JPH0579062A - 建設機械の油圧駆動装置 - Google Patents
建設機械の油圧駆動装置Info
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- JPH0579062A JPH0579062A JP26537791A JP26537791A JPH0579062A JP H0579062 A JPH0579062 A JP H0579062A JP 26537791 A JP26537791 A JP 26537791A JP 26537791 A JP26537791 A JP 26537791A JP H0579062 A JPH0579062 A JP H0579062A
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Abstract
(57)【要約】
【目的】 ロードセンシングシステムにおける油圧シリ
ンダ系の発振の抑制。 【構成】 油圧シリンダ１１Ａ、１１Ｂには流量制御弁
１３Ａ、１３Ｂおよび圧力制御器１４Ａ、１４Ｂを介し
て油圧ポンプ１０の圧油が供給される。このときパイロ
ット管路１５には最大負荷圧が現れる。演算器２０では
油圧ポンプ１０の吐出圧と最大負荷圧との差圧が演算さ
れる。制御器２１はポンプ吐出圧に応じて差圧の設定値
を低減せしめ、演算された実際の差圧が低減された設定
値に一致するようにレギュレータ１０Ｒを制御する。こ
れにより、負荷圧変化に対する流量変化の比が負とな
り、油圧シリンダ系の発振が抑制される。
ンダ系の発振の抑制。 【構成】 油圧シリンダ１１Ａ、１１Ｂには流量制御弁
１３Ａ、１３Ｂおよび圧力制御器１４Ａ、１４Ｂを介し
て油圧ポンプ１０の圧油が供給される。このときパイロ
ット管路１５には最大負荷圧が現れる。演算器２０では
油圧ポンプ１０の吐出圧と最大負荷圧との差圧が演算さ
れる。制御器２１はポンプ吐出圧に応じて差圧の設定値
を低減せしめ、演算された実際の差圧が低減された設定
値に一致するようにレギュレータ１０Ｒを制御する。こ
れにより、負荷圧変化に対する流量変化の比が負とな
り、油圧シリンダ系の発振が抑制される。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は各種建設機械の油圧アク
チュエータの駆動にロードセンシングシステムを用いた
建設機械の油圧駆動装置に関する。
チュエータの駆動にロードセンシングシステムを用いた
建設機械の油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】近年、油圧アクチュエータと、この油圧
アクチュエータを駆動する可変容量油圧ポンプと、油圧
アクチュエータに供給される圧油の量を制御する流量制
御弁とを備え、流量制御弁の入口圧と出口圧との差圧が
所定の規定値になるように制御することにより油圧アク
チュエータの負荷圧の変動に影響されない安定した流量
を油圧アクチュエータに供給するロードセンシングシス
テムが提案されている。このようなロードセンシングシ
ステムは、例えば特願平１−２６３０２２号、特開平２
−２６１９０２号公報等に記載され公知である。上記ロ
ードセンシングシステムの良く知られた一方式として、
流量制御弁の上流側に圧力補償弁を設け、この圧力補償
弁により流量制御弁の上記差圧が規定値になるように補
償し、これにより油圧アクチュエータに供給する流量が
流量制御弁の開口面積にのみ依存するように補償し、一
方、可変容量油圧ポンプに対しては、流量制御弁と前記
圧力補償弁とにおける圧損分を確保するだけの一定差
圧、即ち負荷圧力より一定圧分だけポンプ吐出圧を高め
るように可変容量油圧ポンプの傾転を制御する方式があ
る。
アクチュエータを駆動する可変容量油圧ポンプと、油圧
アクチュエータに供給される圧油の量を制御する流量制
御弁とを備え、流量制御弁の入口圧と出口圧との差圧が
所定の規定値になるように制御することにより油圧アク
チュエータの負荷圧の変動に影響されない安定した流量
を油圧アクチュエータに供給するロードセンシングシス
テムが提案されている。このようなロードセンシングシ
ステムは、例えば特願平１−２６３０２２号、特開平２
−２６１９０２号公報等に記載され公知である。上記ロ
ードセンシングシステムの良く知られた一方式として、
流量制御弁の上流側に圧力補償弁を設け、この圧力補償
弁により流量制御弁の上記差圧が規定値になるように補
償し、これにより油圧アクチュエータに供給する流量が
流量制御弁の開口面積にのみ依存するように補償し、一
方、可変容量油圧ポンプに対しては、流量制御弁と前記
圧力補償弁とにおける圧損分を確保するだけの一定差
圧、即ち負荷圧力より一定圧分だけポンプ吐出圧を高め
