JPH07259140A - Pump controller of hydraulic shovel - Google Patents
Pump controller of hydraulic shovelInfo
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- JPH07259140A JPH07259140A JP6072666A JP7266694A JPH07259140A JP H07259140 A JPH07259140 A JP H07259140A JP 6072666 A JP6072666 A JP 6072666A JP 7266694 A JP7266694 A JP 7266694A JP H07259140 A JPH07259140 A JP H07259140A
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、第一、第二の可変容量
型油圧ポンプを備えた油圧ショベルのポンプ制御装置に
関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a pump control device for a hydraulic excavator having first and second variable displacement hydraulic pumps.
【０００２】[0002]
【従来技術及び発明が解決しようとする課題】一般に、
この種油圧ショベルは、エンジン動力で駆動する第一、
第二の可変容量型油圧ポンプを備えると共に、該第一、
第二油圧ポンプの吐出圧油を、レバー操作量に応じて開
度量が変化する方向切換弁を介して複数の油圧アクチュ
エータに供給すべく構成されるが、複合的に操作される
複数の油圧アクチュエータに過不足なく圧油を供給する
には、各油圧ポンプの吐出流量を、ポンプ吸収馬力の和
が目標馬力（エンジン回転数に基づいて予め設定）を越
えない範囲でバランス良く制御することが要求される。
そこで、前記吸収馬力の和が目標馬力よりも小さく、か
つ各油圧ポンプの吐出圧油の圧力差（絶対値）が設定差
圧よりも大きい場合には、高圧側油圧ポンプの吸収馬力
を増加させて高負荷側の油圧アクチュエータに優先的に
多くの圧油を供給する一方、吸収馬力の和が目標馬力よ
りも大きい場合には、減少させるべき吸収馬力の和を、
各油圧ポンプの圧力に応じて分配したり、あるいは均等
に分配して各油圧ポンプの吸収馬力を減少させる制御方
式が用いられていた。しかるに、上記制御方式において
は、高負荷側の油圧アクチュエータに対応するレバー操
作量が小さく、低負荷側の油圧アクチュエータに対応す
るレバー操作量が大きい状態であっても、高負荷側の油
圧アクチュエータが増速されることがあるため、例えば
大きな掘削力を保ちつつゆっくりと操作したいときで
も、その意図に反して油圧アクチュエータの動きが速く
なる場合があり、また、吸収馬力を減少させる場合も、
油圧アクチュエータはレバー操作量に対応することなく
減速されるため、オペレータの意図に反した動きをする
場合がある。そのため、レバー操作量の補正が必要にな
ってオペレータの操作負担を増加させる許りでなく、作
業精度の低下を招来する欠点があった。BACKGROUND OF THE INVENTION Generally,
This kind of hydraulic excavator is the first driven by engine power,
A second variable displacement hydraulic pump is provided, and the first,
A plurality of hydraulic actuators, which are configured to be supplied to the plurality of hydraulic actuators through a directional switching valve whose opening amount changes according to the lever operation amount, are operated in a complex manner. In order to supply the pressure oil in excess and deficiency, it is necessary to control the discharge flow rate of each hydraulic pump in a well-balanced manner within the range where the sum of pump absorption horsepower does not exceed the target horsepower (preset based on the engine speed). To be done.
Therefore, when the sum of the absorption horsepower is smaller than the target horsepower and the pressure difference (absolute value) of the discharge pressure oil of each hydraulic pump is larger than the set differential pressure, the absorption horsepower of the high-pressure hydraulic pump is increased. While supplying a large amount of pressure oil preferentially to the hydraulic actuator on the high load side when the sum of the absorbed horsepower is larger than the target horsepower, the sum of the absorbed horsepower to be reduced is
A control method has been used in which the distribution is performed according to the pressure of each hydraulic pump, or the distribution is evenly distributed to reduce the absorption horsepower of each hydraulic pump. However, in the above control method, even if the lever operation amount corresponding to the high load side hydraulic actuator is small and the lever operation amount corresponding to the low load side hydraulic actuator is large, the high load side hydraulic actuator is Since it may be accelerated, even if you want to operate slowly while maintaining a large excavating force, the movement of the hydraulic actuator may be faster than you intended, and if you want to reduce the absorption horsepower,
Since the hydraulic actuator is decelerated without corresponding to the lever operation amount, it may move against the intention of the operator. Therefore, it is necessary to correct the lever operation amount, and it is not possible to increase the operation load on the operator, and there is a drawback that the work accuracy is deteriorated.
