JPH0768966B2 - Hydraulic pump controller - Google Patents
Hydraulic pump controllerInfo
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- JPH0768966B2 JPH0768966B2 JP1314594A JP31459489A JPH0768966B2 JP H0768966 B2 JPH0768966 B2 JP H0768966B2 JP 1314594 A JP1314594 A JP 1314594A JP 31459489 A JP31459489 A JP 31459489A JP H0768966 B2 JPH0768966 B2 JP H0768966B2
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- 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
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は油圧ショベル、油圧クレーン等の油圧機械に用
いるロードセンシング制御油圧駆動回路の油圧ポンプの
制御装置に係わり、特に、油圧ポンプの吐出圧力を油圧
アクチュエータの最大負荷圧より一定差圧だけ高く保持
するよう制御する油圧ポンプの制御装置に関する。TECHNICAL FIELD The present invention relates to a control device for a hydraulic pump of a load sensing control hydraulic drive circuit used for a hydraulic machine such as a hydraulic excavator, a hydraulic crane, etc., and particularly to a discharge pressure of the hydraulic pump. The present invention relates to a control device for a hydraulic pump, which controls so as to maintain a value higher than a maximum load pressure of a hydraulic actuator by a constant differential pressure.
近年、油圧ショベル、油圧クレーン等、複数の被駆動体
を駆動する複数の油圧アクチュエータを備えた建設機械
の油圧駆動装置においては、油圧ポンプの吐出圧力を負
荷圧力又は要求流量に連動して制御すると共に、流量制
御弁に関連して圧力補償弁を配置し、この圧力補償弁で
流量制御弁の前後差圧を制御して、複合駆動時の供給流
量を安定して制御することが行われている。このうち、
油圧ポンプの吐出圧力を負荷圧力に連動して制御するも
のの代表例としてロードセンシング制御がある。In recent years, in a hydraulic drive system for a construction machine including a plurality of hydraulic actuators that drive a plurality of driven bodies such as a hydraulic excavator and a hydraulic crane, the discharge pressure of a hydraulic pump is controlled in association with a load pressure or a required flow rate. At the same time, a pressure compensating valve is arranged in relation to the flow control valve, and the pressure compensating valve controls the differential pressure across the flow control valve to stably control the supply flow rate during combined drive. There is. this house,
There is load sensing control as a typical example of controlling the discharge pressure of the hydraulic pump in conjunction with the load pressure.
ロードセンシング制御とは、油圧ポンプの吐出圧力が複
数の油圧アクチュエータの最大負荷圧力よりも一定値だ
け高くなるよう油圧ポンプの吐出量を制御するものであ
り、これにより油圧アクチュエータの負荷圧力に応じて
油圧ポンプの吐出量を増減し、経済的な運転が可能とな
る。Load sensing control controls the discharge rate of the hydraulic pump so that the discharge pressure of the hydraulic pump is higher than the maximum load pressure of multiple hydraulic actuators by a certain value. Economical operation becomes possible by increasing or decreasing the discharge amount of the hydraulic pump.
第9図に、従来のロードセンシング制御に用いる油圧ポ
ンプの制御装置の例を、それが使用される油圧駆動回路
と共に示す。この制御装置は、例えばDE−A1−3422165
(特開昭60−11706号に対応)に記載のものである。FIG. 9 shows an example of a conventional hydraulic pump control device used for load sensing control, together with a hydraulic drive circuit in which it is used. This control device is, for example, DE-A1-3422165
(Corresponding to JP-A-60-11706).
第9図において、油圧駆動回路は、油圧ポンプ1と、こ
の油圧ポンプ1から吐出される油圧によって駆動される
油圧アクチュエータ2と、油圧ポンプ1とアクチュエー
タ2の間に接続され、操作レバー3aの操作によりアクチ
ュエータ2に供給される圧油流量を制御する流量制御弁
3と、流量制御弁3の上流と下流の差圧、即ち前後差圧
を一定に保ち、流量制御弁3の通過流量を流量制御弁3
の開度に比例するように制御する圧力補償弁4とを備
え、流量制御弁3と圧力補償弁4の1組で圧力補償流量
制御弁を構成している。油圧ポンプ1は押しのけ容積可
変機構、例えば斜板1aを有している。なお、第9図では
油圧アクチュエータを1つのみ示すが、実際には複数の
アクチュエータがあり、これに対応して複数の圧力補償
流量弁がある。In FIG. 9, the hydraulic drive circuit is connected between the hydraulic pump 1, the hydraulic actuator 2 driven by the hydraulic pressure discharged from the hydraulic pump 1, the hydraulic pump 1 and the actuator 2, and operates the operating lever 3a. The flow rate control valve 3 for controlling the flow rate of the pressure oil supplied to the actuator 2 by means of the flow rate control valve 3 and the differential pressure upstream and downstream of the flow rate control valve 3, that is, the differential pressure across the flow rate control valve 3 is kept constant, and the flow rate through the flow rate control valve 3 is controlled. Valve 3
The pressure compensating valve 4 is controlled so as to be proportional to the opening of the pressure compensating valve 4, and the pressure compensating flow rate controlling valve is constituted by one set of the flow rate controlling valve 3 and the pressure compensating valve 4. The hydraulic pump 1 has a displacement variable mechanism, for example, a swash plate 1a. Although only one hydraulic actuator is shown in FIG. 9, there are actually a plurality of actuators, and correspondingly there are a plurality of pressure compensating flow valves.
油圧ポンプ1の制御装置は、油圧ポンプ1の押しのけ容
積、即ち斜板1aの位置を制御するロードセンシングレギ
ュレータ70からなり、ロードセンシングレギュレータ70
は、油圧ポンプ1の吐出圧力Pdとシャトル弁9により選
択される複数のアクチュエータの最大負荷圧力PLの差
信号により切換弁72を切換え、斜板駆動シリンダ71への
油圧の流入出を制御し、油圧ポンプ1の吐出圧力とアク
チュエータの最大負荷圧力の差がバネ72aで指示される
一定値になるように斜板1aの傾転位置、即ち、油圧ポン
プ1の吐出量を制御する。The control device of the hydraulic pump 1 includes a load sensing regulator 70 that controls the displacement of the hydraulic pump 1, that is, the position of the swash plate 1a.
