JPWO2013115140A1 - 油圧閉回路システム - Google Patents

Abstract

片ロッド型の油圧シリンダを用いた油圧閉回路において、フラッシング弁の応答遅れや、回路の圧力脈動によるフラッシング弁のハンチングを防止し、油圧シリンダの操作性の低下を防止する。油圧閉回路システム１０は、電動機１２と、この電動機１２により駆動される両方向に吐出できる油圧ポンプ１３と、油圧ポンプ１３に管路１７，１８を介して接続された片ロッド型の油圧シリンダ１１と、管路１７，１８とタンク３０との間に接続されたフラッシング弁１６と、管路１７，１８の低圧側の管路の圧力に所定の制御パラメータを加算し、この制御パラメータを加算した補正圧力と高圧側の管路の圧力との大小の比較を行い、圧力の大小が逆転したときにフラッシング弁１６を切り換える制御装置２２とを備える。

Description

本発明は、油圧閉回路システムに係わり、特に、油圧ショベル等の油圧作業機械に用いる油圧閉回路システムに関する。

従来の油圧閉回路システムとして、特開昭５８−５７５５９号公報（特許文献１）や特開２００１−２３７１号公報（特許文献２）に記載のものがある。

特開昭５８−５７５５９号公報には、油圧閉回路にヘッド側とロッド側で受圧面積の異なる片ロッド型の油圧シリンダを用いたときに生じる余剰流量をフラッシング弁で調整することが記載されている。

特開２００１−２３７１号公報には、油圧閉回路にヘッド側とロッド側で受圧面積の異なる片ロッド型の油圧シリンダを用いたときに生じる余剰流量及び不足流量（回路内流量の過不足）を低圧選択弁（特開昭５８−５７５５９号公報のフラッシング弁に相当）を用いて回避するとともに、停止保持弁により安定したアクチュエータ動作を得ることが記載されている。

特開昭５８−５７５５９号公報 特開２００１−２３７１号公報

油圧閉回路システムにおいて、ヘッド側とロッド側で受圧面積が異なる片ロッド型の油圧シリンダを用いると、回路内で流量の過不足が生じて油圧シリンダの動作が不安定となる。そのため、一般的には、特許文献１や特許文献２に記載されているように、油圧シリンダのロッド側の管路とヘッド側の管路の圧力（回路圧力）をパイロット圧として作動するフラッシング弁を用いて流量の過不足を調整し、安定したシリンダ動作を得るようにしている。

しかし、油圧シリンダの速度が速くなるにつれ、回路圧力をパイロット圧として作動するフラッシング弁では、弁自身の応答遅れなどにより流量調整が遅れて油圧シリンダに速度変動が発生することがある。また、油圧ショベルのように、外力や自重によりロッド側管路とヘッド側管路の圧力の大小が逆転することが多い装置に適用した場合では、頻繁にフラッシング弁が切り換わるので、その切換ショックにより油圧シリンダの動作が不安定になることがある。さらに、回路の圧力脈動によりハンチングを発生することがある。これらは、油圧シリンダの操作性を低下させ、ひいては油圧閉回路を用いる油圧作業機械、例えば油圧ショベルの操作性を低下させてしまう。

本発明の目的は、片ロッド型の油圧シリンダを用いた油圧閉回路において、フラッシング弁の応答遅れや、回路の圧力脈動によるフラッシング弁のハンチングを防止し、油圧シリンダの操作性の低下を防止する油圧閉回路システムを提供することである。

上記課題を解決するために、例えば特許請求の範囲に記載の構成を採用する。

本発明は上記課題を解決する手段を複数含んでいるが、その一例を挙げるならば、電動機と、この電動機により駆動される両方向に吐出できる油圧ポンプと、前記油圧ポンプに第１及び第２の管路を介して接続された片ロッド型の油圧シリンダと、タンクと、前記第１及び第２の管路と前記タンクとの間に接続され、前記第１及び第２の管路の低圧側の管路の流量の過不足を調整するフラッシング弁とを備えた油圧閉回路システムにおいて、前記第１及び第２の管路の低圧側の管路の圧力に所定の制御パラメータを加算し、この制御パラメータを加算した補正圧力と前記第１及び第２の管路の高圧側の管路の圧力との大小の比較を行い、前記補正圧力と前記高圧側の管路の圧力の大小が逆転したときに、前記低圧側の管路の流量の過不足を調整するよう前記フラッシング弁を切り換える制御装置を備えることを特徴とするものである。

本発明の油圧閉回路システムによれば、フラッシング弁の遅れによる速度変動やハンチングを回避し、油圧シリンダの操作性を向上させることができる。

本発明の第１実施例の油圧閉回路システムを示す図である。 コントローラにおける電動機制御部とフラッシング弁制御部の処理内容の詳細を示す図である。 従来の一般的な油圧閉回路システムの一例を示す図である。 油圧シリンダを最縮長から徐々に伸ばしていくアームクラウド動作で、アームがブームとアームのピン結合位置を通る垂線に到達する前の姿勢にあるときの油圧ショベルの状態を示す図である。 アームが図４の姿勢にあるときの油圧閉回路システムの状態を示す図である。 油圧シリンダを最縮長から徐々に伸ばしていくアームクラウド動作で、アームがブームとアームのピン結合位置を通る垂線を超えた後の姿勢にあるときの油圧ショベルの状態を示す図である。 アームが図６の姿勢にあるときの油圧閉回路システムの状態を示す図である。 従来の一般的な油圧閉回路システムでのアームクラウド動作の過程における電動機速度、ロッド側回路圧力、ヘッド側回路圧力、フラッシング弁位置、シリンダ速度の時系列データを示す図である。 従来の一般的な油圧閉回路システムにおいて、負荷反転後のシリンダ速度の低下を防止する場合の電動機速度とシリンダ速度の時系列データを示す図である。 アームが図４の姿勢にあるときの油圧閉回路システムの状態を示す図である。 アームが図６の姿勢にあるときの油圧閉回路システムの状態を示す図である。 本発明の第１実施例の油圧閉回路システムでのアームクラウド動作の過程における電動機速度、ロッド側回路圧力、ヘッド側回路圧力、フラッシング弁位置、シリンダ速度の時系列データを示す図である。 本発明の第１実施例において、負荷反転後のシリンダ速度の低下を防止する場合の電動機速度とシリンダ速度の時系列データを示す図である。 電動機１２の回転速度に対し、良好な安定性が得られるＰｓを解析的に求めた値をプロットした図である。 本発明の第２実施例の油圧閉回路システムを示す図である。 本発明の第３実施例の油圧閉回路システムを示す図である。 コントローラにおける電動機制御部とフラッシング弁制御部の処理内容の詳細を示す図である。 本発明の第４実施例の油圧閉回路システムを示す図である。

