WO2011027668A1 - 作業機械の油圧制御装置 - Google Patents

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hydraulic
pressure
negative control
flow rate
pump
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PCT/JP2010/063870
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西川　裕康
征一 秋山
裕介 清水
敦亘 土井
聖 島原
中西　学
柴田　雅史
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キャタピラー エス エー アール エル
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    • F15B2211/88—Control measures for saving energy

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic control device for a work machine that controls a discharge flow rate from a hydraulic pump using a negative pressure of a center bypass in an open center type hydraulic circuit.
  • Patent Document 1 describes a hydraulic circuit configuration in which an orifice (throttle) is provided on a center bypass and a negative control passage (so-called negative control passage) drawn from the upstream side of the orifice is communicated with a regulator control valve. Yes.
  • the regulator control valve is controlled such that the discharge flow rate of the hydraulic pump increases as the working hydraulic pressure (ie, negative control pressure) in the negative control passage decreases.
  • a high negative control pressure is introduced to the regulator control valve when the hydraulic cylinder and hydraulic motor on the circuit are not operating (ie, neutral when the lever is not operated) or finely operated, and the hydraulic pump discharges. It is said that the flow rate can be minimized.
  • the discharge flow rate control of the hydraulic pump using the differential pressure of the orifice on the center bypass is referred to as negative control.
  • the orifice throttling characteristic according to the negative control is set based on the normal working state of the work machine, that is, the pump characteristic relating to the discharge flow rate of the hydraulic pump when the engine is rated. For example, as shown by the solid line in FIG. 3, the pump characteristics are such that the discharge flow rate Q increases as the negative control pressure P n is lower, and the discharge flow rate Q decreases as the negative control pressure P n is higher. Is set.
  • the discharge flow rate Q is set to the first flow rate Q 1 when the negative control pressure P n is equal to or higher than the first pressure P 1 , and the negative control pressure P n is set to the second pressure.
  • the discharge flow rate Q is set to the second flow rate Q 2 (where Q 2 > Q 1 ).
  • the discharge flow rate Q is set to decrease in proportion to the increase of the negative control pressure P n .
  • the orifice throttling characteristics are set so as to generate a negative control pressure that minimizes the discharge flow rate Q from the hydraulic pump when the lever is neutral.
  • the negative control pressure P n that is, the upstream pressure of the orifice
  • the pressure P n1 forming one of the coordinates of the intersection point A between the solid line graph and the broken line graph in FIG. 3 is the negative control pressure when the lever is in the neutral state, and the pump flow rate at that time is the first flow rate Q 1 .
  • the pump characteristic related to the discharge flow rate Q of the hydraulic pump is based on the rated engine speed, it cannot be applied when the actual engine speed is lower than the rated speed. That is, when the engine speed decreases, the pump discharge flow rate decreases in proportion to the amount of decrease in the engine speed. For example, as shown by the one-dot chain line in FIG. 3, the discharge flow rate Q for the same negative control pressure P n Will decrease overall.
  • the negative control pressure at the time of neutral operation of the lever becomes the pressure P n2 forming one of the coordinates of the intersection point B, which is lower than the first pressure P 1.
  • the minimum discharge flow rate Q 3 of the hydraulic pump when the engine speed is lower than the rated speed is higher than the flow rate Q s of the orifice at the first pressure P 1 (that is, the flow rate forming one of the coordinates of the point C). If it is smaller, the pump flow rate Q r forming the other of the coordinates of the intersection point B is larger than the minimum discharge flow rate Q 3 .
  • the present invention has been made in view of such a problem.
  • the discharge flow rate from the hydraulic pump at the neutral operation of the lever can be stabilized at the minimum flow rate regardless of the engine speed, and the output can be reduced to improve the fuel efficiency. It is an object of the present invention to provide a hydraulic control device for a work machine that can be improved.
  • a hydraulic control device for a work machine is provided on an engine that is a drive source of the work machine and an open center hydraulic circuit, and is driven by the engine.