るように可変容量油圧ポンプの傾転を制御する方式があ
る。
【０００３】ところで、上記方式において、油圧アクチ
ュエータとして油圧シリンダが用いられている場合、こ
のロードセンシングシステムの減衰特性は極めて悪くな
る。これを図および数式により説明する。図４は油圧シ
リンダの構成図である。図で、１は油圧ポンプ、２は油
圧シリンダ、２ａはそのピストン、３は油圧シリンダ２
により駆動される負荷体を示す。ここで、 負荷体３の質量：ｍ 油圧シリンダ２の作動による変位：ｘ 油圧シリンダ２の作動速度：ｄｘ／ｄｔ 油圧シリンダ２の加速度：ｄ2 ｘ／ｄｔ2 重力の加速度：ｇ 油圧シリンダ２のボトム室内の圧力：Ｐ 圧力Ｐの変化率：ｄＰ／ｄｔ 油圧シリンダ２に供給される流量：Ｑi ピストン２ａの受圧面積：Ａ 油圧シリンダ２のボトム室内の体積：Ｖ 油圧シリンダ２のボトム室内に導かれる圧油の体積弾性
率：Ｋ とすると、
ュエータとして油圧シリンダが用いられている場合、こ
のロードセンシングシステムの減衰特性は極めて悪くな
る。これを図および数式により説明する。図４は油圧シ
リンダの構成図である。図で、１は油圧ポンプ、２は油
圧シリンダ、２ａはそのピストン、３は油圧シリンダ２
により駆動される負荷体を示す。ここで、 負荷体３の質量：ｍ 油圧シリンダ２の作動による変位：ｘ 油圧シリンダ２の作動速度：ｄｘ／ｄｔ 油圧シリンダ２の加速度：ｄ2 ｘ／ｄｔ2 重力の加速度：ｇ 油圧シリンダ２のボトム室内の圧力：Ｐ 圧力Ｐの変化率：ｄＰ／ｄｔ 油圧シリンダ２に供給される流量：Ｑi ピストン２ａの受圧面積：Ａ 油圧シリンダ２のボトム室内の体積：Ｖ 油圧シリンダ２のボトム室内に導かれる圧油の体積弾性
率：Ｋ とすると、
【数１】
【数２】 が成立し、これら（１）、（２）式から、ｄｘ／ｄｔ、
ｄ2 ｘ／ｄｔ2 を消去して整理すると、
ｄ2 ｘ／ｄｔ2 を消去して整理すると、
【数３】 となる。この（３）式は良く知られた理論により、
【数４】 ならば発振的であり、
【数５】 ならば減衰的であることを示している。
【０００４】このような油圧シリンダ系の減衰特性を考
えた場合、上記方式では、圧力補償弁は流量制御弁を通
過する流量が一定となるように制御を行っているので、
流量制御弁の開口が一定であると前記差圧の関数である
通過流量Ｑi （Ｐ）も一定であり、
えた場合、上記方式では、圧力補償弁は流量制御弁を通
過する流量が一定となるように制御を行っているので、
流量制御弁の開口が一定であると前記差圧の関数である
通過流量Ｑi （Ｐ）も一定であり、
【数６】 となる。油圧シリンダ２の内部の減衰係数は小さいの
で、上記（６）式は、一旦振動が発生すると当該振動は
減衰せず、自由振動が継続されることを示す。即ち、上
記方式では、例えば流量制御弁を急操作して油圧シリン
ダを作動させたとき、当該油圧シリンダに振動が発生
し、この振動により油圧シリンダの制御精度が低下して
建設機械のオペレータの意図する操作が困難になるおそ
れがある。そして、当該振動は負荷圧又は油圧ポンプの
吐出圧が大きいほど発生し易くなる。従来、このような
油圧シリンダ操作時の振動発生は、例えば特願平１−２
６３０２２号に提示されているように、圧力補償弁のス
プールにおける負荷圧（流量制御弁の出口圧）導入端部
に段差を形成して反対側端部に対して微小面積差を作る
ことにより防止されていた。
で、上記（６）式は、一旦振動が発生すると当該振動は
減衰せず、自由振動が継続されることを示す。即ち、上
記方式では、例えば流量制御弁を急操作して油圧シリン
ダを作動させたとき、当該油圧シリンダに振動が発生
し、この振動により油圧シリンダの制御精度が低下して
建設機械のオペレータの意図する操作が困難になるおそ
れがある。そして、当該振動は負荷圧又は油圧ポンプの
吐出圧が大きいほど発生し易くなる。従来、このような
油圧シリンダ操作時の振動発生は、例えば特願平１−２
６３０２２号に提示されているように、圧力補償弁のス
プールにおける負荷圧（流量制御弁の出口圧）導入端部
に段差を形成して反対側端部に対して微小面積差を作る
ことにより防止されていた。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】しかし、特に圧力補償
弁に上記微小面積差を作るためには、そのスプールに所
定の精度で段差を形成する必要があり、加工が困難であ
った。さらに、このような圧力補償弁を使用する場合、
次のような問題も生じる。これを図５により説明する。
図５は当該圧力補償弁の流量特性図である。図で、横軸
には負荷圧、縦軸には流量がとってある。直線Ｑ1 は流
量制御弁の開度が大きい場合の特性、直線Ｑ2 は流量制
御弁の開度が小さい場合の特性を示す。図から明らかな