以下、本発明の実施例を図面を用いて説明する。各実施例の図における同一符号は、同一物又は相当物を示す。

本実施例では、油圧閉回路システムに片ロッド型の油圧シリンダを用いたときの例を説明する。
図１は、本実施例の油圧閉回路システム１０を示す図である。

油圧閉回路システム１０は、電動機１２と、この電動機１２により駆動され、両方向に圧油を吐出できる２つの給排ポートを備えた両回転型で固定容量型の油圧ポンプ１３と、油圧ポンプ１３の２つの給排ポートに管路１７，１８を介して閉回路を構成するよう接続された片ロッド型の油圧シリンダ１１とを備えている。電動機１２はコントローラ２２からの制御信号１５により駆動され、油圧ポンプ１３を直接、駆動する。油圧ポンプ１３は作動油を管路１７又は１８を介して油圧シリンダ１１に供給し、油圧シリンダ１１を駆動する。油圧シリンダ１１から排出された作動油は管路１８又は１７を介して油圧ポンプ１３に戻される。

油圧シリンダ１１は２つの圧力室２４，２５を有し、圧力室２４はピストンロッドが位置していないヘッド側の圧力室であり、圧力室２５はピストンロッドが位置するロッド側の圧力室である。管路１７，１８は油圧シリンダ１１の２つの圧力室２４，２５にそれぞれ接続されている。

管路１７，１８とチャージ回路３２の間にフラッシング弁１６が接続されている。フラッシング弁１６は、コントローラ２２からの制御信号２３により制御され、管路１７，１８の低圧側の管路をチャージ回路３２に接続するよう切り換わることで、管路１７，１８の低圧側の管路の流量の過不足を調整する。チャージ回路３２は、管路１７，１８が流量不足となったときに作動油がスムーズに供給されるように、チャージポンプ２８とリリーフ弁２９により所定の圧力に保たれている。また、チャージ回路３２は、管路１７，１８にそれぞれ設けた逆止弁２６、２７の入側にも接続され、管路１７，１８が流量不足となったときに作動油を供給する。また、管路１７，１８に設けられたリリーフ弁３４，３５は、管路１７，１８の圧力が所定の圧力以上になったときに、作動油をタンク３０に逃がし油圧閉回路を保護する。

コントローラ２２は電動機制御部２２ａとフラッシング弁制御部２２ｂとを有している。電動機制御部２２ａは、操作レバー装置９１からの油圧シリンダ１１の動作（移動方向と速度）を指示する操作指令信号９２を入力し、この操作指令信号９２（操作レバー装置９１の指示）に基づいて電動機１２の回転方向と回転速度の制御指令値を演算して対応する制御信号１５を出力し、電動機１２の回転を制御する。これによりコントローラ２２は、操作レバー装置９１の指示に基づいて油圧ポンプ１３の吐出方向と吐出流量を制御する。フラッシング弁制御部２２ｂは、操作指令信号９２と管路１７及び管路１８に設けられた圧力センサ９３，９４の検出圧力信号２０，２１を入力し、これらの入力信号（操作レバー装置９１の指示と管路１７及び管路１８の圧力）と電動機制御部２２ａで演算した電動機１２の回転速度（油圧ポンプ１３の吐出流量に関連する物理量）に基づいてフラッシング弁１６のＯＮ／ＯＦＦ指令値を演算して対応する制御信号２３を出力し、フラッシング弁１６の切換位置を制御する。

図２は、コントローラ２２における電動機制御部２２ａとフラッシング弁制御部２２ｂの処理内容の詳細を示す図である。

電動機制御部２２ａは、電動機回転方向／速度演算部２２ａ−１及び出力部２２ａ−２の各機能を有している。

電動機回転方向／速度演算部２２ａ−１は、操作レバー装置９１からの油圧シリンダ１１の動作（移動方向と速度）を指示する操作指令信号９２に基づいて電動機１２の回転方向と回転速度の制御指令値を演算し、出力部２２ａ−２はその制御指令値に対応する制御信号を電動機１２に出力する。

フラッシング弁制御部２２ｂは、低圧側判定部２２ｂ−１、補正圧力演算部２２ｂ−２、圧力大小判定部２２ｂ−３、制御信号演算部２２ｂ−４、出力部２２ｂ−５の各機能を有している。

低圧側判定部２２ｂ−１は、圧力センサ９３，９４の検出圧力信号２０，２１に基づいて管路１７及び管路１８のいずれが低圧側かを判定する。また、低圧側判定部２２ｂ−１は、操作レバー装置９１の操作指令信号９２に基づいて操作レバー装置９１が電動機１２の回転の開始（油圧シリンダ１１の動作の開始）或いは逆方向の回転（油圧シリンダ１１の動作方向の変更）を指示するときかどうかを判定し、操作レバー装置９１が電動機１２の回転の開始或いは逆方向の回転を指示するときに、管路１７及び管路１８のいずれが低圧側かの判定を行う。