Switches the switching valve 72 according to a difference signal between the discharge pressure Pd of the hydraulic pump 1 and the maximum load pressures PL of a plurality of actuators selected by the shuttle valve 9, and controls the inflow and outflow of the hydraulic pressure to and from the swash plate drive cylinder 71. The tilt position of the swash plate 1a, that is, the discharge amount of the hydraulic pump 1 is controlled so that the difference between the discharge pressure of the hydraulic pump 1 and the maximum load pressure of the actuator becomes a constant value indicated by the spring 72a.
しかしながら、この従来の油圧ポンプの制御装置におい
て以下のような問題点がある。However, the conventional hydraulic pump control device has the following problems.
ロードセンシング制御を行っていない従来一般的な開回
路奉仕の油圧回路においては、寒冷時の始動直後、油圧
機器の保護のために作動油温を上昇させたいときは、油
圧ポンプ1から吐出する圧油を方向切換弁の絞り等を介
してタンクに戻し、その損失エネルギで油温を上昇させ
る。In a conventional general open-circuit service hydraulic circuit that does not perform load sensing control, when it is desired to raise the hydraulic oil temperature immediately after startup in cold weather to protect hydraulic equipment, the pressure discharged from the hydraulic pump 1 is used. The oil is returned to the tank through the throttle of the directional control valve, etc., and the energy loss increases the oil temperature.
しかしながら、ロードセンシングレギュレータ70を備え
たロードセンシング方式の油圧回路では、ポンプ吐出出
力Pdとアクチュエータの最大負荷圧力PLの差圧ΔPは
バネ72aの設定値となっているため、常に一定の値とな
る。このため、油圧ポンプ1の吐出圧力Pdを上昇させ
て、損失エネルギを発生させようとすると、ロードセン
シングレギュレータ70が働き、差圧ΔPが一定になるよ
うに油圧ポンプ1の吐出量を減少させ、エネルギ損失が
泣いように作動するので、作動油温を上昇させることが
できない。すなわち、通常作業時はなかなか暖機運転が
できないという欠点があった。However, in the load sensing type hydraulic circuit including the load sensing regulator 70, the differential pressure ΔP between the pump discharge output Pd and the maximum load pressure PL of the actuator is the set value of the spring 72a, and thus is always a constant value. . Therefore, when the discharge pressure Pd of the hydraulic pump 1 is increased to generate the energy loss, the load sensing regulator 70 operates to decrease the discharge amount of the hydraulic pump 1 so that the differential pressure ΔP becomes constant. Since the energy loss acts like tears, the hydraulic oil temperature cannot be raised. That is, there is a drawback that warm-up operation is difficult to perform during normal work.
また、特別な暖機用の運転方法として、操作レバー3aを
操作してアクチュエータ2をストロークエンドに達成す
るまで駆動し、回路の最高圧力を規制するリリーフ弁を
作動させるまで回路圧力を上昇させる運転方法がある
が、その間通常の作業ができないと共に、油圧機器に高
圧が加わり、機器に悪影響があるという問題があった。Also, as a special warm-up operation method, the operation lever 3a is operated to drive the actuator 2 until the stroke end is reached, and the circuit pressure is increased until the relief valve that controls the maximum pressure of the circuit is operated. Although there is a method, there is a problem that normal work cannot be performed during that time and high pressure is applied to the hydraulic equipment, which adversely affects the equipment.
本発明の目的は、作動油温が低いときには自動的に油温
を上昇するように暖機運転がなされ、かつ暖機運転中に
通常の作業を行うことができるロードセンシング制御油
圧駆動回路における油圧ポンプの制御装置を提供するこ
とにある。It is an object of the present invention to perform a warm-up operation so that the oil temperature automatically rises when the hydraulic oil temperature is low, and to perform normal work during the warm-up operation. It is to provide a control device for a pump.
本発明は、上記目的を達成するため、押しのけ容積可変
手段を備えた少なくとも1つの油圧ポンプと、この油圧
ポンプ吐出される圧油によって駆動される複数の油圧ア
クチュエータと、油圧ポンプと各アクチュエータの間に
接続され、操作手段の操作量に応じてアクチュエータに
供給される圧油の流量を制御する流量制御弁とを備えた
ロードセンシング制御油圧駆動回路における油圧ポンプ
の制御装置において、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記
複数のアクチュエータの最大負荷圧力との差圧を検出す
る第1検出手段と、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複
数のアクチュエータの最大負荷圧力の差圧が所定値を越
えようとすると前記油圧ポンプの吐出量をタンクに放出
し、前記差圧の最大値を規制するアンロード弁と、作動
油の温度を検出する第2検出手段と、前記第1検出手段
で検出した差圧に基づき、その差圧を前記アンロード弁
で規制される差圧の最大値より低い一定値に保持する油
圧ポンプの第1の目標押しのけ容積を決定する第1の手
段と、前記第2検出手段で検出した作動油の温度に対応
して、暖機運転時に前記アンロード弁で発生する絞り損
失により油温を上昇させるに必要な流量を与える油圧ポ
ンプ弁の第2の目標押しのけ容積を決定する第2の手段
と、前記第1及び第2の目標押しのけ容積の大きい方の
値を選択する第3の手段とを備え、前記第3の手段で選
択した目標押しのけ容積に基づいて前記油圧ポンプの押
しのけ容積を制御する制御手段とを備える構成としたも
のである。In order to achieve the above object, the present invention provides at least one hydraulic pump provided with displacement volume varying means, a plurality of hydraulic actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and between the hydraulic pump and each actuator. And a flow rate control valve for controlling the flow rate of the pressure oil supplied to the actuator in accordance with the operation amount of the operating means, in a hydraulic pump control device in a load sensing control hydraulic drive circuit, First detection means for detecting a pressure difference between the pressure and the maximum load pressure of the plurality of actuators; and when the pressure difference between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of the plurality of actuators is about to exceed a predetermined value, The discharge amount of the hydraulic pump is discharged to the tank, and the unload valve that regulates the maximum value of the differential pressure and the temperature of the hydraulic oil are detected. Based on the differential pressure detected by the second detection means and the first detection means, the first target of the hydraulic pump that holds the differential pressure at a constant value lower than the maximum value of the differential pressure regulated by the unload valve. Corresponding to the first means for determining the displacement volume and the temperature of the hydraulic oil detected by the second detecting means, it is necessary to raise the oil temperature by the throttle loss generated in the unload valve during warm-up operation. A second means for determining a second target displacement of the hydraulic pump valve for giving a flow rate; and a third means for selecting a larger value of the first and second target displacements, And a control means for controlling the displacement of the hydraulic pump based on the target displacement selected by the third means.