【０００３】[0003]
【課題を解決するための手段】本発明は、上記の如き実
情に鑑みこれらの欠点を一掃することができる油圧ショ
ベルのポンプ制御装置を提供することを目的として創案
されたものであって、エンジン動力で駆動する第一、第
二の可変容量型油圧ポンプを備えると共に、該第一、第
二油圧ポンプの吐出圧油を複数の油圧アクチュエータに
供給する圧油供給経路に、操作レバーの操作量に応じて
開度量が変化する方向切換弁をそれぞれ介設し、さら
に、前記第一、第二油圧ポンプには、ポンプ吐出流量を
制御するポンプ制御装置を連繋してなる油圧ショベルに
おいて、前記ポンプ制御装置に、第一、第二油圧ポンプ
の吐出圧油の圧力をそれぞれ検出する第一、第二圧力検
出手段と、第一、第二油圧ポンプの斜板位置をそれぞれ
検出する第一、第二斜板位置検出手段と、エンジンの回
転数を検出する回転数検出手段と、前記圧力検出手段、
斜板位置検出手段および回転数検出手段の出力に基づい
て第一、第二油圧ポンプの吸収馬力の和を演算する吸収
馬力演算手段と、前記吸収馬力の和が予め設定した目標
馬力よりも小さい場合に、操作レバーの操作量に応じて
設定される第一、第二ポンプ要求流量をそれぞれの流量
指令として出力する流量指令出力手段と、前記吸収馬力
の和が予め設定した目標馬力よりも大きい場合に、吸収
馬力の和を目標馬力とするための補正流量を演算する馬
力補償手段と、該演算した補正流量を、前記第一、第二
ポンプ要求流量の和に対する各ポンプの要求流量の比に
基づいて分配する補正流量分配手段と、該分配した補正
流量を、前記第一、第二ポンプ要求流量からそれぞれ減
じて各ポンプの要求流量指令とする要求流量補正手段と
を設けたことを特徴とするものである。また、エンジン
動力で駆動する第一、第二の可変容量型油圧ポンプを備
えると共に、該第一、第二油圧ポンプの吐出圧油を複数
の油圧アクチュエータに供給する圧油供給経路に、操作
レバーの操作量に応じて開度量が変化する方向切換弁を
介設し、さらに、前記第一、第二油圧ポンプには、ポン
プ吐出流量を制御するポンプ制御装置を連繋してなる油
圧ショベルにおいて、前記ポンプ制御装置に、第一、第
二油圧ポンプの吐出圧油の圧力をそれぞれ検出する第
一、第二圧力検出手段と、第一、第二油圧ポンプの斜板
位置をそれぞれ検出する第一、第二斜板位置検出手段
と、前記圧力検出手段および斜板位置検出手段の出力に
基づいて第一、第二油圧ポンプの吸収トルクの和を演算
する吸収トルク演算手段と、前記吸収トルクの和が予め
設定した目標トルクよりも小さい場合に、操作レバーの
操作量に応じて設定される第一、第二ポンプ要求流量を
それぞれの流量指令として出力する流量指令出力手段
と、前記吸収トルクの和が予め設定した目標トルクより
も大きい場合に、吸収トルクの和を目標トルクとするた
めの補正流量を演算するトルク補償手段と、該演算した
補正流量を、前記第一、第二ポンプ要求流量の和に対す
る各ポンプの要求流量の比に基づいて分配する補正流量
分配手段と、該分配した補正流量を、前記第一、第二ポ
ンプ要求流量からそれぞれ減じて各ポンプの要求流量指
令とする要求流量補正手段とを設けたことを特徴とする
ものである。また、前記ポンプ制御装置に、機体の固有
振動数近傍ではゲインが高く、低振動数域および高振動
数域ではゲインが低下する関数を備えたフィルタ手段を
設けると共に、該フィルタ手段に第一、第二圧力検出手
段の出力を入力して得られた補正流量を第一、第二油圧
ポンプの要求流量指令からそれぞれ減じて圧力変動を抑
制することを特徴とするものである。そして本発明は、
この構成によって、第一、第二油圧ポンプの吐出流量を
制御するものでありながら、オペレータの意図に反して
油圧アクチュエータの速度が変化することを防止して、
操作性および作業精度を著しく向上させることができる
ようにしたものである。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention was devised with the object of providing a pump control device for a hydraulic excavator, which is capable of eliminating these drawbacks in view of the circumstances as described above. The first and second variable displacement hydraulic pumps driven by power are provided, and the operation amount of the operation lever is provided in the pressure oil supply path for supplying the pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps to the plurality of hydraulic actuators. A hydraulic excavator in which a directional control valve whose opening amount changes according to the above is further provided, and the first and second hydraulic pumps are connected to a pump control device that controls a pump discharge flow rate. The control device includes first and second pressure detecting means for detecting pressures of the discharge pressure oils of the first and second hydraulic pumps, and first and second for detecting swash plate positions of the first and second hydraulic pumps, respectively. two A plate position detecting means, a rotation speed detecting means for detecting a rotational speed of the engine, the pressure detecting means,
Absorption horsepower calculation means for calculating the sum of the absorption horsepower of the first and second hydraulic pumps based on the outputs of the swash plate position detection means and the rotation speed detection means, and the sum of the absorption horsepower is smaller than a preset target horsepower. In this case, the sum of the absorption horsepower and the flow command output means for outputting the first and second pump required flow rates set according to the operation amount of the operation lever as respective flow commands is greater than the preset target horsepower. In this case, a horsepower compensating means for calculating a correction flow rate for making the sum of the absorption horsepower the target horsepower, and the calculated correction flow rate, the ratio of the required flow rate of each pump to the sum of the first and second pump required flow rates. And a requested flow rate correction means for subtracting the distributed corrected flow rate from the requested flow rates of the first and second pumps to obtain a requested flow rate command for each pump. It is an. The first and second variable displacement hydraulic pumps driven by engine power are provided, and the operation lever is provided in the pressure oil supply path for supplying the pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps to the plurality of hydraulic actuators. In the hydraulic excavator, which is provided with a directional switching valve whose opening amount changes in accordance with the operation amount of, the first and second hydraulic pumps are connected to a pump control device for controlling the pump discharge flow rate, In the pump control device, first and second pressure detection means for detecting the pressure of the discharge pressure oil of the first and second hydraulic pumps, and first for detecting the swash plate positions of the first and second hydraulic pumps, respectively. A second swash plate position detection means, an absorption torque calculation means for calculating a sum of absorption torques of the first and second hydraulic pumps based on outputs of the pressure detection means and the swash plate position detection means, Sum is preset When the torque is smaller than the target torque, the sum of the absorption torque and the flow rate command output means for outputting the first and second pump required flow rates set according to the operation amount of the operation lever as respective flow rate commands are preset. When it is larger than the target torque, a torque compensating means for calculating a correction flow rate for setting the sum of the absorption torque as the target torque, and the calculated correction flow rate for each pump with respect to the sum of the first and second pump required flow rates. Of the required flow rate, and a required flow rate correction means for subtracting the distributed corrected flow rate from the first and second pump required flow rates to obtain a required flow rate command for each pump. It is characterized by being provided. Further, the pump control device is provided with a filter means having a function in which the gain is high in the vicinity of the natural frequency of the airframe and the gain is reduced in the low frequency range and the high frequency range, and the filter means is provided with the first, It is characterized in that the corrected flow rate obtained by inputting the output of the second pressure detecting means is subtracted from the required flow rate command of the first and second hydraulic pumps to suppress the pressure fluctuation. And the present invention is
With this configuration, while controlling the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps, it is possible to prevent the speed of the hydraulic actuator from changing against the intention of the operator,
The operability and the working accuracy can be remarkably improved.
