記残りのシリンダは、前記判定部によってストロークエンドにあると判定されたシリンダであることを特徴とする作業機械。
4. 請求項１から３のいずれかに記載の作業機械において、
   前記外力算出部で算出された外力と前記外力推定部で推定された外力とに基づいて前記複数のシリンダごとの損傷度を算出し、当該損傷度に基づいて前記複数のシリンダごとの累積損傷度を算出する損傷度演算部と、
   当該損傷度演算部で算出された前記複数のシリンダごとの累積損傷度を報知する報知装置とをさらに備えることを特徴とする作業機械。

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