JP6475393B2 - 作業機械のポンプ制御システム - Google Patents
作業機械のポンプ制御システム Download PDFInfo
- Publication number
- JP6475393B2 JP6475393B2 JP2018508784A JP2018508784A JP6475393B2 JP 6475393 B2 JP6475393 B2 JP 6475393B2 JP 2018508784 A JP2018508784 A JP 2018508784A JP 2018508784 A JP2018508784 A JP 2018508784A JP 6475393 B2 JP6475393 B2 JP 6475393B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- pump
- horsepower
- pressure
- flow rate
- target
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Active
Links
Images
Classifications
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
- E02F9/20—Drives; Control devices
- E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
- E02F9/2221—Control of flow rate; Load sensing arrangements
- E02F9/2232—Control of flow rate; Load sensing arrangements using one or more variable displacement pumps
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
- E02F9/20—Drives; Control devices
- E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
- E02F9/20—Drives; Control devices
- E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
- E02F9/2221—Control of flow rate; Load sensing arrangements
- E02F9/2232—Control of flow rate; Load sensing arrangements using one or more variable displacement pumps
- E02F9/2235—Control of flow rate; Load sensing arrangements using one or more variable displacement pumps including an electronic controller
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
- E02F9/20—Drives; Control devices
- E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
- E02F9/2264—Arrangements or adaptations of elements for hydraulic drives
- E02F9/2267—Valves or distributors
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
- E02F9/20—Drives; Control devices
- E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
- E02F9/2278—Hydraulic circuits
- E02F9/2285—Pilot-operated systems
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
- E02F9/20—Drives; Control devices
- E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
- E02F9/2278—Hydraulic circuits
- E02F9/2292—Systems with two or more pumps
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
- E02F9/20—Drives; Control devices
- E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
- E02F9/2278—Hydraulic circuits
- E02F9/2296—Systems with a variable displacement pump
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
- F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
- F04B49/06—Control using electricity
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
- F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
- F04B49/06—Control using electricity
- F04B49/065—Control using electricity and making use of computers
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
- F15B11/02—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member
- F15B11/028—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member for controlling the actuating force
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
- F15B11/08—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with only one servomotor
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B21/00—Common features of fluid actuator systems; Fluid-pressure actuator systems or details thereof, not covered by any other group of this subclass
- F15B21/08—Servomotor systems incorporating electrically operated control means
- F15B21/087—Control strategy, e.g. with block diagram
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F3/00—Dredgers; Soil-shifting machines
- E02F3/04—Dredgers; Soil-shifting machines mechanically-driven
- E02F3/28—Dredgers; Soil-shifting machines mechanically-driven with digging tools mounted on a dipper- or bucket-arm, i.e. there is either one arm or a pair of arms, e.g. dippers, buckets
- E02F3/30—Dredgers; Soil-shifting machines mechanically-driven with digging tools mounted on a dipper- or bucket-arm, i.e. there is either one arm or a pair of arms, e.g. dippers, buckets with a dipper-arm pivoted on a cantilever beam, i.e. boom
- E02F3/32—Dredgers; Soil-shifting machines mechanically-driven with digging tools mounted on a dipper- or bucket-arm, i.e. there is either one arm or a pair of arms, e.g. dippers, buckets with a dipper-arm pivoted on a cantilever beam, i.e. boom working downwardly and towards the machine, e.g. with backhoes
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
- F04B2205/00—Fluid parameters
- F04B2205/06—Pressure in a (hydraulic) circuit
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
- F15B2211/205—Systems with pumps
- F15B2211/20507—Type of prime mover
- F15B2211/20523—Internal combustion engine
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
- F15B2211/205—Systems with pumps
- F15B2211/2053—Type of pump
- F15B2211/20546—Type of pump variable capacity
- F15B2211/20553—Type of pump variable capacity with pilot circuit, e.g. for controlling a swash plate
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/30—Directional control
- F15B2211/305—Directional control characterised by the type of valves
- F15B2211/30525—Directional control valves, e.g. 4/3-directional control valve
- F15B2211/3053—In combination with a pressure compensating valve
- F15B2211/30535—In combination with a pressure compensating valve the pressure compensating valve is arranged between pressure source and directional control valve
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/30—Directional control
- F15B2211/32—Directional control characterised by the type of actuation
- F15B2211/327—Directional control characterised by the type of actuation electrically or electronically
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/30—Directional control
- F15B2211/32—Directional control characterised by the type of actuation
- F15B2211/329—Directional control characterised by the type of actuation actuated by fluid pressure
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/60—Circuit components or control therefor
- F15B2211/605—Load sensing circuits
- F15B2211/6051—Load sensing circuits having valve means between output member and the load sensing circuit
- F15B2211/6054—Load sensing circuits having valve means between output member and the load sensing circuit using shuttle valves
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/60—Circuit components or control therefor
- F15B2211/63—Electronic controllers
- F15B2211/6303—Electronic controllers using input signals
- F15B2211/6306—Electronic controllers using input signals representing a pressure
- F15B2211/6309—Electronic controllers using input signals representing a pressure the pressure being a pressure source supply pressure
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/60—Circuit components or control therefor
- F15B2211/63—Electronic controllers
- F15B2211/6303—Electronic controllers using input signals
- F15B2211/6306—Electronic controllers using input signals representing a pressure
- F15B2211/6313—Electronic controllers using input signals representing a pressure the pressure being a load pressure
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/60—Circuit components or control therefor
- F15B2211/63—Electronic controllers
- F15B2211/6303—Electronic controllers using input signals
- F15B2211/6306—Electronic controllers using input signals representing a pressure
- F15B2211/6316—Electronic controllers using input signals representing a pressure the pressure being a pilot pressure
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/60—Circuit components or control therefor
- F15B2211/635—Circuits providing pilot pressure to pilot pressure-controlled fluid circuit elements