このように構成した本発明においては、作動油の温度が
低いときは、第1の手段で油圧ポンプの吐出圧力とアク
チュエータの最大負荷圧力との差圧から決定される油圧
ポンプの第1の目標押しのけ容積よりも第2の手段で作
動油の温度から決定される第2の目標押しのけ容積の方
が大きくなり、第3の手段では第2の目標押しのけ容積
が選択される。このため、第1の目標押しのけ容積と第
2の目標押しのけ容積の差に相当するポンプ吐出量がア
ンロード弁から放出され、このとき発生する絞り損失に
より油温を上昇させる。油温が通常状態まで上昇する
と、第2の目標押しのけ容積が第1の目標押しのけ容積
よりも小さくなり、第3の手段では第1の目標押しのけ
容積が選択される。その結果、自動的に本来のロードセ
ンシング制御に移行し、アンロード弁から放出される油
量はなくなるので、通常作業時のエネルギ損失は回避さ
れる。In the present invention thus constituted, when the temperature of the hydraulic oil is low, the first target of the hydraulic pump is determined by the first means from the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of the actuator. The second target displacement determined by the temperature of the hydraulic oil by the second means is larger than the displacement, and the second target displacement is selected by the third means. Therefore, the pump discharge amount corresponding to the difference between the first target displacement and the second target displacement is released from the unload valve, and the throttle loss that occurs at this time increases the oil temperature. When the oil temperature rises to the normal state, the second target displacement is smaller than the first target displacement, and the third means selects the first target displacement. As a result, the original load sensing control is automatically performed, and the amount of oil released from the unload valve disappears, so energy loss during normal work is avoided.
また、暖機運転中に操作手段を操作して最大負荷圧力が
増大した結果、第1の手段で決定された第1の目標押し
のけ容積が第2の目標押しのけ容積より大きくなると、
第3の手段では第1の目標押しのけ容積が選択され、こ
の場合も自動的本来のロードセンシング制御に移行し、
暖機運転中でも通常の作業ができる。更に、アンロード
弁で油圧ポンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最
大負荷圧力の差圧の最大値を規制することで暖機運転を
行うので、ポンプ圧力は最高圧力まで上昇せず、油圧機
器への影響は回避される。Further, when the maximum load pressure is increased by operating the operating means during the warm-up operation, and the first target displacement determined by the first means becomes larger than the second target displacement,
In the third means, the first target displacement is selected, and in this case also, the automatic load sensing control is automatically performed.
Normal work can be performed even during warm-up operation. Furthermore, the unload valve controls the maximum value of the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of multiple actuators to perform warm-up operation, so the pump pressure does not rise to the maximum pressure and The effect of is avoided.
以下、本発明の一実施例を第1図〜第7図により説明す
る。An embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS.
第1図において、本実施例が係わる油圧駆動回路は、油
圧ポンプ1と、この油圧ポンプ1から吐出される圧油に
よって駆動される油圧アクチュエータ2と、油圧ポンプ
1とアクチュエータ2の間に接続され、操作レバー3aの
操作によりアクチュエータ2に供給される圧油の流量を
制御する流量制御弁3と、流量制御弁3の上流と下流の
差圧、即ち前後差圧を一定に保ち、流量制御弁3の通過
流量を流量制御弁3の開度に比例するように制御する圧
力補償弁4とを備え、流量制御弁3と圧力補償弁4の1
組で圧力補償流量制御弁を構成している。油圧ポンプ1
は押しのけ容積可変機構、即ち、斜板1aを有している。
なお、第1図では1つの油圧アクチュエータ2と1つの
圧力補償流量制御弁3,4のみを示したが、実際には複数
のアクチュエータがあり、これに対応して複数の圧力補
償流量制御弁がある。In FIG. 1, a hydraulic drive circuit according to the present embodiment is connected between a hydraulic pump 1, a hydraulic actuator 2 driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump 1, and between the hydraulic pump 1 and the actuator 2. , A flow rate control valve 3 that controls the flow rate of pressure oil supplied to the actuator 2 by operating the operation lever 3a, and a differential pressure upstream and downstream of the flow rate control valve 3, that is, a differential pressure across the flow rate control valve 3, And a pressure compensation valve 4 for controlling the passage flow rate of the pressure control valve 3 so as to be proportional to the opening degree of the flow rate control valve 3.
The pressure compensating flow rate control valve is configured as a set. Hydraulic pump 1
Has a displacement volume variable mechanism, that is, a swash plate 1a.
Although only one hydraulic actuator 2 and one pressure compensation flow control valve 3 and 4 are shown in FIG. 1, there are actually a plurality of actuators, and a plurality of pressure compensation flow control valves are correspondingly provided. is there.
本実施例の油圧ポンプ1の制御装置は、圧力制御弁80
と、差圧検出器5と、斜板傾転位置検出器6と、油圧検
出器90と、制御ユニット7と、斜板制御装置8とからな
っている。The control device for the hydraulic pump 1 according to this embodiment includes a pressure control valve 80.
A differential pressure detector 5, a swash plate tilt position detector 6, a hydraulic pressure detector 90, a control unit 7, and a swash plate controller 8.
圧力制御弁80は油圧ポンプ1の吐出管路に接続され、油
圧ポンプ1の吐出圧力Pdとシャトル弁9により選択され
たアクチュエータ2を含む複数のアクチュエータの最大
負荷圧力PLとの差圧ΔPの最大値を規制するアンロー
ド弁であり、差圧ΔPがバネ80aにより指示された一定
値を越えようとすると油圧ポンプ1の吐出量をタンクに
放出し、差圧ΔPの最大値をバネ80aの設定値以下に保
持する。The pressure control valve 80 is connected to the discharge line of the hydraulic pump 1 and has a maximum differential pressure ΔP between the discharge pressure Pd of the hydraulic pump 1 and the maximum load pressures PL of a plurality of actuators including the actuator 2 selected by the shuttle valve 9. It is an unload valve that regulates the value, and when the differential pressure ΔP tries to exceed a certain value instructed by the spring 80a, the discharge amount of the hydraulic pump 1 is discharged to the tank, and the maximum value of the differential pressure ΔP is set by the spring 80a. Keep below the value.