ように、流量は圧力補償弁で定まる特性により、負荷圧
が大きくなるに従って低減し、その低減の割合は流量制
御弁のどのような開度に対しても一定である。このた
め、開度が小さい場合、直線Ｑ2 に示すように、ある負
荷圧Ｐ0 以下では本来必要とする圧力補償の特性が損な
われることとなり不都合である。
弁に上記微小面積差を作るためには、そのスプールに所
定の精度で段差を形成する必要があり、加工が困難であ
った。さらに、このような圧力補償弁を使用する場合、
次のような問題も生じる。これを図５により説明する。
図５は当該圧力補償弁の流量特性図である。図で、横軸
には負荷圧、縦軸には流量がとってある。直線Ｑ1 は流
量制御弁の開度が大きい場合の特性、直線Ｑ2 は流量制
御弁の開度が小さい場合の特性を示す。図から明らかな
ように、流量は圧力補償弁で定まる特性により、負荷圧
が大きくなるに従って低減し、その低減の割合は流量制
御弁のどのような開度に対しても一定である。このた
め、開度が小さい場合、直線Ｑ2 に示すように、ある負
荷圧Ｐ0 以下では本来必要とする圧力補償の特性が損な
われることとなり不都合である。
【０００６】本発明の目的は、上記従来技術における課
題を解決し、弁のスプールの加工を不要とし、かつ、流
量制御弁の開度の如何にかかわらず圧力補償の機能を失
わずに油圧シリンダ系の発振を抑制することができる建
設機械の油圧駆動装置を提供するにある。
題を解決し、弁のスプールの加工を不要とし、かつ、流
量制御弁の開度の如何にかかわらず圧力補償の機能を失
わずに油圧シリンダ系の発振を抑制することができる建
設機械の油圧駆動装置を提供するにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】上記の目的を達成するた
め、本発明は、少なくとも１つの油圧シリンダを含む複
数の油圧アクチュエータと、これら各油圧アクチュエー
タを駆動する可変容量油圧ポンプと、この可変容量油圧
ポンプのおしのけ容積可変機構を駆動するレギュレータ
と、前記各油圧アクチュエータの駆動をそれぞれ制御す
る各流量制御弁と、前記各油圧アクチュエータと前記各
流量制御弁との間に介在する圧力制御器とを備えた建設
機械の油圧駆動装置において、前記可変容量油圧ポンプ
のポンプ吐出圧と前記各油圧アクチュエータの負荷圧の
うちの最大負荷圧との差圧の規定値を、前記ポンプ吐出
圧又は前記最大負荷圧に応じその増大に伴って低減さ
せ、実際の前記差圧が前記低減せしめられた規定値に一
致するように前記レギュレータの駆動を制御する制御部
を設けたことを特徴とする。
め、本発明は、少なくとも１つの油圧シリンダを含む複
数の油圧アクチュエータと、これら各油圧アクチュエー
タを駆動する可変容量油圧ポンプと、この可変容量油圧
ポンプのおしのけ容積可変機構を駆動するレギュレータ
と、前記各油圧アクチュエータの駆動をそれぞれ制御す
る各流量制御弁と、前記各油圧アクチュエータと前記各
流量制御弁との間に介在する圧力制御器とを備えた建設
機械の油圧駆動装置において、前記可変容量油圧ポンプ
のポンプ吐出圧と前記各油圧アクチュエータの負荷圧の
うちの最大負荷圧との差圧の規定値を、前記ポンプ吐出
圧又は前記最大負荷圧に応じその増大に伴って低減さ
せ、実際の前記差圧が前記低減せしめられた規定値に一
致するように前記レギュレータの駆動を制御する制御部
を設けたことを特徴とする。
【０００８】
【作用】油圧アクチュエータ駆動中、制御部では可変容
量油圧ポンプのポンプ吐出圧と各油圧アクチュエータの
負荷圧のうちの最大負荷圧との差圧が演算される。一
方、予め定められた当該差圧の規定値はそのときのポン
プ吐出圧又は最大負荷圧の増大に伴って低減される。次
いで、制御部は演算された実際の差圧が低減された規定
値に一致するようにレギュレータに対して制御指令を出
力する。油圧シリンダが駆動されている場合、上記差圧
の規定値の低減により、その低減分だけ油圧シリンダへ
の圧油の供給量が減少し、結局、負荷圧力の変化に対す
る流量変化の比を負とすることができ、油圧シリンダの
発振が抑制される。
量油圧ポンプのポンプ吐出圧と各油圧アクチュエータの
負荷圧のうちの最大負荷圧との差圧が演算される。一
方、予め定められた当該差圧の規定値はそのときのポン
プ吐出圧又は最大負荷圧の増大に伴って低減される。次
いで、制御部は演算された実際の差圧が低減された規定
値に一致するようにレギュレータに対して制御指令を出
力する。油圧シリンダが駆動されている場合、上記差圧
の規定値の低減により、その低減分だけ油圧シリンダへ
の圧油の供給量が減少し、結局、負荷圧力の変化に対す
る流量変化の比を負とすることができ、油圧シリンダの
発振が抑制される。
【０００９】