- F15B2211/6355—Circuits providing pilot pressure to pilot pressure-controlled fluid circuit elements having valve means
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/60—Circuit components or control therefor
- F15B2211/665—Methods of control using electronic components
- F15B2211/6652—Control of the pressure source, e.g. control of the swash plate angle
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/60—Circuit components or control therefor
- F15B2211/665—Methods of control using electronic components
- F15B2211/6654—Flow rate control
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/60—Circuit components or control therefor
- F15B2211/665—Methods of control using electronic components
- F15B2211/6655—Power control, e.g. combined pressure and flow rate control
Description
本発明は、油圧ショベル等の作業機械のポンプ制御システムに関し、特に斜軸式の油圧ポンプの流量制御(容量制御)を行う作業機械のポンプ制御システムに係る。
油圧ショベル等の作業機械には、操作装置の操作に応じてレギュレータ(ポンプ流量制御弁)を制御することでポンプ流量をポジティブに制御するポンプ流量制御装置を採用したものがある。この種のポンプ流量制御装置には、パイロット操作式の操作装置の操作圧でポンプ流量制御弁を直接制御するものの他、操作圧に基づいてコントローラによって目標ポンプ流量を決定してポンプ流量制御弁を制御するものもある(特許文献1等参照)。
ポンプ流量制御弁を直接操作圧で制御する場合、ポンプ流量の制御特性に操作装置の油圧的な特性が強く反映されるが、コントローラを用いてポンプ流量制御弁を制御する場合、操作装置の特性とは違った流量制御特性が得られる利点がある。また、コントローラで目標ポンプ流量を演算する際、基礎情報にポンプ圧を加えれば目標馬力で制限された目標ポンプ流量を演算することが可能である。この場合、ポンプ圧に対するポンプ流量を明確に制御でき、馬力制御の精度も向上する。
ところで、可変容量型の油圧ポンプの一つに斜軸式の油圧ポンプがあり、斜板式等の他方式の可変容量型の油圧ポンプに比べて高効率であるとされる。反面、容量が同程度の他方式の油圧ポンプに比べてシリンダブロックを含む可変容量機構が重く、操作量の変化に対する容量変化の応答が遅い傾向にある。そのため、斜軸式の油圧ポンプを対象としてコントローラによりポンプ流量制御弁を制御する場合、コントローラの指令に対する応答動作の遅れにより場面によっては圧力ハンチングが生じ易くなる。圧カハンチングが生じると、アクチュエータ動作の加速度の変動による操作性の低下、油圧ポンプやエンジンの過大トルクによる燃費の低下が生じ得る。
本発明は、コントローラの指令に対するポンプ流量制御の応答性を向上させ、斜軸式の油圧ポンプの圧力ハンチングを抑制することができる作業機械のポンプ制御システムを提供することを目的とする。
上記目的を達成するために、本発明は、被駆動部材を駆動する1つ以上のアクチュエータ、前記アクチュエータを駆動する圧油を吐出する可変容量型で斜軸式の油圧ポンプ、前記油圧ポンプから対応するアクチュエータに供給される圧油を制御する1つ以上のコントロールバルブ、操作に応じた操作圧を生成し対応するコントロールバルブに出力する1つ以上のパイロット操作式の操作装置、前記操作圧の元圧を生成するパイロットポンプ、対応する操作装置の操作圧を検出する1つ以上の操作圧センサ、及び前記油圧ポンプと前記アクチュエータとを接続する管路の圧力を負荷圧として検出する1つ以上の負荷圧センサを備えた作業機械のポンプ制御システムにおいて、前記油圧ポンプの制限馬力を規定する第1付勢力と前記油圧ポンプの吐出圧による第2付勢力を対向してスプールに作用させ、ポンプ吸収馬力が前記制限馬力を超えないように前記油圧ポンプの容量を制御するポンプ馬力制御弁と、1つ以上の前記操作圧センサで検出された操作圧及び前記負荷圧センサで検出された負荷圧に基づいて前記油圧ポンプの目標ポンプ流量を演算する目標ポンプ流量演算部と、対応する操作装置の操作圧に対応付けた関係から前記検出された操作圧に対応する要求馬力を演算し、前記要求馬力に基づいて目標馬力を演算する目標馬力演算部と、前記ポンプ馬力制御弁で規定される前記制限馬力で前記目標ポンプ流量が吐出されるように、前記目標ポンプ流量演算部で演算した目標ポンプ流量及び前記目標馬力演算部で演算した目標馬力に基づいて前記ポンプ馬力制御弁を制御するポンプ馬力制御部とを備えたことを特徴とする。
本発明によれば、コントローラの指令に対するポンプ流量制御の応答性を向上させ、斜軸式の油圧ポンプの圧力ハンチングを抑制することができる。
以下に図面を用いて本発明の実施の形態を説明する。
<第1実施形態>
(1−1)作業機械
図1は本発明の各実施形態に係るポンプ制御システムを適用する作業機械の一例である油圧ショベルの外観構成を表す斜視図である。以下の説明において断り書きのない場合は運転席の前方(同図中では左方向)を機体の前方とする。但し、油圧ショベルの例示は本発明に係るポンプ制御システムの適用対象を限定するものではなく、クレーンやブルドーザ、ホイールローダ等の他種の作業機械にも各実施形態に係るポンプ制御システムは適用され得る。
(1−1)作業機械
図1は本発明の各実施形態に係るポンプ制御システムを適用する作業機械の一例である油圧ショベルの外観構成を表す斜視図である。以下の説明において断り書きのない場合は運転席の前方(同図中では左方向)を機体の前方とする。但し、油圧ショベルの例示は本発明に係るポンプ制御システムの適用対象を限定するものではなく、クレーンやブルドーザ、ホイールローダ等の他種の作業機械にも各実施形態に係るポンプ制御システムは適用され得る。
図示した油圧ショベルは、走行体81、この走行体81上に設けた旋回体82、及びこの旋回体82に取り付けた作業機(フロント作業機)83を備えている。走行体81は、左右の履帯91により走行するクローラ式である。旋回体82は旋回輪94を介して走行体81の上部に設けられ、運転室90を備えている。運転室90内には、オペレータが着座する座席(不図示)、及びオペレータが操作する操作装置(図2の操作装置11等)が配置されている。作業機83は、旋回体82の前部に回動可能に取り付けたブーム84、ブーム84の先端に回動可能に取り付けたアーム85、及びアーム85の先端に回動可能に取り付けたバケット86を備えている。
油圧ショベルはまた、左右の走行モータ92、旋回モータ93、ブームシリンダ87、アームシリンダ88及びバケットシリンダ89をアクチュエータ(油圧アクチュエータ)として備えている。左右の走行モータ92は、走行体81の左右の履帯91をそれぞれ駆動する。旋回モータ93は旋回輪94を駆動して走行体81に対して旋回体82を旋回させる。ブームシリンダ87はブーム84を上下に駆動する。アームシリンダ88はアーム85をダンプ側(開く側)及びクラウド側(掻き込む側)に駆動する。バケットシリンダ89はバケット86をダンプ側及びクラウド側に駆動する。つまり、前述した履帯91や旋回輪94に加え、ブーム84、アーム85、バケット86が油圧アクチュエータで駆動される被駆動部材に相当する。
(1−2)油圧システム
図2は本発明の第1実施形態に係るポンプ制御システムを含む油圧システムの要部を表す回路図である。同図では特定の油圧アクチュエータ9の一方向の動作に関する回路を抜き出して表示しているが、他方向の動作(例えばブーム下げ動作)に関する回路も実際には存在する(図3参照)。また、油圧ポンプ2と油圧アクチュエータ9を各1つのみ図示しているが、1つの油圧ポンプ2で複数の油圧アクチュエータ9を駆動する回路構成とする場合もある。油圧アクチュエータ9は、本実施形態の場合、ブームシリンダ87、アームシリンダ88、バケットシリンダ89、走行モータ92、旋回モータ93のうちの少なくとも1つ(例えばブームシリンダ87)である。油圧アクチュエータ9がブームシリンダ87であるとすれば、前述した一方向動作は例えばブーム上げ動作である。
図2は本発明の第1実施形態に係るポンプ制御システムを含む油圧システムの要部を表す回路図である。同図では特定の油圧アクチュエータ9の一方向の動作に関する回路を抜き出して表示しているが、他方向の動作(例えばブーム下げ動作)に関する回路も実際には存在する(図3参照)。また、油圧ポンプ2と油圧アクチュエータ9を各1つのみ図示しているが、1つの油圧ポンプ2で複数の油圧アクチュエータ9を駆動する回路構成とする場合もある。油圧アクチュエータ9は、本実施形態の場合、ブームシリンダ87、アームシリンダ88、バケットシリンダ89、走行モータ92、旋回モータ93のうちの少なくとも1つ(例えばブームシリンダ87)である。油圧アクチュエータ9がブームシリンダ87であるとすれば、前述した一方向動作は例えばブーム上げ動作である。
図2に示した油圧システムは、油圧ポンプ2、パイロットポンプ3、操作装置11、コントロールバルブ4、高圧選択弁5、負荷圧センサ6、操作圧センサ7、表示装置14、及びポンプ制御システムを備えている。以下、各要素について説明していく。
(1−2.1)油圧ポンプ
油圧ポンプ2は斜軸式の油圧ポンプであり、入力軸がエンジン1の出力軸に連結されており、エンジン1により駆動されて作動油タンク8に貯留された作動油を吸い込んで油圧アクチュエータ9を駆動する圧油として吐出する。この油圧ポンプ2は可変容量型で、シリンダブロックを含む可変容量機構の入力軸に対する角度(傾転角)によって容量が変化する。パイロットポンプ3は固定容量型で、パイロット操作式の操作装置11で生成される操作圧pxの元圧を出力する。本実施形態ではパイロットポンプ3はエンジン1で駆動されるものとするが、別途設けたモータ(不図示)等で駆動される構成とする場合もある。
油圧ポンプ2は斜軸式の油圧ポンプであり、入力軸がエンジン1の出力軸に連結されており、エンジン1により駆動されて作動油タンク8に貯留された作動油を吸い込んで油圧アクチュエータ9を駆動する圧油として吐出する。この油圧ポンプ2は可変容量型で、シリンダブロックを含む可変容量機構の入力軸に対する角度(傾転角)によって容量が変化する。パイロットポンプ3は固定容量型で、パイロット操作式の操作装置11で生成される操作圧pxの元圧を出力する。本実施形態ではパイロットポンプ3はエンジン1で駆動されるものとするが、別途設けたモータ(不図示)等で駆動される構成とする場合もある。
なお、油圧ポンプ2を駆動するエンジン1(例えばディーゼルエンジン)の回転数はエンジンコントローラダイヤル(ECダイヤル)12によって設定される。ECダイヤル12は設定に応じた信号を機体コントローラ30に出力(回転数の設定を指示)するダイヤル式の操作装置である。ECダイヤル12によってエンジン1の回転数の指示可能範囲における最小値、最大値及びそれらの間の値を無段階に指示することができる。ECダイヤル12は、運転室90の内部において運転席に着いたオペレータの手の届く位置に設けられている。そして、エンジン1はエンジン制御装置10によって制御される。エンジン制御装置10は機体コントローラ30からの制御信号(ECダイヤル12の指示回転数等)に基づいてエンジン1の駆動を制御する他、エンジン1から得られる回転数や燃料噴射量等の情報を機体コントローラ30に出力する。
(1−2.2)操作装置
操作装置11は油圧アクチュエータ9の動作を指示する指令圧を生成するパイロット操作式の操作装置であり、同一の油圧ポンプ2で駆動する油圧アクチュエータ9の数に対応して少なくとも1つ設けられている。図2では油圧アクチュエータ9を一方向に動作させる回路を抜き出しているので操作レバー11aの一方向への操作に対応する信号ライン11bしか図示していない。しかし、実際には操作レバー11aは二方向に操作され、操作方向毎に信号ラインが存在する(図3の信号ライン11b,11c参照)。
操作装置11は油圧アクチュエータ9の動作を指示する指令圧を生成するパイロット操作式の操作装置であり、同一の油圧ポンプ2で駆動する油圧アクチュエータ9の数に対応して少なくとも1つ設けられている。図2では油圧アクチュエータ9を一方向に動作させる回路を抜き出しているので操作レバー11aの一方向への操作に対応する信号ライン11bしか図示していない。しかし、実際には操作レバー11aは二方向に操作され、操作方向毎に信号ラインが存在する(図3の信号ライン11b,11c参照)。
また、操作装置11は、運転室90の内部において運転席に着いたオペレータの手の届く位置に設けられている。図2では操作レバー装置を操作装置11の例としており、操作レバー11aの操作(操作量)に応じた操作圧pxをパイロットポンプ3の吐出圧p0を元圧として生成し、コントロールバルブ4に出力するようになっている。これによりコントロールバルブ4、ひいては油圧アクチュエータ9が駆動される。
(1−2.3)コントロールバルブ
コントロールバルブ4は、油圧ポンプ2から油圧アクチュエータ9に供給される圧油の方向及び流量を制御する例えば油圧駆動式の制御弁であり、油圧ポンプ2の吐出ライン2a上に設けられている。コントロールバルブ4は、同一の油圧ポンプ2で駆動される油圧アクチュエータ9の数に対応して1つ以上設けられる。図2では油圧アクチュエータ9の一方向動作の回路を示しているので油圧アクチュエータ9の一方の油室に接続するアクチュエータライン9aのみを図示しているが、実際には油圧アクチュエータ9の他方の油室に接続するアクチュエータラインも存在する。油圧ポンプ2の吐出ライン2aに対するアクチュエータラインの接続関係が操作装置11の操作方向に応じてコントロールバルブ4によって切り換えられ、油圧アクチュエータ9の動作方向が切り換わる。
コントロールバルブ4は、油圧ポンプ2から油圧アクチュエータ9に供給される圧油の方向及び流量を制御する例えば油圧駆動式の制御弁であり、油圧ポンプ2の吐出ライン2a上に設けられている。コントロールバルブ4は、同一の油圧ポンプ2で駆動される油圧アクチュエータ9の数に対応して1つ以上設けられる。図2では油圧アクチュエータ9の一方向動作の回路を示しているので油圧アクチュエータ9の一方の油室に接続するアクチュエータライン9aのみを図示しているが、実際には油圧アクチュエータ9の他方の油室に接続するアクチュエータラインも存在する。油圧ポンプ2の吐出ライン2aに対するアクチュエータラインの接続関係が操作装置11の操作方向に応じてコントロールバルブ4によって切り換えられ、油圧アクチュエータ9の動作方向が切り換わる。
(1−2.4)高圧選択弁
高圧選択弁5は、操作装置11の信号ライン11b,11c(図3も参照)上に設けられた例えばシャトル弁であり、信号ライン11b,11cの操作圧pxの高い方を選択して出力する。操作装置11から信号ライン11bに出力された操作圧pxは、コントロールバルブ4に出力される他、高圧選択弁5で選択された場合には信号ライン13にも出力される。操作装置11が複数ある場合、高圧選択弁5の数も操作装置11の数に対応して増加する。
高圧選択弁5は、操作装置11の信号ライン11b,11c(図3も参照)上に設けられた例えばシャトル弁であり、信号ライン11b,11cの操作圧pxの高い方を選択して出力する。操作装置11から信号ライン11bに出力された操作圧pxは、コントロールバルブ4に出力される他、高圧選択弁5で選択された場合には信号ライン13にも出力される。操作装置11が複数ある場合、高圧選択弁5の数も操作装置11の数に対応して増加する。
(1−2.5)センサ
負荷圧センサ6は油圧アクチュエータ9の負荷圧(アクチュエータ圧)py、操作圧センサ7は操作装置11の操作圧pxをそれぞれ検出し、機体コントローラ30(後述)に出力する。負荷圧センサ6はコントロールバルブ4と油圧アクチュエータ9の一方の油室(図2ではボトム側油室)とを接続するアクチュエータライン9aに設けられるが、油圧ポンプ2で駆動する油圧アクチュエータ9が1つのみの場合には吐出ライン2aに設けても良い。操作圧センサ7は、操作装置11と高圧選択弁5を接続する信号ライン11bに設けられている。図2では油圧アクチュエータ9の一方向動作に係る各1つの負荷圧センサ6と操作圧センサ7のみを図示しているが、他方向動作に係る負荷圧センサ6及び操作圧センサ7も実際には存在する。更に同一の油圧ポンプ2で複数の油圧アクチュエータ9を駆動する場合、油圧アクチュエータ9の数に対応した数の負荷圧センサ6及び操作圧センサ7が設けられる。つまり、負荷圧センサ6及び操作圧センサ7の組数は、油圧アクチュエータ9の数の倍になる。