補正圧力演算部２２ｂ−２は、管路１７及び管路１８の低圧側の管路の圧力に所定の制御パラメータを加算して補正圧力を算出する。このとき、好ましくは、電動機制御部２２ａで演算した電動機１２の回転速度から電動機１２の回転速度（油圧ポンプ１３の吐出流量に関連する物理量）によって変化する可変値として制御パラメータを求め、この制御パラメータを低圧側の管路の圧力に加算する。電動機１２の回転速度に代えて油圧ポンプ１３の吐出流量を計算し、この油圧ポンプ１３の吐出流量によって変化する可変値として制御パラメータを求めてもよい。油圧ポンプ１３の吐出流量は油圧ポンプ１３の回転数と油圧ポンプ１３の容量から求めることができる。油圧ポンプ１３の回転数は電動機１２の回転速度から求めることができる。油圧ポンプ１３の容量は固定容量型の場合一定であり、既知の値である。

圧力大小判定部２２ｂ−３は、制御パラメータを加算した補正圧力と管路１７及び管路１８の高圧側の管路の圧力との大小の比較を行い、制御信号演算部２２ｂ−４は、低圧側の管路がチャージ回路３２に接続するようフラッシング弁１６を切り換えるＯＮ／ＯＦＦ指令値を演算する。出力部２２ｂ−５は、そのＯＮ／ＯＦＦ指令値に対応する制御信号２３をフラッシング弁１６のソレノイドに出力する。

次に、本実施例の油圧閉回路システムの動作を、比較例を参照しつつ説明する。

図３は、比較例として、従来の一般的な油圧閉回路システム４０の一例を示す図である。図中、図１に示した本実施例における要素と同等のものには同じ符号を付している。

電動機１２はコントローラ４２からの制御信号１５により駆動され、両回転型の油圧ポンプ１３を直接、駆動する。油圧ポンプ１３は管路１７又は１８を介して作動油を油圧シリンダ１１に供給し、油圧シリンダ１１を駆動する。油圧シリンダ１１から排出された作動油は管路１８又は１７を介して油圧ポンプ１３に戻される。管路１７，１８とチャージ回路３２の間にフラッシング弁４１が接続され、それぞれの管路１７、１８の圧力がパイロット圧としてフラッシング弁４１に導かれている。そのためフラッシング弁４１は、管路１７より管路１８の圧力の方が低いときは位置４１ａとなり、管路１８とチャージ回路３２が連通される。逆に、管路１７の方が低いときは位置４１ｃとなり、管路１７とチャージ回路３２が連通される。

従来の油圧閉回路システムの動作を図４〜図９を用いて説明する。図４〜図９は、油圧シリンダ１１を油圧ショベルのアームシリンダとして用い、油圧シリンダ１１を最縮長から徐々に伸ばしていくアームクラウド動作を行った場合のものである。

油圧ショベル５０は、図４及び図６に示すように、フロント作業機を構成するブーム５１，アーム５２，バケット５３を有している。ブーム５１の基端は車体にピン結合され、ブーム５１の先端はアーム５２の基端にピン結合され、アーム５２の先端はバケット５３にピン結合されている。アーム５２は、油圧シリンダ１１（アームシリンダ）によりブーム５１に対して上下方向に駆動される。ブーム５１とバケット５３の油圧シリンダなどのその他の駆動装置の図示は省略している。

図４は、油圧シリンダ１１を最縮長から徐々に伸ばしていくアームクラウド動作で、アーム５２がブーム５１とアーム５２のピン結合位置を通る垂線Ｖに到達する前の姿勢にあるときの油圧ショベルの状態を示し、図５は、アーム５２が図４の姿勢にあるときの油圧閉回路システム４０の状態を示している。図６は、油圧シリンダ１１を最縮長から徐々に伸ばしていくアームクラウド動作で、アーム５２がブーム５１とアーム５２のピン結合位置を通る垂線Ｖを超えた後の姿勢にあるときの油圧ショベルの状態を示し、図７は、アーム５２が図６の姿勢にあるときの油圧閉回路システム４０の状態を示している。図８は、アームクラウド動作の過程における電動機速度、ロッド側回路圧力、ヘッド側回路圧力、フラッシング弁位置、シリンダ速度の時系列データを示す図であり、図９は、負荷反転後のシリンダ速度の低下を防止する場合の電動機速度とシリンダ速度の時系列データを示す図である。

アーム５２が図４の姿勢にあるときは、アーム５１やバケット５３などの重量が駆動力として油圧シリンダ１１に作用し、アーム５２が図６の姿勢にあるときは、アーム５１やバケット５３の重量が負荷として油圧シリンダ１１に作用する。

図４の姿勢のときの回路圧力は、図８に示すように、油圧シリンダ１１が伸長方向に変位している場合でもアーム５１やバケット５３などの重量が駆動力として作用するため、油圧シリンダ１１のヘッド側の圧力室２４及びこの圧力室２４に接続された管路１７（以下ヘッド側回路という）より油圧シリンダ１１のロッド側の圧力室２５及びこの圧力室２５に接続された管路１８（以下ロッド側回路という）の方が高圧となる。そのため、管路１８から導かれたパイロット圧により、フラッシング弁４１は位置４１ｃとなり、チャージ回路３２は低圧側の管路１７と連通する。このとき、油圧シリンダ１１のヘッド側の圧力室２４とロッド側の圧力室２５の受圧面積差により低圧側のヘッド側回路は流量不足となるので、チャージ回路３２からヘッド側回路に作動油が供給される。

さらに油圧シリンダ１１が伸長した図６の姿勢では、アーム５１やバケット５３の重量が負荷として作用するため、ヘッド側回路とロッド側回路の圧力の大小が逆転して、ロッド側回路よりヘッド側回路の方が高圧となる。そのため、フラッシング弁４１は位置４１ａとなり、チャージ回路３２は低圧側の管路１８と連通する。このとき、油圧シリンダ１１のヘッド側の圧力室２４とロッド側の圧力室２５の受圧面積差により低圧側のロッド側回路は流量不足となるので、チャージ回路３２からロッド側回路に作動油が供給される。

油圧シリンダ１１が収縮するときには、図４の姿勢でヘッド側回路が低圧側となり、図６の姿勢でロッド側回路が低圧側となる。また、このときは、油圧シリンダ１１のヘッド側の圧力室２４とロッド側の圧力室２５の受圧面積差により、油圧シリンダ１１の伸長時とは逆に、低圧側回路（図４の姿勢ではヘッド側回路、図６の姿勢ではロッド側回路）で流量過剰となり、フラッシング弁４１によりチャージ回路３２に接続された低圧側回路の圧力がリリーフ弁２９の設定圧以上になると、低圧側回路からタンク３０へ作動油が排出される。また、油圧シリンダ１１が伸長するときと同じように、ヘッド側回路とロッド側回路の圧力（管路１７，１８の圧力）の大小が逆転するとフラッシング弁４１が切り換わる。

このようにフラッシング弁４１は、受圧面積の異なる２つの圧力室２４，２５を持つ片ロッド型の油圧シリンダを閉回路に用いたときに発生する流量の過不足を調整する働きをする。

ところで、油圧シリンダ１１の速度は、推力が大きい方の圧力室が制御側となるので、油圧シリンダ１１の伸長時は、図４の姿勢ではロッド側圧力室２５から吐出する流量、図６の姿勢ではヘッド側圧力室２４に流入する流量によって油圧シリンダ１１の速度が決まる。したがって、電動機１２が一定速度の場合は、図８に示すように制御側圧力室が切り換わる負荷反転が起きると、受圧面積比の分だけ油圧シリンダ１１の速度が低下する。一方、このように制御側圧力室が切り換わる負荷反転が起きるとき、負荷反転の近傍では、ヘッド側回路とロッド側回路の圧力の大小が逆転してフラッシング弁４１が切り換わるため、フラッシング弁４１の応答遅れにより流量の過不足の調整が遅れると、図８に符号Ａで示すように、負荷反転の近傍で油圧シリンダ１１の過渡的な速度変動が発生してしまう。例えば、電動機１２の遅れなどを考慮して速度を調整した場合でも、フラッシング弁４１による流量調整機能が適正に働かないと、油圧シリンダ１１には過渡的な速度変動が発生してしまう。そして、この速度変動は、油圧ショベルのオペレータの操作に反して発生してしまうので、油圧ショベルの操作性を低下させてしまう。また、前記の通り、フラッシング弁４１は、ヘッド側回路又はロッド側回路の圧力をパイロット圧として作動するので、これらの回路の圧力脈動によりハンチングが発生して、油圧シリンダ１１を振動させてしまうこともある。

また、制御側圧力室が切り換わる負荷反転が起きたときの油圧シリンダ１１の速度低下を防止するため、一般的には図９上段に示すように、負荷が反転するタイミングで、電動機１２の速度を高くして油圧ポンプ１３の吐出流量を増やすことで、油圧シリンダ１１の速度を一定に保ち操作性の低下を防いでいる。しかし、この場合も、負荷反転の近傍では、ヘッド側回路とロッド側回路の圧力の大小が逆転してフラッシング弁４１が切り換わるため、フラッシング弁４１の応答遅れにより流量の過不足の調整が遅れると、図９下段に符号Ｂで示すように、負荷反転の近傍で油圧シリンダ１１の過渡的な速度変動が発生してしまう。そしてこの場合も、その過渡的な速度変動は油圧ショベルの操作性を低下させたり、フラッシング弁４１のハンチングにより油圧シリンダ１１を振動させてしまうという問題を生じる。

次に、本実施例の油圧閉回路システムの動作を説明する。

図１０は、アーム５２が図４の姿勢にあるときの油圧閉回路システム１０の状態を示し、図１１は、アーム５２が図６の姿勢にあるときの油圧閉回路システム１０の状態を示している。図１２は、アームクラウド動作の過程における電動機速度、ロッド側回路圧力、ヘッド側回路圧力、フラッシング弁位置、シリンダ速度の時系列データを示す、図８と同様な図であり、図１３は、負荷反転後のシリンダ速度の低下を防止する場合の電動機速度とシリンダ速度の時系列データを示す、図９と同様な図である。

前述したように、アーム５１が図４の姿勢にあるときに油圧シリンダ１１を伸長方向に変位して行うアームクラウド動作では、アーム５１やバケット５３などの重量が油圧シリンダ１１に駆動力として作用するため、ヘッド側回路よりロッド側回路の方が高圧となる。また、油圧シリンダ１１が伸長した図６の姿勢では、アーム５１やバケット５３の重量が負荷として油圧シリンダ１１に作用するため、ヘッド側回路とロッド側回路の圧力の大小が逆転して、ロッド側回路よりヘッド側回路の方が高圧となる。

ここで、油圧シリンダ１１のヘッド側回路(管路１７側)の圧力をＰｈ、ロッド側回路(管路１８側)の圧力をＰｒとすると、油圧シリンダ１１を伸長していくときに、図３に示す従来のフラッシング弁４１と同じ動作をさせるには、ヘッド側回路(管路１７側)の圧力Ｐｈとロッド側回路(管路１８側)の圧力Ｐｒのいずれが低圧側であるかを判定し、
Ｐｈ＞Ｐｒ
のとき、フラッシング弁１６が位置１６ａとなるように（図１１参照）、
Ｐｈ＝Ｐｒ
のとき、フラッシング弁１６が位置１６ｂとなるように、
Ｐｈ＜Ｐｒ
のとき、フラッシング弁１６が位置１６ｃとなるように（図１０参照）制御信号２３を与えてやればよい。

本実施例では、コントローラ２２のフラッシング弁制御部２２ｂの低圧側判定部２２ｂ−１及びフラッシング弁制御部２２ｂにおいて、上記のような低圧側の判定とフラッシング弁１６の位置の切り換えを行っている。これにより本実施例のフラッシング弁１６も、受圧面積の異なる２つの圧力室２４，２５を持つ片ロッド型の油圧シリンダを閉回路に用いたときに発生する流量の過不足を調整することができる。

しかし、ヘッド側回路(管路１７側)の圧力Ｐｈとロッド側回路(管路１８側)の圧力Ｐｒを単に比較してフラッシング弁１６を切り換えただけでは、従来例のようにフラッシング弁１６の遅れによる油圧シリンダ１１の速度変動やフラッシング弁１６のハンチングが発生してしまう。そこで、本実施例では、フラッシング弁１６の遅れによる速度変動を抑制するために、ヘッド側回路(管路１７側)の圧力Ｐｈとロッド側回路(管路１８側)の圧力Ｐｒの低圧側の圧力に所定の制御パラメータを加算してから圧力の大小の比較を行い、制御信号２３を演算することで、低圧側回路とチャージ回路３２が接続するタイミングを早くしている。

具体的には次のようである。

本実施例では、速度変動を抑制するために制御パラメータＰｓを導入し、コントローラ２２のフラッシング弁制御部２２ｂの低圧側判定部２２ｂ−１において、ヘッド側回路(管路１７側)の圧力Ｐｈとロッド側回路(管路１８側)の圧力Ｐｒのいずれが低圧側であるかを判定し、その後、補正圧力演算部２２ｂ−２において、操作レバー装置９１が電動機１２の回転の開始（油圧シリンダ１１の動作の開始）或いは逆方向の回転（油圧シリンダ１１の動作方向の変更）を指示するときに、低圧側の管路の圧力に所定の制御パラメータを加算してから、圧力大小判定部２２ｂ−３において、制御パラメータを加算した補正圧力とヘッド側回路(管路１７側)の圧力Ｐｈとロッド側回路(管路１８側)の高圧側の管路の圧力との大小の比較を行う。そして、制御信号演算部２２ｂ−４において、例えばヘッド側回路(管路１７側)の圧力Ｐｈがロッド側回路(管路１８側)の圧力Ｐｒより低いときは、
Ｐｈ＋Ｐｓ＞Ｐｒ
のとき、フラッシング弁１６が位置１６ａとなるように、
Ｐｈ＋Ｐｓ＝Ｐｒ
のとき、フラッシング弁１６が位置１６ｂとなるように、
Ｐｈ＋Ｐｓ＜Ｐｒ
のとき、フラッシング弁１６が位置１６ｃとなるように制御信号２３を与える。すなわち、ヘッド側回路の圧力に制御パラメータＰｓを加算してから圧力の大小を比較して、フラッシング弁１６を切り換える。

このようにすることで、図１２に示すように、ヘッド側回路の圧力が制御パラメータＰｓだけ持ち上がるので、ヘッド側回路の圧力とロッド側回路の圧力の大小が逆転するタイミングが、時間Δｔだけ早くなる。そのため、フラッシング弁１６の切り換え動作は、制御パラメータＰｓの加算がないときに比べて早くなり、フラッシング弁１６の遅れによる油圧シリンダ１１の速度変動を減少させかつフラッシング弁１６のハンチングを防止し、フラッシング弁１６の動作を安定させて油圧シリンダ１１の操作性を向上させることができる。

また、図１３に示すように、負荷が反転するタイミングや電動機１２の遅れを考慮して、電動機１２の速度を変えて油圧ポンプ１３の吐出流量を増やしてやれば、負荷が反転した後も油圧シリンダ１１の速度を一定とすることができ、油圧シリンダ１１の操作性を向上させることができる。このときの電動機１２の速度は、油圧シリンダ１１の移動方向を考慮して、ヘッド側圧力室２４とロッド側圧力室２５の受圧面積から換算すればよい。この制御は、電動機制御部２２ａの電動機回転方向／速度演算部２２ａ−１において行うことができる。負荷が反転したかどうかはフラッシング弁制御部２２ｂの圧力大小判定部２２ｂ−３における判定結果から知ることができる。

次に、制御パラメータＰｓを電動機１２の回転速度に応じて変化させる場合の実施例を説明する。

電動機１２は、操作レバー装置９１の操作指令信号９２に応じた回転速度が得られるが、高回転速度時での制御パラメータＰｓを、低回転速度時に用いると、負荷反転時において、油圧シリンダ１１の速度が不安定になることが想定される。そのため、電動機１２の回転速度に応じて制御パラメータＰｓを設定することで、より良好な安定性が得られる。

図１４は、電動機１２の回転速度に対し、良好な安定性が得られるＰｓを解析的に求めた値をプロットした図である。

図１４は、横軸に電動機１２の回転速度、縦軸に制御パラメータＰｓを取り、○点は電動機１２の回転数に対する良好な安定性が得られるＰｓを解析的に求めた値をプロットしたもの、線は各○点から得られる近次式線を表している。

コントローラ２２のフラッシング弁制御部２２ｂの補正圧力演算部２２ｂ−２は、図１４の特性を有し、この特性を用いて、油圧ポンプ１３の吐出流量に関連する物理量である電動機１２の回転速度から制御パラメータＰｓを求める。図１４では、電動機１２の回転速度がＶのとき、制御パラメータＰｓ＝Ｐ、電動機１２の回転速度が０．５Ｖのとき、制御パラメータＰｓ＝０．４Ｐ、電動機１２の回転速度が０．２５Ｖのとき、制御パラメータＰｓ＝０、さらに電動機１２の回転速度が０．２５Ｖを超えるまでは、制御パラメータＰｓ＝０としている。電動機１２の回転速度０．２５ＶからＶの範囲と、その範囲での制御パラメータＰｓを用いて線形近似し、その近似式から制御パラメータＰｓを求める。なお、本実施例では線形近似を用いたが、他の近似方法を用いてもよい。そして、
Ｐｈ＋Ｐｓ＞Ｐｒ
のとき、フラッシング弁１６が位置１６ａとなるように、制御信号２３を与え、
Ｐｈ＋Ｐｓ＝Ｐｒ
のとき、フラッシング弁１６が位置１６ｂとなるように、制御信号２３を与え、
Ｐｈ＋Ｐｓ＜Ｐｒ
のとき、フラッシング弁１６が位置１６ｃとなるように、制御信号２３を与える。これにより、電動機１２の回転速度が広い範囲で安定した油圧シリンダ１１の動作が得られる。

図１４で電動機１２の回転速度が０．２５Ｖ以下のとき、油圧シリンダ１１の速度は比較的遅くなるので、フラッシング弁１６の遅れは相対的に無視できることから、制御パラメータＰｓ＝０とできる。これにより、低速時における制御の安定性を確保できる。

ヘッド側回路(管路１７側)の圧力Ｐｈとロッド側回路(管路１８側)の圧力Ｐｒのいずれに制御パラメータを加算するかの判定（すなわち、ヘッド側回路(管路１７側)とロッド側回路(管路１８側)のいずれが低圧側かの判定）は、電動機１２の起動時（油圧シリンダ１１の動作の開始時）や電動機１２の回転方向が変わるとき（油圧シリンダの動作方向が変わるとき）に行えばよい。前述したようにこの判定は、コントローラ２２のフラッシング弁制御部２２ｂの低圧側判定部２２ｂ−１において行う。

また、頻繁に操作レバー装置９１を操作して起動、停止や回転方向の変化があるときには、フラッシング弁制御部２２ｂの低圧側判定部２２ｂ−１において、一定の時間が経過するまでは再判定を行わず、判定値を維持するようにする（遅延処理或）。これにより頻繁にフラッシング弁１６が切り換わり油圧シリンダが振動的になる現象を回避することができる。

また、ここまでは油圧シリンダ１１が伸長するときについて説明してきたが、油圧シリンダ１１が収縮するときも同じように、解析や実測などにより適正な制御パラメータＰｓを求めておき、電動機１２の回転方向（油圧シリンダ１１の動作方向）により制御パラメータＰｓを使い分ければよい。電動機１２の回転方向に代え，操作レバー装置９１の操作方向により制御パラメータＰｓを使い分けてもよい。

また、ここまでの実施例では、制御パラメータＰｓを近似式によって求める例を説明したが、電動機速度（油圧ポンプ１３の吐出流量に関連する物理量）に対する制御パラメータの値をマップとして記憶しておき、線形補間などにより求めてもよい。

さらに、電動機１２の停止時には、フラッシング弁１６を位置１６ｂとなるように制御すると、フラッシング弁１６から作動油が流入、流出しないので、油圧シリンダ１１の位置を保持することができる。

また、本実施例では、電動機１１の速度と制御パラメータＰｓの関係を用いたが、管路１７，１８の圧力と電動機１１の速度から油圧ポンプ１３の吐出流量を求め、油圧ポンプ１３の吐出流量と制御パラメータＰｓの関係を用いてもよい。

油圧閉回路システムに片ロッド型の油圧シリンダを用いたときの他の実施例について説明する。

図１５は、本実施例の油圧閉回路システム６０を示す図である。なお、図１５の油圧閉回路システム６０のうち、既に説明した図に示された同一の符号を付された構成と、同一の機能を有する部分については、説明を省略する。

本実施例は、基本的な構成は図１の実施例と同じであり、圧力センサ９３，９４の検出圧力信号２０，２１をフィルタ６１を通してからコントローラ２２に入力する点が図１の実施例と異なる。例えば、このフィルタ６１をローパスフィルタとすると、制御信号２３において、フィルタ６１のカットオフ周波数以上の圧力脈動の影響を抑えられるので、フラッシング弁１６の動作が安定する。そのため、フラッシング弁１６の切換ショックによる油圧シリンダ１１の振動が更に減少して、油圧シリンダ１１の操作性が向上する。

油圧閉回路システムに片ロッド型の油圧シリンダを用いたときの更に他の実施例について説明する。

図１６は、本実施例の油圧閉回路システム７０を示す図である。なお、図１６の油圧閉回路システム７０のうち、既に説明した図に示された同一の符号を付された構成と、同一の機能を有する部分については、説明を省略する。

本実施例において、図１の油圧閉回路システム１０と異なる点は、エンジン（原動機）７１により、吐出量を変えることができる両傾転型の油圧ポンプ７２を駆動している点である。エンジン７１は、図示しないエンジンコントロールダイヤル等の操作装置により目標回転数が設定され、電子ガバナなどの燃料噴射装置により燃料噴射量が制御され、回転数とトルクが制御される。

この両傾転型の油圧ポンプ７２は、回転方向と回転速度が一定でも傾転方向と傾転角を変えることにより、吐出と吸入の方向や流量を変えることができるので、エンジン駆動に適している。油圧ポンプ７２はその傾転方向と傾転量を変えるためのレギュレータ７８を備えている。

また、コントローラ７３は、ポンプ傾転制御部７３ａとフラッシング弁制御部７３ｂとを有している。ポンプ傾転制御部７３ａは、操作レバー装置９１からの油圧シリンダ１１の動作（移動方向と速度）を指示する操作指令信号９２を入力し、この操作指令信号９２（操作レバー装置９１の指示）に基づいて両傾転型の油圧ポンプ７２の傾転方向と傾転角の制御指令値を演算して対応する制御信号７７を油圧ポンプ７２のレギュレータ７８に出力し、油圧ポンプ７２の傾転を制御する。これによりコントローラ７３は、操作レバー装置９１の指示に基づいて油圧ポンプ７２の吐出方向と吐出流量を制御する。フラッシング弁制御部７３ｂは、操作指令信号９２と管路１７及び管路１８に設けられた圧力センサ９３，９４の検出圧力信号２１，２２を入力し、これらの入力信号（操作レバー装置９１の指示と管路１７及び管路１８の圧力）とポンプ傾転制御部７３ａで演算した油圧ポンプ７２の傾転角（油圧ポンプ７２の吐出流量に関連する物理量）に基づいてフラッシング弁１６のＯＮ／ＯＦＦ指令値を演算して対応する制御信号２３を出力し、フラッシング弁１６の切換位置を制御する。

図１７は、コントローラ７３におけるポンプ傾転制御部７３ａとフラッシング弁制御部７３ｂの処理内容の詳細を示す図である。

ポンプ傾転制御部７３ａは、ポンプ傾転方向／傾転角演算部７３ａ−１及び出力部７３ａ−２の各機能を有している。

ポンプ傾転方向／傾転角演算部７３ａ−１は、操作レバー装置９１からの油圧シリンダ１１の動作（移動方向と速度）を指示する操作指令信号９２に基づいて油圧ポンプ７２の傾転方向と傾転角の制御指令値を演算し、出力部７３ａ−２はその制御指令値に対応する制御信号を油圧ポンプ７２のレギュレータ７８に出力する。

フラッシング弁制御部７３ｂは、低圧側判定部７３ｂ−１、補正圧力演算部７３ｂ−２、圧力大小判定部７３ｂ−３、制御信号演算部７３ｂ−４、出力部７３ｂ−５の各機能を有している。これら各部の機能は、補正圧力演算部７３ｂ−２を除いて、図２に示した実施例１のものと実質的に同じである。

補正圧力演算部７３ｂ−２においては、電動機制御部２２ａで演算した電動機１２の回転速度に代え、ポンプ傾転制御部７３ａで演算した油圧ポンプ７２の傾転角（油圧ポンプ７２の吐出流量に関連する物理量）を用い、この傾転角によって変化する可変値として制御パラメータを求め、この制御パラメータを低圧側の管路の圧力に加算して補正圧力を算出する。また、補正圧力演算部７３ｂ−２では、図１４に示した電動機速度と制御パラメータＰｓとの関係と同様に、ポンプ傾転角と制御パラメータＰｓの関係をマップもしくは近似式で求め、その関係を用いて図１４の場合と同様に傾転角によって変化する可変値としての制御パラメータを演算する。

もし、エンジン７１の回転速度の変動による両傾転ポンプ７２の吐出流量の変動が大きい場合は、補正圧力演算部７３ｂ−２にエンジン７１の回転速度も与えて、その値を用いてポンプ吐出流量を計算し、ポンプ吐出流量から制御パラメータＰｓをマップもしくは近似式で求めればよい。

補正圧力演算部７３ｂ−２、圧力大小判定部７３ｂ−３、制御信号演算部７３ｂ−４、出力部７３ｂ−５において、求めた制御パラメータＰｓを加算して圧力判定を行い、フラッシング弁１６に制御信号２３を与える点は、これまでの実施例と同じである。

また、図１の実施例において図１３を用いて説明したのと同様、制御側圧力室が切り換わる負荷反転が起きたときの油圧シリンダ１１の速度低下を防止するため、負荷が反転するタイミングで油圧ポンプ７２の傾転角を増加させて油圧ポンプ７２の吐出流量を増加させるものに本実施例を適用してもよく、これにより負荷が反転した後も油圧シリンダ１１の速度を一定とすることができ、油圧シリンダ１１の操作性を向上させることができる。このときの油圧ポンプ７２の傾転角は、油圧シリンダ１１の移動方向を考慮して、ヘッド側圧力室２４とロッド側圧力室２５の受圧面積から換算すればよい。この制御は、ポンプ傾転方向／傾転角演算部７３ａ−１において行うことができる。負荷が反転したかどうかは圧力大小判定部７３ｂ−３における判定結果から知ることができる。

このように、駆動源がエンジン７１の場合でも、本実施例の構成とすることで、フラッシング弁１６の動作を安定させ、油圧シリンダ１１の操作性を向上させることができる。

本実施例では、油圧閉回路システムに片ロッド型の油圧シリンダを用いたときの更に他の実施例について説明する。

図１８は、本実施例の油圧閉回路システム８０を示す図である。なお、図１８の油圧閉回路システム８０のうち、既に説明した図に示された同一の符号を付された構成と、同一の機能を有する部分については、説明を省略する。

本実施例において、図１の油圧閉回路システム１０と異なる点は、フラッシング弁１６の出力ポートをチャージ回路３２ではなく、タンク回路８１に接続したことである。タンク回路８１は低圧リリーフ弁８２を備え、フラッシング弁１６の出力ポートは低圧リリーフ弁８２を介してタンク３０に接続されている。フラッシング弁１６が位置１６ａ又は１６ｃに切り換わって、出力ポートの圧力が低圧リリーフ弁８２の設定圧以上になると低圧リリーフ弁８２が開弁し、低圧側回路からタンク３０へ作動油が排出される。

本実施例では、フラッシング弁１６は低圧側回路からの余剰流量の排出のみを行い、不足流量の供給は行わない。低圧側回路の不足流量は逆止弁２６、２７を介してチャージ回路３２から供給される。

フラッシング弁１６がコントローラ２２からの制御信号２３によって切り換えられることは、実施例１と同じである。

このように、フラッシング弁１６が低圧側回路からの余剰流量の排出のみを行う場合でも、フラッシング弁１６をコントローラ２２からの制御信号２３に切り換えることで、フラッシング弁１６の動作を安定させ、油圧シリンダ１１の操作性を向上させることができる。

１０ 油圧閉回路システム
１１ 片ロッド型の油圧シリンダ
１２ 電動機
１３ 両回転型の油圧ポンプ
１５ 制御信号
１６ フラッシング弁
１７，１８ 管路
２０，２１ 検出圧力信号
２２ コントローラ
２２ａ 電動機制御部
２２ａ−１ 電動機回転方向／速度演算部
２２ａ−２ 出力部
２２ｂ フラッシング弁制御部
２２ｂ−１ 低圧側判定部
２２ｂ−２ 補正圧力演算部
２２ｂ−３ 圧力大小判定部
２２ｂ−４ 制御信号演算部
２２ｂ−５ 出力部
２３ 制御信号
２４ 油圧シリンダのヘッド側圧力室
２５ 油圧シリンダのロッド側圧力室
２６，２７ 逆止弁
２８ チャージポンプ
２９ リリーフ弁
３０ タンク
３２ チャージ回路
３４，３５ リリーフ弁
５０ 油圧ショベル
５１ ブーム
５２ アーム
５３ バケット
６０ 油圧閉回路システム
６１ フィルタ
７０ 油圧閉回路システム
７１ エンジン（原動機）
７２ 両傾転ポンプ
７３ コントローラ
７３ａ ポンプ傾転制御部
７３ｂ フラッシング弁制御部
７８ レギュレータ
８０ 油圧回路システム
８１ タンク回路
８２ 低圧リリーフ弁
９１ 操作レバー装置
９２ 操作指令信号
９３，９４ 圧力センサ

Claims (8)

1. 原動機と、この原動機により駆動される両方向に圧油を吐出できる油圧ポンプと、前記油圧ポンプに第１及び第２の管路を介して接続された片ロッド型の油圧シリンダと、タンクと、前記第１及び第２の管路と前記タンクとの間に接続され、前記第１及び第２の管路の低圧側の管路の流量の過不足を調整するフラッシング弁とを備えた油圧閉回路システムにおいて、
   前記第１及び第２の管路の低圧側の管路の圧力に所定の制御パラメータを加算し、この制御パラメータを加算した補正圧力と前記第１及び第２の管路の高圧側の管路の圧力との大小の比較を行い、前記補正圧力と前記高圧側の管路の圧力の大小が逆転したときに、前記低圧側の管路の流量の過不足を調整するよう前記フラッシング弁を切り換える制御装置を備えることを特徴とする油圧閉回路システム。
2. 原動機と、この原動機により駆動される両方向に圧油を吐出できる油圧ポンプと、前記油圧ポンプに第１及び第２の管路を介して接続された片ロッド型の油圧シリンダと、タンクと、前記第１及び第２の管路と前記タンクとの間に接続され、前記第１及び第２の管路の低圧側の管路の流量の過不足を調整するフラッシング弁とを備えた油圧閉回路システムにおいて、
   前記第１及び第２の管路の低圧側の管路の圧力に所定の制御パラメータを加算し、この制御パラメータを加算した補正圧力と前記第１及び第２の管路の高圧側の管路の圧力との大小の比較を行い、前記補正圧力と前記高圧側の管路の圧力の大小が逆転したときに、前記油圧シリンダの速度が一定となるよう前記油圧ポンプの吐出流量を増加させるとともに、前記低圧側の管路の流量の過不足を調整するよう前記フラッシング弁を切り換える制御装置を備えることを特徴とする油圧閉回路システム。
3. 前記油圧シリンダの動作を指示する操作装置を更に備え、
   前記制御装置は、前記操作装置の指示に基づいて前記油圧ポンプの吐出流量と吐出方向を制御し、かつ前記操作装置が前記油圧シリンダの動作の開始或いは動作方向の変更を指示するとき、前記第１及び第２の管路のいずれに所定の制御パラメータを加算するかを判断することを特徴とする請求項１又は２記載の油圧閉回路システム。
4. 前記制御装置は、前記油圧ポンプの吐出流量或いは前記油圧ポンプの吐出流量に関連する物理量によって変化する可変値として前記制御パラメータを求めることを特徴とする請求項１から３のいずれかに記載の油圧閉回路システム。
5. 前記制御装置は、前記油圧ポンプの吐出流量或いは前記油圧ポンプの吐出流量に関連する物理量に関するマップ或いは近似式から前記制御パラメータを求めることを特徴とする請求項１から４のいずれかに記載の油圧閉回路システム。
6. 前記制御装置は、前記油圧ポンプの吐出流量或いは前記油圧ポンプの吐出流量に関連する物理量が所定の値を超えるまでは、前記制御パラメータの値を零とすることを特徴とする請求項１から５のいずれかに記載の油圧閉回路システム。
7. 前記原動機が電動機であり、前記油圧ポンプが固定容量型のポンプであることを特徴とする請求項１から６のいずれかに記載の油圧閉回路システム。
8. 前記原動機がディーゼルエンジンであり、前記油圧ポンプが両傾転型のポンプであることを特徴とする請求項１から６のいずれかに記載の油圧閉回路システム。

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