差圧検出器5は、シャトル弁9により選択されたアクチ
ュエータ2を含む複数の油圧アクチュエータの最大負荷
圧力PLと油圧ポンプ1の吐出圧力Pdとの差圧を検出
し、それを電気信号ΔPとして制御ユニット7へ出力す
る。斜板傾転位置検出器6は、油圧ポンプ1の斜板1aの
傾転位置を検出し、これを電気信号θとして制御ユニッ
ト7へ出力する。油温検出器90は作動油の温度を検出
し、それを電気信号tとして制御ユニット7へ出力す
る。油温検出器90は例えばタンク内に配置される。制御
ユニット7は電気信号ΔP,θ,tに基づいて油圧ポンプ1
の斜板1aの駆動信号を演算し、この駆動信号を斜板制御
装置8に出力する。斜板制御装置8は、制御ユニット7
からの駆動信号により斜板1aを駆動する。The differential pressure detector 5 detects the differential pressure between the maximum load pressure PL of a plurality of hydraulic actuators including the actuator 2 selected by the shuttle valve 9 and the discharge pressure Pd of the hydraulic pump 1, and controls it as an electric signal ΔP. Output to unit 7. The swash plate tilt position detector 6 detects the tilt position of the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 and outputs this to the control unit 7 as an electric signal θ. The oil temperature detector 90 detects the temperature of the hydraulic oil and outputs it as an electric signal t to the control unit 7. The oil temperature detector 90 is arranged in, for example, a tank. The control unit 7 controls the hydraulic pump 1 based on the electric signal ΔP, θ, t.
The drive signal of the swash plate 1a is calculated, and this drive signal is output to the swash plate control device 8. The swash plate control device 8 includes a control unit 7
The swash plate 1a is driven by the drive signal from.
斜板制御装置8は、例えば第2図に示すように電気−油
圧サーボ式油圧駆動装置として構成することができる。The swash plate control device 8 can be configured as an electro-hydraulic servo hydraulic drive device, for example, as shown in FIG.
即ち、斜板駆動装置8は、油圧ポンプ1の斜板1aを駆動
するサーボピストン8bを有し、サーボピストン8bはサー
ボシリンダ8c内に収納されている。サーボシリンダ8cの
シリンダ室はサーボピストン8bによって左側室8d及び右
側室8eに区分されており、差側室8dの断面積は右側室8e
の断面積dよりも大きく形成されている。That is, the swash plate drive device 8 has a servo piston 8b for driving the swash plate 1a of the hydraulic pump 1, and the servo piston 8b is housed in the servo cylinder 8c. The cylinder chamber of the servo cylinder 8c is divided into a left chamber 8d and a right chamber 8e by the servo piston 8b, and the cross-sectional area of the difference chamber 8d is the right chamber 8e.
Is formed larger than the cross-sectional area d.
サーボシリンダ8cの左側室8dは、パイロットポンプ等の
油圧源10と管路8fを介して連絡され、サーボシリンダ8c
の右側室8eは油圧源10と管路8iを介して連絡され、管路
8fは戻り管路8jを介してタンク11に連絡されている。管
路8fには電磁弁8gが介設され、戻り管路8iには電磁弁8h
が介設されている。これらの電磁弁8g,8hはノーマルク
ローズ(非通電時、閉止状態に復帰する機能)の電磁弁
であって、制御ユニット7からの駆動信号により切換え
られる。The left chamber 8d of the servo cylinder 8c is communicated with a hydraulic source 10 such as a pilot pump via a pipe line 8f.
The right side chamber 8e is connected to the hydraulic source 10 via the line 8i,
8f is connected to tank 11 via return line 8j. A solenoid valve 8g is installed in the pipeline 8f, and a solenoid valve 8h is provided in the return pipeline 8i.
Is installed. These solenoid valves 8g, 8h are normally closed solenoid valves (functions of returning to a closed state when not energized), and are switched by a drive signal from the control unit 7.
電磁弁8gが励磁(オン)されて切換位置Bに切り換わる
と、サーボシリンダ8cの左側室8dが油圧源10cと連通
し、左側室8dと右側室8eの面積差によってサーボピスト
ン8bが第2図で見て右方に移動する。これにより油圧ポ
ンプ1の斜板1aの傾転角が増大し、吐出量が増加する。
また、電磁弁8g及び電磁弁8hが消磁(オフ)されて双方
とも切換位置Aに復帰すると、左側室8dの油路が遮断さ
れ、サーボピストン8bはその位置にて静止状態に保持さ
れる。これによる油圧ポンプ1の斜板1aの傾転角が一定
に保持され、吐出量が一定に保持される。電磁弁8hが励
磁(オン)されて切換位置Bに切り換わると、左側室8d
とタンク11とが連通して左側室8dの圧力が低下し、サー
ボピストン8dは右側室8eの圧力により、第2図左方に移
動される。これにより油圧ポンプ1の斜板1aの傾転角が
減少し、吐出量も減少する。When the solenoid valve 8g is excited (turned on) and switched to the switching position B, the left chamber 8d of the servo cylinder 8c communicates with the hydraulic power source 10c, and the servo piston 8b moves to the second position due to the area difference between the left chamber 8d and the right chamber 8e. Move to the right as seen in the figure. As a result, the tilt angle of the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 increases and the discharge amount increases.
When the solenoid valves 8g and 8h are demagnetized (OFF) and both return to the switching position A, the oil passage of the left chamber 8d is shut off, and the servo piston 8b is held stationary at that position. As a result, the tilt angle of the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 is kept constant, and the discharge amount is kept constant. When the solenoid valve 8h is excited (turned on) and switched to the switching position B, the left chamber 8d
And the tank 11 communicate with each other, the pressure in the left side chamber 8d decreases, and the servo piston 8d is moved leftward in FIG. 2 by the pressure in the right side chamber 8e. As a result, the tilt angle of the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 decreases, and the discharge amount also decreases.
制御ユニット7はマイクロコンピュータで構成され、第
3図に示すように、差圧検出器5から出力される差圧信
号ΔPと斜板傾転位置検出器6から出力される位置信号
θと油温検出器90から出力される油温信号tをデジタル
信号に変換するA/Dコンバータ7aと、中央演算装置(CP
U)7bと、制御手順のプログラムを格納するリードオン
リーメモリ(ROM)7cと。演算途中の数値を一時記憶す
るランダムアクセスメモリ(RAM)7dと、出力用のI/Oイ
ンタフェイス7eと、上述の電磁弁8g,8hに接続される増
幅器7g,7hとを備えている。The control unit 7 is composed of a microcomputer, and as shown in FIG. 3, the differential pressure signal ΔP output from the differential pressure detector 5, the position signal θ output from the swash plate tilt position detector 6 and the oil temperature. An A / D converter 7a that converts the oil temperature signal t output from the detector 90 into a digital signal, and a central processing unit (CP
U) 7b and read-only memory (ROM) 7c for storing control procedure programs. A random access memory (RAM) 7d for temporarily storing numerical values during calculation, an output I / O interface 7e, and amplifiers 7g, 7h connected to the solenoid valves 8g, 8h are provided.