  • It has a pump characteristic that minimizes the discharge flow rate when the pressure is equal to or higher than a predetermined pressure, and the negative control pressure control means in the idling detection means When the non-operating state of the hydraulic actuator is detected, and characterized by controlling the forced above said first predetermined pressure to the negative control pressure.
  • the hydraulic control device for a work machine outputs an on / off signal according to whether or not there is an operation input to the operation lever related to the hydraulic actuator.
  • a pressure switch is further provided, and the idling detection means detects the non-operating state when receiving an off signal from the pressure switch.
  • a hydraulic control device for a work machine in addition to the configuration of the second aspect, when the idling detection means continues to receive an off signal from the pressure switch for a predetermined time. It is characterized by detecting the operating state.
  • a hydraulic control device for a work machine in addition to the configuration according to any one of the first to third aspects, a hydraulic lock device for locking an operation of a control valve related to the hydraulic actuator.
  • the idling detection means detects the non-operating state when the hydraulic lock device is activated.
  • the minimum value of the negative control pressure is forcibly controlled to be equal to or higher than the first predetermined pressure when the hydraulic actuator is not operated.
  • a high negative control pressure can be maintained, and the discharge flow rate from the hydraulic pump can be maintained at a minimum.
  • fuel efficiency can be improved.
  • the hydraulic control device for a work machine of the present invention (Claim 2), it is possible to reliably detect the non-operating state with a simple configuration by referring to the presence / absence of an operation input to the operation lever.
  • the control is repeatedly performed in a short time by adding the time condition to the condition regarded as the non-operating state. Can be prevented, and control can be stabilized.
  • the non-operating state can be detected more accurately by referring to the operation of the hydraulic lock device. In addition, the operation feeling can be improved because the non-operating state is determined only when the operator consciously operates the hydraulic lock device.
  • FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram schematically showing a hydraulic circuit to which a hydraulic control device for a work machine according to an embodiment of the present invention is applied. It is a graph which shows the relationship between the discharge flow volume of the hydraulic pump in this hydraulic control apparatus, and negative control pressure. It is a graph for demonstrating the content of the conventional hydraulic control.
  • the present invention is applied to an open center hydraulic circuit 10 of a hydraulic excavator schematically shown in FIG.
  • a schematic configuration of a hydraulic circuit related to driving of the hydraulic cylinder 3 for expanding and contracting the front working machine is shown.
  • the hydraulic pump 2 is driven by the engine 1 and discharges hydraulic oil stored in the hydraulic oil tank 11 into the hydraulic circuit 10.
  • the hydraulic oil is supplied from the hydraulic pump 2 to the hydraulic cylinder 3 via the control valve 8.
  • the hydraulic pump 2 is also provided with a regulator 2a for controlling the discharge flow rate.
  • the engine speed can be arbitrarily set by the operator using the accelerator dial 16. For example, when the operation position of the accelerator dial 16 is set to No. 1, the engine 1 is controlled so that the engine speed is maintained at the minimum speed (1000 rpm). When the operation position of the accelerator dial 16 is set to No. 10, the engine 1 is controlled so that the engine speed is maintained at the maximum speed (2000 rpm). As described above, the engine speed is set stepwise according to the operation position of the accelerator dial 16.
  • the output (horsepower) of the engine 1 has a characteristic that increases as the number of the operation position of the accelerator dial 16 increases. Therefore, when the operation position of the accelerator dial 16 is set to No. 10, the engine output becomes the largest.
  • the output (horsepower) of the hydraulic pump 2 is also set in accordance with the engine output.
  • the control valve 8 is configured as a control valve that variably controls the flow direction and flow rate of the hydraulic oil by switching the position of the spool (flow rate control stem) to a plurality of positions.
  • An operation system pilot line 14 is connected to each end of the spool of the control valve 8.
  • the operation system pilot line 14 is connected to a remote control valve 13a that opens and closes according to the operation amount of the operation lever 13, and guides the pilot pressure corresponding to the operation amount to the spool.