【０００４】[0004]
【実施例】次に、本発明の一実施例を図面に基づいて説
明する。図面において、１は油圧ショベルであって、該
油圧ショベル１には、上部旋回体２を旋回させる旋回モ
ータ（図示せず）、ブーム３を作動させるブームシリン
ダ４、アーム５を作動させるアームシリンダ６、バケッ
ト７を作動させるバケットシリンダ８等の油圧アクチュ
エータが設けられているが、これらの基本構成は何れも
従来通りである。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Next, one embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. In the drawings, reference numeral 1 denotes a hydraulic excavator, which includes a swing motor (not shown) for swinging an upper swing body 2, a boom cylinder 4 for operating a boom 3, and an arm cylinder 6 for operating an arm 5. A hydraulic actuator such as a bucket cylinder 8 for actuating the bucket 7 is provided, but the basic configuration of each of them is the same as the conventional one.
【０００５】９、１０はエンジンＥの動力により駆動し
て前記複数の油圧アクチュエータに圧油供給をする第
一、第二の可変容量型油圧ポンプであって、該第一、第
二油圧ポンプ９、１０は、斜板９ａ、１０ａの傾斜角変
位に基づいて吐出流量が変化する斜板式アキシャルピス
トンポンプで構成されている。そして、前記斜板９ａ、
１０ａは、電磁比例減圧弁１１、１２により制御される
レギュレータ１３、１４によって変位せしめられると共
に、その変位が斜板変位センサ１５、１６によって検出
されるようになっている。尚、１７はエンジンＥの回転
数を検出する回転数センサである。Reference numerals 9 and 10 denote first and second variable displacement hydraulic pumps driven by the power of the engine E to supply pressure oil to the plurality of hydraulic actuators. Reference numeral 10 is a swash plate type axial piston pump whose discharge flow rate changes based on the inclination angle displacement of the swash plates 9a and 10a. Then, the swash plate 9a,
10a is displaced by regulators 13 and 14 controlled by electromagnetic proportional pressure reducing valves 11 and 12, and the displacement is detected by swash plate displacement sensors 15 and 16. Incidentally, 17 is a rotation speed sensor for detecting the rotation speed of the engine E.
【０００６】１８、１９は前記第一、第二油圧ポンプ
９、１０と複数の油圧アクチュエータとを接続する圧油
供給経路であって、該圧油供給経路１８、１９には、後
述する操作レバー２０Ｌ、２０Ｒの操作量に基づいて開
度量が制御される電磁方向切換弁２１、２２が介設され
るが、さらに圧油供給経路１８、１９には、第一、第二
油圧ポンプ９、１０が吐出した圧油の圧力を検出する圧
力センサ２３、２４が設けられている。Reference numerals 18 and 19 denote pressure oil supply paths for connecting the first and second hydraulic pumps 9 and 10 to a plurality of hydraulic actuators. The pressure oil supply paths 18 and 19 have operation levers described later. Electromagnetic directional control valves 21 and 22 whose opening amounts are controlled based on the operation amounts of 20L and 20R are interposed. Further, the pressure oil supply paths 18 and 19 further include first and second hydraulic pumps 9 and 10. Pressure sensors 23 and 24 are provided to detect the pressure of the pressure oil discharged by.
【０００７】前記操作レバー２０Ｌ、２０Ｒは、それぞ
れ二個宛の油圧アクチュエータを操作すべく、ＸＹ方向
に傾倒自在（３６０°）なジョイスティックに構成され
るが、操作レバー２０Ｌ、２０Ｒの操作量は、ポテンシ
ョメータ等のレバー角センサによって検出されるように
なっている。The operation levers 20L and 20R are constructed as joysticks which can be tilted in the XY directions (360 °) in order to operate the hydraulic actuators addressed to two, respectively. The operation amounts of the operation levers 20L and 20R are as follows. It is designed to be detected by a lever angle sensor such as a potentiometer.
【０００８】さらに、２５はマイクロコンピュータ等を
用いて構成される制御装置であって、該制御装置２５
は、前記斜板変位センサ１５、１６、回転数センサ１
７、操作レバー２０Ｌ、２０Ｒ、圧力センサ２３、２４
等の出力信号を入力して、電磁比例減圧弁１１、１２や
電磁方向切換弁２１、２２を制御するが、電磁方向切換
弁２１の制御方式は一般的な方式を採用するため、説明
を省略する。Further, reference numeral 25 is a control device constituted by using a microcomputer or the like.
Are the swash plate displacement sensors 15 and 16, the rotation speed sensor 1
7, operating levers 20L, 20R, pressure sensors 23, 24
The electromagnetic proportional pressure reducing valves 11 and 12 and the electromagnetic directional control valves 21 and 22 are controlled by inputting output signals such as, but the control method of the electromagnetic directional control valve 21 adopts a general method, and the description thereof is omitted. To do.
【０００９】次に、前記電磁比例減圧弁１１、１２の制
御方式、つまり第一、第二油圧ポンプ９、１０の馬力制
御方式を図３に示すブロック図に基づいて説明する。図
３において、１０１、１０２は操作レバー２０Ｌ、２０
Ｒの操作量に応じて設定される第一、第二油圧ポンプ
９、１０の要求流量Ｄq1、Ｄq2、１０３は図８に示すエ
ンジン馬力特性およびエンジン回転数に基づいて設定さ
れる第一、第二油圧ポンプ９、１０の吸収目標馬力Ｔp
s、１０４は第一油圧ポンプ９の吐出圧力Ｐ１と斜板変
位Ｄ１とエンジン回転数Ｎｅとを積算して第一油圧ポン
プ９の吸収馬力を求める第一積算器、１０５は第二油圧
ポンプ１０の吐出圧力Ｐ２と斜板変位Ｄ２とエンジン回
転数Ｎｅとを積算して第二油圧ポンプ１０の吸収馬力を
求める第二積算器、１０６は積算器１０４および積算器
１０５の出力を加算して第一、第二油圧ポンプ９、１０
の合成吸収馬力（吸収馬力の和）を求める加算器、１０
７は加算器１０６の出力を馬力の単位に変換する係数で
ある。さらに、加算器１０８においては、前記合成吸収
馬力Ｗpsと目標馬力ＴPSとの偏差ΔＰＳを算出し、その
値ΔＰＳを馬力補償器１０９に入力するようになってい
る。Next, the control system of the electromagnetic proportional pressure reducing valves 11 and 12, that is, the horsepower control system of the first and second hydraulic pumps 9 and 10 will be described with reference to the block diagram shown in FIG. In FIG. 3, 101 and 102 are operation levers 20L and 20.