【実施例】以下、本発明を図示の一実施例に基づいて説
明する。図１は本発明の建設機械の油圧駆動装置の油圧
回路および電気回路の回路図である。図で、１０は可変
容量油圧ポンプ（以下単に油圧ポンプという）、１０ａ
は油圧ポンプ１０のおしのけ容積可変機構、１０Ｒはお
しのけ容積可変機構１０ａの傾転を制御するレギュレー
タである。１１Ａ、１１Ｂは油圧ポンプ１０の圧油によ
り駆動される油圧シリンダである。ここで、油圧シリン
ダ１１Ｂに関連する構成は油圧シリンダ１１Ａに関連す
る構成と同じであるので、以下の説明では油圧シリンダ
１１Ａに関連する構成についてのみ説明し、油圧シリン
ダ１１Ｂに関連する構成についての説明は、対応する構
成に同一数字を用い、これに添字Ｂを付することにより
省略する。１２Ａは油圧シリンダ１１Ａの操作レバーで
あり、操作レバー１２Ａの操作量と操作方向に応じてパ
イロットポンプ１０Ｐからの圧油による圧力が発生す
る。それらの圧力がＰA1、ＰA2として示されている。１
３Ａは油圧ポンプ１０と油圧シリンダ１１Ａとの間に介
在する流量制御弁であり、操作レバー１２Ａの操作に応
じて駆動され油圧シリンダ１１Ａへの圧油の供給流量を
制御する。１４Ａは圧力制御器であり、制御室１４Ａ1
およびばね１４Ａ2 を有する。制御室１４Ａ1の一方側
には流量制御弁１３Ａの出口側からの圧油が供給され、
他方側には後述する最大負荷圧が加えられる。ばね１４
Ａ2 は最大負荷圧が加えられている側に設置される。１
５は圧力制御器１４Ａおよび圧力制御器１４Ｂの出力側
の圧力（負荷圧）を導くパイロット管路であり、いずれ
か高い方の圧力（最大負荷圧）が現れる。１６Ａは圧力
制御器１４Ａの出力側とパイロット管路１５との間のパ
イロット管路に介在する逆止弁、１７Ａはパイロット管
路１５とタンクとの間に設けられた切換弁であり、切換
弁１７Ａ、１７Ｂは直列に接続されている。
明する。図１は本発明の建設機械の油圧駆動装置の油圧
回路および電気回路の回路図である。図で、１０は可変
容量油圧ポンプ（以下単に油圧ポンプという）、１０ａ
は油圧ポンプ１０のおしのけ容積可変機構、１０Ｒはお
しのけ容積可変機構１０ａの傾転を制御するレギュレー
タである。１１Ａ、１１Ｂは油圧ポンプ１０の圧油によ
り駆動される油圧シリンダである。ここで、油圧シリン
ダ１１Ｂに関連する構成は油圧シリンダ１１Ａに関連す
る構成と同じであるので、以下の説明では油圧シリンダ
１１Ａに関連する構成についてのみ説明し、油圧シリン
ダ１１Ｂに関連する構成についての説明は、対応する構
成に同一数字を用い、これに添字Ｂを付することにより
省略する。１２Ａは油圧シリンダ１１Ａの操作レバーで
あり、操作レバー１２Ａの操作量と操作方向に応じてパ
イロットポンプ１０Ｐからの圧油による圧力が発生す
る。それらの圧力がＰA1、ＰA2として示されている。１
３Ａは油圧ポンプ１０と油圧シリンダ１１Ａとの間に介
在する流量制御弁であり、操作レバー１２Ａの操作に応
じて駆動され油圧シリンダ１１Ａへの圧油の供給流量を
制御する。１４Ａは圧力制御器であり、制御室１４Ａ1
およびばね１４Ａ2 を有する。制御室１４Ａ1の一方側
には流量制御弁１３Ａの出口側からの圧油が供給され、
他方側には後述する最大負荷圧が加えられる。ばね１４
Ａ2 は最大負荷圧が加えられている側に設置される。１
５は圧力制御器１４Ａおよび圧力制御器１４Ｂの出力側
の圧力（負荷圧）を導くパイロット管路であり、いずれ
か高い方の圧力（最大負荷圧）が現れる。１６Ａは圧力
制御器１４Ａの出力側とパイロット管路１５との間のパ
イロット管路に介在する逆止弁、１７Ａはパイロット管
路１５とタンクとの間に設けられた切換弁であり、切換
弁１７Ａ、１７Ｂは直列に接続されている。
【００１０】１８は油圧ポンプ１０の吐出圧ＰS を検出
する圧力検出器、１９はパイロット管路１５の最大負荷
圧ＰLmaxを検出する圧力検出器であり、いずれも検出し
た圧力に比例した電気信号を出力する。２０は圧力検出
器１８、１９の信号を入力し両者の差圧ΔＰLS（＝ＰS
−ＰLmax）を演算しこれに比例した信号を出力する演算
器である。２１は演算器２０の演算値や図示しない種々
の制御値を入力し所定の演算、制御を行う制御器であ
り、その演算、制御の結果は指令信号としてレギュレー
タ１０Ｒに出力される。レギュレータ１０Ｒはこれに応
じておしのけ容積可変機構１０ａの傾転を制御する。以
上の構成により、ロードセンシングシステムが構成され
る。
する圧力検出器、１９はパイロット管路１５の最大負荷
圧ＰLmaxを検出する圧力検出器であり、いずれも検出し
た圧力に比例した電気信号を出力する。２０は圧力検出
器１８、１９の信号を入力し両者の差圧ΔＰLS（＝ＰS
−ＰLmax）を演算しこれに比例した信号を出力する演算