  • two operation system pilot lines 14 are provided corresponding to the operation of the operation lever 13 in one direction or the other direction.
  • a shuttle valve 7 a is interposed in the operation system pilot line 14 in parallel with the control valve 8.
  • the shuttle valve 7a functions to select one of the high pressures of the two operation system pilot lines 14.
  • the pilot pressure selected here is introduced to the pressure switch 7.
  • the pressure switch 7 is a switch that outputs an ON signal only when a pilot pressure that is higher than when the lever is neutral (when not operated) is introduced. Since the pressure introduced from the shuttle valve 7a does not depend on the operation direction of the operation lever 13, the pressure switch 7 outputs an ON signal if there is any operation input to the operation lever 13. If the operation lever 13 is neutral, the pressure switch 7 outputs an off signal. These on / off signals are input to the controller 5 described later.
  • An orifice 9 and a negative relief valve 17 are disposed in parallel on the center bypass 15 which serves as a return path for hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 2 when the operation lever 13 is neutral.
  • the negative control circuit 4 is branched from the center bypass 15 on the upstream side (control valve 8 side) of the orifice 9 and the negative control relief valve 17.
  • the negative control circuit 4 is a circuit for negative control in the regulator 2 a of the hydraulic pump 2.
  • the negative control is a control for keeping the output of the hydraulic pump 2 substantially constant by decreasing or increasing the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 so as to correspond to the operating hydraulic pressure of the negative control circuit 4.
  • the hydraulic pressure introduced to the regulator 2a through the negative control circuit 4 is also referred to as negative control pressure.
  • Both the orifice 9 and the negative control relief valve 17 are valves for generating a negative control pressure.
  • the negative control relief valve 17 functions as a safety valve that maintains the hydraulic pressure in the center bypass 15 within a range that is equal to or lower than a preset upper limit value.
  • the orifice 9 is a throttle valve that limits the flow rate of hydraulic oil discharged from the center bypass 15 to the hydraulic oil tank 11. Relationship between the flow rate Q of hydraulic fluid negative control pressure P n and the center bypass 15 produced by the orifice 9 and negative control relief valve 17, as indicated by the broken line in FIG. 2, the flow rate Q larger the negative control pressure P n is Set high. Regarding the throttle characteristics of the orifice 9, the relationship between the negative control pressure P n and the flow rate Q is described as shown in Equation 1 below.
  • the graph indicated by the solid line in FIG. 2 shows the pump characteristics at the rated rotation of the engine 1 and is the pump characteristics when the operation position of the accelerator dial 16 is set to No. 10.
  • the graph indicated by the alternate long and short dash line shows the pump characteristics when the engine speed is lower than the rated speed, and the pump characteristics when the operation position of the accelerator dial 16 is set to the first position.
  • the pump characteristic when the operation position of the accelerator dial 16 is set to No. 10 is that the discharge flow rate Q becomes the first flow rate Q 1 when the negative control pressure P n is equal to or higher than the first pressure P 1 (first predetermined pressure).
  • the discharge flow rate Q is set to the second flow rate Q 2 (where Q 2 > Q 1 ) when the negative control pressure P n is less than the second pressure P 2 . Further, when the negative control pressure P n is in the range of P 1 ⁇ P n ⁇ P 2 , the discharge flow rate Q is set to decrease in proportion to the increase of the negative control pressure P n .
  • the pump characteristic is such that the overall flow rate Q is reduced as compared with when the accelerator dial 16 is set to No. 10.
  • the discharge flow rate Q r when the actual rotation speed of the engine 1 is N is expressed by the following equation (2).
  • Dashed graph in FIG. 2 showing the aperture characteristics of the aforementioned orifice 9 is set so as to intersect with the graph of the pump characteristics at the rated rotation of the engine 1 at a first pressure P 1 or more ranges. That is, the throttle characteristic of the orifice 9 is set so that a negative control pressure is generated at which the flow rate of the hydraulic oil from the hydraulic pump 2 becomes the first flow rate Q 1 when the lever operation is neutral. Therefore, when the intersection of these graphs is A, the pressure P n1 forming one of the coordinates of the intersection A is the negative control pressure when the lever is neutral, and the flow rate at that time is Q 1 .