The required flow rates Dq1, Dq2, 103 of the first and second hydraulic pumps 9, 10 set according to the operation amount of R are set based on the engine horsepower characteristics and the engine speed shown in FIG. (2) Absorption target horsepower Tp of the hydraulic pumps 9 and 10
Reference numeral s, 104 are first integrators for obtaining the absorption horsepower of the first hydraulic pump 9 by integrating the discharge pressure P1 of the first hydraulic pump 9, the swash plate displacement D1, and the engine speed Ne, and 105 is the second hydraulic pump 10. Discharge pressure P2, swash plate displacement D2, and engine speed Ne of the second hydraulic pump 10 to obtain the absorbed horsepower of the second hydraulic pump 10, and 106 adds the outputs of the integrators 104 and 105 to add First and second hydraulic pumps 9, 10
Adder for obtaining the synthetic absorption horsepower (sum of absorption horsepower) of 10
7 is a coefficient for converting the output of the adder 106 into a unit of horsepower. Further, in the adder 108, the deviation ΔPS between the combined absorption horsepower Wps and the target horsepower TPS is calculated, and the value ΔPS is input to the horsepower compensator 109.
【００１０】前記馬力補償器１０９は、偏差ΔＰＳをゼ
ロとするための補正流量を演算するものであり、例えば
図４に示すＰＩＤ（比例＋積分＋微分）補償器により構
成される。即ち、図４において、１１０は馬力単位の偏
差ΔＰＳをポンプ要求流量の単位に変換する係数、１１
１は比例ゲインＫｐ、１１２は積分ゲインＫｉ、１１３
は微分ゲインＫｄ、１１４は積分器、１１５は微分器で
あり、前記積分器１１４の出力は、リミッタ１１６を経
た後、加算器１１７において比例ゲイン１１１の出力に
加算され、さらに加算器１１７の出力は、加算器１１８
において前記微分器１１５の出力に加算される。そし
て、加算器１１８の出力は、負の入力値をゼロに変換
（正の入力値はそのまま出力）する関数１１９に入力さ
れ、該関数１１９の出力が馬力補償器１０９の演算結果
として出力されるようになっている。尚、図中のＳはラ
プラス変数である。The horsepower compensator 109 calculates a correction flow rate for making the deviation ΔPS zero, and is composed of, for example, a PID (proportional + integral + derivative) compensator shown in FIG. That is, in FIG. 4, 110 is a coefficient for converting the deviation ΔPS in the unit of horsepower into the unit of the required flow rate of the pump, 11
1 is a proportional gain Kp, 112 is an integral gain Ki, 113
Is a differential gain Kd, 114 is an integrator, and 115 is a differentiator. The output of the integrator 114 is added to the output of the proportional gain 111 in the adder 117 after passing through the limiter 116, and further the output of the adder 117. Is the adder 118
Is added to the output of the differentiator 115. Then, the output of the adder 118 is input to a function 119 that converts a negative input value into zero (the positive input value is output as it is), and the output of the function 119 is output as a calculation result of the horsepower compensator 109. It is like this. Incidentally, S in the figure is a Laplace variable.
【００１１】さらに、前記馬力補償器１０９の出力（補
正流量）は、第一ポンプ流量分配器１２０および第二ポ
ンプ流量分配器１２１に入力されるが、第一ポンプ流量
分配器１２０においては、第一、第二油圧ポンプ９、１
０の要求流量Ｄq1、Ｄq2の和に対する第一油圧ポンプ９
の要求流量Ｄq1の比に基づいて前記補正流量を分配し、
その結果を加算器１２２に対して出力する一方、第二ポ
ンプ流量分配器１２１においては、第一、第二油圧ポン
プ９、１０の要求流量Ｄq1、Ｄq2の和に対する第二油圧
ポンプ１０の要求流量Ｄq2の比に基づいて補正流量を分
配し、その結果を加算器１２３に対して出力するように
なっている。そして、加算器１２２、１２３において
は、分配された補正流量を要求流量Ｄq1、Ｄq2からそれ
ぞれ減じ、その演算結果を第一、第二油圧ポンプ９、１
０の要求流量指令Ｃq1、Ｃq2として出力するようになっ
ている。Further, the output (correction flow rate) of the horsepower compensator 109 is input to the first pump flow rate distributor 120 and the second pump flow rate distributor 121. 1st, 2nd hydraulic pump 9, 1
First hydraulic pump 9 for the sum of required flow rates Dq1 and Dq2 of 0
The correction flow rate is distributed based on the ratio of the required flow rate Dq1 of
While outputting the result to the adder 122, in the second pump flow distributor 121, the required flow rate of the second hydraulic pump 10 with respect to the sum of the required flow rates Dq1 and Dq2 of the first and second hydraulic pumps 9 and 10. The correction flow rate is distributed based on the ratio of Dq2, and the result is output to the adder 123. Then, in the adders 122 and 123, the distributed correction flow rates are subtracted from the required flow rates Dq1 and Dq2, respectively, and the calculation results are subtracted from the first and second hydraulic pumps 9 and 1.
The required flow rate commands Cq1 and Cq2 of 0 are output.