制御ユニット7は、ROM7cに格納された制御手順プログ
ラムに基づいて、差圧検出器5から出力される差圧信号
ΔPから油圧ポンプ1の斜板1aの差圧目標傾転位置θp0
を演算すると共に、差圧検出器90から出力される油温信
号tから暖機運転用の目標傾転位置θt0を演算し、2つ
の目標傾転位置θp0,θt0を比較し、最大値を選択して
これを目標傾転位置の指令値θ0とし、この目標位置θ
0と斜板傾転位置検出器6から出力される位置信号θと
から両者の偏差を零にする駆動信号を生成し、これをI/
Oインターフェイス7eを経て増幅器7g,7hから斜板制御装
置8の電磁弁8g,8hに出力する。これにより油圧ポンプ
1の斜板1aは、傾転位置信号θが目標傾転位置の指令値
θ0に一致するよう制御される。Based on the control procedure program stored in the ROM 7c, the control unit 7 determines the differential pressure target tilt position θ p0 of the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 from the differential pressure signal ΔP output from the differential pressure detector 5.
And the target tilt position θ t0 for warm-up operation is calculated from the oil temperature signal t output from the differential pressure detector 90, and the two target tilt positions θ p0 and θ t0 are compared, and the maximum Select a value and set this as the command value θ 0 of the target tilt position,
0 and the position signal θ output from the swash plate tilt position detector 6 generate a drive signal that makes the deviation between the two zero, and use this as I /
Output from the amplifiers 7g, 7h to the solenoid valves 8g, 8h of the swash plate control device 8 via the O interface 7e. As a result, the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 is controlled so that the tilt position signal θ coincides with the target tilt position command value θ 0 .
以下、第4図に示すROM49cに格納された制御手順プログ
ラムのフローチャートに従い、本実施例の動作を詳細に
説明する。The operation of this embodiment will be described in detail below with reference to the flowchart of the control procedure program stored in the ROM 49c shown in FIG.
まず、手順100において、差圧検出器5、傾斜傾転位置
検出器6、油温検出器90の出力をA/Dコンバータ7aを介
して入力し、差圧信号ΔP、傾転位置信号θ、油温信号
tとしてRAM7dに記憶する。First, in step 100, the outputs of the differential pressure detector 5, the tilt / tilt position detector 6, and the oil temperature detector 90 are input via the A / D converter 7a, and the differential pressure signal ΔP, the tilt position signal θ, It is stored in the RAM 7d as the oil temperature signal t.
次に手順110において、差圧信号ΔPから差圧傾転目標
位置θp0を演算する。第5図に手順110の詳細を示す。
まず、手順111において差圧の目標値ΔP0と手順100にお
いて入力した差圧信号ΔPとの差圧偏差Δ(ΔP)を演
算する。ここで差圧の目標値ΔP0は、前述した圧力制御
弁80で規制される差圧ΔPの最大値、すなわち、バネ80
aで設定される値よりもわずかに低く設定される。次に
手順112において、予め設定されている制御係数Kiと差
圧偏差Δ(ΔP)を乗じ、差圧目標傾転位置の増分Δθ
ΔPを演算する。制御係数Kiはいわゆる積分係数であ
り、制御装置が最適に機能するように予め設定してお
く。また、差圧目標傾転位置の増分ΔθΔPはプログラ
ミングが第4図の手順100から140までにかかる時間(サ
イクルタイム)をtcとすれば、tc時間内における差圧目
標傾転位置の増分となる。Next, in step 110, the differential pressure tilt target position θ p0 is calculated from the differential pressure signal ΔP. FIG. 5 shows details of the procedure 110.
First, in step 111, the differential pressure deviation Δ (ΔP) between the differential pressure target value ΔP 0 and the differential pressure signal ΔP input in step 100 is calculated. Here, the target value ΔP 0 of the differential pressure is the maximum value of the differential pressure ΔP regulated by the pressure control valve 80, that is, the spring 80.
Set slightly lower than the value set by a. Next, in step 112, a preset control coefficient Ki is multiplied by a differential pressure deviation Δ (ΔP) to obtain an increment Δθ of the differential pressure target tilt position.
Calculate ΔP . The control coefficient Ki is a so-called integral coefficient, and is preset so that the control device functions optimally. Further, if the time (cycle time) required for programming from steps 100 to 140 in FIG. 4 is t c , the increment Δθ ΔP of the differential pressure target tilt position is the difference pressure target tilt position within t c time. It will be an increment.
次に、手順113において前回演算した目標傾転位置の指
令値θ0−1に増分ΔθΔPを加算し、今回の新しい差
圧目標傾転位置θp0を演算する。Next, in step 113, the increment Δθ ΔP is added to the previously calculated target tilt position command value θ 0 −1 to calculate the new differential pressure target tilt position θ p0 .
次に第4図に戻って、手順120で暖機運転用の目標傾転
位置θt0の演算を行う。ここで、暖機運転用の目標傾転
位置θt0は暖機運転時に圧力制御弁(アンロード弁)80
で発生する絞り損失により油温を上昇させるに必要な流
量を与える値として設定されている。以下、この演算の
内容を第6図で説明する。Next, returning to FIG. 4, in step 120, the target tilt position θ t0 for warm-up operation is calculated. Here, the target tilt position θ t0 for warm-up operation is the pressure control valve (unload valve) 80 during warm-up operation.
It is set as a value that gives the flow rate required to raise the oil temperature due to the throttling loss that occurs in. The contents of this calculation will be described below with reference to FIG.