負荷圧センサ6は油圧アクチュエータ9の負荷圧(アクチュエータ圧)py、操作圧センサ7は操作装置11の操作圧pxをそれぞれ検出し、機体コントローラ30(後述)に出力する。負荷圧センサ6はコントロールバルブ4と油圧アクチュエータ9の一方の油室(図2ではボトム側油室)とを接続するアクチュエータライン9aに設けられるが、油圧ポンプ2で駆動する油圧アクチュエータ9が1つのみの場合には吐出ライン2aに設けても良い。操作圧センサ7は、操作装置11と高圧選択弁5を接続する信号ライン11bに設けられている。図2では油圧アクチュエータ9の一方向動作に係る各1つの負荷圧センサ6と操作圧センサ7のみを図示しているが、他方向動作に係る負荷圧センサ6及び操作圧センサ7も実際には存在する。更に同一の油圧ポンプ2で複数の油圧アクチュエータ9を駆動する場合、油圧アクチュエータ9の数に対応した数の負荷圧センサ6及び操作圧センサ7が設けられる。つまり、負荷圧センサ6及び操作圧センサ7の組数は、油圧アクチュエータ9の数の倍になる。
(1−2.6)表示装置
表示装置14は、作業機械に関する各種の情報を表示する表示部14aの他、各種操作入力をするための操作部14b、入力信号に応じて各種情報の表示信号を出力する表示コントローラ(不図示)を備えている。表示コントローラは、機体コントローラ30からの指令に基づき、表示部14aに信号を出力して各種の計器類や機体情報を表示させる。表示部14aの表示情報によって、オペレータは作業機械の状況を確認できる。表示部14aはタッチパネル式の液晶モニタとして操作部14bを兼ねる構成としてもよい。表示装置14は、操作装置11、ECダイヤル12、機体コントローラ30と共に運転室90の内部に設けられている。
表示装置14は、作業機械に関する各種の情報を表示する表示部14aの他、各種操作入力をするための操作部14b、入力信号に応じて各種情報の表示信号を出力する表示コントローラ(不図示)を備えている。表示コントローラは、機体コントローラ30からの指令に基づき、表示部14aに信号を出力して各種の計器類や機体情報を表示させる。表示部14aの表示情報によって、オペレータは作業機械の状況を確認できる。表示部14aはタッチパネル式の液晶モニタとして操作部14bを兼ねる構成としてもよい。表示装置14は、操作装置11、ECダイヤル12、機体コントローラ30と共に運転室90の内部に設けられている。
(1−3)ポンプ制御システム
ポンプ制御システムは油圧ポンプ2のポンプ容量を制御するシステムである。ポンプ回転数が一定であればポンプ容量に比例して油圧ポンプ2の吐出流量(以下、ポンプ流量Qp)が変化するので、本実施形態では油圧ポンプ2の容量制御のことをポンプ流量制御と記載する。本実施形態に係るポンプ制御システムは、流量制御電磁弁16、馬力制御電磁弁17、レギュレータ20及び機体コントローラ30を備えている。機体コントローラ30によって流量制御電磁弁16及び馬力制御電磁弁17が制御され、流量制御電磁弁16や馬力制御電磁弁17、油圧ポンプ2の吐出圧(以下、ポンプ吐出圧Pp)によってレギュレータ20が制御される。そして、レギュレータ20によってポンプ流量が制御される。以下、各要素について順次説明していく。
ポンプ制御システムは油圧ポンプ2のポンプ容量を制御するシステムである。ポンプ回転数が一定であればポンプ容量に比例して油圧ポンプ2の吐出流量(以下、ポンプ流量Qp)が変化するので、本実施形態では油圧ポンプ2の容量制御のことをポンプ流量制御と記載する。本実施形態に係るポンプ制御システムは、流量制御電磁弁16、馬力制御電磁弁17、レギュレータ20及び機体コントローラ30を備えている。機体コントローラ30によって流量制御電磁弁16及び馬力制御電磁弁17が制御され、流量制御電磁弁16や馬力制御電磁弁17、油圧ポンプ2の吐出圧(以下、ポンプ吐出圧Pp)によってレギュレータ20が制御される。そして、レギュレータ20によってポンプ流量が制御される。以下、各要素について順次説明していく。
(1−3.1)流量制御電磁弁
流量制御電磁弁16は比例電磁弁であり、電流指令値である流量制御信号Sq[mA]で駆動され、高圧選択弁5から出力される操作圧pxを元圧として(減圧して)流量制御圧pqを生成する。流量制御圧pqはレギュレータ20のポンプ流量制御弁23(図3)を駆動する油圧信号である。本実施形態では流量制御圧pqの元圧を操作圧としているが、パイロットポンプ3の吐出圧p0を流量制御圧pqの元圧としても良い。流量制御圧pqが最小(本実施形態では0MPa)のときポンプ流量Qpは最小となり、流量制御圧pqが最大(本実施形態では4MPa)のときポンプ流量Qpは最大となる。
流量制御電磁弁16は比例電磁弁であり、電流指令値である流量制御信号Sq[mA]で駆動され、高圧選択弁5から出力される操作圧pxを元圧として(減圧して)流量制御圧pqを生成する。流量制御圧pqはレギュレータ20のポンプ流量制御弁23(図3)を駆動する油圧信号である。本実施形態では流量制御圧pqの元圧を操作圧としているが、パイロットポンプ3の吐出圧p0を流量制御圧pqの元圧としても良い。流量制御圧pqが最小(本実施形態では0MPa)のときポンプ流量Qpは最小となり、流量制御圧pqが最大(本実施形態では4MPa)のときポンプ流量Qpは最大となる。
(1−3.2)馬力制御電磁弁
馬力制御電磁弁17は比例電磁弁であり、電流指令値である馬力制御信号Sf[mA]で駆動され、パイロットポンプ3の吐出圧p0を元圧として(減圧して)油圧ポンプ2の制限馬力(以下、制限馬力F)の制御信号である馬力制御圧pfを生成する。馬力制御圧pfはレギュレータ20のポンプ馬力制御弁22(図3)を駆動する油圧信号である。後述するが、馬力制御圧pfによる付勢力はポンプ馬力制御弁22のばね力に合成され、この合成力(第1付勢力)が変化することでポンプ馬力制御弁22で規定される制限馬力Fが変化する。馬力制御圧pfが最小(例えば0MPa)のとき制限馬力Fは最大(最大制限馬力Fmax)になり、馬力制御圧pfが最大(例えば4MPa)のとき制限馬力Fは最小(最小制限馬力Fmin)になる。
馬力制御電磁弁17は比例電磁弁であり、電流指令値である馬力制御信号Sf[mA]で駆動され、パイロットポンプ3の吐出圧p0を元圧として(減圧して)油圧ポンプ2の制限馬力(以下、制限馬力F)の制御信号である馬力制御圧pfを生成する。馬力制御圧pfはレギュレータ20のポンプ馬力制御弁22(図3)を駆動する油圧信号である。後述するが、馬力制御圧pfによる付勢力はポンプ馬力制御弁22のばね力に合成され、この合成力(第1付勢力)が変化することでポンプ馬力制御弁22で規定される制限馬力Fが変化する。馬力制御圧pfが最小(例えば0MPa)のとき制限馬力Fは最大(最大制限馬力Fmax)になり、馬力制御圧pfが最大(例えば4MPa)のとき制限馬力Fは最小(最小制限馬力Fmin)になる。
(1−3.3)レギュレータ
図3はレギュレータ20の構成を関係要素と共に表した油圧回路図である。図3に示したレギュレータ20は、サーボピストン装置21、ポンプ馬力制御弁22、及びポンプ流量制御弁23を備えている。サーボピストン装置21、ポンプ馬力制御弁22、及びポンプ流量制御弁23の構成について順次説明していく。
図3はレギュレータ20の構成を関係要素と共に表した油圧回路図である。図3に示したレギュレータ20は、サーボピストン装置21、ポンプ馬力制御弁22、及びポンプ流量制御弁23を備えている。サーボピストン装置21、ポンプ馬力制御弁22、及びポンプ流量制御弁23の構成について順次説明していく。
・サーボピストン装置
サーボピストン装置21は、サーボピストン21a、大径シリンダ室21b、及び小径シリンダ室21cを備えている。サーボピストン21aは油圧ポンプ2の可変容量機構にリンクを介して連結されており、変位によってポンプ流量Qp(傾転角)を変化させるようになっている。小径シリンダ室21cにはパイロットポンプ3の吐出ライン3aに直接接続されており、パイロットポンプ3の吐出圧p0が常に入力される。大径シリンダ室21bは小径シリンダ室21cよりも受圧面積が大きい。本実施形態では大径シリンダ室21bに作用する圧力をサーボ圧と呼ぶ。大径シリンダ室21bには、ポンプ馬力制御弁22やポンプ流量制御弁23を介してパイロットポンプ3の吐出ライン3aが接続される。従って、サーボ圧が上昇すれば大径シリンダ室21b小径シリンダ室21cとの受圧面積差によってサーボピストン21aが図中左側に移動し、ポンプ流量Qpが減少する。反対に、サーボ圧が低下すれば小径シリンダ室21cに作用する付勢力でサーボピストン21aは図中右側に移動し、ポンプ流量Qpが増加する。
サーボピストン装置21は、サーボピストン21a、大径シリンダ室21b、及び小径シリンダ室21cを備えている。サーボピストン21aは油圧ポンプ2の可変容量機構にリンクを介して連結されており、変位によってポンプ流量Qp(傾転角)を変化させるようになっている。小径シリンダ室21cにはパイロットポンプ3の吐出ライン3aに直接接続されており、パイロットポンプ3の吐出圧p0が常に入力される。大径シリンダ室21bは小径シリンダ室21cよりも受圧面積が大きい。本実施形態では大径シリンダ室21bに作用する圧力をサーボ圧と呼ぶ。大径シリンダ室21bには、ポンプ馬力制御弁22やポンプ流量制御弁23を介してパイロットポンプ3の吐出ライン3aが接続される。従って、サーボ圧が上昇すれば大径シリンダ室21b小径シリンダ室21cとの受圧面積差によってサーボピストン21aが図中左側に移動し、ポンプ流量Qpが減少する。反対に、サーボ圧が低下すれば小径シリンダ室21cに作用する付勢力でサーボピストン21aは図中右側に移動し、ポンプ流量Qpが増加する。
・ポンプ馬力制御弁
ポンプ馬力制御弁22は油圧ポンプ2の吸収馬力が制限馬力Fを超えないようにサーボ圧を制御してポンプ流量Qpを制御するバルブであり、サーボピストン装置21とポンプ流量制御弁23の間に位置している。このポンプ馬力制御弁22は、圧力制御スプール22a(以下、スプール22a)、受圧室22b及びばね22sを備えている。スプール22aには、パイロットポンプ3の吐出ライン3a、作動油タンク8に接続するタンクライン8aのいずれかに、スプール位置によってサーボピストン21aの大径シリンダ室21bの接続先が切り換わるように流路が形成されている。受圧室22bはスプール22aの一方側に、ばね22sは他方側に設けられている。受圧室22bにはポンプ圧Ppが入力される。ばね22sは制限馬力Fの最大値(最大制限馬力Fmax)をばね力で規定するものであり、他方側からポンプ圧Ppによる付勢力に対向してスプール22aを付勢している。この構成により、ポンプ吸収馬力の最大値が最大制限馬力Fmaxで制限される。つまり、最大制限馬力Fmax以上のポンプ吸収馬力が要求される場面では、ポンプ圧Ppの増減によってスプール22aが駆動され、ポンプ吸収馬力が一定(=最大制限馬力Fmax)となるようにポンプ流量Qpが変化する。具体的には、最大制限馬力Fmax以上のポンプ吸収馬力が要求される場合、ポンプ圧Ppが上がればスプール22aが左行して大径シリンダ室21bがパイロットポンプ3に接続され、サーボピストン21aが左行してポンプ流量Qpが減少する。反対にポンプ圧Ppが下がればスプール22aが右行して大径シリンダ室21bが作動油タンク8に接続され、サーボピストン21aが右行してポンプ流量Qpが増加する。
ポンプ馬力制御弁22は油圧ポンプ2の吸収馬力が制限馬力Fを超えないようにサーボ圧を制御してポンプ流量Qpを制御するバルブであり、サーボピストン装置21とポンプ流量制御弁23の間に位置している。このポンプ馬力制御弁22は、圧力制御スプール22a(以下、スプール22a)、受圧室22b及びばね22sを備えている。スプール22aには、パイロットポンプ3の吐出ライン3a、作動油タンク8に接続するタンクライン8aのいずれかに、スプール位置によってサーボピストン21aの大径シリンダ室21bの接続先が切り換わるように流路が形成されている。受圧室22bはスプール22aの一方側に、ばね22sは他方側に設けられている。受圧室22bにはポンプ圧Ppが入力される。ばね22sは制限馬力Fの最大値(最大制限馬力Fmax)をばね力で規定するものであり、他方側からポンプ圧Ppによる付勢力に対向してスプール22aを付勢している。この構成により、ポンプ吸収馬力の最大値が最大制限馬力Fmaxで制限される。つまり、最大制限馬力Fmax以上のポンプ吸収馬力が要求される場面では、ポンプ圧Ppの増減によってスプール22aが駆動され、ポンプ吸収馬力が一定(=最大制限馬力Fmax)となるようにポンプ流量Qpが変化する。具体的には、最大制限馬力Fmax以上のポンプ吸収馬力が要求される場合、ポンプ圧Ppが上がればスプール22aが左行して大径シリンダ室21bがパイロットポンプ3に接続され、サーボピストン21aが左行してポンプ流量Qpが減少する。反対にポンプ圧Ppが下がればスプール22aが右行して大径シリンダ室21bが作動油タンク8に接続され、サーボピストン21aが右行してポンプ流量Qpが増加する。
このとき、本実施形態ではポンプ圧Ppに加えて馬力制御圧pfが受圧室22bに入力され、ばね22sによる付勢力に対向して馬力制御圧pfによる付勢力がスプール22aに作用する。そのため、馬力制御圧pfによる付勢力がばね22sによる付勢力に合成される(馬力制御圧pfによる付勢力でばね力が一部相殺される)。つまり、ポンプ圧Ppに対向してスプール22aに作用する合成力で制限馬力Fが規定され、制限馬力Fは馬力制御圧pfによって変化する。本実施形態では、馬力制御圧pfが最小のときに制限馬力Fは最大制限馬力Fmaxとなり、最大のときに最小制限馬力Fminになる。本願明細書では、ばね22sによる付勢力と馬力制御圧pfによる付勢力との合成力を第1付勢力、ポンプ圧Ppによる付勢力を第2付勢力と呼ぶ。
なお、本実施形態では、本実施形態では、ポンプ馬力制御弁22で規定される最小制限馬力Fmin(図4)について最小ポンプ流量に対応するポンプ圧が最小ポンプ圧より大きくなるように、ポンプ馬力制御弁22等が構成してある。これは、馬力制御圧pfの最大値、受圧室22dの受圧面積、ばね22sのばね力、スプール22aのストローク量、流路構成等の設定による。
図4はポンプ馬力制御弁22により規定される制限馬力Fの説明図である。同図中の最大制限馬力Fmaxは、馬力制御圧pfが最小(例えば0MPa)のときのポンプ圧Ppに対するポンプ流量Qpの特性であり、油圧ポンプ2はこの場合に最も大きな馬力を出力することができる。馬力制御圧pfが最大(例えば4MPa)のときのポンプ圧Ppに対するポンプ流量Qpの特性が最小制限馬力Fminである。この場合に油圧ポンプ2の出力可能な馬力が最も小さく抑えられる。制限馬力F(最大制限馬力Fmax、最小制限馬力Fminを含む)はポンプ馬力制御弁22の第1付勢力により規定されるため、圧力×流量が一定となる曲線ではなく、ばね22sで与えられる直線状(折れ線状)の特性となっている。制限馬力Fは馬力制御圧pfに応じてFmax,Fminの間でポンプ圧軸方向(同図の横軸方向)に平行移動する。
なお、最大制限馬力Fmaxを基準とする制限馬力Fのポンプ圧軸方向の偏差量を本実施形態では補正値ΔPと呼ぶ。馬力制御圧pf、補正値ΔP及び馬力制御信号Sfは、油圧ポンプ2やレギュレータ20、馬力制御電磁弁17の特性(仕様)によって関係性が定まるため相互に換算できる。
・ポンプ流量制御弁
ポンプ流量制御弁23は流量制御圧pqで駆動してサーボ圧を制御してポンプ流量Qpを制御するバルブであり、流量制御スプール23a(以下、スプール23a)、受圧室23b及びばね23sを備えている。スプール23aには、パイロットポンプ3の吐出ライン3a、作動油タンク8に接続するタンクライン8aのいずれかに、ポジションによってサーボピストン21aの大径シリンダ室21bの接続先が切り換わるように流路が形成されている。ばね23sはスプール23aの一方側に、受圧室23bは他方側に設けられている。受圧室23bには流量制御圧pqが入力され、流量制御圧pqによる付勢力の増減でスプール23aが移動する。このような構成により、操作装置11の操作量に応じて流量制御圧pqが上がればスプール23aが右行して大径シリンダ室21bが作動油タンク8に接続され、サーボピストン21aが右行してポンプ流量Qpが増加する。流量制御圧pqが下がればスプール23aが左行して大径シリンダ室21bがパイロットポンプ3に接続され、サーボピストン21aが左行してポンプ流量Qpが減少する。これにより操作装置11の操作量に応じてポンプ容量が制御される。
ポンプ流量制御弁23は流量制御圧pqで駆動してサーボ圧を制御してポンプ流量Qpを制御するバルブであり、流量制御スプール23a(以下、スプール23a)、受圧室23b及びばね23sを備えている。スプール23aには、パイロットポンプ3の吐出ライン3a、作動油タンク8に接続するタンクライン8aのいずれかに、ポジションによってサーボピストン21aの大径シリンダ室21bの接続先が切り換わるように流路が形成されている。ばね23sはスプール23aの一方側に、受圧室23bは他方側に設けられている。受圧室23bには流量制御圧pqが入力され、流量制御圧pqによる付勢力の増減でスプール23aが移動する。このような構成により、操作装置11の操作量に応じて流量制御圧pqが上がればスプール23aが右行して大径シリンダ室21bが作動油タンク8に接続され、サーボピストン21aが右行してポンプ流量Qpが増加する。流量制御圧pqが下がればスプール23aが左行して大径シリンダ室21bがパイロットポンプ3に接続され、サーボピストン21aが左行してポンプ流量Qpが減少する。これにより操作装置11の操作量に応じてポンプ容量が制御される。