【００１２】一方、１２４、１２５は圧力フィルタであ
って、該圧力フィルタ１２４、１２５は、圧力変動を抑
制し得る補正流量を、各油圧ポンプ９、１０の吐出圧力
Ｐ１、Ｐ２に基づいて演算すると共に、演算した補正流
量を加算器１２６、１２７に出力することによって各油
圧ポンプ９、１０の要求流量Ｄq1、Ｄq2を補正するもの
である。即ち、圧力フィルタ１２４、１２５は、中間周
波数域ではゲインを高くする一方、低周波数域および高
周波数域ではゲインを低下させ、また、周波数に応じて
図７の如く位相を変化させる伝達関数１２８｛Ｓ／ωＬ
・ωＬ／（Ｓ＋ωＬ）・ωＵ／（Ｓ＋ωＵ）｝と、該伝
達関数１２８の出力に所定のゲインＫｐを作用させるフ
ィルタゲイン１２９とを備えており、そして、ゲインが
高くなる中間周波数域を機体の固有振動数（油柱共振
点）に合わせるべく伝達関数１２８のパラメータωＬ、
ωＵを設定することによって圧力変動を抑制し得る補正
流量を算出するようになっている。On the other hand, reference numerals 124 and 125 denote pressure filters, and the pressure filters 124 and 125 calculate a corrected flow rate capable of suppressing pressure fluctuation based on the discharge pressures P1 and P2 of the hydraulic pumps 9 and 10. At the same time, the calculated corrected flow rates are output to the adders 126 and 127 to correct the required flow rates Dq1 and Dq2 of the hydraulic pumps 9 and 10. That is, the pressure filters 124 and 125 increase the gain in the intermediate frequency range, reduce the gain in the low frequency range and the high frequency range, and change the phase as shown in FIG. 7 according to the frequency. S / ωL
.Omega.L / (S + .omega.L) .omega.U / (S + .omega.U)} and a filter gain 129 that applies a predetermined gain Kp to the output of the transfer function 128. The parameter ωL of the transfer function 128 in order to match the natural frequency (oil column resonance point),
By setting ωU, a correction flow rate capable of suppressing pressure fluctuation is calculated.
【００１３】叙述の如く構成された本発明の実施例にお
いて、第一、第二油圧ポンプ９、１０の吸収馬力の和Ｗ
psが目標馬力Ｔpsよりも小さい場合（ΔＰＳ≦０）に
は、関数１１９に基づいて馬力補償器１０９の出力が０
となるため、レバー操作量に応じて設定される要求流量
Ｄq1、Ｄq2がそのまま第一、第二油圧ポンプ９、１０の
流量指令Ｃq1、Ｃq2に適用されることになる。一方、第
一、第二油圧ポンプ９、１０の吸収馬力の和Ｗpsが目標
馬力Ｔpsよりも大きい場合（ΔＰＳ＞０）には、関数１
１９の入力値が正となるため、偏差ΔＰＳを０にするた
めの補正流量が馬力補償器１０９から第一、第二ポンプ
流量分配器１２０、１２１に対して出力される。そし
て、第一、第二ポンプ流量分配器１２０、１２１は、各
操作レバー２０Ｌ、２０Ｒの操作量に応じて補正流量を
分配すると共に、分配した補正流量を加算器１２２、１
２３に対して出力するため、要求流量Ｄq1、Ｄq2からそ
れぞれ分配補正流量を減じた値が第一、第二油圧ポンプ
９、１０の要求流量指令Ｃq1、Ｃq2に適用されることに
なる。In the embodiment of the present invention constructed as described above, the sum W of the absorption horsepower of the first and second hydraulic pumps 9 and 10
When ps is smaller than the target horsepower Tps (ΔPS ≦ 0), the output of the horsepower compensator 109 is 0 based on the function 119.
Therefore, the required flow rates Dq1 and Dq2 set according to the lever operation amount are directly applied to the flow rate commands Cq1 and Cq2 of the first and second hydraulic pumps 9 and 10. On the other hand, when the sum Wps of the absorbed horsepower of the first and second hydraulic pumps 9 and 10 is larger than the target horsepower Tps (ΔPS> 0), the function 1
Since the input value of 19 becomes positive, the correction flow rate for making the deviation ΔPS 0 is output from the horsepower compensator 109 to the first and second pump flow rate distributors 120 and 121. Then, the first and second pump flow rate distributors 120 and 121 distribute the corrected flow rates in accordance with the operation amounts of the operation levers 20L and 20R, and add the distributed correction flow rates to the adders 122 and 1 respectively.
Since it is output to 23, the values obtained by subtracting the distribution correction flow rates from the required flow rates Dq1 and Dq2 are applied to the required flow rate commands Cq1 and Cq2 of the first and second hydraulic pumps 9 and 10.
【００１４】この様に、本発明にあっては、第一、第二
油圧ポンプ９、１０の吸収馬力の和Ｗpsが目標馬力Ｔps
よりも小さい場合には、レバー操作量に応じて設定され
る要求流量Ｄq1、Ｄq2をそのまま第一、第二油圧ポンプ
９、１０の流量指令Ｃq1、Ｃq2とするため、単に高負荷
側の油圧アクチュエータに優先的に圧油を供給するもの
の如く、オペレータの意図に反して油圧アクチュエータ
の動きが突然速くなるような不都合を確実に解消するこ
とができる。従って、大きな掘削力を保ちつつゆっくり
と操作するよう掘削作業も極めて容易に行えることにな
り、この結果、操作性および作業精度の著しい向上を計
ることができる。As described above, in the present invention, the sum Wps of the absorbed horsepower of the first and second hydraulic pumps 9 and 10 is the target horsepower Tps.
If it is smaller than the above, the required flow rates Dq1 and Dq2 set according to the lever operation amount are directly used as the flow rate commands Cq1 and Cq2 of the first and second hydraulic pumps 9 and 10, so that the hydraulic actuator on the high load side is simply used. It is possible to reliably eliminate the inconvenience that the hydraulic actuator suddenly moves faster than intended by the operator, such as the case where the pressure oil is preferentially supplied to. Therefore, the excavation work can be performed extremely easily so as to operate slowly while maintaining a large excavation force, and as a result, the operability and the work accuracy can be significantly improved.