  • NFC control valve 6 is interposed on the negative control circuit 4.
  • the NFC control valve 6 has a function as negative control pressure control means for forcibly increasing the negative control pressure P n in a non-operating state, and includes a high pressure selection type shuttle valve 6a and an electromagnetic proportional pressure reducing valve 6b.
  • the electromagnetic proportional pressure reducing valve 6 b is for introducing hydraulic oil supplied from the pilot pump 12 into the negative control circuit 4, and the opening degree is controlled by the controller 5.
  • the opening degree is set so that the downstream hydraulic pressure becomes a predetermined pressure P c (where P c ⁇ P 1 ). .
  • the negative control pressure P n introduced into the regulator 2 a can be forcibly held at the predetermined pressure P c regardless of the actual upstream pressure of the orifice 9.
  • the predetermined pressure is set smaller than the pressure P n1 at the intersection A in FIG.
  • the electromagnetic proportional pressure reducing valve 6b is also connected to the hydraulic oil tank 11, and when it is off (non-excited state), its secondary pressure is set to the lowest pressure (tank pressure). .
  • the controller 5 (idling detection means) is an electronic control device constituted by a microcomputer, and is provided as an LSI device in which a known microprocessor, ROM, RAM, and the like are integrated.
  • the controller 5 has a function as means for detecting whether or not the hydraulic cylinder 3 is in an inoperative state. That is, when an off signal is input from the pressure switch 7, the electromagnetic proportional pressure reducing valve 6b is controlled to be in an excited state. On the other hand, when an ON signal is input from the pressure switch 7, the electromagnetic proportional pressure reducing valve 6b is controlled to a non-excited state.
  • the controller 5 controls the electromagnetic proportional pressure reducing valve 6b to an excited state, and generates a predetermined pressure Pc on the downstream side of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 6b.
  • the shuttle valve 6a since towards the working oil pressure P n1 of the center bypass 15 side than the hydraulic pressure P c of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 6b side is high, the working oil pressure P n1 of the center bypass 15 side regulator 2a Will be introduced.
  • the hydraulic oil flow rate Q of the center bypass 15 decreases, so that the hydraulic pressure on the center bypass 15 side in the shuttle valve 6a decreases. That is, in the graph in FIG. 2, the pressure decreases along the graph of the throttle characteristic of the orifice 9 indicated by the broken line.
  • the pilot pressure P n introduced into the regulator 2a does not become less than the predetermined pressure P c . That is, the relationship between the discharge flow rate Q of the hydraulic pump 2 and the pilot pressure P n introduced to the regulator 2a is as indicated by a point A ′ in FIG. 2, and the discharge flow rate Q of the hydraulic pump 2 is set to the minimum flow rate. be able to.
  • the minimum value of the negative control pressure P n is forcibly controlled to the predetermined pressure P c when there is no operation input to the operation lever 13, so that it is related to the engine speed. Therefore, a high negative control pressure Pn can be maintained, and the discharge flow rate Q from the hydraulic pump 2 can be set to the minimum flow rate. Thereby, hydraulic energy loss at the time of idling (non-operation) of work can be reduced, and fuel efficiency can be improved. Further, the configuration for detecting that the operation lever 13 is in the neutral state is simple, and the non-operating state of the hydraulic cylinder 3 can be detected reliably.
  • the condition for exciting the electromagnetic proportional pressure reducing valve 6b by the controller 5 is that the signal input from the pressure switch 7 is an OFF signal, but in addition to this, Instead, other conditions may be used. Examples of control start conditions are given below. ⁇ Continue to receive the off signal continuously for a predetermined time regardless of the accelerator dial operation. ⁇ The hydraulic lock lever must be operated off regardless of the accelerator dial operation. ⁇ The accelerator dial is lowered and the control lever 13 is neutral. Detecting ⁇ The accelerator dial is lowered and the OFF signal is continuously received for a predetermined time. ⁇ The accelerator dial is lowered and the hydraulic lock lever is turned off.