ポンプ流量制御弁23はポンプ馬力制御弁22と直列にサーボピストン装置21に接続されており、ポンプ馬力制御弁22で制御される圧力とポンプ流量制御弁23で制御される圧力のうち低い方がサーボ圧となる。つまり、ポンプ馬力制御弁22で規定される値とポンプ流量制御弁23で規定される値のうち小さい方にポンプ流量Qpが油圧的に制御される。
図5はポンプ流量制御弁により規定される制限ポンプ流量の説明図である。同図中の最大ポンプ流量Qmaxは、制限馬力Fに掛からない前提で、流量制御圧pqが最大(4MPa)のときのポンプ圧Ppに対するポンプ流量Qpの特性である。つまりポジコン制御によるポンプ流量Qpの最大値である。反対に、流量制御圧pqが最小(0MPa)のときのポンプ流量Qpのポンプ圧Ppに対する特性が最小ポンプ流量Qmin(ポジコン制御によるポンプ流量Qpの最小値)である。後述する目標ポンプ流量Qtarは流量制御圧pqに応じてQmin,Qmaxの間で変化する。
流量制御圧pq、目標ポンプ流量Qtar及び流量制御信号Sqは、油圧ポンプ2やレギュレータ20、流量制御電磁弁16の特性(仕様)によって関係性が定まるため相互に換算できる。
(1−3.4)機体コントローラ
図6は機体コントローラ30の模式図である。機体コントローラ30は作業機械全体の動作を制御するものであり、負荷圧センサ6、操作圧センサ7、ECダイヤル12等からの信号を入力し、これら信号に基づいてエンジン制御装置10や流量制御電磁弁16、馬力制御電磁弁17等に指令信号を出力する。このうち特に流量制御電磁弁16や馬力制御電磁弁17に指令信号(流量制御信号Sq、馬力制御信号Sf)を出力しポンプ流量Qpを制御する機能を果たすものとして、機体コントローラ30にはポンプコントローラ31が含まれている。
図6は機体コントローラ30の模式図である。機体コントローラ30は作業機械全体の動作を制御するものであり、負荷圧センサ6、操作圧センサ7、ECダイヤル12等からの信号を入力し、これら信号に基づいてエンジン制御装置10や流量制御電磁弁16、馬力制御電磁弁17等に指令信号を出力する。このうち特に流量制御電磁弁16や馬力制御電磁弁17に指令信号(流量制御信号Sq、馬力制御信号Sf)を出力しポンプ流量Qpを制御する機能を果たすものとして、機体コントローラ30にはポンプコントローラ31が含まれている。
(1−4)ポンプコントローラ
ポンプコントローラ31は、入力部32、記憶部33、ポンプ流量制御部34及びポンプ馬力制御部35を備えている。入力部32は、1つ以上の操作圧センサ7で検出された操作圧px、1つ以上の負荷圧センサ6で検出された負荷圧pyを入力する機能部である。記憶部33は馬力制御信号Sf及び流量制御信号Sqを演算し出力するために必要なプログラムや制御テーブル(後述)等の情報を記憶している。ポンプ流量制御部34及びポンプ馬力制御部35について次に説明する。
ポンプコントローラ31は、入力部32、記憶部33、ポンプ流量制御部34及びポンプ馬力制御部35を備えている。入力部32は、1つ以上の操作圧センサ7で検出された操作圧px、1つ以上の負荷圧センサ6で検出された負荷圧pyを入力する機能部である。記憶部33は馬力制御信号Sf及び流量制御信号Sqを演算し出力するために必要なプログラムや制御テーブル(後述)等の情報を記憶している。ポンプ流量制御部34及びポンプ馬力制御部35について次に説明する。
(1−4.1)ポンプ流量制御部
図7はポンプ流量制御部34及びポンプ馬力制御部35の機能ブロック図である。同図に示したように、ポンプ流量制御部34は、目標馬力演算部41、目標ポンプ流量演算部42及び第2出力部46を備えている。ポンプ流量制御部34は、操作圧pxに応じて決まる目安の要求馬力Freqで油圧アクチュエータ9が動作するための目標ポンプ流量Qtarを決定するものである。本実施形態のポンプ流量制御部34は、併せて目標ポンプ流量Qtarに基づいてポジティブに(能動的に)ポンプ流量Qpを制御する機能を果たす。ポンプ流量制御部34で演算及び制御されるポンプ流量は目標馬力Ftar(後述)で油圧ポンプ2が動作することを前提としている。この観点で、本願明細書では、ポンプ流量制御部34の機能を便宜的に「電子馬力制御」と呼ぶ。以下、各要素について説明する。
図7はポンプ流量制御部34及びポンプ馬力制御部35の機能ブロック図である。同図に示したように、ポンプ流量制御部34は、目標馬力演算部41、目標ポンプ流量演算部42及び第2出力部46を備えている。ポンプ流量制御部34は、操作圧pxに応じて決まる目安の要求馬力Freqで油圧アクチュエータ9が動作するための目標ポンプ流量Qtarを決定するものである。本実施形態のポンプ流量制御部34は、併せて目標ポンプ流量Qtarに基づいてポジティブに(能動的に)ポンプ流量Qpを制御する機能を果たす。ポンプ流量制御部34で演算及び制御されるポンプ流量は目標馬力Ftar(後述)で油圧ポンプ2が動作することを前提としている。この観点で、本願明細書では、ポンプ流量制御部34の機能を便宜的に「電子馬力制御」と呼ぶ。以下、各要素について説明する。
・目標馬力演算部
目標馬力演算部41は、対応する操作装置11の操作圧pxに対応付けた関係から1つ以上の操作圧センサ7で検出された操作圧pxに対応する要求馬力Freqを演算し、1つ以上の要求馬力Freqに基づいて目標馬力Ftarを演算する機能部である。上記のように、要求馬力Freqは、操作圧pxに対して対応する油圧アクチュエータ9で必要とされる馬力の目安であり、目標馬力Ftarは要求馬力Freqの合計値である(要求馬力Freqが1つの場合、Ftar=Freq)。要求馬力Freqが油圧アクチュエータ9に要求される馬力であるのに対し、目標馬力Ftarは油圧ポンプ2に要求される馬力である。本実施形態では、操作圧pxに対する要求馬力Freqの関係を規定した制御テーブルが記憶部33に記憶されている。操作圧pxの入力に伴って目標馬力演算部41は記憶部33から対応する制御テーブルを読み込み、読み込んだ制御テーブルを用いて操作圧pxに対応する要求馬力Freqを演算する。
目標馬力演算部41は、対応する操作装置11の操作圧pxに対応付けた関係から1つ以上の操作圧センサ7で検出された操作圧pxに対応する要求馬力Freqを演算し、1つ以上の要求馬力Freqに基づいて目標馬力Ftarを演算する機能部である。上記のように、要求馬力Freqは、操作圧pxに対して対応する油圧アクチュエータ9で必要とされる馬力の目安であり、目標馬力Ftarは要求馬力Freqの合計値である(要求馬力Freqが1つの場合、Ftar=Freq)。要求馬力Freqが油圧アクチュエータ9に要求される馬力であるのに対し、目標馬力Ftarは油圧ポンプ2に要求される馬力である。本実施形態では、操作圧pxに対する要求馬力Freqの関係を規定した制御テーブルが記憶部33に記憶されている。操作圧pxの入力に伴って目標馬力演算部41は記憶部33から対応する制御テーブルを読み込み、読み込んだ制御テーブルを用いて操作圧pxに対応する要求馬力Freqを演算する。
図8は目標馬力演算部41に読み込まれる制御テーブルを例示した図である。同図に示した通り、要求馬力Freqの特性は、例えば操作圧pxの増加に伴って増加するように設定されている。操作装置11が複数ある場合、各操作装置11の操作方向毎に、同図に示したような要求馬力Freqの特性が用意される。また、複合操作用の特性として、同一の操作装置11の同一方向の操作であっても同時にどの操作装置11が操作されるかによって異なる要求馬力Freqの特性が用意される。複合操作の場合、各要求馬力Freqは言わば目標馬力Ftarの内訳であるため、同一の操作装置11の同一方向の操作であっても、単独操作用の特性に比べて低く設定される。そして、単独操作がされた場合、目標馬力演算部41は、入力された操作圧pxの種類に対応する特性を記憶部33から読み出し、特性を基に操作圧pxに応じた単一の要求馬力Freqを目標馬力Ftarとして演算する。複合操作がされた場合、目標馬力演算部41は、入力された複数の操作圧pxの種類及び組み合わせに応じて複数の特性を記憶部33から読み出し、各特性を基に演算した操作圧px毎の複数の要求馬力Freqを合計して目標馬力Ftarを演算する。要求流量演算部44には要求馬力Freqが出力され、ポンプ馬力制御部35には目標馬力Ftarが出力される。
・目標ポンプ流量演算部
目標ポンプ流量演算部42は、1つ以上の操作圧センサ7で検出された操作圧px及び1つ以上の負荷圧センサ6で検出された負荷圧pyに基づいて油圧ポンプ2の目標ポンプ流量Qtarを演算する機能部である。この目標ポンプ流量演算部42は、要求流量演算部44、制限流量演算部43、選択出力部45を備えている。
目標ポンプ流量演算部42は、1つ以上の操作圧センサ7で検出された操作圧px及び1つ以上の負荷圧センサ6で検出された負荷圧pyに基づいて油圧ポンプ2の目標ポンプ流量Qtarを演算する機能部である。この目標ポンプ流量演算部42は、要求流量演算部44、制限流量演算部43、選択出力部45を備えている。
・要求流量演算部
要求流量演算部44は、目標馬力演算部41で演算された1つ以上の要求馬力Freqと対応する負荷圧pyとに基づいて要求流量Qreqを演算する機能部である。ここで演算される要求流量Qreqは、対応する油圧アクチュエータ9が要求馬力Freqで動作するために要求されるポンプ流量Qpである。本実施形態の要求流量演算部44は乗算器と除算器で構成されており、(式1)で要求流量Qreqが演算される。
Qreq=(Freq/py)×60 …(式1)
単位は、この例では、要求流量Qreq[L/min]、要求馬力Freq[kW]、負荷圧py[MPa]である。
要求流量演算部44は、目標馬力演算部41で演算された1つ以上の要求馬力Freqと対応する負荷圧pyとに基づいて要求流量Qreqを演算する機能部である。ここで演算される要求流量Qreqは、対応する油圧アクチュエータ9が要求馬力Freqで動作するために要求されるポンプ流量Qpである。本実施形態の要求流量演算部44は乗算器と除算器で構成されており、(式1)で要求流量Qreqが演算される。
Qreq=(Freq/py)×60 …(式1)
単位は、この例では、要求流量Qreq[L/min]、要求馬力Freq[kW]、負荷圧py[MPa]である。
なお、厳密には(式1)で演算された値の合計値が要求流量Qreqである。従って、目標馬力演算部41で複数の要求馬力Freqが演算された場合は、各要求馬力Freqと対応する負荷圧pyから(式1)でそれぞれ求めた複数の値の合計値を要求流量Qreqとして出力する。目標馬力演算部41で単一の要求馬力Freqが演算された場合は、その要求馬力Freqと対応する負荷圧pyから(式1)で求めた値が要求流量Qreqとなる。
・制限流量演算部
制限流量演算部43は、操作圧pxのみに応じた油圧ポンプ2の制限流量Qlimを演算する機能部である。ここで求める制限流量Qlimは、単純に操作圧pxのみに対応して変化するポンプ流量Qpの制限値である。言い換えれば、ポンプ馬力制御弁22による馬力制限が働かない条件で、操作圧pxに対して油圧ポンプ2が吐出し得る最大のポンプ流量Qpである。本実施形態では、操作圧pxに対する制限流量Qlimの関係を規定した制御テーブルが記憶部33に記憶されている。制限流量演算部43は操作圧pxの入力に伴って記憶部33から対応する制御テーブルを読み込み、読み込んだ制御テーブルを用いて操作圧pxに応じた制限流量Qlimを演算する。
制限流量演算部43は、操作圧pxのみに応じた油圧ポンプ2の制限流量Qlimを演算する機能部である。ここで求める制限流量Qlimは、単純に操作圧pxのみに対応して変化するポンプ流量Qpの制限値である。言い換えれば、ポンプ馬力制御弁22による馬力制限が働かない条件で、操作圧pxに対して油圧ポンプ2が吐出し得る最大のポンプ流量Qpである。本実施形態では、操作圧pxに対する制限流量Qlimの関係を規定した制御テーブルが記憶部33に記憶されている。制限流量演算部43は操作圧pxの入力に伴って記憶部33から対応する制御テーブルを読み込み、読み込んだ制御テーブルを用いて操作圧pxに応じた制限流量Qlimを演算する。
図9は制限流量演算部43に読み込まれる制御テーブルを例示した図である。同図に示した通り、制限流量Qlimの特性は、例えば操作圧pxの増加に伴って増加するように設定されている。要求馬力Freqの特性と同様、操作装置11が複数ある場合、各操作装置11の操作方向毎に、同図に示したような制限流量Qlimの特性が用意される。また、複合操作用の特性として、同一の操作装置11の同一方向の操作であっても、同時にされる操作種別によって異なる制限流量Qlimの特性が用意される。同一の操作装置11の同一方向の操作であっても、複合操作用の制限流量Qlimは単独操作用の特性に比べて低く設定される。そして、単独操作がされた場合、制限流量演算部43は、入力された操作圧pxの種類に対応する特性を記憶部33から読み出し、特性を基に操作圧pxに応じた単一の制限流量Qlimを演算する。複合操作がされた場合、制限流量演算部43は、入力された複数の操作圧pxの種類及び組み合わせに応じて複数の特性を記憶部33から読み出し、操作圧px毎の制限流量Qlimを合計する(合計値が最終的な制限流量Qlimである)。
・選択出力部
選択出力部45は、制限流量Qlim及び要求流量Qreqの小さい方を目標ポンプ流量Qtarとして選択し、目標ポンプ圧演算部51(後述)、基準ポンプ圧演算部52(後述)及び第2出力部46に目標ポンプ流量Qtarの値を出力する機能部である。
選択出力部45は、制限流量Qlim及び要求流量Qreqの小さい方を目標ポンプ流量Qtarとして選択し、目標ポンプ圧演算部51(後述)、基準ポンプ圧演算部52(後述)及び第2出力部46に目標ポンプ流量Qtarの値を出力する機能部である。
・第2出力部
第2出力部46は、選択出力部45から入力された目標ポンプ流量Qtarに応じた流量制御信号Sq[mA]を生成して出力し、流量制御電磁弁16に出力する機能部である。流量制御信号Sqによりソレノイドが励磁されることで流量制御電磁弁16の開度が制御され、流量制御電磁弁16で流量制御圧pqが生成されてポンプ流量制御弁23が駆動される。これにより目標ポンプ流量Qtarが吐出されるように油圧ポンプ2の容量がポジティブに制御され。
第2出力部46は、選択出力部45から入力された目標ポンプ流量Qtarに応じた流量制御信号Sq[mA]を生成して出力し、流量制御電磁弁16に出力する機能部である。流量制御信号Sqによりソレノイドが励磁されることで流量制御電磁弁16の開度が制御され、流量制御電磁弁16で流量制御圧pqが生成されてポンプ流量制御弁23が駆動される。これにより目標ポンプ流量Qtarが吐出されるように油圧ポンプ2の容量がポジティブに制御され。
(1−4.2)ポンプ馬力制御部
ポンプ馬力制御部35は、目標ポンプ圧演算部51、基準ポンプ圧演算部52、補正値演算部53、リミッタ54及び第1出力部55を備えている。ポンプ馬力制御部35は、ポンプ流量制御部34で決定した目標ポンプ流量Qpで油圧ポンプ2の馬力が目標馬力Ftarとなるように制限馬力Fを制御する機能を果たす。言い換えれば、制限馬力Fを目標馬力Ftarにコントロールすることによってポンプ流量Qpを目標ポンプ流量Qtarに制御する機能を果たす。以下、各要素について説明する。
ポンプ馬力制御部35は、目標ポンプ圧演算部51、基準ポンプ圧演算部52、補正値演算部53、リミッタ54及び第1出力部55を備えている。ポンプ馬力制御部35は、ポンプ流量制御部34で決定した目標ポンプ流量Qpで油圧ポンプ2の馬力が目標馬力Ftarとなるように制限馬力Fを制御する機能を果たす。言い換えれば、制限馬力Fを目標馬力Ftarにコントロールすることによってポンプ流量Qpを目標ポンプ流量Qtarに制御する機能を果たす。以下、各要素について説明する。
・目標ポンプ圧演算部
目標ポンプ圧演算部51は、目標馬力Ftarについて目標ポンプ流量Qtarに対応する目標ポンプ圧Ptarを演算する機能部である。目標ポンプ圧Ptarは、目標馬力Ftarで目標ポンプ流量Qtarを吐出する場合に掛かるポンプ圧Ppである。制限馬力Fが目標馬力Ftarに制御されると、ポンプ馬力制御弁22による馬力制御が働いた状態でポンプ流量制御部34によってポンプ流量Qpがネガティブに制御され、目標ポンプ圧Ptarで目標ポンプ流量Qtarが吐出される狙いになる。本実施形態の目標ポンプ圧演算部51は乗算器と除算器で構成されており、(式2)によって目標ポンプ圧Ptarが演算される。
Ptar=(Ftar/Qtar)×60 …(式2)
単位は、この例では、目標ポンプ圧Ptar[MPa]、目標馬力Ftar[kW]、目標ポンプ流量Qtar[L/min]である。