器である。２１は演算器２０の演算値や図示しない種々
の制御値を入力し所定の演算、制御を行う制御器であ
り、その演算、制御の結果は指令信号としてレギュレー
タ１０Ｒに出力される。レギュレータ１０Ｒはこれに応
じておしのけ容積可変機構１０ａの傾転を制御する。以
上の構成により、ロードセンシングシステムが構成され
る。
【００１１】次に、本実施例の動作を説明する。今、操
作レバー１２Ａ、１２Ｂが同時に操作され、それら操作
量に応じたパイロット圧ＰA1、ＰB1が出力されていると
する。流量制御弁１３Ａはパイロット圧ＰA1に応じた開
度に駆動される。その開度に対応する絞りが流量制御弁
１３Ａの絞り１３Ａ1 で表されている。油圧ポンプ１０
から吐出された圧油は流量制御弁１３Ａの絞り１３Ａ
1 、管路ａ、圧力制御器１４Ａ、管路ｂ、流量制御弁１
３Ａ、管路ｃを経て油圧シリンダ１１Ａに供給され、油
圧シリンダ１１Ａは伸長方向に駆動される。油圧シリン
ダ１１Ｂもこれに準じた動作で駆動される。このとき、
切換弁１７Ａ、１７Ｂは流量制御弁１３Ａ、１３Ｂの作
動により切換えられ、パイロット管路１５とタンクとの
間は遮断されている。
作レバー１２Ａ、１２Ｂが同時に操作され、それら操作
量に応じたパイロット圧ＰA1、ＰB1が出力されていると
する。流量制御弁１３Ａはパイロット圧ＰA1に応じた開
度に駆動される。その開度に対応する絞りが流量制御弁
１３Ａの絞り１３Ａ1 で表されている。油圧ポンプ１０
から吐出された圧油は流量制御弁１３Ａの絞り１３Ａ
1 、管路ａ、圧力制御器１４Ａ、管路ｂ、流量制御弁１
３Ａ、管路ｃを経て油圧シリンダ１１Ａに供給され、油
圧シリンダ１１Ａは伸長方向に駆動される。油圧シリン
ダ１１Ｂもこれに準じた動作で駆動される。このとき、
切換弁１７Ａ、１７Ｂは流量制御弁１３Ａ、１３Ｂの作
動により切換えられ、パイロット管路１５とタンクとの
間は遮断されている。
【００１２】このように油圧シリンダ１１Ａ、１１Ｂが
駆動されているとき、パイロット管路１５には油圧シリ
ンダ１１Ａ、１１Ｂの負荷圧のうち大きい方の負荷圧
（最大負荷圧ＰLmax）が現れる。この最大負荷圧は圧力
制御器１４Ａ、１４Ｂの制御室１４Ａ1 、１４Ｂ1 に加
えられるので、圧力制御器１４Ａ、１４Ｂの流路は流量
制御弁１３Ａ、１３Ｂの出口圧（管路ａの圧力）と、最
大負荷圧とばね１４Ａ2、１４Ｂ2 のばね圧の和の圧力
とがバランスする開度となる。今仮に、油圧シリンダ１
１Ａの負荷圧が油圧シリンダ１１Ｂの負荷圧より大きい
とすると、圧力制御器１４Ａの開度は圧力制御器１４Ｂ
の開度より大きくなる。これにより、油圧ポンプ１０の
圧油が負荷圧の小さい油圧シリンダ１１Ｂの方へ一方的
に流れるのを防止し、各油圧シリンダ１１Ａ、１１Ｂへ
の適切な分流が達成される。さらに、各圧力制御器１４
Ａ、１４Ｂの上記動作および油圧ポンプ１０の流量制御
により、各流量制御弁１３Ａ、１３Ｂの入口側と出口側
の差圧が一定値に保持されるが、この点については後述
する数式により説明する。
駆動されているとき、パイロット管路１５には油圧シリ
ンダ１１Ａ、１１Ｂの負荷圧のうち大きい方の負荷圧
（最大負荷圧ＰLmax）が現れる。この最大負荷圧は圧力
制御器１４Ａ、１４Ｂの制御室１４Ａ1 、１４Ｂ1 に加
えられるので、圧力制御器１４Ａ、１４Ｂの流路は流量
制御弁１３Ａ、１３Ｂの出口圧（管路ａの圧力）と、最
大負荷圧とばね１４Ａ2、１４Ｂ2 のばね圧の和の圧力
とがバランスする開度となる。今仮に、油圧シリンダ１
１Ａの負荷圧が油圧シリンダ１１Ｂの負荷圧より大きい
とすると、圧力制御器１４Ａの開度は圧力制御器１４Ｂ
の開度より大きくなる。これにより、油圧ポンプ１０の
圧油が負荷圧の小さい油圧シリンダ１１Ｂの方へ一方的
に流れるのを防止し、各油圧シリンダ１１Ａ、１１Ｂへ
の適切な分流が達成される。さらに、各圧力制御器１４
Ａ、１４Ｂの上記動作および油圧ポンプ１０の流量制御
により、各流量制御弁１３Ａ、１３Ｂの入口側と出口側
の差圧が一定値に保持されるが、この点については後述
する数式により説明する。
【００１３】一方、油圧ポンプ１０の吐出圧ＰS は圧力
検出器１８で検出され、又、パイロット管路１５の最大
負荷圧ＰLmaxは圧力検出器１９で検出され、それら各検
出信号は演算器２０に導入される。演算器２０は差圧Δ
ＰLS（＝ＰS −ＰLmax）を演算する。レギュレータ１０
Ｒには、本来、この差圧ΔＰLSを予め定められた規定値
に一致せしめるような信号が入力され、これにより油圧
ポンプ１０の傾転が制御されるが、本実施例では演算さ
れた差圧ΔＰLSとその規定値との比較を行わず、制御器
２１で、そのときの油圧ポンプ１０の吐出圧ＰS に応じ
て差圧の規定値を低減させ、この低減させた規定値と実