  • the hydraulic actuator may be regarded as non-operating when the automatic decelerating function of the engine is activated.
  • the non-operating state can be detected more accurately. In this case, the operation feeling can be improved because the non-operating state is determined only when the operator consciously operates the hydraulic lock device.
  • the case of the hydraulic operation lever 13 was shown in the above-mentioned embodiment, it is applicable also to an electric operation lever. In this case, if the signal related to the operation amount output from the electric operation lever is input to the controller 5, the same effects as those of the above-described embodiment can be obtained.
  • the predetermined pressure P c is set in the range of P 1 ⁇ P c ⁇ P n1 , but in order to achieve the same effect as the above embodiment, it may be set so as to satisfy at least P 1 ⁇ P c.
  • the present invention can be used in the manufacturing industry of various work machines such as a hydraulic excavator, a bulldozer, a wheel loader, and a hydraulic crane.

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Abstract

　オープンセンタ式の油圧回路（１０）上にエンジン駆動の油圧ポンプ（２），油圧アクチュエータ（３）及びネガコン回路（４）を設け、センタバイパスの油圧をネガコン圧として油圧ポンプ（２）へ導く。また、ネガコン圧を任意の値に制御するネガコン圧制御手段（６）をネガコン回路（４）上に設ける。油圧ポンプ（２）のポンプ特性は、ネガコン回路（４）のネガコン圧が第一所定圧以上であるときに吐出流量が最小となるように設定する。　さらに、油圧アクチュエータ（３）が非作動状態であるか否かを検出するアイドリング検出手段（５）を設け、該非作動状態が検出されたときに、ネガコン圧を強制的に第一所定圧以上に制御する。

Description

作業機械の油圧制御装置
　本発明は、オープンセンタ式の油圧回路におけるセンタバイパスのネガコン圧を用いて油圧ポンプからの吐出流量を制御する作業機械の油圧制御装置に関する。
　従来、オープンセンタ式の油圧回路を備えた油圧ショベルやホイールローダ等の作業機械では、センタバイパスの作動油圧を利用して油圧ポンプの吐出流量が制御されている。例えば特許文献１には、センタバイパス上にオリフィス（絞り）を設け、オリフィスの上流側から引き出されたネガティブコントロール通路（いわゆるネガコン通路）をレギュレータ制御弁へと連通させた油圧回路構成が記載されている。