目標ポンプ圧演算部51は、目標馬力Ftarについて目標ポンプ流量Qtarに対応する目標ポンプ圧Ptarを演算する機能部である。目標ポンプ圧Ptarは、目標馬力Ftarで目標ポンプ流量Qtarを吐出する場合に掛かるポンプ圧Ppである。制限馬力Fが目標馬力Ftarに制御されると、ポンプ馬力制御弁22による馬力制御が働いた状態でポンプ流量制御部34によってポンプ流量Qpがネガティブに制御され、目標ポンプ圧Ptarで目標ポンプ流量Qtarが吐出される狙いになる。本実施形態の目標ポンプ圧演算部51は乗算器と除算器で構成されており、(式2)によって目標ポンプ圧Ptarが演算される。
Ptar=(Ftar/Qtar)×60 …(式2)
単位は、この例では、目標ポンプ圧Ptar[MPa]、目標馬力Ftar[kW]、目標ポンプ流量Qtar[L/min]である。
・基準ポンプ圧演算部
基準ポンプ圧演算部52は、ポンプ馬力制御弁22のばね22sの特性によって直線(折れ線)で規定された基準制限馬力(本例では図4に示した最大制限馬力Fmax)について目標ポンプ流量Qtarに対応する基準ポンプ圧Prefを演算する機能部である。本実施形態では、最大制限馬力Fmaxにおけるポンプ流量Qpに対するポンプ圧Ppの特性を表した制御テーブルが記憶部33に記憶されている。基準ポンプ圧演算部52は目標ポンプ流量Qtarの入力に伴って記憶部33から制御テーブルを読み込み、目標ポンプ流量Qtarに対応する基準ポンプ圧Prefを演算する。図10は基準ポンプ圧演算部52に読み込まれる制御テーブルを例示した図である。図10に示した特性は、図4に示した最大制限馬力Fmax(馬力制御圧pf=0MPa)について横軸と縦軸を入れ換えたものに等しい。
基準ポンプ圧演算部52は、ポンプ馬力制御弁22のばね22sの特性によって直線(折れ線)で規定された基準制限馬力(本例では図4に示した最大制限馬力Fmax)について目標ポンプ流量Qtarに対応する基準ポンプ圧Prefを演算する機能部である。本実施形態では、最大制限馬力Fmaxにおけるポンプ流量Qpに対するポンプ圧Ppの特性を表した制御テーブルが記憶部33に記憶されている。基準ポンプ圧演算部52は目標ポンプ流量Qtarの入力に伴って記憶部33から制御テーブルを読み込み、目標ポンプ流量Qtarに対応する基準ポンプ圧Prefを演算する。図10は基準ポンプ圧演算部52に読み込まれる制御テーブルを例示した図である。図10に示した特性は、図4に示した最大制限馬力Fmax(馬力制御圧pf=0MPa)について横軸と縦軸を入れ換えたものに等しい。
・補正値演算部
補正値演算部53は、基準ポンプ圧Prefから目標ポンプ圧Ptarを減算して最大制限馬力Fmaxに対する制限馬力Fの補正量である補正値ΔPを演算する機能部である。補正値ΔPは、制限馬力F、目標ポンプ圧Ptar及び目標ポンプ流量Qtarの条件で油圧ポンプ2が動作するように、圧力流量座標系において最大制限馬力Fmaxを基準とする制限馬力Fの補正量(制御線シフト量)に相当する。
補正値演算部53は、基準ポンプ圧Prefから目標ポンプ圧Ptarを減算して最大制限馬力Fmaxに対する制限馬力Fの補正量である補正値ΔPを演算する機能部である。補正値ΔPは、制限馬力F、目標ポンプ圧Ptar及び目標ポンプ流量Qtarの条件で油圧ポンプ2が動作するように、圧力流量座標系において最大制限馬力Fmaxを基準とする制限馬力Fの補正量(制御線シフト量)に相当する。
・リミッタ
リミッタ54は、補正値演算部53で演算される補正値ΔPを0(ゼロ)以上の値に制限する機能部である。圧力流量座標系において直線(折れ線)で規定される制限馬力Fと曲線で規定される目標馬力Ftarの形状が異なるため、条件によっては目標ポンプ圧Ptarが基準ポンプ圧Prefより大きく補正値ΔP<0となり得る。しかし、最大制限馬力Fmaxは増加させられないため、本実施形態では補正値ΔPの最小値をリミッタ54で0に制限している。リミッタ54により、ΔP≧0の場合はΔP、ΔP<0の場合は0が補正値ΔPとして出力される。
リミッタ54は、補正値演算部53で演算される補正値ΔPを0(ゼロ)以上の値に制限する機能部である。圧力流量座標系において直線(折れ線)で規定される制限馬力Fと曲線で規定される目標馬力Ftarの形状が異なるため、条件によっては目標ポンプ圧Ptarが基準ポンプ圧Prefより大きく補正値ΔP<0となり得る。しかし、最大制限馬力Fmaxは増加させられないため、本実施形態では補正値ΔPの最小値をリミッタ54で0に制限している。リミッタ54により、ΔP≧0の場合はΔP、ΔP<0の場合は0が補正値ΔPとして出力される。
・第1出力部
第1出力部55は、補正値ΔPに応じた馬力制御信号Sf[mA]を生成し、馬力制御電磁弁17に出力する機能部である。馬力制御信号Sfによりソレノイドが励磁されることで馬力制御電磁弁17の開度が制御され、馬力制御電磁弁17で馬力制御圧pfが生成されてポンプ馬力制御弁22に付加される。これによりポンプ馬力制御弁22のスプール22aに作用する第1付勢力が変わり、ポンプ馬力制御弁22による制限馬力Fの特性(馬力線)が最大制限馬力Fmaxから補正値ΔPだけシフトした値となる。計算上、制御後の制限馬力Fは目標ポンプ圧Ptarで目標馬力Ftar(曲線)に一致する。
第1出力部55は、補正値ΔPに応じた馬力制御信号Sf[mA]を生成し、馬力制御電磁弁17に出力する機能部である。馬力制御信号Sfによりソレノイドが励磁されることで馬力制御電磁弁17の開度が制御され、馬力制御電磁弁17で馬力制御圧pfが生成されてポンプ馬力制御弁22に付加される。これによりポンプ馬力制御弁22のスプール22aに作用する第1付勢力が変わり、ポンプ馬力制御弁22による制限馬力Fの特性(馬力線)が最大制限馬力Fmaxから補正値ΔPだけシフトした値となる。計算上、制御後の制限馬力Fは目標ポンプ圧Ptarで目標馬力Ftar(曲線)に一致する。
(1−5)動作
図11は本実施形態に係るポンプ制御システムで制御されたポンプ動作の説明図である。ここでは、単一の操作装置11の一方向操作のみが行われ、対応する操作圧センサ7で検出された操作圧pxが4MPa、対応する負荷圧センサ6で検出された負荷圧pyが15MPaである場合を例に説明する。
図11は本実施形態に係るポンプ制御システムで制御されたポンプ動作の説明図である。ここでは、単一の操作装置11の一方向操作のみが行われ、対応する操作圧センサ7で検出された操作圧pxが4MPa、対応する負荷圧センサ6で検出された負荷圧pyが15MPaである場合を例に説明する。
・ポンプ流量制御部の処理(電子馬力制御)
目標馬力演算部41で演算される目標馬力Ftar(=要求馬力Freq)は40kW(図8参照)、制限流量演算部43で演算される制限流量Qlimは200L/min(図9参照)、要求流量演算部44で演算される要求流量Qreqは160L/minである。従って、選択出力部45では要求流量Qreqが選択され、目標ポンプ流量Qtarとして160L/minの値が出力される。第2出力部46では、目標ポンプ流量Qtar=160L/minの値が流量制御信号Sq[mA]に変換され、流量制御電磁弁16に出力される。これにより流量制御電磁弁16で流量制御圧pqが生成され、ポンプ流量制御弁23が駆動される結果、ポンプ吸収馬力が目標馬力Ftar(40kW)となる目標ポンプ流量Qtar(160L/min)が吐出される。
目標馬力演算部41で演算される目標馬力Ftar(=要求馬力Freq)は40kW(図8参照)、制限流量演算部43で演算される制限流量Qlimは200L/min(図9参照)、要求流量演算部44で演算される要求流量Qreqは160L/minである。従って、選択出力部45では要求流量Qreqが選択され、目標ポンプ流量Qtarとして160L/minの値が出力される。第2出力部46では、目標ポンプ流量Qtar=160L/minの値が流量制御信号Sq[mA]に変換され、流量制御電磁弁16に出力される。これにより流量制御電磁弁16で流量制御圧pqが生成され、ポンプ流量制御弁23が駆動される結果、ポンプ吸収馬力が目標馬力Ftar(40kW)となる目標ポンプ流量Qtar(160L/min)が吐出される。
・ポンプ馬力制御部の処理(制限馬力制御)
ポンプ流量制御部34の演算処理により目標ポンプ流量Qtarは160L/min、目標ポンプ圧演算部51で演算される目標ポンプ圧Ptarは15MPa、基準ポンプ圧演算部52で演算される基準ポンプ圧Prefは19MPa(図10参照)である。従って、補正値演算部53で演算される補正値ΔPは4MPaとなる。ΔP>0であるため、リミッタ54から補正値ΔPとして4MPaの値が出力される。第1出力部55では、補正値ΔP=4MPaの値が馬力制御信号Sf[mA]に変換され、馬力制御電磁弁17に出力される。これにより馬力制御電磁弁17で馬力制御圧pfが生成されてポンプ馬力制御弁22に付加される結果、制限馬力Fが目標ポンプ圧Ptarで目標馬力Ftar(40kW)に一致する。つまり、電子馬力制御によるポンプ動作点(15MPa,160L/min)で丁度ポンプ馬力制御弁22による油圧馬力制御に掛かるように制限馬力Fが制御される。
ポンプ流量制御部34の演算処理により目標ポンプ流量Qtarは160L/min、目標ポンプ圧演算部51で演算される目標ポンプ圧Ptarは15MPa、基準ポンプ圧演算部52で演算される基準ポンプ圧Prefは19MPa(図10参照)である。従って、補正値演算部53で演算される補正値ΔPは4MPaとなる。ΔP>0であるため、リミッタ54から補正値ΔPとして4MPaの値が出力される。第1出力部55では、補正値ΔP=4MPaの値が馬力制御信号Sf[mA]に変換され、馬力制御電磁弁17に出力される。これにより馬力制御電磁弁17で馬力制御圧pfが生成されてポンプ馬力制御弁22に付加される結果、制限馬力Fが目標ポンプ圧Ptarで目標馬力Ftar(40kW)に一致する。つまり、電子馬力制御によるポンプ動作点(15MPa,160L/min)で丁度ポンプ馬力制御弁22による油圧馬力制御に掛かるように制限馬力Fが制御される。
(1−6)効果
・圧力ハンチングの抑制
油圧ポンプ2は、ポンプ流量制御部34(電子馬力制御)によって負荷圧pyで目標馬力Ftarとなるような目標ポンプ流量Qtarに制御され、目標ポンプ流量Qtarで丁度ポンプ馬力制御弁22による目標馬力Ftarを目標にして制限馬力Fが制御される。言い換えれば、ポンプ流量制御弁23を用いたポジティブ(能動的)なポンプ流量制御と、ネガティブ(受動的)にポンプ流量を制御するポンプ馬力制御部35の制限馬力Fのコントロールによるポンプ流量制御とを同時に行う。操作中、常にポンプ馬力制御弁22による馬力制御が働いた状態で油圧ポンプ2が動作する。
・圧力ハンチングの抑制
油圧ポンプ2は、ポンプ流量制御部34(電子馬力制御)によって負荷圧pyで目標馬力Ftarとなるような目標ポンプ流量Qtarに制御され、目標ポンプ流量Qtarで丁度ポンプ馬力制御弁22による目標馬力Ftarを目標にして制限馬力Fが制御される。言い換えれば、ポンプ流量制御弁23を用いたポジティブ(能動的)なポンプ流量制御と、ネガティブ(受動的)にポンプ流量を制御するポンプ馬力制御部35の制限馬力Fのコントロールによるポンプ流量制御とを同時に行う。操作中、常にポンプ馬力制御弁22による馬力制御が働いた状態で油圧ポンプ2が動作する。
ここで、操作圧に応じた目標ポンプ流量を出力するように油圧ポンプを制御するポンプ流量制御弁は、通常、スプールの流路やこれに接続する管路、絞り等の損失が意図的に大きく作られている。ポンプ流量が過敏に増減しないようにスプールの変位に少し遅れてポンプ流量を追従させるためである。他方、エンスト抑止を本来的な目的として制限馬力を超えないようにポンプ流量を制御するポンプ馬力制御弁は、スプール等の損失がポンプ流量制御弁に比べて小さく作られており、スプールの変位に対して応答良くポンプ流量が変化する。
本実施形態によれば、上記のようにポンプ馬力制御弁22による油圧馬力制御に常に掛かった状態で油圧ポンプ2が動作するので、ポンプ馬力制御弁22の油圧馬力制御によるポンプ流量制御が常に働くようになる。これにより、ポンプコントローラ31から指令(流量制御信号Sq、馬力制御信号Sf)が出力されてからポンプ流量が変化するまでの時間ずれを短縮することができ、それだけポンプ流量制御の応答性が向上する。ポンプ流量制御の応答性の向上により、可変容量機構が重い斜軸式の油圧ポンプ2における操作中の負荷急変による過大トルクや圧力ハンチングを抑制でき、ひいては操作性や燃費が向上させられる。
図12は制限馬力制御の有無によるアクチュエータ起動時のポンプ圧の挙動の違いを表した図である。同図のように、ポンプ流量制御弁23の制御と併せてポンプ馬力制御部35による制限馬力制御を実行した場合、ポンプ流量制御弁23の制御のみを実行した場合に比べて、アクチュエータ起動時のポンプ圧Ppの圧力変動を早く減衰させることができる。
なお、一般にポンプ馬力制御弁による制限馬力は一定であり、ポンプ馬力制御弁は最大制限馬力を超えないようにポンプ流量をネガティブに制御するためにのみ設けられる場合が多い。制限馬力を最大制限馬力で固定した場合、操作量が大きいと相応に高いポンプ圧でも最大制限馬力を超えない限りポンプ流量が増加し、場面によっては作業内容に対してポンプ吸収馬力が必要以上に大きくなることがある。それに対し、本実施形態では、操作圧に応じた目標馬力を目標にして油圧ポンプが動作するので、必要以上の馬力上昇を抑えることできる。この点も燃費向上に寄与し得る。
・制限馬力制御によるポンプ流量制御の精度確保
図13は補正値ΔPと馬力制御圧pfの関係を例示した図である。図示した特性は、馬力制御圧pfに対する補正値ΔPの特性、つまり同じ馬力制御圧pfでどれだけ制限馬力Fを下げられるかを定めるものである。この特性は、スプール22aのストローク量や流路構成の他、ポンプ馬力制御弁22のスプール22aに作用する第1付勢力を馬力制御圧pfでどれだけ下げられるか、等の諸要素により定まる。従って、ポンプ流量Qpを最小から最大まで変化させられるように(サーボピストン21aをフルストローク動かせるように)スプール22aを構成し、馬力制御圧pfの変化範囲で第1付勢力が0(ゼロ)から最大まで変化するように構成すれば、全圧力流量領域(最大制限馬力を超えない範囲に限る)でポンプ馬力制御弁22による馬力制御が働いた状態で油圧ポンプ2を動作させることができる。
図13は補正値ΔPと馬力制御圧pfの関係を例示した図である。図示した特性は、馬力制御圧pfに対する補正値ΔPの特性、つまり同じ馬力制御圧pfでどれだけ制限馬力Fを下げられるかを定めるものである。この特性は、スプール22aのストローク量や流路構成の他、ポンプ馬力制御弁22のスプール22aに作用する第1付勢力を馬力制御圧pfでどれだけ下げられるか、等の諸要素により定まる。従って、ポンプ流量Qpを最小から最大まで変化させられるように(サーボピストン21aをフルストローク動かせるように)スプール22aを構成し、馬力制御圧pfの変化範囲で第1付勢力が0(ゼロ)から最大まで変化するように構成すれば、全圧力流量領域(最大制限馬力を超えない範囲に限る)でポンプ馬力制御弁22による馬力制御が働いた状態で油圧ポンプ2を動作させることができる。
但し、全圧力流量領域でポンプ馬力制御弁22による馬力制御が働く状態で油圧ポンプ2を動作させるには、図13に破線で示したように馬力制御圧pfの単位変化量当たりの補正値ΔPの変化量を大きくする必要がある。しかし、馬力制御圧pfの最大値はパイロットポンプ3の吐出圧p0(例えば4MPa)に制限されるため、補正値ΔPの変化に対する馬力制御圧pfの変化を十分に大きくすることはできない。機械要素である馬力制御電磁弁17で生成される馬力制御圧pfには一定量のばらつきが生じ、馬力制御圧pfのばらつきは補正値ΔPの誤差に影響する。
そこで、本実施形態では、ポンプ馬力制御弁22で規定される最小制限馬力Fmin(図4)について最小ポンプ流量に対応するポンプ圧が最小ポンプ圧より大きくなるように、ポンプ馬力制御弁22等を構成してある。この場合、全圧力流量領域でポンプ馬力制御弁22による馬力制御が働く状態で油圧ポンプ2を動作させる場合(破線)に比べ、補正値ΔPに対する馬力制御圧pfの特性の傾きが実線のように大きくなる。従って、同じだけ補正値ΔPを変化させる場合でも、馬力制御圧pfの変化量を大きく採ることができる(X1,X2参照)。このようにすることで、制限馬力制御の一定の精度を確保することができる。
なお、本実施形態では、ポンプ圧Pp及びポンプ流量Qpが比較的小さな低圧小流量域では、制限馬力Fをそこまで下げられない場合には、ポンプ馬力制御弁22の馬力制御が働かなくなる。しかし、アクチュエータ動作による負荷変動は速度や負荷の変化が大きい場合に発生し易いため、低圧小流量域では圧力ハンチングは起こり難い。また、低圧小流量域で油圧ポンプ2が動作するときには、操作圧pxが小さくコントロールバルブ4のスプール開口が絞られる傾向にあるため、スプール開口の絞りによる圧力変動の減衰効果も作用する。従って、低圧小流量域では、ポンプ馬力制御弁22の馬力制御が働かなくても実用上の問題はない。
<第2実施形態>