第6図において、横軸は手順100で読み込んだ油温tの
値で、縦軸は暖機運転用の目標傾転位置θt0である。暖
機運転用の目標傾転位置θt0は実線で示すように、油温
tの上昇に伴って目標傾転位置θt0が減少するように設
定されている。なお、破線で示すように、油温がtn℃以
下では目標傾転位置θt0が一定であり、tn℃以上ではθ
t0=0になるように設定してもよい。この関数関係は予
め第3図に示したROM7cに記憶させておき、いずれの場
合も手順120では、手順100で読み込んだtを用いてROM7
cに記憶してあるこの関数関係から暖機運転用の目標傾
転位置θt0を読み出す。In FIG. 6, the horizontal axis is the value of the oil temperature t read in step 100, and the vertical axis is the target tilt position θ t0 for warm-up operation. As shown by the solid line, the target tilt position θ t0 for warm-up operation is set so that the target tilt position θ t0 decreases as the oil temperature t rises. As shown by the broken line, the target tilt position θ t0 is constant when the oil temperature is t n ° C or lower, and θ when t n ° C or higher.
It may be set such that t0 = 0. This functional relationship is stored in advance in the ROM 7c shown in FIG. 3, and in any case, in step 120, the ROM read using the t read in step 100 is used.
It reads the target tilting position theta t0 for warming up from the functional relationship which is stored to c.
再び第4図に戻り、手順130では手順110と手順120とで
求めた差圧目標傾転位置θp0と暖機運転用の目標傾転位
置θt0の大きい方を選択し、目標傾転位置の指令値θ0
とする。Returning to FIG. 4 again, in step 130, the larger of the differential pressure target tilt position θ p0 and the warm-up target tilt position θ t0 obtained in steps 110 and 120 is selected, and the target tilt position is set. Command value θ 0
And
次に、手順140において、油圧ポンプ1の斜板1aの傾転
位置制御を行う。その詳細を第7図に示す。第7図の手
順141において、手順130で演算した目標傾転位置の指令
値θ0と手順100で読み込んだ傾転位置信号θとの偏差
Zを演算する。Next, in step 140, tilting position control of the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 is performed. The details are shown in FIG. In step 141 of FIG. 7, the deviation Z between the command value θ 0 of the target tilt position calculated in step 130 and the tilt position signal θ read in step 100 is calculated.
次に手順142において、偏差Zの絶対値が斜板傾転位置
制御の不感帯Δ以内に入っているかを判定する。ここで
|Z|が不感帯Δより小さい(|Z|<Δ)と判定されると手
順144へ行き、電磁弁8g,8hにOFF信号を出力し、斜板1a
の傾転位置を固定する。手順142において|Z|が不感帯Δ
より大きい(|Z|≧Δ)と判定されると手順143へ行く。
手順143ではZの正負を判定する。Zが正(Z>0)と
判定した場合、手順145へ行く。手順145では斜板の傾転
位置を大方向へ動かすために電磁弁8gにON、電磁弁8hに
OFF信号を出力する。Next, in step 142, it is determined whether the absolute value of the deviation Z is within the dead zone Δ of the swash plate tilt position control. here
If it is determined that | Z | is smaller than the dead zone Δ (| Z | <Δ), go to step 144, output the OFF signal to the solenoid valves 8g and 8h, and set the swash plate 1a.
Fix the tilt position of. In step 142, | Z | is the dead zone Δ
If it is determined that it is larger (| Z | ≧ Δ), the procedure goes to step 143.
In step 143, the sign of Z is determined. If it is determined that Z is positive (Z> 0), go to step 145. In step 145, turn on solenoid valve 8g and turn on solenoid valve 8h to move the tilt position of the swash plate in the large direction.
Outputs an OFF signal.
手順143においてZが負(Z≦0)と判定された場合は
手順146へ行き、斜板の傾転位置を小方向へ動かすため
に電磁弁8gへOFF、電磁弁8hにON信号を出力する。When it is determined in step 143 that Z is negative (Z ≦ 0), the procedure goes to step 146, and the solenoid valve 8g is turned off to output the ON signal to the solenoid valve 8h to move the tilt position of the swash plate in the small direction. .
以上の手順141〜146により斜板1aの傾転位置は目標傾転
位置の指令値θ0に一致するように制御される。Through the above steps 141 to 146, the tilt position of the swash plate 1a is controlled so as to match the command value θ 0 of the target tilt position.
以上の構成を纏めてブロック図化したものを第8図に20
0で示す。ここでブロック201が手順111、ブロック202が
手順112、ブロック203および204が手順113にそれぞれ相
当し、ブロック205が手順120に相当する。またブロック
206が手順130に相当し、ブロック207,208,209が手順140
に相当する。A block diagram of the above configuration is shown in FIG.
Shown with 0. Here, the block 201 corresponds to the procedure 111, the block 202 corresponds to the procedure 112, the blocks 203 and 204 correspond to the procedure 113, and the block 205 corresponds to the procedure 120. Block again
206 corresponds to step 130, and blocks 207, 208, and 209 are step 140.
Equivalent to.
換言すれば、手順110(手順111〜113)またはブロック2
01〜204は、油圧ポンプ1の吐出圧力と複数のアクチュ
エータ2の最大負荷圧力との差圧に基づき、その差圧を
圧力制御弁80で規制される差圧の最大値より低い一定値
ΔP0に保持する油圧ポンプ1の第1の目標押しのけ容積
θp0を決定する第1の手段を構成し、手順120またはブ
ロック205は、油温検出器90で検出した作動油の温度に
対応して油圧ポンプ1の第2の目標押しのけ容積θt0を
決定する第2の手段を構成し、手順130またはブロック2
06は、第1及び第2の目標押しのけ容積の大きい方の値
を選択する第3の手段を構成する。In other words, step 110 (steps 111-113) or block 2
01 to 204 are constant values ΔP 0 lower than the maximum value of the differential pressure regulated by the pressure control valve 80, based on the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump 1 and the maximum load pressure of the plurality of actuators 2. A first means for determining the first target displacement θ p0 of the hydraulic pump 1 to be held at step 120 or block 205 is a hydraulic pressure corresponding to the temperature of the hydraulic oil detected by the oil temperature detector 90. A second means for determining the second target displacement, θ t0 , of the pump 1 constitutes a procedure 130 or block 2
06 constitutes a third means for selecting a larger value of the first and second target displacements.