際の差圧ΔＰLSとを比較して油圧ポンプ１０の傾転を制
御する。
検出器１８で検出され、又、パイロット管路１５の最大
負荷圧ＰLmaxは圧力検出器１９で検出され、それら各検
出信号は演算器２０に導入される。演算器２０は差圧Δ
ＰLS（＝ＰS −ＰLmax）を演算する。レギュレータ１０
Ｒには、本来、この差圧ΔＰLSを予め定められた規定値
に一致せしめるような信号が入力され、これにより油圧
ポンプ１０の傾転が制御されるが、本実施例では演算さ
れた差圧ΔＰLSとその規定値との比較を行わず、制御器
２１で、そのときの油圧ポンプ１０の吐出圧ＰS に応じ
て差圧の規定値を低減させ、この低減させた規定値と実
際の差圧ΔＰLSとを比較して油圧ポンプ１０の傾転を制
御する。
【００１４】ここで、流量制御弁１３Ａの出口圧を
Ｐa1、流量制御弁１３Ｂの出口圧をＰb1、各圧力制御器
１４Ａ、１４Ｂの制御室１４Ａ1 、１４Ｂ1 のばね側の
受圧面積をＳ、ばね１４Ａ2 、１４Ｂ2 のばね力をＦと
すると、各圧力制御器１４Ａ、１４Ｂに作用する力の釣
り合いから、
Ｐa1、流量制御弁１３Ｂの出口圧をＰb1、各圧力制御器
１４Ａ、１４Ｂの制御室１４Ａ1 、１４Ｂ1 のばね側の
受圧面積をＳ、ばね１４Ａ2 、１４Ｂ2 のばね力をＦと
すると、各圧力制御器１４Ａ、１４Ｂに作用する力の釣
り合いから、
【数７】
【数８】 が成立する。又、前述のように、ＰS −ＰLmax＝ΔＰLS
であるから、流量制御弁１３Ａ、１３Ｂの入口側と出
口側の差圧は、
であるから、流量制御弁１３Ａ、１３Ｂの入口側と出
口側の差圧は、
【数９】
【数１０】 となる。上記（９）、（１０）式から、ＰS −Ｐa1＝Ｐ
S −Ｐb1＝一定、即ち、前記差圧はいずれも一定に保持
される。
S −Ｐb1＝一定、即ち、前記差圧はいずれも一定に保持
される。
【００１５】ところで、本実施例では、前述のように、
差圧の規定値を油圧ポンプ１０の吐出圧ＰS に応じて低
減し、これに基づいた制御を行うのであるから、結果と
して上記（９）、（１０）式における値ΔＰLSを低減す
ることとなり、（ＰS −Ｐa1）、（ＰS −Ｐa1）の値、
即ち、各流量制御弁１３Ａ、１３Ｂの差圧は小さくな
り、油圧シリンダ１１Ａ、１１Ｂへの圧油の供給流量は
減少する。この結果、例えば最大負荷圧が増加方向に変
化しても、油圧シリンダへの圧油の流入流量はそれほど
大きく増加せず、結局、最大負荷圧ＰLmaxの変化（ｄＰ
Lmax）に対する油圧シリンダ１１Ａ、１１Ｂへの流入流
量の変化（ｄＱ）の比を負とする（即ち前記（５）式と
する）ことができ、油圧シリンダ１１Ａ、１１Ｂ駆動系
の減衰性能を向上して発振を抑制し、安定した駆動を実
施することができる。
差圧の規定値を油圧ポンプ１０の吐出圧ＰS に応じて低
減し、これに基づいた制御を行うのであるから、結果と
して上記（９）、（１０）式における値ΔＰLSを低減す
ることとなり、（ＰS −Ｐa1）、（ＰS −Ｐa1）の値、
即ち、各流量制御弁１３Ａ、１３Ｂの差圧は小さくな
り、油圧シリンダ１１Ａ、１１Ｂへの圧油の供給流量は
減少する。この結果、例えば最大負荷圧が増加方向に変
化しても、油圧シリンダへの圧油の流入流量はそれほど
大きく増加せず、結局、最大負荷圧ＰLmaxの変化（ｄＰ
Lmax）に対する油圧シリンダ１１Ａ、１１Ｂへの流入流
量の変化（ｄＱ）の比を負とする（即ち前記（５）式と
する）ことができ、油圧シリンダ１１Ａ、１１Ｂ駆動系
の減衰性能を向上して発振を抑制し、安定した駆動を実
施することができる。
【００１６】次に、差圧ΔＰLSを低減させるため制御器
２１で実施される動作を図２に示すフローチャートを参
照しながら説明する。制御器２１は、先ず、演算器２０
の演算値ΔＰLSおよび現在の油圧ポンプ１０の吐出圧Ｐ
S を読込む（図２に示す手順Ｓ1 ）。次に、目標差圧Δ
ＰLS00が設定される（手順Ｓ2 ）。この目標差圧は、予
め定められた差圧の規定値Ｃ1 （ΔＰLS0 ）から、予め
定められた所定の係数Ｃ2 （例えば、０．０５以下のあ
る値）を吐出圧ＰS に乗算した値を差し引くことにより
決定される。次に、目標差圧ΔＰLS00と読込んだ実際の
差圧ΔＰLSとが比較され（手順Ｓ3）、両者が等しくな
い場合、何れが大きいかが比較される（手順Ｓ4 ）。目
標差圧ΔＰLS00が大きい場合、実際の差圧ΔＰLSを目標
差圧ΔＰLS00に一致させるべく、レギュレータ１０Ｒに
対して油圧ポンプ１０の傾転量を大きくする指令を出力
する（手順Ｓ5 ）。逆に、目標差圧ΔＰLS00が小さい場
合にはレギュレータ１０Ｒに対して油圧ポンプ１０の傾
転量を小さくする指令を出力する（手順Ｓ6 ）。次い
で、制御停止の指令の有無を適当な手段で判断し（手順