【００１５】一方、第一、第二油圧ポンプ９、１０の吸
収馬力の和Ｗpsが目標馬力Ｔpsよりも大きい場合には、
偏差ΔＰＳを０にするための補正流量を各操作レバー２
０Ｌ、２０Ｒの操作量に応じて分配し、該分配した補正
流量を要求流量Ｄq1、Ｄq2からそれぞれ減じて第一、第
二油圧ポンプ９、１０の要求流量指令Ｃq1、Ｃq2とする
ため、各油圧ポンプ９、１０の吸収馬力がレバー操作量
に対応して補正されることになる。従って、補正流量を
ポンプ圧力に応じて分配したり、あるいは均等に分配す
るものの様に、オペレータの意図に反して油圧アクチュ
エータの速度が変化することなく、各油圧アクチュエー
タの速度がレバー操作量に対応してバランス良く全体的
に低下することになり、この結果、レバー操作の違和感
を解消して操作性を著しく向上させることができる許り
でなく、作業精度の向上にも大いに寄与することができ
る。On the other hand, when the sum Wps of the absorbed horsepower of the first and second hydraulic pumps 9 and 10 is larger than the target horsepower Tps,
The correction flow rate for setting the deviation ΔPS to 0 is set to each operation lever 2
Each of the hydraulic pressures is distributed in accordance with the operation amount of 0L and 20R, and the distributed correction flow rates are subtracted from the required flow rates Dq1 and Dq2 to obtain the required flow rate commands Cq1 and Cq2 of the first and second hydraulic pumps 9 and 10, respectively. The absorbed horsepower of the pumps 9 and 10 is corrected according to the lever operation amount. Therefore, the speed of each hydraulic actuator does not change against the operator's intention, such as when the correction flow rate is distributed according to the pump pressure or evenly distributed, and the speed of each hydraulic actuator corresponds to the lever operation amount. As a result, the overall balance is lowered in a well-balanced manner, and as a result, the discomfort of lever operation can be eliminated and the operability can be significantly improved, and it can also greatly contribute to the improvement of work accuracy. .
【００１６】しかも、第一、第二油圧ポンプ９、１０の
圧力変動を抑制するフィルタ１２４、１２５を設けたた
め、圧力変動に基づく油圧アクチュエータの速度変化を
小さくすることができ、従って、極めてスムーズで、か
つ思い通りの操作を可能にして操作性をさらに向上させ
ることができる。Moreover, since the filters 124 and 125 for suppressing the pressure fluctuations of the first and second hydraulic pumps 9 and 10 are provided, it is possible to reduce the speed change of the hydraulic actuator due to the pressure fluctuations. In addition, it is possible to perform the desired operation and further improve the operability.
【００１７】尚、本発明は、前記実施例に限定されない
ものであることは勿論であって、例えば図９〜図１１に
示す第二実施例の如く、ポンプトルク制御にも適用し得
るものである。そしてこの場合には、１０３において目
標トルクＴtrを設定する点、積算器１０４、１０５の入
力が吐出圧力Ｐ１、Ｐ２と斜板変位Ｄ１、Ｄ２の二種類
になる点、１０７の変換単位がトルクになる点、１１０
がトルク単位の偏差ΔＴｒをポンプ要求流量の単位に変
換する係数になる点でポンプ馬力制御と相違することに
なる。The present invention is not limited to the above-mentioned embodiment, but can be applied to pump torque control as in the second embodiment shown in FIGS. 9 to 11, for example. is there. In this case, the target torque Ttr is set at 103, the inputs of the integrators 104 and 105 are the discharge pressures P1 and P2 and the swash plate displacements D1 and D2, and the conversion unit of 107 is torque. Point 110
Is different from the pump horsepower control in that it becomes a coefficient for converting the deviation ΔTr in torque unit into the unit of pump required flow rate.
【００１８】[0018]
【作用効果】以上要するに、本発明は叙述の如く構成さ
れたものであるから、第一、第二可変容量型油圧ポンプ
の吸収馬力（もしくは吸収トルク）を、目標馬力（もし
くは目標トルク）との偏差に基づいて補正するものであ
りながら、吸収馬力の和（もしくは吸収トルクの和）が
目標馬力（もしくは目標トルク）よりも小さい場合は、
操作レバーの操作量に応じて設定される第一、第二ポン
プ要求流量をそれぞれの流量指令としてそのまま出力す
るため、オペレータの意図するアクチュエータ動作と実
際のアクチュエータ動作とが略完全に一致することにな
る。また、吸収馬力の和（もしくは吸収トルクの和）が
目標馬力（もしくは目標トルク）よりも大きい場合は、
補正すべき流量をレバー操作量に応じて分配し、該分配
した補正流量を要求流量からそれぞれ減じて各油圧ポン
プの要求流量指令とするため、補正すべき流量を、ポン
プ圧力に応じて分配したり、あるいは均等に分配するも
のの様に、オペレータの意図に反して油圧アクチュエー
タの速度が変化することなく、各アクチュエータ速度が
レバー操作量に対応してバランス良く全体的に低下する
ことになる。従って、オペレータにレバー操作量の大き
な補正を要求して操作負担を増加させる不都合や、レバ
ー操作に違和感を生じる不都合を解消して操作性を飛躍
的に向上させることができる許りか、作業精度の著しい
向上も計ることができる。In summary, since the present invention is constructed as described above, the absorption horsepower (or absorption torque) of the first and second variable displacement hydraulic pumps is set to the target horsepower (or target torque). When the sum of absorption horsepower (or the sum of absorption torque) is smaller than the target horsepower (or target torque) while correcting based on the deviation,
Since the first and second pump required flow rates set according to the operation amount of the operation lever are directly output as the respective flow rate commands, the actuator operation intended by the operator and the actual actuator operation substantially match. Become. If the sum of the absorption horsepower (or the sum of the absorption torque) is larger than the target horsepower (or the target torque),
The flow rate to be corrected is distributed according to the lever operation amount, and the distributed correction flow rate is subtracted from the required flow rate to obtain the required flow rate command for each hydraulic pump, so the flow rate to be corrected is distributed according to the pump pressure. Or, even if they are distributed evenly, the speed of each hydraulic actuator does not change against the intention of the operator, and the speed of each actuator decreases in a well-balanced manner overall corresponding to the lever operation amount. Therefore, it is possible to solve the inconvenience of increasing the operation load by requesting the operator to make a large correction of the lever operation amount or the inconvenience of making the lever operation uncomfortable and to improve the operability dramatically. Significant improvements can be made.