　この技術では、ネガコン通路の作動油圧（すなわちネガコン圧）が低圧であるほど油圧ポンプの吐出流量が増加するように、レギュレータ制御弁が制御されている。このような構成により、回路上の油圧シリンダ，油圧モータの非作動時（すなわちレバー操作がなされていない中立時）や微操作時に高圧のネガコン圧をレギュレータ制御弁へ導入して、油圧ポンプの吐出流量を最小にすることができるとされている。一般に、このようなセンタバイパス上のオリフィスの差圧を利用した油圧ポンプの吐出流量制御は、ネガコン制御と呼ばれている。
　ところで、ネガコン制御に係るオリフィスの絞り特性は、作業機械の通常の作業状態、すなわちエンジンが定格回転している状態での油圧ポンプの吐出流量に係るポンプ特性に基づいて設定される。例えば、図３中に実線で示すように、ネガコン圧Ｐnが低圧であるほど吐出流量Ｑが増加するように、そしてネガコン圧Ｐnが高圧であるほど吐出流量Ｑが減少するようにポンプ特性が設定される。
　この例では、エンジンの定格回転時のポンプ特性として、ネガコン圧Ｐnが第一圧力Ｐ1以上であるときに吐出流量Ｑが第一流量Ｑ1に設定され、ネガコン圧Ｐnが第二圧力Ｐ2未満であるときに吐出流量Ｑが第二流量Ｑ2（ただしＱ2＞Ｑ1）に設定されている。また、ネガコン圧ＰnがＰ2≦Ｐn＜Ｐ1の範囲では、ネガコン圧Ｐnの増分に比例して吐出流量Ｑが減少する設定となっている。
　このようなポンプ特性に対し、オリフィスの絞り特性の設定は、レバー操作中立時に油圧ポンプからの吐出流量Ｑを最小とするネガコン圧を生じさせるように設定される。例えば、図３中に破線で示すように、吐出流量Ｑが第一流量Ｑ1であるときにネガコン圧Ｐn（すなわちオリフィスの上流圧）が第一圧力Ｐ1以上となるように設定される。図３中の実線グラフと破線グラフとの交点Ａの座標の一方をなす圧力Ｐn1が、レバー操作中立時のネガコン圧であり、そのときのポンプ流量が第一流量Ｑ1となる。
特開２００１－２７１８０６号公報
　しかしながら、このような油圧ポンプの吐出流量Ｑに係るポンプ特性は、エンジンの定格回転時を基準としたものであるため、実際のエンジン回転数が定格回転数を下回る場合には適用できない。すなわち、エンジン回転数が低下すると、エンジン回転数の低下量に比例してポンプ吐出流量が減少するため、例えば、図３中に一点鎖線で示すように、同一のネガコン圧Ｐnに対する吐出流量Ｑが全体的に低下することになる。
　したがって、図３中の一点鎖線グラフと破線グラフとの交点をＢとおくと、レバー操作中立時のネガコン圧は交点Ｂの座標の一方をなす圧力Ｐn2となり、第一圧力Ｐ1よりも低圧となってしまう。
　また、エンジン回転数が定格回転数を下回った状態における油圧ポンプの最小吐出流量Ｑ3が第一圧力Ｐ1時におけるオリフィスの流量Ｑs（すなわち、点Ｃの座標の一方をなす流量）よりも小さければ、交点Ｂの座標の他方をなすポンプ流量Ｑrが最小吐出流量Ｑ3よりも大きくなる。つまり、ポンプ流量Ｑr及び最小吐出流量Ｑ3の差分の作動油が無駄に作動油タンクへ捨てられることになり、効率が悪化することになる。また、このとき油圧ポンプは必要十分とされる最小吐出流量Ｑ3よりも多量の作動油を吐出しているため、実際の吐出圧が本来得られるはずの吐出圧よりも低下することになるという圧力損失が生じる。
　このように、従来のネガコン制御では、エンジン回転数が定格回転数を下回った時にポンプ吐出流量が最小とならず、燃費効率を悪化させる場合があるという課題が存在する。
　本発明はこのような課題に鑑みてなされたもので、エンジン回転数に関わらず、レバー操作中立時における油圧ポンプからの吐出流量を最低流量に安定させることができ、出力を低減して燃費を改善することができるようにした作業機械の油圧制御装置を提供することを目的とする。
　上記目的を達成するため、請求項１記載の本発明の作業機械の油圧制御装置は、作業機械の駆動源であるエンジンと、オープンセンタ式の油圧回路上に設けられ、該エンジンによって駆動される油圧ポンプと、該油圧回路上に介装され、該油圧ポンプから作動油の供給を受けて作動する油圧アクチュエータと、該油圧回路におけるセンタバイパスの油圧をネガコン圧として該油圧ポンプへ導くネガコン回路と、該油圧アクチュエータが非作動状態であるか否かを検出するアイドリング検出手段と、該ネガコン圧を任意の値に制御するネガコン圧制御手段とを備え、該油圧ポンプが、該ネガコン圧が第一所定圧以上であるときに吐出流量を最小とするポンプ特性を有するとともに、該ネガコン圧制御手段が、該アイドリング検出手段において該油圧アクチュエータの該非作動状態が検出された場合に、該ネガコン圧を強制的に該第一所定圧以上に制御することを特徴としている。