以上のように構成した本実施例においては、作動油の油
温が低いときには手順120で比較的大きい暖機運転用の
目標傾転位置θt0が演算されるので、差圧目標傾転位置
θp0が小さい状態でも手順130で暖機運転用の目標傾転
位置θt0が選択される。その結果、油圧ポンプ1から吐
出される流量は目標傾転位置θp0によるロードセンシン
グ制御本来の流量よりθt0−θp0に相当する流量だけ増
大し、θt0−θp0に相当する流量が圧力制御弁80より放
出される。このため、圧力制御弁80による絞り損失を生
じ、作動油の温度を上昇させ、暖機運転が速やかに達成
される。また、圧力制御弁80は差圧の最大値を目標差圧
ΔP0より僅かに高く設定しているので、また、暖機運転
中に操作レバー3aを操作して負荷圧力(最大負荷圧力)
が増大した結果、手順110で演算された差圧目標傾転位
置θp0が暖機運転用の目標傾転位置θt0より大きくなる
と、手順130では差圧目標傾転位置θp0が選択される。
このとき、圧力制御弁80は差圧の最大値を目標差圧ΔP0
より僅かに高く設定しているので、油圧ポンプから吐出
されたθp0に相当する流量は圧力制御弁から放出される
ことなく油圧アクチュエータ2に供給される。このた
め、自動的に本来のロードセンシング制御に移行し、暖
機運転中でも通常の作業ができる。更に、圧力制御弁80
で油圧ポンプ1の吐出圧力と複数のアクチュエータの最
大負荷圧力の差圧の最大値を規制することで暖機運転を
行うので、ポンプ圧力は最高圧力まで上昇せず、油圧機
器に悪影響を及ぼすことが回避される。In the present embodiment constructed as described above, since the target tilting position theta t0 for relatively large warming up in step 120 is calculated when the working oil temperature is low, the differential pressure target tilting position theta Even if p0 is small, the target tilt position θ t0 for warm-up operation is selected in step 130. As a result, the flow rate discharged from the hydraulic pump 1 is increased by a flow rate corresponding to θ t0 −θ p0 from the original flow rate of the load sensing control based on the target tilt position θ p0 , and the flow rate corresponding to θ t0 −θ p0 is increased. It is released from the control valve 80. Therefore, the pressure control valve 80 causes a throttling loss to raise the temperature of the hydraulic oil, so that the warm-up operation is quickly achieved. In addition, since the pressure control valve 80 sets the maximum value of the differential pressure to be slightly higher than the target differential pressure ΔP 0, the load lever (maximum load pressure) is also operated by operating the operating lever 3a during warm-up operation.
As a result, the differential pressure target tilt position θ p0 calculated in step 110 becomes larger than the target tilt position θ t0 for warm-up operation, and in step 130 the differential pressure target tilt position θ p0 is selected. .
At this time, the pressure control valve 80 sets the maximum value of the differential pressure to the target differential pressure ΔP 0
Since it is set slightly higher, the flow rate corresponding to θ p0 discharged from the hydraulic pump is supplied to the hydraulic actuator 2 without being discharged from the pressure control valve. Therefore, the original load sensing control is automatically performed, and normal work can be performed even during the warm-up operation. In addition, the pressure control valve 80
Since the warm-up operation is performed by limiting the maximum value of the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump 1 and the maximum load pressure of a plurality of actuators, the pump pressure does not rise to the maximum pressure and adversely affects hydraulic equipment. Is avoided.
油温が上昇し、暖機運転の必要がなくなると、手順120
で演算される暖機運転用の目標傾転位置θt0は小さくな
り、手順130では本来の差圧目標傾転位置θp0が選択さ
れる。その結果、本来のロードセンシング制御に自動的
に移行し、圧力制御弁80から放出される油量はなくなる
ので、通常作業時には圧力制御弁80によるエネルギ損失
がなくなり、省エネの効果がある。If the oil temperature rises and warming up is no longer required, proceed to step 120.
The target tilting position θ t0 for warm-up operation calculated in step 1 becomes smaller, and in step 130, the original target differential pressure tilting position θ p0 is selected. As a result, the original load sensing control is automatically performed and the amount of oil released from the pressure control valve 80 is eliminated, so that energy loss due to the pressure control valve 80 is eliminated during normal work, and there is an energy saving effect.
なお、以上の実施例では暖機運転用の圧力制御弁80を特
別に設けた。しかしながら、一般にロードセンシング制
御油圧回路では、ロードセンシングレギュレータ70によ
る差圧一定制御時に、その応答遅れによる回路圧力の上
昇を避けるためにアンロード弁が設置されている。この
アンロード弁は油圧ポンプ1の吐出圧力とアクチュエー
タ2の最大負荷圧力との差圧がロードセンシング制御の
目標差圧ΔP0よりもわずかに高い差圧になるように目標
差圧を設定している。したがって、このアンロード弁を
備えた油圧回路では、特別に暖機運転用の圧力制御弁80
を設けずにアンロード弁を暖機運転用の圧力制御弁に兼
用するのが好ましい。In the above embodiment, the pressure control valve 80 for warming up is specially provided. However, generally, in the load sensing control hydraulic circuit, an unload valve is installed in order to avoid an increase in circuit pressure due to a delay in response when the load sensing regulator 70 controls the constant differential pressure. This unload valve sets the target differential pressure so that the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump 1 and the maximum load pressure of the actuator 2 is slightly higher than the target differential pressure ΔP 0 of the load sensing control. There is. Therefore, in the hydraulic circuit equipped with this unloading valve, the pressure control valve 80
It is preferable that the unload valve is also used as a pressure control valve for warm-up operation without providing the above.
本発明によれば、作動油温が低いときには自動的に油温
を上昇するように暖機運転がなされ、かつ暖機運転中に
通常の作業を行うことができるので、寒冷時における作
業性を大幅に向上できると共に、暖機運転に伴うエネル
ギ損失を最小に止どめることができる。また、暖機運転
中ポンプ圧力は最高圧まで上昇しないので、油圧機器の
寿命を向上することができる。According to the present invention, warm-up operation is performed so that the oil temperature automatically rises when the hydraulic oil temperature is low, and normal work can be performed during the warm-up operation, so workability in cold weather is improved. The energy loss due to the warm-up operation can be minimized while being greatly improved. Moreover, since the pump pressure does not rise to the maximum pressure during the warm-up operation, the life of the hydraulic device can be improved.