Ｓ7 ）、停止指令がない場合、手順Ｓ3 〜手順Ｓ7 の処
理が繰返される。手順Ｓ3 で実際の差圧ΔＰLSが目標差
圧ΔＰLS00に達したと判断されると、処理は再び手順Ｓ
1 に戻り、新たな状態に備えられる。なお、上記処理に
おいて、油圧ポンプ１０の吐出圧ＰS を用いる代わりに
最大負荷圧ＰLmaxを用いることもできる。
２１で実施される動作を図２に示すフローチャートを参
照しながら説明する。制御器２１は、先ず、演算器２０
の演算値ΔＰLSおよび現在の油圧ポンプ１０の吐出圧Ｐ
S を読込む（図２に示す手順Ｓ1 ）。次に、目標差圧Δ
ＰLS00が設定される（手順Ｓ2 ）。この目標差圧は、予
め定められた差圧の規定値Ｃ1 （ΔＰLS0 ）から、予め
定められた所定の係数Ｃ2 （例えば、０．０５以下のあ
る値）を吐出圧ＰS に乗算した値を差し引くことにより
決定される。次に、目標差圧ΔＰLS00と読込んだ実際の
差圧ΔＰLSとが比較され（手順Ｓ3）、両者が等しくな
い場合、何れが大きいかが比較される（手順Ｓ4 ）。目
標差圧ΔＰLS00が大きい場合、実際の差圧ΔＰLSを目標
差圧ΔＰLS00に一致させるべく、レギュレータ１０Ｒに
対して油圧ポンプ１０の傾転量を大きくする指令を出力
する（手順Ｓ5 ）。逆に、目標差圧ΔＰLS00が小さい場
合にはレギュレータ１０Ｒに対して油圧ポンプ１０の傾
転量を小さくする指令を出力する（手順Ｓ6 ）。次い
で、制御停止の指令の有無を適当な手段で判断し（手順
Ｓ7 ）、停止指令がない場合、手順Ｓ3 〜手順Ｓ7 の処
理が繰返される。手順Ｓ3 で実際の差圧ΔＰLSが目標差
圧ΔＰLS00に達したと判断されると、処理は再び手順Ｓ
1 に戻り、新たな状態に備えられる。なお、上記処理に
おいて、油圧ポンプ１０の吐出圧ＰS を用いる代わりに
最大負荷圧ＰLmaxを用いることもできる。
【００１７】図３は目標差圧の特性図である。図で、横
軸には油圧ポンプ１０の吐出圧が、又、縦軸には差圧が
とってある。目標差圧ΔＰLS00は直線Ｄ1 に示すよう
に、係数Ｃ2 に従い、吐出圧が大きくなるにつれて低減
せしめられる。図では、ポンプ吐出圧がＰS0のときの差
圧目標値ΔＰLS00が示されている。なお、流量制御弁１
３Ａ、１３Ｂの開口がある値以下の場合には差圧をそれ
ほど低減させる必要はないので、係数Ｃ2 としてさらに
小さな値を用いるようにすることができる。この場合の
目標差圧の特性が直線Ｄ2 で示されている。係数Ｃ2 の
変更は、操作レバー１２Ａ、１２Ｂの操作量を制御器２
１に入力することにより行うことができる。
軸には油圧ポンプ１０の吐出圧が、又、縦軸には差圧が
とってある。目標差圧ΔＰLS00は直線Ｄ1 に示すよう
に、係数Ｃ2 に従い、吐出圧が大きくなるにつれて低減
せしめられる。図では、ポンプ吐出圧がＰS0のときの差
圧目標値ΔＰLS00が示されている。なお、流量制御弁１
３Ａ、１３Ｂの開口がある値以下の場合には差圧をそれ
ほど低減させる必要はないので、係数Ｃ2 としてさらに
小さな値を用いるようにすることができる。この場合の
目標差圧の特性が直線Ｄ2 で示されている。係数Ｃ2 の
変更は、操作レバー１２Ａ、１２Ｂの操作量を制御器２
１に入力することにより行うことができる。
【００１８】なお、上記実施例の説明では、演算器２０
と制御器２１とを別個の装置として説明したが、演算器
２０の演算を制御器２１で行わせることができるのは当
然であり、その場合には演算器２０は省略することがで
きる。
と制御器２１とを別個の装置として説明したが、演算器
２０の演算を制御器２１で行わせることができるのは当
然であり、その場合には演算器２０は省略することがで
きる。
【００１９】
【発明の効果】以上述べたように、本発明では、可変容
量油圧ポンプのポンプ吐出圧と各油圧アクチュエータの
負荷圧のうちの最大負荷圧との差圧の規定値を、ポンプ
吐出圧又は最大負荷圧に応じその増大に伴って低減さ
せ、実際の差圧を、低減せしめられた規定値に一致させ
るようにレギュレータの駆動を制御するようにしたの
で、負荷圧力の変化に対する油圧シリンダ流入量の変化
の比を負とすることができ、これにより、弁に対する加
工を施さなくても、かつ、流量制御弁の開度がどのよう
な開度であっても、圧力補償の機能を失わずに油圧シリ
ンダ系の発振を抑制することができる。
量油圧ポンプのポンプ吐出圧と各油圧アクチュエータの
負荷圧のうちの最大負荷圧との差圧の規定値を、ポンプ
吐出圧又は最大負荷圧に応じその増大に伴って低減さ
せ、実際の差圧を、低減せしめられた規定値に一致させ
るようにレギュレータの駆動を制御するようにしたの
で、負荷圧力の変化に対する油圧シリンダ流入量の変化
の比を負とすることができ、これにより、弁に対する加