　また、請求項２記載の本発明の作業機械の油圧制御装置は、請求項１記載の構成に加え、該油圧アクチュエータに係る操作レバーへの操作入力の有無に応じてオン／オフ信号を出力する圧力スイッチをさらに備え、該アイドリング検出手段が、該圧力スイッチからのオフ信号を受けたときに、該非作動状態を検出することを特徴としている。
　また、請求項３記載の本発明の作業機械の油圧制御装置は、請求項２記載の構成に加え、該アイドリング検出手段が、該圧力スイッチからのオフ信号を所定時間受け続けたときに、該非作動状態を検出することを特徴としている。
　つまり、アイドリング検出手段、エンジンの自動デセル（デセラレーション）機能が働いたときに、油圧アクチュエータが非作動状態であるとみなす。
　また、請求項４記載の本発明の作業機械の油圧制御装置は、請求項１～３の何れか１項に記載の構成に加え、該油圧アクチュエータに係るコントロールバルブの動作をロックする油圧ロック装置をさらに備え、該アイドリング検出手段が、該油圧ロック装置の作動時に、該非作動状態を検出することを特徴としている。
　本発明の作業機械の油圧制御装置（請求項１）によれば、油圧アクチュエータの非作動時にネガコン圧の最小値が強制的に第一所定圧以上に制御されるため、エンジン回転数に関わらず高いネガコン圧を保持することができ、油圧ポンプからの吐出流量を最小のまま維持することが可能となる。これにより、燃費効率を向上させることができる。
　また、本発明の作業機械の油圧制御装置（請求項２）によれば、操作レバーへの操作入力の有無を参照することにより、簡素な構成で確実に非作動状態を検出することができる。
　また、本発明の作業機械の油圧制御装置（請求項３）によれば、非作動状態であるとみなされる条件に時間条件を付加することにより、短時間の間に制御が繰り返し実施されるような事態を防止することができ、制御を安定化させることができる。
　また、本発明の作業機械の油圧制御装置（請求項４）によれば、油圧ロック装置の動作を参照することにより、より正確に非作動状態を検出することができる。また、オペレータが意識的に油圧ロック装置を作動させたときにのみ非作動状態と判断されるため、操作フィーリングを向上させることができる。
本発明の一実施形態に係る作業機械の油圧制御装置が適用された油圧回路を模式的に示す油圧回路図である。 本油圧制御装置における油圧ポンプの吐出流量とネガコン圧との関係を示すグラフである。 従来の油圧制御内容を説明するためのグラフである。
　以下、図面により、本発明の実施の形態について説明する。
　［１．構成］
　本発明は、図１に模式的に示す油圧ショベルのオープンセンタ式の油圧回路１０に適用されている。ここでは、フロント作業機を伸縮させるための油圧シリンダ３の駆動に係る油圧回路の概略構成を示す。
　油圧ポンプ２はエンジン１によって駆動され、作動油タンク１１に貯留された作動油を油圧回路１０内へと吐出している。作動油は、油圧ポンプ２からコントロール弁８を介して油圧シリンダ３へと供給されている。また、油圧ポンプ２にはその吐出流量を制御するためのレギュレータ２ａが併設されている。
　エンジンの回転数は、アクセルダイヤル１６によってオペレータが任意に設定可能となっている。例えば、アクセルダイヤル１６の操作位置が1番に設定されると、エンジン回転数が最低回転（1000rpm）に維持されるようにエンジン１が制御される。また、アクセルダイヤル１６の操作位置が10番に設定されると、エンジン回転数が最高回転（2000rpm）に維持されるようにエンジン１が制御される。このように、エンジン回転数は、アクセルダイヤル１６の操作位置に応じて段階的に設定される。