図14は本発明の第2実施形態に係るポンプ制御システムを含む油圧システムの要部を表す回路図である。図14において第1実施形態と同様の要素には既出図面と同符号を付して説明を省略する。本実施形態は、同図に示したように、同一のエンジン1で複数の油圧ポンプ2,102を駆動する油圧システムへの適用例である。
図14は本発明の第2実施形態に係るポンプ制御システムを含む油圧システムの要部を表す回路図である。図14において第1実施形態と同様の要素には既出図面と同符号を付して説明を省略する。本実施形態は、同図に示したように、同一のエンジン1で複数の油圧ポンプ2,102を駆動する油圧システムへの適用例である。
(2−1)全体構成
本実施形態においては、油圧ポンプ2,102、流量制御電磁弁16,116、レギュレータ20,120、目標馬力演算部41,141及び目標ポンプ流量演算部42,142を備えている。つまり、これら要素を2組備えている。図14では、第1実施形態に追加されて対応する要素が2つある場合、一方に第1実施形態で用いた符号を付し、100を足した符号を他方に付してある。油圧ポンプ102は油圧ポンプ2と同一構成であるとし、油圧ポンプ2,102は共通のエンジン1と同軸に連結されている。流量制御電磁弁116、レギュレータ120、目標馬力演算部141及び目標ポンプ流量演算部142も、流量制御電磁弁16、レギュレータ20、目標馬力演算部41及び目標ポンプ流量演算部42と同一構成であるとする。これら要素間の接続関係等は各組で共通し、第1実施形態と同様であるため詳細な説明は省略する。その一方で、馬力制御電磁弁17は1つであり、レギュレータ20,120(厳密にはこれらのポンプ馬力制御弁22)で共用される。
本実施形態においては、油圧ポンプ2,102、流量制御電磁弁16,116、レギュレータ20,120、目標馬力演算部41,141及び目標ポンプ流量演算部42,142を備えている。つまり、これら要素を2組備えている。図14では、第1実施形態に追加されて対応する要素が2つある場合、一方に第1実施形態で用いた符号を付し、100を足した符号を他方に付してある。油圧ポンプ102は油圧ポンプ2と同一構成であるとし、油圧ポンプ2,102は共通のエンジン1と同軸に連結されている。流量制御電磁弁116、レギュレータ120、目標馬力演算部141及び目標ポンプ流量演算部142も、流量制御電磁弁16、レギュレータ20、目標馬力演算部41及び目標ポンプ流量演算部42と同一構成であるとする。これら要素間の接続関係等は各組で共通し、第1実施形態と同様であるため詳細な説明は省略する。その一方で、馬力制御電磁弁17は1つであり、レギュレータ20,120(厳密にはこれらのポンプ馬力制御弁22)で共用される。
また、図14においては、各2つの操作装置11,111、油圧アクチュエータ9,109、負荷圧センサ6,106、操作圧センサ7,107が図示されている。コントロールバルブ4、高圧選択弁5については、複数のバルブのユニットとしてまとめて図示している。各要素の構成等は第1実施形態で説明した通りであり、詳細な説明は省略する。
レギュレータ20のポンプ馬力制御弁22には油圧ポンプ2の吐出圧(以下、ポンプ圧Pp1)が、レギュレータ120のポンプ馬力制御弁22には油圧ポンプ102の吐出圧(以下、ポンプ圧Pp2)がそれぞれ導かれている。本実施形態では、油圧ポンプ2,102の合計吸収馬力が制限を超えないように、ポンプ圧Pp1,Pp2の平均値(以下、ポンプ平均圧)によって合計ポンプ流量の上限が制限される。レギュレータ20,120のポンプ馬力制御弁22には、1つの馬力制御電磁弁17から出力される馬力制御圧pfが入力され、同一の馬力制御圧pfで2つの油圧ポンプ2,102の合計馬力が制御される構成である(いわゆる全馬力制御が行われる)。
レギュレータ20,120のポンプ流量制御弁23は、それぞれ操作装置11,111の操作圧px1,px2を元圧として流量制御電磁弁16,116で生成される流量制御圧pq1,pq2で駆動し、油圧ポンプ2,102の吐出流量(以下、それぞれポンプ流量Qp1,Qp2)をそれぞれポジティブに制御する。
(2−2)ポンプ制御システム
図15は本実施形態における機体コントローラ30Aの模式図である。機体コントローラ30Aは第1実施形態の機体コントローラ30に対応し、ポンプコントローラ31Aを含んでいる。ポンプコントローラ31Aは第1実施形態のポンプコントローラ31に対応し、ポンプ流量制御部34A及びポンプ馬力制御部35Aを備えている。ポンプ流量制御部34A及びポンプ馬力制御部35Aは、第1実施形態のポンプ流量制御部34及びポンプ馬力制御部35に対応する。
図15は本実施形態における機体コントローラ30Aの模式図である。機体コントローラ30Aは第1実施形態の機体コントローラ30に対応し、ポンプコントローラ31Aを含んでいる。ポンプコントローラ31Aは第1実施形態のポンプコントローラ31に対応し、ポンプ流量制御部34A及びポンプ馬力制御部35Aを備えている。ポンプ流量制御部34A及びポンプ馬力制御部35Aは、第1実施形態のポンプ流量制御部34及びポンプ馬力制御部35に対応する。
(2−2.1)ポンプ流量制御部
図16はポンプ流量制御部34Aの機能ブロック図である。第1実施形態と同様の要素には、同図において既出図面と同符号を付して説明を省略する。また、互いに対応する要素が2つある場合、一方に第1実施形態で用いた符号を付し、100を足した符号を他方に付してある。個別の構成は第1実施形態と同様であるため詳しい説明は省略する。
図16はポンプ流量制御部34Aの機能ブロック図である。第1実施形態と同様の要素には、同図において既出図面と同符号を付して説明を省略する。また、互いに対応する要素が2つある場合、一方に第1実施形態で用いた符号を付し、100を足した符号を他方に付してある。個別の構成は第1実施形態と同様であるため詳しい説明は省略する。
同図に示したように、ポンプ流量制御部34Aは、目標馬力演算部41,141、目標ポンプ流量演算部42,142及び第2出力部46,146を備えている。目標馬力演算部41,141には、馬力配分部47が付随して設けられている。第1実施形態の目標ポンプ流量演算部42と同様、目標ポンプ流量演算部142は、制限流量演算部143、要求流量演算部144、選択出力部145を備えている。図17は目標馬力演算部41に読み込まれる制御テーブルを例示した図、図18は制限流量演算部43に読み込まれる制御テーブルをそれぞれ例示した図であり、図8及び図9に対応している。図19は目標馬力演算部141に読み込まれる制御テーブルを例示した図、図20は制限流量演算部143に読み込まれる制御テーブルをそれぞれ例示した図であり、図8及び図9に対応している。本実施形態においても、これら制御テーブルは操作装置11の操作種別や組み合わせ毎に用意されて記憶部33に記憶されている。以下、馬力配分部47について説明する。
・馬力配分部
図21は馬力配分部47の機能ブロック図である。本実施形態では2つの油圧ポンプ2,102について全馬力制御が実行されるため、目標馬力演算部41,141で演算された要求馬力Freq1,Freq2の比率に基づいて油圧ポンプ2,102の目標馬力Ftar1,Ftar2を配分しなければならない。馬力配分部47は目標馬力を配分する役割を果たすものであり、要求馬力Freq1,Freq2の大きい方を選択し、これを比率計算で配分する。具体的には、馬力配分部47は、選択器47a、加算器47b、除算器47c,47d、乗算器47e,47fを備えている。選択器47aで選択された要求馬力をFreq(要求馬力Freq1,Freq2の最大値)とすると、目標馬力Ftar1,Ftar2は、(式3)及び(式4)で演算される。
Ftar1=Freq×{Freq1/(Freq1+Freq2)} …(式3)
Ftar2=Freq×{Freq2/(Freq1+Freq2)} …(式4)
演算された目標馬力Ftar1,Ftar2は、ポンプ馬力制御部35Aに出力される。なお、例えば要求馬力Freqが同時に複数演算される場合、馬力配分部47に入力される要求馬力Freqはそれらの合計値である。また、要求流量演算部44,144には、第1実施形態と同様、要求馬力Freqが出力される。要求流量演算部44,144では、各要求馬力と対応する負荷圧とから個別に演算された要求流量の合計値がそれぞれ目標ポンプ流量Qtar1,Qtar2として演算される。その結果、目標ポンプ流量演算部42,142では、馬力配分部47で配分された目標馬力Ftar1,Ftar2からそれぞれ目標ポンプ流量Qtar1,Qtar2が演算される。ポンプ流量制御部34Aの他の処理については第1実施形態に準ずる。
図21は馬力配分部47の機能ブロック図である。本実施形態では2つの油圧ポンプ2,102について全馬力制御が実行されるため、目標馬力演算部41,141で演算された要求馬力Freq1,Freq2の比率に基づいて油圧ポンプ2,102の目標馬力Ftar1,Ftar2を配分しなければならない。馬力配分部47は目標馬力を配分する役割を果たすものであり、要求馬力Freq1,Freq2の大きい方を選択し、これを比率計算で配分する。具体的には、馬力配分部47は、選択器47a、加算器47b、除算器47c,47d、乗算器47e,47fを備えている。選択器47aで選択された要求馬力をFreq(要求馬力Freq1,Freq2の最大値)とすると、目標馬力Ftar1,Ftar2は、(式3)及び(式4)で演算される。
Ftar1=Freq×{Freq1/(Freq1+Freq2)} …(式3)
Ftar2=Freq×{Freq2/(Freq1+Freq2)} …(式4)
演算された目標馬力Ftar1,Ftar2は、ポンプ馬力制御部35Aに出力される。なお、例えば要求馬力Freqが同時に複数演算される場合、馬力配分部47に入力される要求馬力Freqはそれらの合計値である。また、要求流量演算部44,144には、第1実施形態と同様、要求馬力Freqが出力される。要求流量演算部44,144では、各要求馬力と対応する負荷圧とから個別に演算された要求流量の合計値がそれぞれ目標ポンプ流量Qtar1,Qtar2として演算される。その結果、目標ポンプ流量演算部42,142では、馬力配分部47で配分された目標馬力Ftar1,Ftar2からそれぞれ目標ポンプ流量Qtar1,Qtar2が演算される。ポンプ流量制御部34Aの他の処理については第1実施形態に準ずる。
(2−2.2)ポンプ馬力制御部
図22はポンプ馬力制御部35Aの機能ブロック図である。第1実施形態と同様の要素には、同図において既出図面と同符号を付して説明を省略する。ポンプ馬力制御部35Aは、選択出力部56、目標ポンプ圧演算部51A、基準ポンプ圧演算部52、補正値演算部53、リミッタ54及び第1出力部55を備えている。ポンプ馬力制御部35が第1実施形態のポンプ馬力制御部35と相違する点は、選択出力部56が追加され、目標ポンプ圧演算部51Aの演算回路が変更されている点であり、その他の要素はポンプ馬力制御部35と同様である。
図22はポンプ馬力制御部35Aの機能ブロック図である。第1実施形態と同様の要素には、同図において既出図面と同符号を付して説明を省略する。ポンプ馬力制御部35Aは、選択出力部56、目標ポンプ圧演算部51A、基準ポンプ圧演算部52、補正値演算部53、リミッタ54及び第1出力部55を備えている。ポンプ馬力制御部35が第1実施形態のポンプ馬力制御部35と相違する点は、選択出力部56が追加され、目標ポンプ圧演算部51Aの演算回路が変更されている点であり、その他の要素はポンプ馬力制御部35と同様である。
・選択出力部
選択出力部56は、ポンプ流量制御部34Aから入力された目標ポンプ流量Qtar1,Qtar2のうち大きい方を選択し、基準ポンプ圧演算部52に出力する。従って、基準ポンプ圧演算部52では、目標ポンプ流量Qtar1,Qtar2の最大値で基準制限馬力(この例では最大制限馬力Fmax)となるポンプ圧が基準ポンプ圧Prefとして演算される。
選択出力部56は、ポンプ流量制御部34Aから入力された目標ポンプ流量Qtar1,Qtar2のうち大きい方を選択し、基準ポンプ圧演算部52に出力する。従って、基準ポンプ圧演算部52では、目標ポンプ流量Qtar1,Qtar2の最大値で基準制限馬力(この例では最大制限馬力Fmax)となるポンプ圧が基準ポンプ圧Prefとして演算される。
・目標ポンプ圧演算器
目標ポンプ圧演算部51Aでは、複数組の目標ポンプ流量及び目標馬力に基づいて演算された複数のポンプ圧の平均値が目標ポンプ圧として演算され、補正値演算部53に出力される。具体的には、目標馬力Ftar1及び目標ポンプ流量Qtar1から求めたポンプ圧P1、目標馬力Ftar2及び目標ポンプ流量Qtar2から求めたポンプ圧P2の平均値が目標ポンプ圧Ptarとして求められる。演算式は(式5)(式6)(式7)の通りである。
目標ポンプ圧演算部51Aでは、複数組の目標ポンプ流量及び目標馬力に基づいて演算された複数のポンプ圧の平均値が目標ポンプ圧として演算され、補正値演算部53に出力される。具体的には、目標馬力Ftar1及び目標ポンプ流量Qtar1から求めたポンプ圧P1、目標馬力Ftar2及び目標ポンプ流量Qtar2から求めたポンプ圧P2の平均値が目標ポンプ圧Ptarとして求められる。演算式は(式5)(式6)(式7)の通りである。
P1=(Ftar1/Qtar1)×60 …(式5)
P2=(Ftar2/Qtar2)×60 …(式6)
Ptar=(P1+P2)/2 …(式7)
まとめると次のようになる。
P2=(Ftar2/Qtar2)×60 …(式6)
Ptar=(P1+P2)/2 …(式7)
まとめると次のようになる。
Ptar={(Ftar1/Qtar1)+(Ftar2/Qtar2)}×30 …(式8)
目標ポンプ圧演算部51Aは、除算器や加算器等を適宜用い、(式8)から目標ポンプ圧Ptarを演算する。演算された目標ポンプ圧Ptarは補正値演算部53に出力され、第1実施形態と同様にして基準ポンプ圧Prefから減算されて補正値ΔPが演算される。図23は基準ポンプ圧演算部52に読み込まれる制御テーブルを例示した図であり、図10に対応している。この制御テーブルも記憶部33に記憶されている。図23に示した特性は、最大制限馬力(レギュレータ20,120で同じとする)時の目標ポンプ流量Qtarに対する平均圧を示している。
目標ポンプ圧演算部51Aは、除算器や加算器等を適宜用い、(式8)から目標ポンプ圧Ptarを演算する。演算された目標ポンプ圧Ptarは補正値演算部53に出力され、第1実施形態と同様にして基準ポンプ圧Prefから減算されて補正値ΔPが演算される。図23は基準ポンプ圧演算部52に読み込まれる制御テーブルを例示した図であり、図10に対応している。この制御テーブルも記憶部33に記憶されている。図23に示した特性は、最大制限馬力(レギュレータ20,120で同じとする)時の目標ポンプ流量Qtarに対する平均圧を示している。
(2−3)動作
油圧ポンプ2,102の目標動作点の関係の典型は、次のA,B,C,Dの4つのケースである。
油圧ポンプ2,102の目標動作点の関係の典型は、次のA,B,C,Dの4つのケースである。
ケースA:負荷圧py1=py2、操作圧px1=px2である場合
ケースB:負荷圧py1=py2、操作圧px1≠px2である場合
ケースC:負荷圧py1≠py2、操作圧px1=px2である場合
ケースD:負荷圧py1≠py2、操作圧px1≠px2である場合
ケースA,B,C,Dのそれぞれの場合について、具体的数値を用いてポンプ制御システムによるポンプ動作を説明する。
ケースB:負荷圧py1=py2、操作圧px1≠px2である場合
ケースC:負荷圧py1≠py2、操作圧px1=px2である場合
ケースD:負荷圧py1≠py2、操作圧px1≠px2である場合
ケースA,B,C,Dのそれぞれの場合について、具体的数値を用いてポンプ制御システムによるポンプ動作を説明する。
・ケースAの場合
操作圧px1=4MPa、負荷圧py1=15MPa、操作圧px2=4MPa、負荷圧py2=15MPaであるとする。この場合、図17−図20から要求馬力Freq1=80kW、制限流量Qlim1=200L/min、要求馬力Freq2=80kW、制限流量Qlim2=200L/minとなる。馬力配分部47の演算において要求馬力Freq1,Freq2の大きい値(この場合は同一)である80kWを要求馬力Freq1,Freq2の比率で配分すると、目標馬力Ftar1,Ftar2が次のように求められる。
目標馬力Ftar1=80×{80÷(80+80)}=40kW
目標馬力Ftar2=80×{80÷(80+80)}=40kW
更に、負荷圧py1,py2、目標馬力Ftar1,Ftar2から要求流量Qreq1,Qreq2が次のように求められる。
要求流量Qreq1=40×60÷15=160L/min
要求流量Qreq2=40×60÷15=160L/min
Qreq1<Qref1,Qreq2<Qref2であるため、目標ポンプ流量Qtar1=Qtar2=160L/minとなり、これらが流量制御信号Sqに変換され、流量制御電磁弁16,116が駆動される。よって、ポンプ流量制御部34Aの電子馬力制御により、油圧ポンプ2は目標馬力Fta1で目標ポンプ流量Qtar1を吐出し、油圧ポンプ102は目標馬力Fta2で目標ポンプ流量Qtar2を吐出する。