【００１９】また、前記ポンプ制御装置に、機体の固有
振動数近傍ではゲインが高く、低振動数域および高振動
数域ではゲインが低下する関数を備えたフィルタ手段を
設けると共に、該フィルタ手段に第一、第二圧力検出手
段の出力を入力して得られた補正流量を第一、第二油圧
ポンプの要求流量指令からそれぞれ減じて圧力変動を抑
制するようにした場合は、圧力変動に基づく油圧アクチ
ュエータの速度変化を小さくすることができるため、極
めてスムーズで、かつ思い通りの操作を可能にして操作
性をさらに向上させることができる。Further, the pump control device is provided with a filter means having a function having a high gain in the vicinity of the natural frequency of the airframe and a low gain in the low frequency range and the high frequency range, and the filter means is provided with the filter means. When the corrected flow rate obtained by inputting the outputs of the first and second pressure detection means is subtracted from the required flow rate commands of the first and second hydraulic pumps to suppress the pressure variation, it is based on the pressure variation. Since the speed change of the hydraulic actuator can be reduced, the operation can be performed extremely smoothly and as desired, and the operability can be further improved.
【図１】油圧ショベルの斜視図である。FIG. 1 is a perspective view of a hydraulic excavator.
【図２】パワーユニット系の構成を示すブロック図であ
る。FIG. 2 is a block diagram showing a configuration of a power unit system.
【図３】ポンプ馬力制御方式を示すブロック図である。FIG. 3 is a block diagram showing a pump horsepower control method.
【図４】馬力補償器のブロック図である。FIG. 4 is a block diagram of a horsepower compensator.
【図５】（Ａ）、（Ｂ）は流量分配器のブロック図であ
る。5A and 5B are block diagrams of a flow rate distributor.
【図６】圧力フィルタのブロック図である。FIG. 6 is a block diagram of a pressure filter.
【図７】圧力フィルタの周波数特性を示すグラフ図であ
る。FIG. 7 is a graph showing frequency characteristics of the pressure filter.
【図８】エンジン馬力特性を示すグラフ図である。FIG. 8 is a graph showing engine horsepower characteristics.
【図９】ポンプトルク制御方式を示すブロック図であ
る。FIG. 9 is a block diagram showing a pump torque control method.
【図１０】トルク補償器のブロック図である。FIG. 10 is a block diagram of a torque compensator.
【図１１】エンジントルク特性を示すグラフ図である。FIG. 11 is a graph showing engine torque characteristics.
１ 油圧ショベル ９ 第一油圧ポンプ １０ 第二油圧ポンプ １１ 電磁比例減圧弁 １２ 電磁比例減圧弁 １５ 斜板変位センサ １６ 斜板変位センサ １７ 回転数センサ ２０Ｌ 操作レバー ２０Ｒ 操作レバー ２１ 電磁方向切換弁 ２２ 電磁方向切換弁 ２３ 圧力センサ ２４ 圧力センサ ２５ 制御装置 １０９ 馬力補償器 １２０ 第一ポンプ流量分配器 １２１ 第二ポンプ流量分配器 １２４ 圧力フィルタ １２５ 圧力フィルタ DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Hydraulic excavator 9 1st hydraulic pump 10 2nd hydraulic pump 11 Electromagnetic proportional pressure reducing valve 12 Electromagnetic proportional pressure reducing valve 15 Swash plate displacement sensor 16 Swash plate displacement sensor 17 Rotation speed sensor 20L Operating lever 20R Operating lever 21 Electromagnetic directional control valve 22 Electromagnetic Direction changeover valve 23 Pressure sensor 24 Pressure sensor 25 Control device 109 Horsepower compensator 120 First pump flow distributor 121 Second pump flow distributor 124 Pressure filter 125 Pressure filter
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.6 識別記号 庁内整理番号 ＦＩ 技術表示箇所 8512−3Ｈ Ｆ１５Ｂ 11/16 Ａ (72)発明者 鮫島 誠 東京都千代田区丸の内二丁目５番１号 三 菱重工業株式会社内─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of front page (51) Int.Cl. 6 Identification number Reference number within the agency FI technical display location 8512-3H F15B 11/16 A (72) Inventor Makoto Samejima 2-5-1 Marunouchi, Chiyoda-ku, Tokyo San Sanryo Heavy Industries Co., Ltd.