工を施さなくても、かつ、流量制御弁の開度がどのよう
な開度であっても、圧力補償の機能を失わずに油圧シリ
ンダ系の発振を抑制することができる。
【図１】本発明の実施例に係る建設機械の油圧駆動装置
の油圧回路および電気回路の回路図である。
の油圧回路および電気回路の回路図である。
【図２】図１に示す制御器の動作を説明するフローチャ
ートである。
ートである。
【図３】図１に示す制御器から出力される差圧の特性図
である。
である。
【図４】油圧シリンダ系の構成図である。
【図５】従来装置による油圧シリンダへの流量特性図で
ある。
ある。
１０ 油圧ポンプ １０ａ おしのけ容積可変機構 １０Ｒ レギュレータ １１Ａ、１１Ｂ 油圧シリンダ １２Ａ、１２Ｂ 操作レバー １３Ａ、１３Ｂ 流量制御弁 １４Ａ、１４Ｂ 圧力制御器 １５ パイロット管路 １８、１９ 圧力検出器 ２０ 演算器 ２１ 制御器
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 豊岡 司 東京都千代田区大手町二丁目６番２号 日 立建機株式会社内
Claims (1)
- 【請求項１】 少なくとも１つの油圧シリンダを含む複
数の油圧アクチュエータと、これら各油圧アクチュエー
タを駆動する可変容量油圧ポンプと、この可変容量油圧
ポンプのおしのけ容積可変機構を駆動するレギュレータ
と、前記各油圧アクチュエータの駆動をそれぞれ制御す
る各流量制御弁と、前記各油圧アクチュエータと前記各
流量制御弁との間に介在する圧力制御器とを備えた建設
機械の油圧駆動装置において、前記可変容量油圧ポンプ
のポンプ吐出圧と前記各油圧アクチュエータの負荷圧の
うちの最大負荷圧との差圧の規定値を、前記ポンプ吐出
圧又は前記最大負荷圧に応じその増大に伴って低減さ
せ、実際の前記差圧を当該低減せしめられた規定値に一
致するように前記レギュレータの駆動を制御する制御部
を設けたことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP26537791A JPH0579062A (ja) | 1991-09-18 | 1991-09-18 | 建設機械の油圧駆動装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP26537791A JPH0579062A (ja) | 1991-09-18 | 1991-09-18 | 建設機械の油圧駆動装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0579062A true JPH0579062A (ja) | 1993-03-30 |
Family
ID=17416340
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP26537791A Pending JPH0579062A (ja) | 1991-09-18 | 1991-09-18 | 建設機械の油圧駆動装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0579062A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100720271B1 (ko) * | 2005-04-14 | 2007-05-22 | 현대중공업 주식회사 | 굴삭기용 압력전환밸브 |
| CN104947734A (zh) * | 2014-03-28 | 2015-09-30 | 株式会社久保田 | 作业机械的液压系统 |
-
1991
- 1991-09-18 JP JP26537791A patent/JPH0579062A/ja active Pending
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100720271B1 (ko) * | 2005-04-14 | 2007-05-22 | 현대중공업 주식회사 | 굴삭기용 압력전환밸브 |
| CN104947734A (zh) * | 2014-03-28 | 2015-09-30 | 株式会社久保田 | 作业机械的液压系统 |
| CN104947734B (zh) * | 2014-03-28 | 2017-09-08 | 株式会社久保田 | 作业机械的液压系统 |
| US9803333B2 (en) | 2014-03-28 | 2017-10-31 | Kubota Corporation | Hydraulic system for working machine |
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