操作圧px1=4MPa、負荷圧py1=15MPa、操作圧px2=4MPa、負荷圧py2=15MPaであるとする。この場合、図17−図20から要求馬力Freq1=80kW、制限流量Qlim1=200L/min、要求馬力Freq2=80kW、制限流量Qlim2=200L/minとなる。馬力配分部47の演算において要求馬力Freq1,Freq2の大きい値(この場合は同一)である80kWを要求馬力Freq1,Freq2の比率で配分すると、目標馬力Ftar1,Ftar2が次のように求められる。
目標馬力Ftar1=80×{80÷(80+80)}=40kW
目標馬力Ftar2=80×{80÷(80+80)}=40kW
更に、負荷圧py1,py2、目標馬力Ftar1,Ftar2から要求流量Qreq1,Qreq2が次のように求められる。
要求流量Qreq1=40×60÷15=160L/min
要求流量Qreq2=40×60÷15=160L/min
Qreq1<Qref1,Qreq2<Qref2であるため、目標ポンプ流量Qtar1=Qtar2=160L/minとなり、これらが流量制御信号Sqに変換され、流量制御電磁弁16,116が駆動される。よって、ポンプ流量制御部34Aの電子馬力制御により、油圧ポンプ2は目標馬力Fta1で目標ポンプ流量Qtar1を吐出し、油圧ポンプ102は目標馬力Fta2で目標ポンプ流量Qtar2を吐出する。
一方、ポンプ馬力制御部35Aにおいては、目標ポンプ流量Qtar1,Qtar2の大きい方(同一なので160L/min)で最大制限馬力Fmaxとなる目標ポンプ圧Ptar=19MPaが演算される。Ptarは、Qtar1,Qtar2の大きい方の流量で油圧ポンプ2,102の双方が駆動した仮定で、全馬力制御として最大制限馬力Fとなるポンプ平均圧に等しい。
また、Qtar1=Qtar2=160L/min,Ftar1=Ftar2=40kWから、目標ポンプ圧Ptar(ポンプ平均圧)は次のように演算される。
Ptar={(40÷160)+(40÷160)}×30=15MPa
従って、補正値ΔP=4MPaとなる。
この補正値ΔPが馬力制御信号Sfに変換され、馬力制御電磁弁17が駆動され、ポンプ目標ポンプ流量が大きい方のポンプについて電子馬力制御の動作点(15MPa,160L/min)でポンプ馬力制御弁22による油圧的な馬力制御に丁度掛かる狙いとなる。
また、Qtar1=Qtar2=160L/min,Ftar1=Ftar2=40kWから、目標ポンプ圧Ptar(ポンプ平均圧)は次のように演算される。
Ptar={(40÷160)+(40÷160)}×30=15MPa
従って、補正値ΔP=4MPaとなる。
この補正値ΔPが馬力制御信号Sfに変換され、馬力制御電磁弁17が駆動され、ポンプ目標ポンプ流量が大きい方のポンプについて電子馬力制御の動作点(15MPa,160L/min)でポンプ馬力制御弁22による油圧的な馬力制御に丁度掛かる狙いとなる。
図24はケースAの場合のポンプ動作を表した図である。ケースAの場合、ポンプ流量制御部34Aによるポンプ流量制御弁23の制御によって、負荷圧py1,py2でそれぞれ目標馬力Ftar1,Ftar2となる目標ポンプ流量Qtar1,Qtar2にポンプ流量が制御される。同時に、これら動作点で制限馬力になるようにポンプ馬力制御弁22が制御される。ケースAの場合、油圧ポンプ2,102の動作点、制限馬力等が計算上一致する。
・ケースBの場合
操作圧px1=2MPa、負荷圧py1=20MPa、操作圧px2=1.5MPa、負荷圧py2=20MPaであるとする。
制限流量Qlim1=150L/min
制限流量Qlim2=100L/min
要求馬力Freq1=60kW
要求馬力Freq2=40kW
目標馬力Ftar1=36kW
目標馬力Ftar2=24kW
要求流量Qreq1=108L/min
要求流量Qreq2=72L/min
目標ポンプ流量Qtar1=108L/min(=Qreq1)
目標ポンプ流量Qtar2=72L/min(=Qreq2)
基準ポンプ圧Pref=29.7MPa
目標ポンプ圧Ptar=20MPa
補正値ΔP=9.7MPa
主な値は以上の通りである。
操作圧px1=2MPa、負荷圧py1=20MPa、操作圧px2=1.5MPa、負荷圧py2=20MPaであるとする。
制限流量Qlim1=150L/min
制限流量Qlim2=100L/min
要求馬力Freq1=60kW
要求馬力Freq2=40kW
目標馬力Ftar1=36kW
目標馬力Ftar2=24kW
要求流量Qreq1=108L/min
要求流量Qreq2=72L/min
目標ポンプ流量Qtar1=108L/min(=Qreq1)
目標ポンプ流量Qtar2=72L/min(=Qreq2)
基準ポンプ圧Pref=29.7MPa
目標ポンプ圧Ptar=20MPa
補正値ΔP=9.7MPa
主な値は以上の通りである。
図25はケースBの場合のポンプ動作を表した図である。ケースBの場合は油圧ポンプ2,102で目標ポンプ流量Qtar1,Qtar2が異なる。この例では、目標ポンプ流量が大きい方(油圧ポンプ2)について、電子馬力制御による動作点でポンプ馬力制御弁22による制限馬力Fに丁度なる狙いとなる。
・ケースCの場合
操作圧px1=2MPa、負荷圧py1=25MPa、操作圧px2=1.4MP、負荷圧py2=15MPaであるとする。
制限流量Qlim1=150L/min
制限流量Qlim2=90L/min
要求馬力Freq1=60kW
要求馬力Freq2=36kW
目標馬力Ftar1=37.5kW
目標馬力Ftar2=22.5kW
要求流量Qreq1=90L/min
要求流量Qreq2=90L/min
目標ポンプ流量Qtar1=90L/min(=Qreq1)
目標ポンプ流量Qtar2=90L/min(=Qreq2=Qref2)
基準ポンプ圧Pref=33.8MPa
目標ポンプ圧Ptar=20MPa
補正値ΔP=13.8MPa
主な値は以上の通りである。
操作圧px1=2MPa、負荷圧py1=25MPa、操作圧px2=1.4MP、負荷圧py2=15MPaであるとする。
制限流量Qlim1=150L/min
制限流量Qlim2=90L/min
要求馬力Freq1=60kW
要求馬力Freq2=36kW
目標馬力Ftar1=37.5kW
目標馬力Ftar2=22.5kW
要求流量Qreq1=90L/min
要求流量Qreq2=90L/min
目標ポンプ流量Qtar1=90L/min(=Qreq1)
目標ポンプ流量Qtar2=90L/min(=Qreq2=Qref2)
基準ポンプ圧Pref=33.8MPa
目標ポンプ圧Ptar=20MPa
補正値ΔP=13.8MPa
主な値は以上の通りである。
図26はケースCの場合のポンプ動作を表した図である。ケースCの場合は油圧ポンプ2,102で電子馬力制御による目標ポンプ流量Qtar1,Qtar2は同じである。ポンプ流量制御部34Aによって、油圧ポンプ2,102は負荷圧に応じて目標馬力となる目標ポンプ流量に制御され、流量の大きい方のポンプ(この例では両方)が目標ポンプ流量で全馬力制御による馬力制御に掛かるように、ポンプ馬力制御部35Aによって制限馬力Fが制御される。油圧ポンプ2,102の電子馬力制御による動作点(油圧ポンプ2は、25MPa、90L/min、油圧ポンプ102は15MPa、90L/min)で丁度ポンプ馬力制御弁22の制限馬力になる狙いとなる。
・ケースDの場合
操作圧px1=2MPa、負荷圧py1=25MPa、操作圧px2=1MPa、負荷圧py2=15MPaであるとする。
制限流量Qlim1=150L/min
制限流量Qlim2=50L/min
要求馬力Freq1=60kW
要求馬力Freq2=20kW
目標馬力Ftar1=45kW
目標馬力Ftar2=15kW
要求流量Qreq1=108L/min
要求流量Qreq2=60L/min
目標ポンプ流量Qtar2=108L/min(=Qreq1)
目標ポンプ流量Qtar2=50L/min(=Qref2)
基準ポンプ圧Pref=29.7MPa
目標ポンプ圧=21.5MPa
補正値ΔP=8.2MPa
主な値は以上の通りである。
操作圧px1=2MPa、負荷圧py1=25MPa、操作圧px2=1MPa、負荷圧py2=15MPaであるとする。
制限流量Qlim1=150L/min
制限流量Qlim2=50L/min
要求馬力Freq1=60kW
要求馬力Freq2=20kW
目標馬力Ftar1=45kW
目標馬力Ftar2=15kW
要求流量Qreq1=108L/min
要求流量Qreq2=60L/min
目標ポンプ流量Qtar2=108L/min(=Qreq1)
目標ポンプ流量Qtar2=50L/min(=Qref2)
基準ポンプ圧Pref=29.7MPa
目標ポンプ圧=21.5MPa
補正値ΔP=8.2MPa
主な値は以上の通りである。
図27はケースDの場合のポンプ動作を表した図である。この例では油圧ポンプ102よりも油圧ポンプ2の目標ポンプ流量が大きくなるので、油圧ポンプ2が動作点(25MPa,108L/min)で対応するポンプ流量制限弁22による制限馬力になる狙いとなる。
(2−4)効果
このように、同一の動力源で複数の油圧ポンプを駆動する油圧システムにも本発明は適用することができる。本実施形態では各油圧ポンプ2,102のポンプ馬力制御弁22で馬力制御電磁弁17を共用する構成とし、目標ポンプ流量の大きな油圧ポンプについて制限馬力で動作するようにすることで、圧力ハンチングが起こり易い条件の油圧ポンプについて、第1実施形態と同様の効果が得られる。特に複数の油圧ポンプで目標ポンプ流量が同じ場合は、各油圧ポンプで第1実施形態と同様の効果が得られる。また、ポンプ馬力制御弁22を共用することで部品点数の増加が抑えられる点もメリットである。油圧ポンプが3つ以上の場合でも同様の要領で発明を適用することができ、同様の効果が得られる。
このように、同一の動力源で複数の油圧ポンプを駆動する油圧システムにも本発明は適用することができる。本実施形態では各油圧ポンプ2,102のポンプ馬力制御弁22で馬力制御電磁弁17を共用する構成とし、目標ポンプ流量の大きな油圧ポンプについて制限馬力で動作するようにすることで、圧力ハンチングが起こり易い条件の油圧ポンプについて、第1実施形態と同様の効果が得られる。特に複数の油圧ポンプで目標ポンプ流量が同じ場合は、各油圧ポンプで第1実施形態と同様の効果が得られる。また、ポンプ馬力制御弁22を共用することで部品点数の増加が抑えられる点もメリットである。油圧ポンプが3つ以上の場合でも同様の要領で発明を適用することができ、同様の効果が得られる。
<変形例>
・ポンプ流量制御弁の省略
以上においては、ポンプ流量制御弁23を用いて操作圧pxに応じてポンプ流量Qpをポジティブに制御しつつ、ポンプ馬力制御弁22の制限馬力Fを操作圧pxに応じて制御することでポンプ圧Ppを介してポンプ流量Qpをネガティブに制御する例を説明した。ポンプ馬力制御弁22のコントロールによるポンプ流量制御が加わることにより、ポンプコントローラ31,31Aの指令に対する油圧ポンプ2,102の応答動作の時間ずれが短縮できるメリットがある。
・ポンプ流量制御弁の省略
以上においては、ポンプ流量制御弁23を用いて操作圧pxに応じてポンプ流量Qpをポジティブに制御しつつ、ポンプ馬力制御弁22の制限馬力Fを操作圧pxに応じて制御することでポンプ圧Ppを介してポンプ流量Qpをネガティブに制御する例を説明した。ポンプ馬力制御弁22のコントロールによるポンプ流量制御が加わることにより、ポンプコントローラ31,31Aの指令に対する油圧ポンプ2,102の応答動作の時間ずれが短縮できるメリットがある。
ここで、操作圧pxは本来的にコントロールバルブ4に出力され、これにより油圧アクチュエータ9に供給される圧油の流量が制御される。これにより負荷圧pyが変化し、これに呼応してポンプ圧ppも変化する。従って、レギュレータ20,120においてポンプ流量制御弁23を省略しても、ポンプ馬力制御弁22を制御して制限馬力Fをコントロールすることで、ポンプ圧Ppの変化を利用してポンプ流量Qpを変化させることができる。従って、ポンプ馬力制御弁22を用いてポンプコントローラ31,31Aの指令に対する油圧ポンプ2,102の動作の応答時間を短縮する限りにおいては、ポンプ流量制御弁23、流量制御電磁弁16,116、第2出力部46,146を省略した構成としても良い。この場合もポンプ流量制御の応答性の向上について所望の効果が期待できる。
・負荷圧センサの変更
以上においては、ポンプコントローラ31,31Aに対して負荷圧pyを入力するセンサとして、アクチュエータライン9a,109aに設けた負荷圧センサ6,106(アクチュエータ圧センサ)を用いた場合を説明した。この場合、操作圧pxに応じて割り当てられる要求馬力で油圧アクチュエータ9,109がそれぞれ動作するのに必要な流量を個別に評価し、これを基に目標ポプ流量を決定することができる。しかし、アクチュエータラインの圧力と油圧ポンプの吐出ラインの圧力は近い値になることが多く、油圧ポンプ2,102の吐出ライン2a,102aに設けた負荷圧センサ6,106(ポンプ圧センサ)の検出値を代わりにポンプコントローラ31,31Aに入力する構成としても良い。要するに、油圧ポンプ2,102と油圧アクチュエータ9,109を接続する管路(吐出ライン2a,102a又はアクチュエータライン9a,109a)の圧力を検出する圧力センサであれば、負荷圧センサ6,106として用いることができる。例えば吐出ラインの圧力を検出する単一のセンサを負荷圧センサ6として用いる場合には、ポンプ流量制御に用いるセンサの数が減少し、部品点数の削減に寄与する。
以上においては、ポンプコントローラ31,31Aに対して負荷圧pyを入力するセンサとして、アクチュエータライン9a,109aに設けた負荷圧センサ6,106(アクチュエータ圧センサ)を用いた場合を説明した。この場合、操作圧pxに応じて割り当てられる要求馬力で油圧アクチュエータ9,109がそれぞれ動作するのに必要な流量を個別に評価し、これを基に目標ポプ流量を決定することができる。しかし、アクチュエータラインの圧力と油圧ポンプの吐出ラインの圧力は近い値になることが多く、油圧ポンプ2,102の吐出ライン2a,102aに設けた負荷圧センサ6,106(ポンプ圧センサ)の検出値を代わりにポンプコントローラ31,31Aに入力する構成としても良い。要するに、油圧ポンプ2,102と油圧アクチュエータ9,109を接続する管路(吐出ライン2a,102a又はアクチュエータライン9a,109a)の圧力を検出する圧力センサであれば、負荷圧センサ6,106として用いることができる。例えば吐出ラインの圧力を検出する単一のセンサを負荷圧センサ6として用いる場合には、ポンプ流量制御に用いるセンサの数が減少し、部品点数の削減に寄与する。
また、負荷圧センサからの負荷圧pyをそのまま制御に使用するのではなく、設定割合又は設定量だけ負荷圧pyの値を増減させた値を用いて制御をするようにしても良い。例えば負荷圧センサ6から入力された負荷圧pyを増幅させることで、目標ポンプ流量は小さく演算される傾向になるがポンプ馬力制御弁22の馬力制御がより働き易くなり、圧力ハンチングの抑制効果を重視した構成とすることができる。同趣旨で、補正値ΔPを増幅補正する構成としても良い。
・制御テーブルの設定
図8−図10、図17−図20、図23に例示した各制御テーブルは直線(折れ線)で特性を定義した例であるが、これら特性の設定は限定されず、必要に応じて曲線を用いる等して設定を変えても良い。
図8−図10、図17−図20、図23に例示した各制御テーブルは直線(折れ線)で特性を定義した例であるが、これら特性の設定は限定されず、必要に応じて曲線を用いる等して設定を変えても良い。
・その他
ポンプ馬力制御弁22の第1付勢力を変更する構成として、ばね22sのばね力に対向する方向から馬力制御圧pfを作用させる構成を例示したが、ポンプ馬力制御弁22の構成はこの例に限られない。例えばスプール22aの移動方向に移動可能な壁面とスプール22aとの間にばね22sを介在させ、壁面が馬力制御圧pfで移動する構成としても、馬力制御圧pfで第1付勢力を変化させることができる。この場合、馬力制御圧pfが小さくなるにつれて第1付勢力が小さくなり、制限馬力Fが小さくなる。
ポンプ馬力制御弁22の第1付勢力を変更する構成として、ばね22sのばね力に対向する方向から馬力制御圧pfを作用させる構成を例示したが、ポンプ馬力制御弁22の構成はこの例に限られない。例えばスプール22aの移動方向に移動可能な壁面とスプール22aとの間にばね22sを介在させ、壁面が馬力制御圧pfで移動する構成としても、馬力制御圧pfで第1付勢力を変化させることができる。この場合、馬力制御圧pfが小さくなるにつれて第1付勢力が小さくなり、制限馬力Fが小さくなる。
また、制限馬力Fを制御する際の補正値ΔPを求めるための基準となる制限馬力は、基準として定められた一定の制限馬力であれば良く、必ずしも最大制限馬力Fmaxである必要はない。基準制限馬力の設定によって正負双方の補正値ΔPの値が有効になる場合、補正値ΔPを0以上の値に制限するリミッタ54,154は省略される。代わりに、制限馬力Fが最大制限馬力Fmaxを超えることがないように、基準制限馬力に対して制限馬力Fを大きくする方向の補正値の大きさを制限するリミッタを設けることが好ましい。
エンジン(例えばディーゼルエンジン)1を原動機として油圧ポンプ2,102を駆動する構成を例示したが、原動機としてモータを採用した作業機械にも本発明は適用可能である。