第1図は本発明の一実施例による油圧ポンプの制御装置
を備えたロードセンシング制御油圧駆動装置の概略図で
あり、第2図は斜板傾転位置制御装置の構成の概略図で
あり、第3図は制御ユニットの構成を示す概略図であ
り、第4図は制御ユニットで行われる制御手順を示すフ
ローチャートであり、第5図は差圧目標傾転位置の演算
を行う手順の詳細を示すフローチャートであり、第6図
は油温と暖機運転用の目標傾転位置との関係を示す図で
あり、第7図は油圧ポンプの斜板傾転位置の制御を行う
手順の詳細を示すフローチャートであり、第8図は上述
した実施例の構成をまとめてブロック化して示す図であ
り、第9図は従来の油圧ポンプの制御装置を備えたロー
ドセンシング制御油圧駆動回路を示す概略図である。 符号の説明 1……油圧ポンプ 2……油圧アクチュエータ 3……流量制御弁 4……圧力補償弁 3a……操作レバー 7……制御ユニット(制御手段) 8……斜板制御装置(制御手段) 80……圧力制御弁 90……油温検出器 110……手順(第1の手段) 120……手順(第2の手段) 130……手順(第3の手段) θp0……差圧目標傾転位置(第1の目標押しのけ容積) θt0……暖機運転用の目標傾転位置(第2の目標押しの
け容積) θ0……目標傾転位置の指令値FIG. 1 is a schematic diagram of a load sensing control hydraulic drive system including a hydraulic pump control system according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a schematic diagram of the configuration of a swash plate tilt position control system. FIG. 3 is a schematic diagram showing the configuration of the control unit, FIG. 4 is a flow chart showing the control procedure performed by the control unit, and FIG. 5 shows the details of the procedure for calculating the differential pressure target tilt position. 6 is a flowchart showing the relationship between the oil temperature and the target tilt position for warm-up operation, and FIG. 7 shows the details of the procedure for controlling the tilt position of the swash plate of the hydraulic pump. FIG. 8 is a flowchart showing the configuration of the above-described embodiment in a block form, and FIG. 9 is a schematic diagram showing a load sensing control hydraulic drive circuit including a conventional hydraulic pump control device. Is. DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Hydraulic pump 2 ... Hydraulic actuator 3 ... Flow control valve 4 ... Pressure compensating valve 3a ... Operating lever 7 ... Control unit (control means) 8 ... Swash plate control device (control means) 80 ...... Pressure control valve 90 ...... Oil temperature detector 110 …… Procedure (first means) 120 …… Procedure (second means) 130 …… Procedure (third means) θ p0 …… Differential pressure target Tilt position (first target displacement) θ t0 …… Target tilt position for warm-up operation (second target displacement) θ 0 …… Target tilt position command value
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 平田 東一 茨城県土浦市神立町650番地 日立建機株 式会社土浦工場内 (72)発明者 杉山 玄六 茨城県土浦市神立町650番地 日立建機株 式会社土浦工場内 (72)発明者 田中 秀明 茨城県土浦市神立町650番地 日立建機株 式会社土浦工場内 (72)発明者 尾上 裕 茨城県土浦市神立町650番地 日立建機株 式会社土浦工場内 (56)参考文献 特開 昭60−11706(JP,A) 実開 昭60−184617(JP,U) ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Toichi Hirata Inoue Hirata, 650 Jinritsucho, Tsuchiura, Ibaraki Prefecture Tsuchiura Plant, Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Machinery Company Tsuchiura Plant (72) Inventor Hideaki Tanaka 650 Kintachimachi, Tsuchiura City, Ibaraki Prefecture Hitachi Construction Machinery Company Tsuchiura Plant (72) Inventor Yu Onou 650 Kintatemachi, Tsuchiura City, Ibaraki Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Ceremony Company Tsuchiura Factory (56) References JP-A-60-11706 (JP, A) Actually developed 60-184617 (JP, U)
Claims (2)
1つの油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧
油によって駆動される複数の油圧アクチュエータと、油
圧ポンプと各アクチュエータの間に接続され、操作手段
の操作量に応じてアクチュエータに供給される圧油の流
量を制御する流量制御弁とを備えたロードセンシング制
御油圧駆動回路における油圧ポンプの制御装置におい
て、 前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータ
の最大負荷圧力との差圧を検出する第1検出手段と、 前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータ
の最大負荷圧力の差圧が所定値を越えようとすると前記
油圧ポンプの吐出量をタンクに放出し、前記差圧の最大
値を規制するアンロード弁と、 作動油の温度を検出する第2検出手段と、 前記第1検出手段で検出した差圧に基づき、その差圧を
前記アンロード弁で規制される差圧の最大値より低い一
定値に保持する油圧ポンプの第1の目標押しのけ容積を
決定する第1の手段と、前記第2検出手段で検出した作
動油の温度に対応して、暖機運転時に前記アンロード弁
で発生する絞り損失により油温を上昇させるに必要な流
量を与える油圧ポンプの第2の目標押しのけ容積を決定
する第2の手段と、前記第1及び第2の目標押しのけ容
積の大きい方の値を選択する第3の手段とを備え、前記
第3の手段で選択した目標押しのけ容積に基づいて前記
油圧ポンプの押しのけ容積を制御する制御手段とを備え
ることを特徴とする油圧ポンプの制御装置。1. At least one hydraulic pump having displacement means, a plurality of hydraulic actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and a hydraulic pump connected to each actuator for operation. A control device for a hydraulic pump in a load-sensing control hydraulic drive circuit, comprising: a flow rate control valve that controls a flow rate of pressure oil supplied to an actuator in accordance with an operation amount of a means. First detection means for detecting a pressure difference from the maximum load pressure of the actuator; and a discharge amount of the hydraulic pump when the pressure difference between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of the plurality of actuators exceeds a predetermined value. An unloading valve that discharges the oil to the tank and regulates the maximum value of the differential pressure; and a second detecting means that detects the temperature of the hydraulic oil. A first target displacement volume of the hydraulic pump for holding the differential pressure at a constant value lower than the maximum value of the differential pressure regulated by the unload valve, based on the differential pressure detected by the first detecting means; 1 and the hydraulic pump that provides a flow rate required to raise the oil temperature due to the throttle loss generated in the unload valve during warm-up operation, corresponding to the temperature of the hydraulic oil detected by the second detection means. A second means for determining a second target displacement and a third means for selecting a larger value of the first and second target displacements, the target selected by the third means. A controller for controlling the displacement of the hydraulic pump based on the displacement, and a control device for the hydraulic pump.
いて、前記第2の目標押しのけ容積を油温の上昇に伴い
小さくなるように設定したことを特徴とする油圧ポンプ
の制御装置。2. The hydraulic pump control device according to claim 1, wherein the second target displacement is set to be smaller as the oil temperature rises.
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- 1989-12-04 JP JP1314594A patent/JPH0768966B2/en not_active Expired - Fee Related
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