Claims (3)
変容量型油圧ポンプを備えると共に、該第一、第二油圧
ポンプの吐出圧油を複数の油圧アクチュエータに供給す
る圧油供給経路に、操作レバーの操作量に応じて開度量
が変化する方向切換弁をそれぞれ介設し、さらに、前記
第一、第二油圧ポンプには、ポンプ吐出流量を制御する
ポンプ制御装置を連繋してなる油圧ショベルにおいて、
前記ポンプ制御装置に、第一、第二油圧ポンプの吐出圧
油の圧力をそれぞれ検出する第一、第二圧力検出手段
と、第一、第二油圧ポンプの斜板位置をそれぞれ検出す
る第一、第二斜板位置検出手段と、エンジンの回転数を
検出する回転数検出手段と、前記圧力検出手段、斜板位
置検出手段および回転数検出手段の出力に基づいて第
一、第二油圧ポンプの吸収馬力の和を演算する吸収馬力
演算手段と、前記吸収馬力の和が予め設定した目標馬力
よりも小さい場合に、操作レバーの操作量に応じて設定
される第一、第二ポンプ要求流量をそれぞれの流量指令
として出力する流量指令出力手段と、前記吸収馬力の和
が予め設定した目標馬力よりも大きい場合に、吸収馬力
の和を目標馬力とするための補正流量を演算する馬力補
償手段と、該演算した補正流量を、前記第一、第二ポン
プ要求流量の和に対する各ポンプの要求流量の比に基づ
いて分配する補正流量分配手段と、該分配した補正流量
を、前記第一、第二ポンプ要求流量からそれぞれ減じて
各ポンプの要求流量指令とする要求流量補正手段とを設
けたことを特徴とする油圧ショベルのポンプ制御装置。1. A first and second variable displacement hydraulic pump driven by engine power, and a pressure oil supply path for supplying pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps to a plurality of hydraulic actuators. , A direction switching valve whose opening degree changes according to the operation amount of the operation lever, and a pump control device for controlling the pump discharge flow rate is connected to the first and second hydraulic pumps. In hydraulic excavators,
In the pump control device, first and second pressure detection means for detecting the pressure of the discharge pressure oil of the first and second hydraulic pumps, and first for detecting the swash plate positions of the first and second hydraulic pumps, respectively. A second swash plate position detection means, a rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the engine, and first and second hydraulic pumps based on the outputs of the pressure detection means, the swash plate position detection means and the rotation speed detection means. Absorption horsepower calculation means for calculating the sum of the absorption horsepower, and when the sum of the absorption horsepower is smaller than a preset target horsepower, the first and second pump required flow rates set in accordance with the operation amount of the operation lever. And a horsepower compensating means for calculating a corrected flow rate for making the sum of the absorption horsepower the target horsepower when the sum of the absorption horsepower is larger than a preset target horsepower. And calculated Corrected flow rate distributing means for distributing the positive flow rate based on the ratio of the required flow rate of each pump to the sum of the first and second pump required flow rates, and the distributed corrected flow rate for the first and second pump required flow rates. A pump control device for a hydraulic excavator, which is provided with required flow rate correction means for subtracting the required flow rate command from each pump.
変容量型油圧ポンプを備えると共に、該第一、第二油圧
ポンプの吐出圧油を複数の油圧アクチュエータに供給す
る圧油供給経路に、操作レバーの操作量に応じて開度量
が変化する方向切換弁を介設し、さらに、前記第一、第
二油圧ポンプには、ポンプ吐出流量を制御するポンプ制
御装置を連繋してなる油圧ショベルにおいて、前記ポン
プ制御装置に、第一、第二油圧ポンプの吐出圧油の圧力
をそれぞれ検出する第一、第二圧力検出手段と、第一、
第二油圧ポンプの斜板位置をそれぞれ検出する第一、第
二斜板位置検出手段と、前記圧力検出手段および斜板位
置検出手段の出力に基づいて第一、第二油圧ポンプの吸
収トルクの和を演算する吸収トルク演算手段と、前記吸
収トルクの和が予め設定した目標トルクよりも小さい場
合に、操作レバーの操作量に応じて設定される第一、第
二ポンプ要求流量をそれぞれの流量指令として出力する
流量指令出力手段と、前記吸収トルクの和が予め設定し
た目標トルクよりも大きい場合に、吸収トルクの和を目
標トルクとするための補正流量を演算するトルク補償手
段と、該演算した補正流量を、前記第一、第二ポンプ要
求流量の和に対する各ポンプの要求流量の比に基づいて
分配する補正流量分配手段と、該分配した補正流量を、
前記第一、第二ポンプ要求流量からそれぞれ減じて各ポ
ンプの要求流量指令とする要求流量補正手段とを設けた
ことを特徴とする油圧ショベルのポンプ制御装置。2. A first and second variable displacement hydraulic pump driven by engine power, and a pressure oil supply path for supplying pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps to a plurality of hydraulic actuators. A hydraulic pressure control valve for controlling the discharge flow rate of the pump, which is connected to the first and second hydraulic pumps. In the shovel, the pump control device includes first and second pressure detection means for detecting the pressure of the discharge pressure oil of the first and second hydraulic pumps, respectively, and
The first and second swash plate position detecting means for respectively detecting the swash plate position of the second hydraulic pump, and the absorption torques of the first and second hydraulic pumps based on the outputs of the pressure detecting means and the swash plate position detecting means. Absorption torque calculation means for calculating the sum, and when the sum of the absorption torque is smaller than a preset target torque, the first and second pump required flow rates set according to the operation amount of the operation lever Flow rate command output means for outputting as a command, torque compensation means for calculating a corrected flow rate for setting the sum of the absorption torques as the target torque when the sum of the absorption torques is larger than a preset target torque, and the calculation The corrected flow rate distribution means for distributing the corrected flow rate based on the ratio of the required flow rate of each pump to the sum of the first and second pump required flow rates, and the distributed corrected flow rate,
A pump control device for a hydraulic excavator, comprising: a required flow rate correction means for subtracting the required flow rate from the first and second pumps to obtain a required flow rate command for each pump.
装置に、機体の固有振動数近傍ではゲインが高く、低振
動数域および高振動数域ではゲインが低下する関数を備
えたフィルタ手段を設けると共に、該フィルタ手段に第
一、第二圧力検出手段の出力を入力して得られた補正流
量を第一、第二油圧ポンプの要求流量指令からそれぞれ
減じて圧力変動を抑制することを特徴とする油圧ショベ
ルのポンプ制御装置。3. The pump control device according to claim 1 or 2, further comprising a filter means having a function having a high gain in the vicinity of the natural frequency of the machine body and a low gain in the low frequency range and the high frequency range. A pressure fluctuation is suppressed by providing a correction flow rate obtained by inputting the outputs of the first and second pressure detection means to the filter means from the required flow rate commands of the first and second hydraulic pumps, respectively. A pump control device for a hydraulic excavator.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP07266694A JP3256370B2 (en) | 1994-03-17 | 1994-03-17 | Hydraulic excavator pump control device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP07266694A JP3256370B2 (en) | 1994-03-17 | 1994-03-17 | Hydraulic excavator pump control device |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH07259140A true JPH07259140A (en) | 1995-10-09 |
| JP3256370B2 JP3256370B2 (en) | 2002-02-12 |
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ID=13495923
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|---|---|---|---|
| JP07266694A Expired - Fee Related JP3256370B2 (en) | 1994-03-17 | 1994-03-17 | Hydraulic excavator pump control device |
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