2…油圧ポンプ、3…パイロットポンプ、4…コントロールバルブ、6…負荷圧センサ、7…操作圧センサ、11…操作装置、16…流量制御電磁弁、17…馬力制御電磁弁、22…ポンプ馬力制御弁、22a…スプール、23…ポンプ流量制御弁、23a…スプール、35…ポンプ馬力制御部、42…目標ポンプ流量演算部、41…目標馬力演算部、43…制限流量演算部、44…要求流量演算部、45…選択出力部、47…馬力配分部、46…第2出力部、51…目標ポンプ圧演算部、51A…目標ポンプ圧演算部、52…基準ポンプ圧演算部、53…補正値演算部、55…第1出力部、84…ブーム(被駆動部材)、85…アーム(被駆動部材)、86…バケット(被駆動部材)、87…ブームシリンダ(油圧アクチュエータ)、88…アームシリンダ(油圧アクチュエータ)、89…バケットシリンダ(油圧アクチュエータ)、91…履帯(被駆動部材)、92…走行モータ(油圧アクチュエータ)、93…旋回モータ(油圧アクチュエータ)、94…旋回輪(被駆動部材)、102…油圧ポンプ、106…負荷圧センサ、107…操作圧センサ、116…流量制御電磁弁、141…目標馬力演算部、142…目標ポンプ流量演算部、143…制限流量演算部、144…要求流量演算部、145…選択出力部、F…制限馬力、Fref…基準制限馬力、Freq…要求馬力、Ftar…目標馬力、px…操作圧、py…負荷圧、Pref…基準ポンプ圧、Ptar…目標ポンプ圧、Qlim…制限流量、Qreq…要求流量、Qtar…目標ポンプ流量、ΔP…補正値
Claims (6)
- 被駆動部材を駆動する1つ以上のアクチュエータ、前記アクチュエータを駆動する圧油を吐出する可変容量型で斜軸式の油圧ポンプ、前記油圧ポンプから対応するアクチュエータに供給される圧油を制御する1つ以上のコントロールバルブ、操作に応じた操作圧を生成し対応するコントロールバルブに出力する1つ以上のパイロット操作式の操作装置、前記操作圧の元圧を生成するパイロットポンプ、対応する操作装置の操作圧を検出する1つ以上の操作圧センサ、及び前記油圧ポンプと前記アクチュエータとを接続する管路の圧力を負荷圧として検出する1つ以上の負荷圧センサを備えた作業機械のポンプ制御システムにおいて、
前記油圧ポンプの制限馬力を規定する第1付勢力と前記油圧ポンプの吐出圧による第2付勢力を対向してスプールに作用させ、ポンプ吸収馬力が前記制限馬力を超えないように前記油圧ポンプの容量を制御するポンプ馬力制御弁と、
1つ以上の前記操作圧センサで検出された操作圧及び前記負荷圧センサで検出された負荷圧に基づいて前記油圧ポンプの目標ポンプ流量を演算する目標ポンプ流量演算部と、
対応する操作装置の操作圧に対応付けた関係から前記検出された操作圧に対応する要求馬力を演算し、前記要求馬力に基づいて目標馬力を演算する目標馬力演算部と、
前記ポンプ馬力制御弁で規定される前記制限馬力で前記目標ポンプ流量が吐出されるように、前記目標ポンプ流量演算部で演算した目標ポンプ流量及び前記目標馬力演算部で演算した目標馬力に基づいて前記ポンプ馬力制御弁を制御するポンプ馬力制御部とを備えたことを特徴とする作業機械のポンプ制御システム。 - 請求項1に記載の作業機械のポンプ制御システムにおいて、
前記第1付勢力を制御する馬力制御電磁弁を備え、
前記ポンプ馬力制御部は、
前記目標馬力で前記目標ポンプ流量となる目標ポンプ圧を演算する目標ポンプ圧演算部と、
前記ポンプ馬力制御弁で規定された前記油圧ポンプの基準制限馬力について前記目標ポンプ流量に対応する基準ポンプ圧を演算する基準ポンプ圧演算部と、
前記基準ポンプ圧から前記目標ポンプ圧を減算し、前記第1付勢力で規定される前記制限馬力の補正値を演算する補正値演算部と、
前記補正値に応じた馬力制御信号を生成して前記馬力制御電磁弁に出力し、前記制限馬力を前記目標馬力に一致させる第1出力部とを備えていることを特徴とする作業機械のポンプ制御システム。 - 請求項2に記載の作業機械のポンプ制御システムにおいて、
前記目標ポンプ流量に応じた流量制御信号を生成し出力する第2出力部と、
前記流量制御信号で駆動されて流量制御圧を生成する流量制御電磁弁と、
前記流量制御圧による付勢力でスプールを駆動して前記油圧ポンプの容量を制御するポンプ流量制御弁とを備えていることを特徴とする作業機械のポンプ制御システム。 - 請求項3に記載の作業機械のポンプ制御システムにおいて、
前記目標ポンプ流量演算部は、
対応する操作装置の操作圧に対応付けた関係から1つ以上の前記操作圧センサで検出された操作圧に応じた制限流量を演算する制限流量演算部と、
1つ以上の前記要求馬力及び前記負荷圧センサで検出された負荷圧に基づいて前記油圧ポンプの要求流量を演算する要求流量演算部と、
前記制限流量及び前記要求流量の小さい方を前記目標ポンプ流量として選択し、前記目標ポンプ圧演算部、前記基準ポンプ圧演算部及び前記第2出力部に出力する選択出力部とを備えていることを特徴とする作業機械のポンプ制御システム。 - 請求項4に記載の作業機械のポンプ制御システムにおいて、
前記油圧ポンプ、前記ポンプ馬力制御弁、前記目標馬力演算部及び前記目標ポンプ流量演算部を複数組備える一方で、前記馬力制御電磁弁を複数のポンプ馬力制御弁で共用すると共に、
複数の前記目標馬力演算部で演算された前記要求馬力の比率を基に複数の前記目標馬力を演算し複数の前記制限流量演算部に出力する馬力配分部とを備え、
複数の前記目標ポンプ流量演算部で、前記馬力配分部で配分された目標馬力に基づいてそれぞれ前記目標ポンプ流量を演算し、
前記基準ポンプ圧演算部で、複数の前記目標ポンプ流量の最大値で前記基準制限馬力となるポンプ圧を前記基準ポンプ圧として演算し、
前記目標ポンプ圧演算部で、複数組の前記目標ポンプ流量及び前記目標馬力に基づいて演算された複数のポンプ圧の平均値を前記目標ポンプ圧として演算し、前記補正値演算部に出力することを特徴とする作業機械のポンプ制御システム。 - 請求項3に記載の作業機械のポンプ制御システムにおいて、
前記ポンプ馬力制御弁で規定される最小制限馬力について最小ポンプ流量に対応するポンプ圧が最小ポンプ圧より大きくなるように構成されていることを特徴とする作業機械のポンプ制御システム。
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
PCT/JP2016/078716 WO2018061128A1 (ja) | 2016-09-28 | 2016-09-28 | 作業機械のポンプ制御システム |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPWO2018061128A1 JPWO2018061128A1 (ja) | 2018-10-18 |
JP6475393B2 true JP6475393B2 (ja) | 2019-02-27 |
Family
ID=61760342
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2018508784A Active JP6475393B2 (ja) | 2016-09-28 | 2016-09-28 | 作業機械のポンプ制御システム |
Country Status (6)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US10450726B2 (ja) |
EP (1) | EP3521637B1 (ja) |
JP (1) | JP6475393B2 (ja) |
KR (1) | KR102035608B1 (ja) |
CN (1) | CN108138807B (ja) |
WO (1) | WO2018061128A1 (ja) |
Families Citing this family (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US20180363272A1 (en) * | 2017-06-20 | 2018-12-20 | KUBOTA DEUTSCHLAND GmbH | Working machine |
US11286646B2 (en) * | 2019-03-13 | 2022-03-29 | Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. | Loading vehicle |
WO2020202309A1 (ja) * | 2019-03-29 | 2020-10-08 | 日立建機株式会社 | 建設機械の駆動装置 |
US11198987B2 (en) | 2020-04-24 | 2021-12-14 | Caterpillar Inc. | Hydraulic circuit for a swing system in a machine |
Family Cites Families (15)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
KR950003064B1 (ko) * | 1992-05-30 | 1995-03-30 | 삼성중공업 주식회사 | 가변용량형 유압펌프의 제어장치 |
JPH07208403A (ja) * | 1994-01-17 | 1995-08-11 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | 油圧駆動装置 |
JP3925666B2 (ja) * | 1997-01-20 | 2007-06-06 | 株式会社小松製作所 | エンジンおよび可変容量型ポンプの制御装置 |
JP3419661B2 (ja) * | 1997-10-02 | 2003-06-23 | 日立建機株式会社 | 油圧建設機械の原動機のオートアクセル装置及び原動機と油圧ポンプの制御装置 |
JP3511453B2 (ja) * | 1997-10-08 | 2004-03-29 | 日立建機株式会社 | 油圧建設機械の原動機と油圧ポンプの制御装置 |
JP4096900B2 (ja) | 2004-03-17 | 2008-06-04 | コベルコ建機株式会社 | 作業機械の油圧制御回路 |
KR100919436B1 (ko) * | 2008-06-03 | 2009-09-29 | 볼보 컨스트럭션 이키프먼트 홀딩 스웨덴 에이비 | 복수의 가변용량형 유압펌프 토오크 제어시스템 및 그제어방법 |
JP5249857B2 (ja) * | 2009-05-29 | 2013-07-31 | 株式会社神戸製鋼所 | 制御装置及びこれを備えた作業機械 |
CN102770645B (zh) * | 2010-02-03 | 2015-05-20 | 株式会社小松制作所 | 发动机的控制装置 |
JP5383537B2 (ja) | 2010-02-03 | 2014-01-08 | 日立建機株式会社 | 油圧システムのポンプ制御装置 |
US9151017B2 (en) * | 2011-02-22 | 2015-10-06 | Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. | Wheel loader |
JP5301601B2 (ja) * | 2011-03-31 | 2013-09-25 | 住友建機株式会社 | 建設機械 |
JP5948165B2 (ja) * | 2012-06-28 | 2016-07-06 | 川崎重工業株式会社 | 馬力制限装置及び馬力制限方法 |
KR102054520B1 (ko) * | 2013-03-21 | 2020-01-22 | 두산인프라코어 주식회사 | 건설기계 유압시스템의 제어방법 |
JP2014190516A (ja) | 2013-03-28 | 2014-10-06 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | 作業機械のポンプ制御装置 |
-
2016
- 2016-09-28 KR KR1020187005392A patent/KR102035608B1/ko active IP Right Grant
- 2016-09-28 EP EP16913633.0A patent/EP3521637B1/en active Active
- 2016-09-28 JP JP2018508784A patent/JP6475393B2/ja active Active
- 2016-09-28 US US15/755,773 patent/US10450726B2/en active Active
- 2016-09-28 WO PCT/JP2016/078716 patent/WO2018061128A1/ja active Application Filing
- 2016-09-28 CN CN201680050171.2A patent/CN108138807B/zh active Active
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
CN108138807A (zh) | 2018-06-08 |
EP3521637A4 (en) | 2020-06-03 |
JPWO2018061128A1 (ja) | 2018-10-18 |
EP3521637B1 (en) | 2021-08-18 |
KR102035608B1 (ko) | 2019-10-23 |
KR20180051502A (ko) | 2018-05-16 |
US20190112786A1 (en) | 2019-04-18 |
CN108138807B (zh) | 2019-10-25 |
WO2018061128A1 (ja) | 2018-04-05 |
EP3521637A1 (en) | 2019-08-07 |
US10450726B2 (en) | 2019-10-22 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
KR101069477B1 (ko) | 건설 기계의 펌프 제어 장치 | |
US9181684B2 (en) | Pump control unit for hydraulic system | |
JP4758877B2 (ja) | 建設機械用3ポンプシステムのトルク制御装置 | |
JP6475393B2 (ja) | 作業機械のポンプ制御システム | |
JP5986114B2 (ja) | シリンダ停滞ストラテジを有する油圧制御システム | |
US10060451B2 (en) | Hydraulic drive system for construction machine | |
US9951797B2 (en) | Work machine | |
JP6092790B2 (ja) | シリンダ停滞ストラテジを有する油圧制御システム | |
JP6502742B2 (ja) | 建設機械の油圧駆動システム | |
KR20150048870A (ko) | 작업 기계의 유압 제어 장치 | |
KR102582826B1 (ko) | 건설기계의 제어 시스템 및 건설기계의 제어 방법 | |
KR20130124163A (ko) | 건설기계용 선회유량 제어시스템 및 그 제어방법 | |
US20210140541A1 (en) | Work vehicle and control method for work vehicle | |
CN109790857B (zh) | 建筑机械的油压驱动系统 | |
JP6793849B2 (ja) | 建設機械の油圧駆動装置 | |
KR101945540B1 (ko) | 지게차의 유압 시스템 | |
US11111650B2 (en) | Hydraulic drive system for construction machine | |
JP5639855B2 (ja) | 油圧駆動装置および油圧駆動装置を備えた作業機械 | |
US20140032057A1 (en) | Feedforward control system | |
JP2763142B2 (ja) | ロードセンシング制御油圧回路の制御装置 | |
JP2017026085A (ja) | 作業機械の油圧制御装置 | |
KR102478297B1 (ko) | 건설기계의 제어장치 및 제어방법 |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20180216 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20190129 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20190131 |
|
R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Ref document number: 6475393 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |