KR100384921B1 - 유압구동장치 - Google Patents

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KR100384921B1
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가나이다카시
가와모토준야
하마모토사토시
오카자키야스하루
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히다치 겡키 가부시키 가이샤
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Abstract

선회제어계를 포함하는 유압구동장치에 있어서, 부드럽지 못한 감이 없이 가속하여 정상상태로 이행할 수 있고, 나아가 에너지 효율이 양호하고, 안정된 선회계를 구성할 수 있고, 또한 별도 회로를 설치함에 따른 코스트 ·스페이스의 증가나 회로 구성의 복잡화 문제를 발생시키지 않도록 한다.
펌프토출압력이 액추에이터(2~6)의 최고 부하압보다 소정치만큼 높아지도록 토출유량을 제어하는 펌프제어장치(18)를 설치하고, 압력보상밸브(12~16)의 각각을 유압펌프(1)의 토출압력과 액추에이터(2~6)의 촤고 부하압과의 차압(差壓)을 목표보상차압으로서 설정하는 구성으로 하고, 또한 선회섹션의 압력보상밸브(12)에 부하압이 상승하면 목표보상차압을 작게 하는 부하의존 특성을 갖게 하고, 또한 이 부하의존 특성을 선회모터의 마력일정제어를 모의한 유량 특성이 얻어지도록 설정한다.

Description

유압구동장치{HYDRAULIC DRIVE DEVICE}
유압펌프의 토출유량을 로드센싱 시스템(이하, 적당히 LS시스템이라고 함)에 의해 제어하는 유압구동장치로서, 일본국 특개소 60(1985)-11706호 공보에 기재된 것이 있다. 또, 선회제어계를 포함하는 건설기계의 유압구동장치로 LS시스템을 구비하고 또한 선회제어계의 독립성과 조작성을 실현하는 것으로서, 일본국 특개평 10(1998)-37907호 공보에 기재된 것이 있다. 또한, 선회제어계를 포함하는 건설기계의 오픈센터타입의 유압구동장치로 선회제어계의 독립성을 실현하는 것으로서, 실제의 기계에 탑재한 3펌프시스템이 있다. 또한, 유압펌프의 토출유량을 LS시스템에 의해 제어하는 유압구동장치로 압력보상밸브에 부하의존 특성을 갖게 한 것으로서, 일본국 특개평 10(1998)-89304호 공보에 기재된 것이 있다.
일본국 특개소 60(1985)-11706호 공보에 기재된 유압구동장치는 복수의 압력보상밸브의 각각에, 유압펌프의 토출압력과 복수의 액추에이터의 최고 부하압과의 차압을 목표보상차압으로서 설정하는 수단을 배치한 것이며, 복수의 액추에이터를 동시에 구동하는 복합동작 시에, 유압펌프의 토출유량이 복수의 방향전환밸브가 요구하는 유량에 차지 않는 포화(飽和)상태로 되면, 이 포화상태에 의해 유압펌프의 토출압력과 최고 부하압의 차압이 낮아짐에 따라, 압력보상밸브 각각의 목표보상차압이 작아져, 유압펌프의 토출유량을 각각의 액추에이터가 요구하는 유량의 비(比)로 재분배할 수 있다.
일본국 특개평 10(1998)-37907호 공보에 기재된 유압구동장치 및 실제의 기계에 탑재한 3펌프시스템은, 모두 선회모터를 포함하는 선회섹션에 관해, 독립된 유압펌프를 사용한 오픈센터타입의 독립된 회로에 의해 다른 액추에이터와 별도 회로를 구성하여, 선회제어계의 독립성과 조작성을 확보한 것이다.
일본국 특개평 10(1998)-89304호 공보에 기재된 유압구동장치는 복수의 압력보상밸브의 각각에 대하여, 압력보상밸브의 유압실 중, 방향전환밸브의 입측(入側) 압력이 인도되는 폐쇄방향 작용의 유압실 수압(受壓)면적을 방향전환밸브의 출측(出側) 압력이 인도되는 개방방향 작용의 유압실 수압면적보다 크게 함으로써, 각 액추에이터의 부하압 증가에 대하여 압력보상밸브의 목표보상차압을 작게 하여(압력보상밸브를 스로틀하여), 액추에이터에의 공급유량을 줄이는 부하의존 특성을 갖게한 것이며, 이에 따라 저부하측, 고부하측 모두 조작성이 양호하고, 헌팅을 발생하지 않아 안정되게 동작할 수 있게 된다. 또, 방향전환밸브의 입측 압력이 인도되는 유압실의 수압면적과 방향전환밸브의 출측 압력이 인도되는 유압실의 수압면적의 비를 0.97~0.94로 규정하고 있다.
본 발명은 유압셔블 등, 선회제어계(系)를 포함하는 건설기계의 유압구동장치에 관한 것이며, 특히 선회모터를 포함하는 복수의 액추에이터에 각각의 방향전환밸브를 통해 유압펌프로부터의 압유를 공급할 때, 유압펌프의 토출유량을 로드센싱시스템(load sensing system)에 의해 제어하고 또한 방향전환밸브의 전후 차압(前後差押)을 각각의 압력보상밸브에 의해 제어하는 유압구동장치에 관한 것이다.
도 1은 본 발명의 제1 실시형태에 의한 유압구동장치를 나타낸 회로도이다.
도 2는 선회섹션 압력보상밸브 구조의 상세를 나타낸 단면도이다.
도 3은 선회섹션 압력보상밸브의 부하의존 특성을 나타낸 도면이다.
도 4는 선회섹션 압력보상밸브에서의 마력일정제어를 모의한 부하의존 특성의 구체예를 나타낸 도면이다.
도 5는 마력일정제어의 필요성을 설명하기 위한 도면이다.
도 6은 압력보상밸브에 마력일정제어 특성을 모의한 유량 특성을 갖게 하기 위한 수압실의 면적차의 계산방법을 설명하는 도면이다.
도 7은 선회부하압과 방향전환밸브의 전후 차압과의 관계에서, 압력보상밸브에 의한 마력일정제어 특성과, 본 실시형태의 마력일정제어를 모의한 부하의존 특성의 일예를 나타낸 도면이다.
도 8은 본 발명의 유압구동장치가 사용되는 유압셔블의 외관을 나타낸 도면이다.
도 9는 본 발명의 제2 실시형태에 의한 유압구동장치를 나타낸 회로도이다.
도 10은 컨트롤러의 처리기능을 나타낸 기능블록도이다.
도 11은 선회섹션의 압력보상밸브의 유량 특성을 나타낸 도면이다..
그러나, 상기 종래의 유압구동장치는 선회제어계에 관해 다음과 같은 문제가 있다.
일본국 특개소 60(1985)-11706호 공보: 하기 문제점 ①②
일본국 특개평 10(1998)-89304호 공보: 하기 문제점 ②
일본국 특개평 10(1998)-37907호 공보: 하기 문제점 ③
실제의 기계에 탑재한 오픈센터타입의 3펌프시스템: 하기 문제점 ③
① 선회 단독기동 시의 조작성의 부드럽지 못한 감
② 선회 기동 시의 에너지 로스, 진동, 발열 등의 발생
③ 별도 회로를 배치함에 따른 코스트 ·스페이스의 증가 및 회로 구성의 복잡화
(1) 일본국 특개소 60(1985)-11706호 공보
일본국 특개소 60(1985)-11706호 공보에 기재된 LS시스템을 구비한 유압구동장치에서는, 이것을 선회제어계에 사용한 경우, 선회제어계는 관성(慣性) 부하를 수반하기 때문에, 유압펌프의 로드센싱 제어(이하, 적당히 LS 제어라고 함)와 압력보상밸브의 유량보상기능과의 밸런스를 취하기 어렵게 된다. 이는 다음의 이유에 의해, 선회가속 시로부터 정상(定常)회전으로 이행하는 단계에서의 선회구동압력의 제어에 있어서, 압력보상밸브의 응답성과 유압펌프의 LS 제어의 응답성 사이에서 밸런스를 취하기 어려운 것을 들 수 있다.
(1) 선회 기동 ·가속 시는 일정 유량을 유지하기 위해, 펌프 LS 제어는 선회기동압에 따라 유압펌프의 토출압력을 높게 제어한다.
(2) 압력보상밸브는 방향전환밸브의 스로틀 요소 전후의 차압을 일정하게 유지하기 위해, 부하압의 상승에 의해 저하되는 경향에 있는 통과유량을 늘리는 방향으로 동작하고 있다.
(3) 선회가 정상속도에 달하면 선회구동압이 낮아지기 때문에, 펌프 LS 제어는 기동 ·가속시만큼 유압펌프의 토출압력을 높게 제어할 필요가 없어, 유압펌프의 토출압력을 낮추는 방향으로 동작한다.
(4) 압력보상밸브는 선회구동압의 저하에 의해, 증가하는 경향에 있는 통과유량을 줄이는 방향으로 동작한다.
상기 (1)~(4)의 이행이 가파르기 때문에, 선회조작성은 부드럽지 못하게 된다(상기 ①).
또, 상기 (1) 및 (2) 선회기동 ·가속 시에 있어서, 선회모터에는 필요 이상의 유량이 공급된다. 그 결과, 선회모터의 부하압은 선회안전밸브로서의 오버로드 릴리프 밸브에 의해 설정된 압력까지 상승하여, 다량의 잉여유량이 선회안전밸브로부터 탱크로 방출된다. 이 잉여유량은 에너지 로스이며, 에너지 효율이 나쁘고, 또한 진동, 발열, 소음의 원인도 된다(상기 ②).
(2) 일본국 특개평 10(1998)-89304호 공보
일본국 특개평 10(1998)-89304호 공보에 기재된 유압구동장치는 압력보상밸브에 부하의존 특성을 갖게하기 때문에, 선회 단독기동 시, 선회모터의 고압 부하압에 따라 압력보상밸브의 목표보상차압이 저하하여, 정상상태로 이행하면 선회모터가 저하된 부하압에 따라 압력보상밸브의 목표보상차압도 원래대로 되돌아가고, 이에 따라 선회조작성의 부드럽지 못한 감이 없이 선회를 기동할 수 있다. 그러나, 부하의존 특성을 갖게 하기 위한 수압면적비를 0.97~0.94로 규정하고 있어, 이와 같이 수압면적비를 설정한 경우에는, 상이한 차체 사양(仕樣)(관성 부하, 선회장치 용량, 공급유량, 선회 각속도 등)의 모두에 대하여, 반드시 적정한 부하의존 특성이 얻어지지 않아, 역시 선회기동 ·가속 시에 선회모터에는 상당량의 잉여유량이 선회안전밸브로부터 탱크로 방출되어, 동일하게 에너지 로스를 발생시켜, 에너지 효율의 악화, 진동, 발열, 소음의 발생을 초래한다(상기 ②).
(3) 일본국 특개평 10(1998)-37907호 공보에 기재된 유압구동장치나 실제의 기계에 탑재한 오픈센터타입의 3펌프시스템
일본국 특개평 10(1998)-37907호 공보에 기재된 유압구동장치에서는, 선회제어계를 오픈센터타입의 별도 회로로 구성함으로써, 선회조작성을 LS시스템에서 확보하고 있다. 또, 실제의 기계에 탑재한 오픈센터타입의 3펌프시스템이라도, 선회제어계는 오픈센터타입의 별도 회로이며, 선회조작성을 확보하고 있다.
즉, 오픈센터타입의 경우, 선회기동 시 구동압이 상승되면, 센터 바이패스 유로를 거쳐 탱크로 환류되는 유량이 늘어나기 때문에, 선회섹션의 방향전환밸브의 스로틀을 통과하는 압유의 유량이 감소된다. 이 때문에, 선회모터에 공급되는 압유의 유량은 기동 ·기속 시에 제한된다. 선회속도가 정상속도에 달하면, 구동압은 기동시만큼 높지 않기 때문에, 유량의 제한은 없어져, 선회섹션의 방향전환밸브 스로틀의 개구 상당의 유량이 선회모터에 공급된다. 이에 따라, LS 제어와 같은 선회 단독기동 시의 조작성의 부드럽지 못한 감을 발생하지 않고, 원활하게 선회기동을 행할 수 있다. 또, 선회모터에 필요 이상의 잉여유량이 공급되는 것도 제어되며, 다른 액추에이터와의 복합 동작 시, 선회모터로 가지 않은 유압펌프의 토출유량을 다른 액추에이터에 공급할 수 있어, 효율이 양호하고 안정된 동작이 가능하게 된다.
그러나, 일본국 특개평 10(1998)-37907호 공보에 기재된 유압구동장치나 실제의 기계에 탑재한 오픈센터타입의 3펌프시스템에서는 선회제어계를 다른 액추에이터의 시스템과는 별도 회로로 병렬로 구성하지 않으면 안돼, 그만큼 코스트 업이 되고, 또한 설치 스페이스도 커지는 동시에, 선회제어계용의 유압펌프를 별도로 설치하지 않으면 안되고, 특히 일본국 특개평 10(1998)-37907호 공보의 시스템에서는, 병렬로 배치되는 LS시스템과의 파워 밸런스를 취하기 위해, 신호경로가 필요하게 되어, 회로 구성이 복잡하게 된다(상기 ③).
본 발명의 목적은 선회제어계를 포함하는 유압구동장치에 있어서, 선회 기동 시에 선회조작성의 부드럽지 못한 감이 없이 가속하여 정상상태로 이행할 수 있고, 나아가 에너지 효율이 양호하고, 안정된 선회계를 구성할 수 있고, 또한 별도 회로를 배치함에 따른 코스트 ·스페이스의 증가나 회로 구성의 복잡화 문제를 발생하지 않는 유압구동장치를 제공하는 것이다.
(1) 상기 목적을 달성하기 위해, 본 발명은 유압펌프와, 이 유압펌프로부터 토출되는 압유에 의해 구동되는 선회모터를 포함하는 복수의 액추에이터와, 상기유압펌프로부터 상기 복수의 액추에이터에 공급되는 압유의 유량을 각각 제어하는 복수의 방향전환밸브와, 상기 복수의 방향전환밸브의 전후 차압을 각각 제어하는 복수의 압력보상밸브와, 상기 유압펌프의 토출압력이 상기 복수의 액추에이터의 최고 부하압보다 소정치만큼 높아지도록 펌프토출유량을 제어하는 로드센싱 제어의 펌프제어수단을 구비한 유압구동장치에 있어서, 상기 복수의 압력보상밸브의 각각에 배치되고, 상기 유압펌프의 토출압력과 상기 복수의 액추에이터의 최고 부하압과의 차압을 목표보상차압으로서 설정하는 목표보상차압 설정수단과, 상기 복수의 압력보상밸브 중, 상기 선회모터에 관한 선회섹션의 압력보상밸브에 배치되고, 상기 선회모터의 부하압이 상승하면, 상기 목표보상차압 설정수단에 의해 설정된 선회섹션의 압력보상밸브의 목표보상차압을 작게 하여, 상기 선회모터의 마력일정제어(馬力一定制御)를 모의(模擬)한 유량 특성이 얻어지도록, 상기 선회섹션의 압력보상밸브에 부하의존 특성을 갖게 하는 목표보상차압 보정수단을 구비하는 것으로 한다.
이상과 같이 선회섹션의 압력보상밸브에 목표보상차압 보정수단을 배치하고, 선회섹션의 압력보상밸브에 부하의존 특성을 갖게함으로써, 선회기동 시에 선회모터의 부하압 변화에 따라 선회섹션의 압력보상밸브는 유량을 미세조정하고, 선회모터는 원활하게 가속하여 정상상태로 이행하게 된다.
또, 선회섹션의 압력보상밸브에 마력일정제어를 모의한 유량 특성으로 되는 부하의존 특성을 갖게 함으로써, 기동 ·가속 시에 선회모터에 공급되는 단위시간당의 에너지를 최종적으로 도달하는 정상상태의 에너지값에 근사하도록 제어하는것이 가능하게 되고, 이에 따라 기동 ·가속으로부터 정상상태로의 천이(遷移) 시에 선회체의 가속에 필요한 에너지는 확보되어 가속 성능(가속감)을 유지하고, 나아가 불필요한 에너지가 선회모터에 공급되지 않기 때문에, 오버로드 릴리프 밸브로부터 탱크로 방출되는 잉여유량이 감소되어, 에너지 효율이 양호하고, 안정된 선회계를 구성하는 것이 가능하게 된다.
또한, 별도 회로를 배치하지 않고 상기 기능을 달성하므로, 코스트 ·스페이스의 증가나 회로 구성의 복잡화 문제도 발생하지 않는다.
(2) 상기 (1)에 있어서, 바람직하게는, 상기 마력일정제어를 모의한 유량 특성은 상기 선회모터의 기동 직후의 부하압에서 얻어지는 유량이 선회모터의 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량에 대체로 동일하게 되는 특성이다.
이에 따라, 기동 직후부터 선회모터에 공급되는 단위시간당의 에너지가 정상상태의 에너지값에 근사하도록 제어되어, 에너지 효율이 양호하고 안정된 선회계를 구성하면서, 양호한 가속성능이 얻어진다.
(3) 또, 상기 (1)에 있어서, 바람직하게는, 상기 마력일정제어를 모의한 유량 특성은 상기 선회모터의 기동 직후의 부하압에서 얻어지는 유량이 선회모터의 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량을 기준으로 하는 소정 범위 내의 유량에 대체로 동일하게 되는 특성이다.
이에 따라, 기동 직후부터 선회모터에 공급되는 단위시간당의 에너지가 정상상태의 에너지값 부근의 값에 근사하도록 제어되어, 에너지 효율이 양호하고 안정된 선회계를 구성하면서, 양호한 가속성능이 얻어진다.
(4) 상기 3에 있어서, 예를 들면, 상기 마력일정제어를 모의한 유량 특성은 정상상태의 부하압과 기동 직후의 부하압의 대체로 중간 부하압에서 얻어지는 유량이 선회모터의 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량보다도 작아지지 않는 특성이라도 된다.
이에 따라, 선회모터의 기동 직후의 부하압에서 얻어지는 유량이 작아짐에 따라, 탱크로 방출되는 잉여유량은 감소되기 때문에, 에너지 효율 향상 및 안정화의 효과는 더욱 커진다.
또, 정상상태의 부하압과 기동 직후의 부하압의 대체로 중간의 부하압에서 얻어지는 유량이 선회모터의 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량보다도 작아지지 않기 때문에, 가속성능을 확보할 수 있다.
(5) 또한, 상기 (1)~(3)에 있어서, 바람직하게는, 상기 선회섹션의 압력보상밸브는 동일 선회섹션의 방향전환밸브의 입력측 압력과 출력측 압력이 신호압으로서 작용하는 신호압 수압실을 가지고, 상기 목표보상차압 보정수단은 상기 선회섹션의 압력보상밸브의 신호압 수압실에 면적차(面積差)를 형성하고, 그 수압면적비를 상기 유량 특성이 얻어지도록 설정하는 것으로 한다.
이에 따라, 목표보상차압 보정수단을 순(純)유압적으로 구성할 수 있다.
(6) 또, 상기 (1)~(3)에 있어서, 상기 목표보상차압 보정수단은 상기 선회모터의 부하압을 검출하는 수단과, 미리 설정된 마력일정제어 특성에 따라, 상기 검출된 부하압에 대응하는 목표유량을 계산하고, 대응하는 제어신호를 출력하는 컨트롤러와, 상기 제어신호에 의해 작동되어, 상기 목표유량이 얻어지도록 상기 선회섹션의 압력보상밸브의 목표보상차압을 보정하는 수단을 구비하는 구성이라도 된다.
이에 따라, 목표보상차압 보정수단은 컨트롤러를 사용하여 구성할 수 있다.
이하, 본 발명의 실시형태를 도면을 이용하여 설명한다.
도 1은 본 발명의 제1 실시형태에 의한 유압구동장치를 나타낸 것이며, 가변용량형의 유압펌프(1)와, 이 유압펌프(1)로부터 토출되는 압유에 의해 구동되는 선회모터(2)를 포함하는 복수의 액추에이터(2~6)와, 유압펌프(1)로부터 복수의 액추에이터(2~6)에 공급되는 압유의 유량을 각각 제어하는 클로즈드센터타입의 복수의 방향전환밸브(7~11)와, 복수의 방향전환밸브(7~11)의 전후 차압을 각각 제어하는 복수의 압력보상밸브(12~16)와, 방향전환밸브(7~11)와 압력보상밸브(12~16) 사이에 배치되고, 압유의 역류를 방지하는 로드체크밸브(17a~17e)와, 유압펌프(1)의 토출압력이 복수의 액추에이터(2~6)의 최고 부하압보다 소정치만큼 높아지도록 펌프토출유량을 제어하는 로드센싱제어의 펌프제어장치(18)를 구비하고 있다. 선회모터(2)의 액추에이터라인에는 오버로드 릴리프 밸브(60a, 60b)가 배치되어 있다. 다른 액추에이터(3~6)에도 동일한 오버로드 릴리프 밸브가 배치되어 있지만, 도시는 생략한다.
복수의 방향전환밸브(7~11)에는 자체부하압의 검출라인(20~24)이 배치되고, 이들 검출라인(20~24)으로 검출된 부하압 중의 최고 부하압이 신호라인(25~29), 셔틀밸브(30~33) 및 신호라인(34~36)을 통해 검출되어 신호라인(37)에 도출된다.
펌프제어장치(18)는 유압펌프(1)의 용량가변부재인 사판(斜板)(1a)에 연결된 경사회전제어 액추에이터(40)와, 이 액추에이터(40)의 유압실(40a)과 유압펌프(1)의 토출유로(1b) 및 탱크(19)와의 접속을 전환 제어하는 로드센싱 제어밸브(이하,LS제어밸브라고 함)(41)를 가지고 있다. LS제어밸브에는 제어압으로서 유압펌프(1)의 토출압력과 신호라인(37)의 최고 부하압이 대향하여 작용한다. 펌프토출압력이 최고 부하압력과 스프링(41a)의 설정치(목표 LS차압)와의 합계압력보다도 높아지면, 액추에이터(40)의 유압실(40a)을 유압펌프(1)의 토출유로(1b)에 접속하고, 유압실(40a)에 고압을 인도함으로써 피스톤(40b)을 스프링(40)의 힘으로 극복하여 도시한 좌측으로 이동하고, 사판(1a)의 경사회전을 감소시켜 유압펌프(1)의 토출유량을 감소시킨다. 반대로, 펌프토출압력이 최고 부하압력과 스프링(41a)의 설정치(목표LS차압)와의 합계압력보다도 낮아지면, 액추에이터(40)의 유압실(40a)을 탱크(19)에 접속하고, 유압실(40a)을 감압함으로써 스프링(40c)의 힘으로 피스톤(40b)을 도시한 우측으로 이동하고, 사판(1a)의 경사회전을 증가시켜 유압펌프(1)의 토출유량을 증가시킨다. 이와 같은 LS제어밸브의 동작에 의해, 펌프토출압력이 최고 부하압력보다 스프링(41a)의 설정치(목표LS차압)만큼 높아지도록 유압펌프(1)의 토출유량이 제어된다.
또, 상기 유압펌프(1)와 함께 엔진(65)에 의해 회전 구동되는 파일럿펌프(66)가 배치되고, 이 파일럿펌프(66)의 토출로(66)에는 차압검출밸브(68)가 배치되고, 그 출력압이 신호라인(69)에 출력된다. 차압검출밸브(68)는 유압펌프(1)의 토출압과 신호라인(37)으로 도출된 최고 부하압과의 차압 상당의 압력(이하, 적당히 LS차압상당압력이라고 함)을 발생하는 밸브이며, 유압펌프(1)의 토출유로(1b)의 압력(펌프토출압력)이 신호라인(70)을 통해 승압측의 스풀 단부로 인도되고, 신호라인(37)의 압력(최고 부하압)과 자체의 출력압이 각각 신호라인(71, 72)을 통해 감압측의 스풀 단부로 인도되고, 이들의 압력에 응답하여, 파일럿펌프(66)로부터의 공급압을 1차압으로 하여 신호라인(37)의 압력과 토출유로(1b)의 압력과의 차압, 즉 펌프토출압력과 최고 부하압과의 차압에 대응한 2차압(LS차압상당압력)을 발생하여, 신호라인(69)에 출력한다.
압력보상밸브(12~16)는 각각 방향전환밸브(7~11)의 상류측 압력을 폐쇄방향으로 작용시키고, 방향전환밸브(7~11)의 하류측 압력인 검출라인(20~24)의 압력(부하압)을 개방방향으로 작용시키는 동시에, 신호라인(69)으로 도출된 LS차압상당압력을 개방방향으로 작용시키고, 이에 따라 상기와 같이 LS제어된 유압펌프(1)의 토출압력과 최고 부하압력과의 차압(이하, 적당히 LS제어차압이라고 함)을 목표보상차압으로서 각각의 방향전환밸브(7~11)의 전후 차압을 제어하도록 되어 있다.
압력보상밸브(12~16)에 있어서, 각각의 방향전환밸브(7~11)의 상류측 압력은 신호라인(50a~50e)에 의해 꺼내지고, 방향전환밸브(7~11)의 하류측 압력인 검출라인(20~24)의 압력(부하압)은 신호라인(51a~51e)에 의해 꺼내지며, 신호라인(69)의 압력은 신호라인(73a~73e)에 의해 꺼내진다.
또, 선회모터(2)의 섹션(이하, 선회섹션이라고 함)의 압력보상밸브(12)에 있어서, 신호라인(50a)에 의해 꺼내진 압력은 수압면적(A1)의 폐쇄방향 작용의 수압실(75)로 인도되고, 신호라인(51a)에 의해 꺼내진 압력은 수압면적(A3)의 개방방향 작용의 수압실(76)로 인도된다. 또, 신호라인(73a)에 의해 꺼내진 압력은 수압면적(A2)의 개방방향 작용의 수압실(77)로 인도된다. 수압면적(A1, A2, A3)은 A3<A1, A2>A1의 관계에 있고, A3<A1에 의해 마력일정제어를 모의한 부하의존 특성이 압력보상밸브(12)에 부여된다(후술).
선회섹션 이외의 압력보상밸브(13~16)도 동일한 수압실(13a, 13b, 13c~16a, 16b, 16c)을 구비하고 있지만, 그들의 수압면적은 모두 동일하다.
압력보상밸브(12)의 구조를 도 2에 나타냈다.
도 2에서, 압력보상밸브(12)는 보디(101)를 가지고, 보디(101)에는 소경공(小徑孔)(111)과, 이것으로 이어지는 대경공(大徑孔)(130)이 형성되고, 소경공(111)(내경 d3)에 스풀(112)의 소경부(132)가 슬라이드 가능하게 끼워맞춰지고, 대경공(130)(내경 d2)에 스풀(112)의 제1 및 제2 대경부(133, 134)가 슬라이드 가능하게 끼워맞춰져 있다. 또, 보디(101)에는 부하압력포트(103), 제어압포트(104), 입구포트(102), 출구포트(105), 탱크포트(106)가 형성되고, 부하압포트(103)는 부하압의 신호라인(51a)에 연이어 통하고 또한 소경공(111)의 단부에 형성한 상기 수압실(76)로서의 오일실(이하, 오일실(76)이라고 함)에 개구하고, 제어압포트(104)는 LS차압의 신호라인(73a)에 연이어 통하고 또한 스풀(112)의 소경부(132)와 제1 대경부(133) 사이의 단차부에 형성한 상기 수압실(77)로서의 오일실(이하, 오일실(77)이라고 함)에 개구하고, 입구포트(102)는 펌프토출유로(1b)와 연이어 통하고 또한 스풀(112)의 제2 대경부(134)에 배치한 개폐 가능한 스로틀부(115)의 입측에 개구하고, 출구포트(105)는 로드체크밸브(17a)에 접속되고 또한 스풀(112)의 제1 대경부(133)와 제2 대경부(134) 사이의 대경공(130)에 배치된 오일실(128)에 개구하고, 탱크포트(106)는 탱크(19)에 연이어 통하고 또한 대경공(130)의 단부에 배치된 오일실(124)에 개구되어 있다.
스풀(112)의 소경부(132)의 단부에는 오목부(132a)가 형성되고, 오일실(76) 내에서, 오목부(132a)의 저면과 소경공(111)의 단면(127) 사이에는 스풀위치 지지용의 약한 스프링(118)이 배치되어 있다.
스풀(112)의 타단측 단면(114)에는 축방향 구멍(116)(내경 d1)이 형성되고, 이 구멍(116)에 피스톤(117)이 유밀(油密)하게 텔레스코픽 방식(telescopic manner)으로 슬라이드 가능하게 삽입되고, 구멍(116)과 피스톤(117)의 일단에서 상기 수압실(75)로서의 오일실(이하, 오일실(75)이라고 함)이 형성되고, 피스톤(117)의 타단은 오일실(124) 내에서 대경공(130)의 단면(126)과 맞닿는 것이 가능하게 되어 있다. 오일실(75)은 스풀(112)에 형성한 상기 신호라인(50a)으로서의 오일통로를 통해 출구포트(105)에 연이어 통하고 있다.
오일실(75)의 수압면적(A1)은 피스톤(117)의 단면적(斷面積)에 의해, 오일실(76)의 수압면적(A3)은 스풀 소경부(132)의 단면적에 의해, 오일실(77)의 수압면적(A2)은 대경공(130)의 단면적으로부터 소경공(111)의 단면적을 뺀 면적에 의해, 각각 형성되고, 또한 스풀(112)의 제2 대경부(134)에는 출구포트(105)와 입구포트(102) 사이를 스로틀하는 개폐 가능한 상기 스로틀부(115)가 형성되어 있다. 출구포트(105)로 통하는 오일실(75)에는 출구압력(Pz)이 스풀(112)을 도면에서 보아 좌방향으로 스로틀부(115)를 폐쇄하는 방향으로 작용하고, 오일실(76)의 수압면적(A3)에는 부하압(PL)이 스풀(112)을 도면에서 보아 우방향으로 스로틀부(115)를 개방하는 방향으로 작용하고, 오일실(77)의 수압면적(A2)에는 LS차압상당압력(Pc)이 스풀(112)을 도면에서 보아 우방향으로 스로틀부(115)를 개방하는 방향으로 작용한다.
또, 스풀(112)은 도시 좌방향으로 최대 스트로크한 경우에는, 스풀의 좌단면이 소경공(111)의 단면(127)에 맞닿아, 스로틀부(115)를 폐쇄하고, 반대로 우방향으로 최대 스트로크한 경우에는, 스풀의 우단면(114) 및 피스톤(117)의 우단면이 대경공(130)의 단면(126)에 맞닿아, 스로틀부(115)는 전체 개방되도록 되어 있다. 스풀(112)의 중간 스트로크에서는, 스풀의 스로틀부(115)에 의해 스풀의 우방향으로의 스트로크량에 비례하여, 개방도(開放度)가 비례적으로 증가하도록 되어 있다.
그리고, 스풀(112)의 소경부(132)의 외경(d3)은 피스톤(117)의 외경(d1)보다도 작게(d3<d1)하고, 수압면적(A3)을 수압면적(A1)보다 작게 하고 있으며(A3<A1), 본 실시형태에서는 A3/A1=0.83 정도로 되어 있다. 이와 같이 수압면적(A3)을 수압면적(A1)보다 작게 함으로써, 선회섹션의 압력보상밸브(12)에는 선회모터(2)의 부하압(PL)의 증가에 따라 선회모터(2)로 통하는 방향전환밸브(7)의 통과유량을 감소하는 부하의존 특성이 부여되고, 특히 A3/A1=0.83 정도로 함으로써, 그 부하의존 특성으로서 마력일정제어를 모의한 유량 특성이 부여된다.
도 3에 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성을 나타냈다. 도 3의 횡축은 부하압이며, PL은 로 나타내고, 종축은 목표보상차압이며, △Pv0으로 나타내고 있다. 점선은 선회섹션 이외의 압력보상밸브(13~16)의 목표보상차압을 참고로 나타내고, 일점쇄선은 A3/A1=0.94 정도로 한 경우의 부하의존 특성을 비교하기 위해 나타내고 있다. 선회섹션 이외의 압력보상밸브(13~16)는 그들의 액추에이터(3~6)의 부하압(PL)이 증가해도, 목표보상차압(△Pv0)은 LS제어차압(△Pc)으로 유지되지만,선회섹션의 압력보상밸브(12)는 부하압(PL)이 증가하면 부하압(PL)의 증가에 따라 목표보상차압(△Pv0)이 작아진다. 또, 그 목표보상차압(△Pv0)이 작아지는 정도는 A3/A1=0.94 정도로 한 경우보다도 크고, 이에 따라 마력일정제어를 모의한 유량 특성이 부여된다.
도 4에 선회섹션의 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성의 구체예를 나타냈다. 도 4의 횡축은 선회모터(2)의 부하압(PL)이며, 종축은 압력보상밸브(12)에 의해 제어되고, 방향전환밸브(7)를 통과하여 선회모터(2)에 공급되는 유량(Qv)이다. 또, 도면 중, X1은 PL ·Qv=C(일정)의 마력일정제어 특성을 나타내는 곡선이며, X2는 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성을 나타내는 곡선이며, X3은 비교를 위해, A3/A1=0.94로 한 경우의 압력보상밸브의 부하의존 특성을 나타내는 곡선이다. X4는 본 발명에서의 부하의존 특성의 하한을 나타내는 곡선이다. 이들 X1, X2, X3, X4의 각 특성은 다음의 차체사양의 것이다.
적용기종: 4t급 미니셔블
방향변환밸브(7)의 개구면적(Av): 34.5(㎟) (완전 개방)
정상상태에서의 부하압(PL1): 40(kgf/㎠)
정상상태에서의 공급유량(Qv1): 85(ℓ/min)
기동 시의 부하압(PL2)(선회릴리프압(PLmax)): 120(kgf/㎠)
LS제어차압(LS차압상당압력)(Pc): 15(kgf/㎠)
만일, 압력보상밸브(12)가 마력일정제어 특성 곡선(X1)의 특성을 가지고 있다고 하면, 선회기동 직후는 부하압 PL2=120(kgf/㎠)의 F2점에 있고, 그 후, 선회모터(2)의 속도가 정상속도에 달하면, 부하압 PL1=40(kgf/㎠), 유량 Qv1=85(리터/min)의 F1점에서 작동한다. 이 경우, 기동 직후의 F2점에서는 부하압(PL2)은 120(kgf/㎠)이므로, 유량(Qv2)은 28.3(ℓ/min)이다.
본 실시형태에서는, 압력보상밸브(12)의 수압실(75)의 수압면적(A1)과 수압실(76)의 수압면적(A3)에, 상기와 같이 A3/A1=0.83의 면적차를 부여하고 있으며, 이 경우의 특성선(X2)은 부하압(PL)이 상승하는 데 따라 유량(Qv)이 감소하는 동시에, 마력일정제어 특성 곡선(X1) 상의 2점(F1, F2)을 통하는 곡선으로 된다. 즉, 본 실시형태에서는 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성으로서, 선회모터(2)의 기동 직후의 부하압(PL2)에서 얻어지는 유량이 선회모터(2)의 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량(Qv2)에 대체로 동일하게 되도록 설정되어, 마력일정제어를 모의한 유량 특성을 갖게 하고 있다. 그 결과, 기동 직후의 부하압(PL2) 상태에서, 선회모터(2)에는 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력이 부여된다.
비교를 위해, A3/A1=0.94로 한 경우에는, 곡선(X3)으로 나타낸 바와 같이 부하압(PL)이 상승하는 데 따라 유량(Qv)이 감소하지만, 그 감소비율은 X2로 나타나는 본 실시예의 것보다 작고, 기동 직후의 F2점에서는 유량(Qv)은 60(ℓ/min) 이상으로, F2점의 유량에 대하여 30(ℓ/min) 이상이 잉여유량으로 된다.
여기에서, PL ·Qv=C(일정)의 필요성에 대하여 도 5를 참조하여 설명한다.
도 5에서, 선회모터(2)의 각속도를 θ', 선회모터(2)의 회전저항분의 압력에 의한 토크를 τ로 하고, 선회모터(2)의 부하압 및 공급유량을 전술한 바와 같이 PL 및 Qv로 한다. 선회모터(2)의 정상회전 시의 각속도(θ')를 θ'1, 토크(τ)를 τ1로 하면,
θ'1: 제어목표치에 대응(일정치를 유지)
τ1: 정상회전 저항분의 압력에서의 토크
로 되며, 단위시간당 에너지는 τ1 ·θ'1이다. 또, 선회모터(2)의 정상회전 시의 선회모터(2)의 부하압을 전술한 바와 같이 PL1, 유량을 Qv1로 하면,
τ1 ·θ'1=PL1 ·Qv1
로 된다.
선회모터(2)의 기동 직후의 가속 시, Qv=Qv1=일정으로 유지했다고 하면, 가속 시는 선회속도(θ')가 작기 때문에, 선회모터에 공급되는 액추에이터 라인의 압력은 릴리프압에 달해, PL=Pmax로 된다. 따라서, 선회모터(2)의 소비유량을 Qm(θ')으로 하면, Qv1-Qm의 유량은 릴리프 밸브로부터 탱크로 방출된다. 따라서, PLmax(Qv1-Qm)가 가속 시의 단위시간당 에너지 로스로 된다.
가속이 계속되어, 선회속도(θ')가 정상치에 달하면, 부하압(PL)이 PLmax로부터 PL1로 급격히 저하되고, 그 결과, 계(系)(system)가 발진(헌팅)한다. 이 때, (PLmax-PL1)Qv1분의 단위시간당 에너지가 진동에너지로 되어 버린다.
그 결과,
(1) 에너지 로스 큼 →에너지 효율의 저하
(2) 발진(계가 불안정)
(3) 발열, 소음의 발생
을 초래한다.
A3/A1=0.94 정도의 면적차로 부하의존 특성을 부여한 경우에도, 상기와 같이 30(ℓ/min) 정도가 잉여유량으로 되어, (2)의 발진 억제에 효과는 있지만, 상기 (1), (3)의 문제는 여전히 충분하게는 해소되지 않는다.
이에 대하여, 본 실시형태에서는 상기와 같이 선회섹션의 압력보상밸브(12)에 마력일정제어를 모의한 유량 특성이 얻어지도록 부하의존 특성을 갖게하고, 기동 ·가속 시에 선회모터(2)에 공급되는 단위시간당의 에너지를 최종적으로 도달하는 정상상태의 에너지값에 일치하도록
PL ·Qv=τ1·θ'1(=PL1 ·Qv1)=C(일정)
로 제어하고 있으며, 이에 따라 기동 ·가속으로부터 정상상태로의 천이 시에 선회체의 가속에 필요한 에너지는 선회모터(2)에 공급되므로, 가속 성능(가속도)이 저하되지 않고, 나아가 불필요한 에너지가 선회모터(2)에 공급되지 않기 때문에, 에너지 효율이 양호하고, 안정된 선회계를 구성하는 것이 가능하게 된다.
다음에, 부하의존 특성의 허용범위에 대하여 설명한다.
상기의 예에서는, 선회섹션의 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성을 도 4의 곡선(X2)에 설정함으로써, 선회모터(2)의 기동 직후의 부하압(PL2)에서 얻어지는 유량이 선회모터(2)의 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량(Qv2)에 대체로 동일하게 되어, 기동 직후에 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력이 얻어지도록, 마력일정제어를 모의한 유량 특성을 설정했다. 그러나, 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성(마력일정제어를 모의한 유량 특성)은 도 4의 곡선(X2)을 기준으로 하는 소정 범위 내이면, 곡선(X2)보다 하측(유량감소방향) 또는 상측(유량증가방향)에 설정해도 된다.
압력보상밸브(12)의 부하의존 특성(마력일정제어를 모의한 유량 특성)을 도 4의 곡선(X2)보다 하측에 설정하는 경우, 기동 직후의 부하압(PL2)에서 얻어지는 유량은 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량(Qv2)보다도 작아진다.
본 실시형태에서, 선회섹션의 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성으로서, 마력일정제어를 모의한 유량 특성을 갖게 하는 것은, 가속 시에 선회모터(2)에 공급되는 단위시간당의 에너지를 최종적으로 도달하는 정상상태의 에너지값에 일치시키기 위한 것이며, 그 가장 효과적인 방법은, 선회기동 직후부터 그와 같이 하는 것이다. 그러나, 본 발명에서 부하의존 특성을 설정하는 목적은, 기동 시의 필요한 가속 성능을 확보하면서 잉여유량을 줄이는 것이며, 곡선(X2)보다 하측에 부하의존 특성을 설정해도, 선회기동 직후의 가속과정 사이의 어느 하나의 시점에서 정상상태의 에너지값에 일치하는 상태가 출현되기 마련이며, 이 상태에서 상기와 동등한 효과가 얻어진다. 또, 이와 같이 설정한 경우에는, 기동 직후의 가속 성능은 조금 떨어지지만, 릴리프 밸브로부터 탱크로 방출되는 잉여유량은 더욱 저감되기 때문에, 에너지 로스의 저감 효과, 발진 등의 억제 효과는 더욱 커진다.
여기에서, 가속과정 사이에서 정상상태의 에너지값에 일치하는 상태로 되는 시점이 정상상태의 F1점에 너무 가까우면, 가속성능의 저하를 무시할 수 없게 된다. 정상상태의 에너지값에 일치하는 상태로 되는 것이 정상상태의 부하압(PL1)과 기동 직후의 부하압(PL2)의 대체로 중간의 부하압(PL3)으로 되는 시점까지이면, 실용에 지장이 없을 정도의 가속 성능을 확보할 수 있다고 생각된다. 도 4 중, 곡선(X4)은 그와 같은 부하의존 특성의 하한을 나타내고 있으며, 여기에서는, 정상상태의 부하압(PL1)과 기동 직후의 부하압(PL2)의 대체로 중간의 부하압(PL3)에서 얻어지는 유량이, 그 중간의 부하압(PL3)에서 선회모터의 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량(Qv3)과 대체로 동일하게 된다. 따라서, 선회섹션의 마력보상 밸브(12)의 부하의존 특성은 곡선(X4)보다 하측으로 되지 않도록(정상상태의 부하압(PL1)과 기동 직후의 부하압(PL2)의 대체로 중간의 부하압(PL3)에서 얻어지는 유량이 그 중간의 부하압(PL3)에서 선회모터의 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량(Qv3)보다도 작아지지 않도록) 설정하면 된다.
또, 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성(마력일정제어를 모의한 유량 특성)을 도 4의 곡선(X4)보다 상측에 설정하는 경우, 기동 직후의 부하압(PL2)에서 얻어지는 유량은 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량(Qv2)보다도 많아진다. 그러나, 곡선(X3)보다도 하측이면, 종래보다도 기동 직후의 잉여유량은 적어져, 상기 (1), (2)의 문제, 즉 에너지 효율의 저하 및 발열, 소음의 발생은 개선된다.
다음에, 선회섹션의 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성으로서, 상기와 같은 마력일정제어 특성을 모의한 유량 특성을 갖게 하기 위한 수압실의 면적차의 계산방법을 설명한다.
도 6에서, 수압실(77)의 수압면적(A2)에 LS차압상당압력(Pc)이 작용하면, A2 ·Pc가 목표보상차압이며, 이 목표보상차압에 대하여 수압실(75, 76)의 오일압력의차(Al ·Pz-A3 ·PL)가 균형이 잡힘으로써 압력보상밸브(12)는 기능하고 있다.
즉,
A2Pc=A1Pz-A3PL
단, 스프링(118)의 작용력은 약한 것으로 하여 무시한다.
로 되며, 수학식 1로부터, 방향전환밸브(7)의 메인 스풀 전후 차압을 △Pv로 하면,
△Pv=Pz-PL
A2Pc+(A3-A1)PL=A1(Pz-PL)
따라서,
△Pv=Pz-PL=(A2/A1)Pc-(1-A3/A1)PL
여기에서,
A2/A1=α
A3/A1=β
로 두면,
△Pv=Pz-PL=αPc-(1-β)PL
(A3=A1의 조건 하에서는 △P=αPc)
즉, 수압면적(A1과 A3)의 면적차에 의해 메인 스풀의 전후 차압(△Pv)은 부하압(PL)의 영향을 받는다(부하의존 특성).
압력보상밸브(12)에 마력일정제어를 모의한 부하의존 특성을 갖게 하는 것을 검토한다. 선회모터(2)의 출력마력은 다음의 수학식 4로 표현한다.
PLQv=const=C
정상상태에서의 유량을 전술한 바와 같이 Qv1, 부하압을 PL1로 한다(C=PL1 ·Qv1).
Qv=cAv((2/ρ)△Pv)
c: 유량계수
Av: 메인 스풀 개구면적
△Pv: 메인 스풀의 전후 차압
으로부터 다음 식이 얻어진다.
PL ·cAv((2/ρ)△Pv)=C
이 식을 다음과 같이 직선으로 근사(近似)한다.
PLQv=C를 만족하는 △Pv(메인 스풀 전후 차압)와 PL(부하압)의 관계식(6)을 직선 근사하는 경우, 직선의 기울기(ξ)를 이하의 조건으로부터 산출한다.
수학식 6을 부하압(PL)의 정상상태에서의 압력(PL1)과선회릴리프압(PL2)(=PLmax)의 2점을 통하는 직선에 의해 근사한다. 이들 2점에서의 수학식 6에서의 각각의 메인스풀 전후차를 △Pv1, △Pv2로 하면, 그 직선의 기울기(ξ)는,
ξ=(△Pv2-△Pv1)/(PL2-PL1)
로 된다. 따라서, 수학식 6을 직선 근사하면 이하와 같이 된다.
△Pv=△Pv1+ξ(PL-PL1)
여기에서, △Pv1은 정상상태에서의 스풀 전후 차압이므로, △Pv1=Pc이다.
따라서,
△Pv=Pc-ξPL1+ξPL
상기 수학식 3과 이 수학식 8로부터 압력보상밸브(12)의 각 신호압 수압실(75~77)의 면적비는,
-(1-β)=β-1=(A3/A1)-1
=(△Pv2-△Pv1)/(PL2-PL1)
α=A2/A1=1-(PL1/Pc)ξ
={1-(PL1/Pc)} ×(△Pv2-△Pv1)/(PL2-PL1)
로 된다.
일예를 든다.
적용기종: 4t급 미니셔블
ρ: 860(kg/㎥)
c : 0.7
Av : 34.5(㎟)
PL1=40(kgf/㎠)
Qv1 : 85(ℓ/min)
Pc : 15(kgf/㎠)
C=PL1Qv1=40 ×106×85 ×(10-3/60)=5.6 ×10+3
△Pv1=Pc=15(kgf/㎠)
△Pv2=(C/cAv)2(ρ/2) ·(1/PL22)
=0.17 ×106(Pa)=1.7(kgf/㎠)
PL2=120(kgf/㎠)
도 7에, 상기 일예에서의 수학식 6을 곡선(Y1)으로 나타내고, 수학식 3 및 수학식 8을 직선(Y2)으로 나타냈다. 도면 중, G1점이 정상상태의 부하압(PL1)의 점이고, G2점이 기동 직후의 부하압(PL2)의 점이다. Y3은 비교를 위해, A3/A1=0.94로 한 경우의 압력보상밸브의 부하의존 특성을 나타낸 직선이다. 이들 특성선을 선회부하압(PL)과 유량(Qv)과의 관계로 나타내면, 전술한 도 4와 같이 된다.
계산
(1) β-1=(△Pv2-△Pv1)/(PL2-PL1)
=(1.7-15)/(120-40)=-1.6 ×10-1
따라서, β=A3/A1=0.83
(2) α=1-(PL1/Pc)ξ=1-40/15 ×(-1.6 ×10-1)
=1.43
따라서, α=A2/A1=1.43
상기 결과로부터, 종래예의 면적비 0.94에서는 PLQv=const를 만족하는 PL과 △Pv의 직선 근사의 관계는 얻어지지 않는 것을 알 수 있다.
이상의 유압구동장치는, 예를 들면 유압셔블에 탑재되는 것이다. 도 8에 유압셔블의 외관을 나타냈다. 도 8에서, 유압셔블은 하부주행체(200), 상부 선회체(201), 프런트작업기(202)를 가지고, 상부 선회체(201)는 하부주행체(200) 상에 축(O)을 중심으로 선회 가능하며, 프런트작업기(202)는 상부 선회체(201)의 전부(前部)에서 상하 이동 가능하다. 프런트작업기(202)는 붐(203), 암(204), 버킷(205)을 가지는 다관절 구조이며, 붐(203)은 붐실린더(206)에 의해, 암(204)은 암실린더(207)에 의해, 버킷(205)은 버킷실린더(208)에 의해 각각 축(O)을 포함하는 평면 내를 회전 구동한다. 도 1에 나타낸 선회모터(2)는 상부 선회체(202)를 하부주행체(200) 상으로 선회 구동하는 액추에이터이며, 액추에이터(3~6) 중의 3개가 붐실린더(206), 암실린더(207), 버킷실린더(208)로서 사용된다.
이상에서, 압력보상밸브(12)의 신호라인(73a)에 연결되는 수압실(77) 및 압력보상밸브(13~16)의 신호라인(73b~73e)에 연결되는 수압실(13c~16c)은 복수의 압력보상밸브(12~16)의 각각에 형성되고, 유압펌프(1)의 토출압력과 복수의 액추에이터(2~6)의 최고 부하압과의 차압을 목표보상차압으로서 설정하는 목표보상차압 설정수단을 구성하고, 압력보상밸브(12)의 신호라인(50a, 51a)에 연결되는 수압실(75, 76)(수압면적 A1>A3)은 복수의 압력보상밸브(12~16) 중, 선회모터(2)에 관한 선회섹션의 압력보상밸브(12)에 형성되며,선회모터(2)의 부하압이 상승하면, 상기 목표부상차압 설정수단으로 설정된 목표보상차압 중 선회섹션의 압력보상밸브(12)의 목표보상차압을 작게 하여, 선회모터(2)의 마력일정제어를 모의한 유량 특성이 얻어지도록 선회섹션의 압력보상밸브(12)에 부하의존 특성을 갖게 하는 목표보상차압 보정수단을 구성한다.
이상과 같이 구성한 본 실시형태에 의하면, 선회섹션의 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성에 의해, 선회 단독, 복합의 어느 기동 시에도, 선회조작성의 부드럽지 못한 감이 없이 가속하여 정상상태로 이행할 수 있다.
즉, 도시하지 않은 선회용 조작레버를 조작하여 방향전환밸브(7)를 전환조작하면, 유압펌프(1)로부터의 압유가 선회모터(2)에 공급되어, 선회모터(2)가 기동된다. 이 선회기동 시에는 상부 선회체(201)의 관성 부하 특유의 부하압의 상승이 있다. 이 부하압의 상승은 선회모터(2)에 설치되어 있는 오버로드 릴리프 밸브(60a 또는 60b)라는 안전밸브에 의해 제한되고, 선회모터(2)에 공급된 압유 중 잉여의 유량은 안전밸브(60a 또는 60b)로부터 탱크로 방출된다.
종래의 일반적인 압력보상밸브에서는, 이 안전밸브로부터의 압유의 방출에의해 관성 부하인 상부 선회체(201)의 가속감을 조정하고 있었다. 그러나, 이 경우에는, 기동 시에서의 선회모터의 소비유량이 적기 때문에, 대부분의 압유가 탱크로 방출되어 에너지 로스로 된다. 또, 유압펌프의 LS제어와 압력보상밸브의 유량보상기능과의 밸런스가 취해지기 어려워, 선회조작성은 부드럽지 못한 것이 된다.
이에 대하여, 본 실시형태에서는, 선회섹션의 압력보상밸브(12)는 상기와 같이 부하의존 특성이 있기 때문에, 그와 같은 문제는 발생하지 않는다.
즉, 선회 기동 시, 관성 부하에 의해 부하압(PL)이 상승하면, 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성에 의해, 목표보상차압(△Pv0)은 LS차압상당압력(Pc)으로부터 내려가고, 선회모터(2)에의 공급유량(Qv)은 저하된 목표보상차압(△Pv0) 상당의 유량으로 제어된다. 상부 선회체(201)가 회전을 개시하여, 선회속도가 상승하면, 선회모터(2)의 소비유량과 선회모터(2)에의 공급유량(Qv)이 밸런스되어, 부하압이 서서히 저하된다. 그 결과, 압력보상밸브(12)의 목표보상차압(△Pv0)도 상승한다.
선회모터(2)의 소비유량과 공급유량(Qv)이 밸런스되지 않은 경우에는, 그것이 부하압(PL)의 상승 또는 저하로 되어 선회섹션의 압력보상밸브(12)에 피드백된다. 압력보상밸브(12)의 부하압의존 특성에 의해 공급유량(Qv)이 너무 많은 경우에는 부하압(PL)이 높아지고, 그 결과, 공급유량(Qv)은 압력보상밸브(12)에 의해 제한된다. 반대로, 공급유량(Qv)이 부족한 경우에는, 부하압(PL)이 저하되고, 공급유량(QV)은 압력보상밸브(12)에 의해 증가된다. 이 압력보상밸브(12)의 미세조정에 의해, 선회모터(2)는 종래의 LS제어로 발생되는 헌팅을 일으키지 않고, 완만하게가속하여 정상상태로 이행된다.
선회 및 붐용의 조작레버를 동시 조작하여 선회모터(2)와 다른 액추에이터, 예를 들면 액추에이터(3)를 동시 기동했을 때에는, 액추에이터(3)를 붐 실린더로 한 경우, 선회와 붐을 합친 전체의 요구유량이 유압펌프(1)의 최대 토출유량을 초과하여 포화가 발생하면, 요구유량에 대한 공급 부족분에 비례한 LS제어차압(△Pc)의 저하에 의해 압력보상밸브(12, 13)의 목표보상차압(△Pv0)이 내려가 유량의 재분배가 발생한다. 선회섹션의 압력보상밸브(12)에 대해서는, 선회모터(2)의 기동과 동시에 관성 부하에 의해 선회모터(2)의 부하압(PL)이 상승하기 때문에, 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성에 따라서도 목표보상차압(△Pv0)이 저하된다.
이 경우에도, 선회섹션의 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성에 의한 미세조정에 의해, 선회모터(2)는 종래의 LS제어로 발생하는 헌팅을 일으키지 않고, 완만하게 가속된다.
또, 본 실시형태에서는, 전술한 바와 같이 선회섹션의 압력보상밸브(12)에, 마력일정제어를 모의한 유량 특성이 얻어지는 부하의존 특성을 갖게 했기 때문에, 필요한 가속성능(가속감)은 확보되고 또한 필요 이상의 압유가 선회모터(2)에 공급되지 않게 된다. 이 때문에, 가속 시에 선회안전밸브(60a 또는 60b)로부터 탱크로 방출되는 압유량을 최저한으로 억제하는 것이 가능하게 되고, 에너지 로스가 적게 되어, 에너지 효율의 향상을 실현할 수 있다. 또, 선회계의 발진을 억제하여 안정화시키고, 또한 발열, 소음을 저감할 수 있다.
또, 선회기동과 붐의 복합동작에서는, 상기와 같이 포화의 발생에 의한 유량의 재분배에 의해 붐 실린더에 공급되는 유량이 감소되지만, 압력보상밸브(12)의 부하의존 특성에 의해 선회모터(2)에 공급되는 유량이 감소되고, 그 감소된 분의 유량이 붐 실린더(3)에 공급되기 때문에, 붐 실린더(3)의 속도저하를 적게 할 수 있다. 특히, 본 실시형태에서는, 선회섹션의 압력보상밸브(12)에 마력일정제어를 모의한 유량 특성이 얻어지는 부하의존 특성을 갖게 했기 때문에, 필요 이상의 압유가 선회모터에 공급되지 않고, 종래에는 선회안전밸브(60a 또는 60b)로부터 탱크로 방출되고 있던 잉여유량을, 붐 실린더(3)에 공급할 수 있어, 종래 시스템과 비교하여 효율 양호하게 에너지 배분을 하는 것이 가능하게 된다.
또한, 선회섹션의 부하의존 특성에 마력일정제어라고 하는 기준을 부여했으므로, 차체사양이 주어지면, 선회계를 안정화하는 최량의 부하의존 특성을 설계계산에 의해 용이하게 결정할 수 있다.
또, 선회용으로 별도 회로를 설치하지 않고 상기한 기능을 달성하므로, 코스트 ·스페이스의 증가나 회로 구성의 복잡화 문제도 발생하지 않는다.
본 발명의 제2 실시형태를 도 9~도 11에 의해 설명한다. 도 9 중, 도 1에 나타낸 부재와 동일한 것에는 동일 부호를 붙이고 있다.
도 9에서, 선회섹션의 압력보상밸브(12A)는 신호라인(50a)에 의해 꺼내진 압력이 인도되는 폐쇄방향 작용의 수압실(80)과, 신호라인(51a)에 의해 꺼내진 압력이 인도되는 개방방향 작용의 수압실(81)과, 신호라인(73a)에 의해 꺼내진 압력이 인도되는 개방방향 작용의 수압실(82)과, 신호라인(84)의 제어압이 인도되는 폐쇄방향 작용의 수압실(83)을 가지고, 이들 수압실(80~83)은 모두 동일 수압면적을 갖고 있다.
신호라인(84)의 제어압은 전자비례감압밸브(85)에 의해 생성되고, 전자비례감압밸브(85)는 컨트롤러(86)로부터의 지령전류에 의해 작동된다. 선회모터(2)의 부하압을 검출하는 신호라인(25)에는 압력센서(87)가 설치되고, LS차압상당압력(Pc)이 도출되는 신호라인(69)에는 압력센서(88)가 설치되고, 컨트롤러(86)는 압력센서(87, 88)로부터의 신호를 입력하고, 소정의 연산처리를 행하여 전자비례감압밸브(85)에 지령전류를 출력한다. 전자비례감압밸브(85)는 파일럿 펌프(66)의 토출로(67)에 접속되어, 파일럿 펌프(66)의 공급압을 1차압으로서 지령전류에 따른 2차압을 생성하고, 이를 제어압으로서 신호라인(84)으로 출력한다.
도 10에 컨트롤러(86)의 처리기능을 나타냈다. 컨트롤러(86)는 압력센서(87)로 검출한 선회모터(2)의 부하압(PL)에 따라 마력일정제어를 모의한 부하의존 특성을 부여하기 위한 목표보상차압(△Pv0)을 계산하는 목표보상차압 연산부(86a)와, 압력센서(88)로 검출한 LS차압상당압력(Pc)(=LS제어차압(△Pc))으로부터 연산부(86a)에 의해 계산된 목표보상차압(△Pv0)을 감산하는 감산부(86b)를 가지고, 감산부(86b)에 의해 계산한 값을 목표제어압(Pref)으로서 대응하는 지령전류를 전자비례감압밸브(85)에 출력한다. 이에 따라, 컨트롤러(86)는 압력센서(87)로부터의 선회부하압(PL)에 대하여, PL ·Qv=const로 되도록 전자비례감압밸브(85)에 지령전류를 출력한다. 여기에서, Qv는 선회섹션의 압력보상밸브(12A)를 통과하는 압유의 유량이다.
컨트롤러(86)에서의 상기 연산의 사고방식을 설명한다.
선회계에서, 마력일정제어를 모의한 부하의존 특성을 부여하기 위해서는, 이하의 관계를 유지하는 것이 필요하다.
PL ·Qv=const
이에 대하여, 방향전환밸브(7)를 통과하는 유량에 대해서는 이하의 관계가 있다.
Av : 방향전환밸브(7)의 개구면적
c : 유량계수
ρ: 작동유 밀도
△Pv : 방향전환밸브(7)의 전후 차압
여기에서, 방향전환밸브(7)를 조작량을 일정하게 했다고 가정한 경우, c, Av, ρ는 정수(定數)이다. 수학식 11에 수학식 12를 대입하면,
PL ·c ·Av ·(2/ρ·△Pv)1/2=const
따라서,
비례정수는 대상으로 되는 기체(機體)의 제(諸)속성에 의한다. 여기에서,△Pv는 압력보상밸브(12A)의 목표보상차압이다. 목표보상차압의 제곱근이 부하압에 대하여 반비례의 관계에서 저하됨으로써, 통과유량도 수학식 12의 관계로부터 부하압에 대하여 반비례의 관계가 유지된다.
한편, 압력보상밸브(12A)의 목표보상차압은 부하압이 저하된 정상상태이고 LS제어차압(△Pc)이기 때문에, 전자비례감압밸브(85)의 목표제어압(Pref)은
로서 부여된다. 컨트롤러(86)의 도 10에 나타낸 연산부(86a, 86b)는 이상의 연산처리를 행하는 것이며, 전자비례감압밸브(85)로부터의 제어압을 압력보상밸브(12A)의 수압실(83)로 인도함으로써, 선회계에 대하여 수학식 11의 관계를 유지하는 것이 가능하게 된다.
그 결과, 선회섹션의 압력보상밸브(12A)의 유량 특성은 도 11에 나타낸 바와 같이 되어, 선회기동 시에 불필요한 에너지를 선회계에 공급하지 않고, 원활하게 정상회전으로 상태를 이행시키는 것이 가능하게 된다.
이상에서, 압력보상밸브(12A)의 신호라인(73a)에 연결되는 수압실(82) 및 압력보상밸브(13~16)의 신호라인(73b~73e)에 연결되는 수압실(13c~16c)은, 복수의 압력보상밸브(12A~16)의 각각에 형성되고, 유압펌프(1)의 토출압력과 복수의 액추에이터(2~6)의 최고 부하압과의 차압을 목표보상차압으로서 설정하는 목표보상차압 설정수단을 구성하고, 압력보상밸브(12A)의 신호라인(84)에 연결되는 수압실(83),전자비례감압밸브(85), 컨트롤러(86), 압력센서(87, 88)는 복수의 압력보상밸브(12A~16) 중, 선회모터(2)에 관한 선회섹션의 압력보상밸브(12A)에 설치되며, 선회모터(2)의 부하압이 상승되면, 상기 목표보상차압 설정수단으로 설정된 목표보상차압 중 선회섹션의 압력보상밸브(12A)의 목표보상차압을 작게 하고, 선회모터(2)의 마력일정제어를 모의한 유량 특성이 얻어지도록, 선회섹션의 압력보상밸브(12A)에 부하의존 특성을 갖게 하는 목표보상차압 보정수단을 구성한다.
본 실시형태에 의해서도, 제1 실시형태와 동일한 효과가 얻어진다.
그리고, 상기 실시형태에서는, 방향전환밸브의 상류측에 위치하는 비포 오리피스 타입(before orifice type)의 압력보상밸브를 사용한 예를 나타냈지만, 방향전환밸브의 하류측에 위치하는 애프터 오리피스 타입(after orifice type)의 압력보상밸브를 사용해도 동일한 효과를 갖는 시스템을 구성하는 것이 가능하다.
또한, 상기 실시형태에서는, 유압펌프의 토출압력과 복수의 액추에이터의 최고 부하압과의 차압을 목표보상차압으로서 설정하는 데에, 유압펌프의 토출압력과 복수의 액추에이터의 최고 부하압과의 차압에 대응한 2차압을 발생하는 차압발생밸브를 배치하고, 그 출력압을 압력보상밸브의 스풀의 개방방향의 단부로 인도했지만, 펌프토출압력과 최고 부하압을 압력보상밸브의 스풀의 대향 단부로 따로따로 인도해도 된다.
본 발명에 의하면, LS시스템을 구비한 유압구동장치에 있어서, 선회섹션의 압력보상밸브의 부하의존 특성에 의해, 선회 단독, 복합의 어느 기동 시에도, 선회조작성의 부드럽지 못한 감이 없이 가속하여 정상상태로 이행할 수 있다.
또, 선회섹션의 압력보상밸브의 부하의존 특성으로서 마력일정제어를 모의한 유량 특성을 갖게 했으므로, 에너지 로스가 적고, 에너지 효율이 양호한 선회기동이 가능하게 되고, 또 선회계의 발진을 억제하여 안정화할 수 있고, 또한 발열, 소음을 저감할 수 있다.
또한 차체사양으로부터, 선회계를 안정화하는 최량의 부하의존 특성을 설계계산에 의해 용이하게 결정할 수 있다.
또, 선회용으로 별도 회로를 설치하지 않고 상기 기능을 달성하므로, 코스트 ·스페이스의 증가나 회로 구성의 복잡화 문제도 발생하지 않는다.

Claims (6)

  1. 유압펌프(1)와, 상기 유압펌프로부터 토출되는 압유에 의해 구동되는 선회모터를 포함하는 복수의 액추에이터(2-6)와, 상기 유압펌프로부터 상기 복수의 액추에이터에 공급되는 압유의 유량을 각각 제어하는 복수의 방향전환밸브(7-11)와, 상기 복수의 방향전환밸브의 전후(前後) 차압을 각각 제어하는 복수의 압력보상밸브(12-16; 12A-16)와, 상기 유압펌프의 토출압력이 상기 복수의 액추에이터의 최고 부하압보다 소정치만큼 높아지도록 펌프토출유량을 제어하는 로드센싱(load sensing)제어의 펌프제어수단(18)을 구비하는 유압구동장치에 있어서,
    상기 복수의 압력보상밸브(12-16; 12A-16)의 각각에 배치되고, 상기 유압펌프(1)의 토출압력과 상기 복수의 액추에이터(2-6)의 최고 부하압과의 차압(差壓)을 목표보상차압으로서 설정하는 목표보상차압 설정수단(77, 13c-16c; 82, 13c-16c)과,
    상기 복수의 압력보상밸브(12-16; 12A-16) 중, 상기 선회모터(2)에 관한 선회섹션의 압력보상밸브(12; 12A)에 배치되고, 상기 선회모터의 부하압이 상승하면, 상기 목표보상차압 설정수단에 의해 설정된 선회섹션의 압력보상밸브의 목표보상차압을 작게 하여, 상기 선회모터의 마력일정제어(馬力一定制御)를 모의(模擬)한 유량 특성이 얻어지도록, 상기 선회섹션의 압력보상밸브에 부하의존 특성을 갖게 하는 목표보상차압 보정수단(75, 76; 83, 85-88)을 구비하는 것을 특징으로 하는 유압구동장치.
  2. 제1항에 있어서,
    상기 마력일정제어를 모의한 유량 특성은 상기 선회모터(2)의 기동(起動) 직후의 부하압에서 얻어지는 유량이 선회모터의 정상(定常)상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량에 동일하게 되는 특성인 것을 특징으로 하는 유압구동장치.
  3. 제1항에 있어서,
    상기 마력일정제어를 모의한 유량 특성은 상기 선회모터(2)의 기동 직후의 부하압에서 얻어지는 유량이 선회모터의 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량을 기준으로 하는 주어진 범위 내의 유량과 동일하게 되는 특성인 것을 특징으로 하는 유압구동장치.
  4. 제3항에 있어서,
    상기 마력일정제어를 모의한 유량 특성은 정상상태의 부하압과 기동 직후의 부하압의 중간 부하압에서 얻어지는 유량이 선회모터의 정상상태에서의 출력마력과 동등한 마력을 부여하는 유량보다도 작아지지 않는 특성인 것을 특징으로 하는 유압구동장치.
  5. 제1항 내지 제3항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 선회섹션의 압력보상밸브(12)는 동일 선회섹션의 방향전환밸브의 입력측 압력과 출력측 압력이 신호압으로서 작용하는 신호압 수압실(75, 76)을 가지고, 상기 목표보상차압 보정수단은 상기 선회섹션의 압력보상밸브의 신호압 수압실(75, 76)에 면적차를 형성하고, 그 수압면적비를 상기 유량 특성이 얻어지도록 설정하는 것을 특징으로 하는 유압구동장치.
  6. 제1항 내지 제3항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 목표보상차압 보정수단은 상기 선회모터(2)의 부하압을 검출하는 수단(87)과, 미리 설정된 마력일정제어 특성에 따라, 상기 검출된 부하압에 대응하는 목표유량을 계산하고, 대응하는 제어신호를 출력하는 컨트롤러(86)와, 상기 제어신호에 의해 작동되어, 상기 목표유량이 얻어지도록 상기 선회섹션의 압력보상밸브(12A)의 목표보상차압을 보정하는 수단(83, 85)을 구비하는 것을 특징으로 하는 유압구동장치.
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