　なお、本エンジン１の出力（馬力）は、アクセルダイヤル１６の操作位置の番号が大きいほど増加する特性となっている。したがって、アクセルダイヤル１６の操作位置が10番に設定されているときに、エンジン出力が最も大きい状態となる。また、油圧ポンプ２の出力（馬力）も、エンジン出力に合わせて設定されるようになっている。
　コントロール弁８は、スプール（流量制御ステム）の位置を複数の位置に切り替えて作動油の流通方向及び流量を可変制御する制御弁として構成されている。また、コントロール弁８のスプールの両端のそれぞれには、操作系パイロットライン１４が接続されている。
　操作系パイロットライン１４は、操作レバー１３の操作量に応じて開閉するリモコン弁１３ａに接続されており、その操作量に対応するパイロット圧をスプールへ導くものである。ここでは、操作レバー１３の一方向又は他方向への操作に対応して、二本の操作系パイロットライン１４が設けられている。これにより、操作レバー１３を一方向又は他方向へ操作すると、コントロール弁８のスプールが図１中の上下方向に移動し、油圧シリンダ３へ供給される作動油流量等がそのレバー操作量に応じて制御され、油圧シリンダ３が伸縮動作する。
　また、操作系パイロットライン１４には、シャトル弁７ａがコントロール弁８に対して並列に介装されている。シャトル弁７ａは、二本の操作系パイロットライン１４のうち高圧の一方を選択するように機能する。ここで選択されたパイロット圧は、圧力スイッチ７へ導入されている。
　圧力スイッチ７は、レバー中立時（非操作時）よりも高圧のパイロット圧が導入された時にのみオン信号を出力するスイッチである。なお、シャトル弁７ａから導入される圧力は操作レバー１３の操作方向に依存しないため、操作レバー１３に何らかの操作入力があれば圧力スイッチ７がオン信号を出力することになる。また、操作レバー１３が中立であれば、圧力スイッチ７はオフ信号を出力する。これらのオン／オフ信号は、後述するコントローラ５へ入力されている。
　操作レバー１３の中立時に油圧ポンプ２から吐出された作動油の還流路となるセンタバイパス１５上には、オリフィス９及びネガコンリリーフ弁１７が並列に介装されている。また、オリフィス９及びネガコンリリーフ弁１７よりも上流側（コントロール弁８側）のセンタバイパス１５からは、ネガコン回路４が分岐形成されている。
　ネガコン回路４は、油圧ポンプ２のレギュレータ２ａにおけるネガティブコントロール用の回路である。ネガティブコントロールとは、ネガコン回路４の作動油圧の高低に対応するように油圧ポンプ２の吐出流量を減少又は増加させて、油圧ポンプ２の出力を略一定に保たせる制御である。以下、ネガコン回路４を介してレギュレータ２ａへ導入される作動油圧のことをネガコン圧とも呼ぶ。
　オリフィス９及びネガコンリリーフ弁１７はともにネガコン圧を生成するための弁である。ネガコンリリーフ弁１７は、予め設定された上限値以下の範囲にセンタバイパス１５内の作動油圧を保持する安全弁として機能する。またオリフィス９は、センタバイパス１５から作動油タンク１１へ排出される作動油流量を制限する絞り弁である。
　オリフィス９及びネガコンリリーフ弁１７によって生成されるネガコン圧Ｐnとセンタバイパス１５の作動油の流量Ｑとの関係は、図２中に破線で示すように、流量Ｑが大きいほどネガコン圧Ｐnが高く設定される。なお、オリフィス９の絞り特性に関して、ネガコン圧Ｐnと流量Ｑとの関係は、以下に示す式１のように記述される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
 　（ただし、ρ:作動油密度，Ｃ:流量係数，Ａ:開口面積，Ｐt:タンク圧）
　また、レギュレータ２ａへ導入されるネガコン圧Ｐnとそれによって制御される油圧ポンプ２の吐出流量との関係を、図２中に重ね合わせて示す。なお、操作レバー１３が中立であるときには、油圧ポンプの吐出流量とセンタバイパス１５の作動油の流量Ｑが一致する。以下、記号Ｑを操作レバー１３の中立時における吐出流量を表す記号としても用いて説明する。
　図２中に実線で示されたグラフは、エンジン１の定格回転時におけるポンプ特性を示すものであり、アクセルダイヤル１６の操作位置が10番に設定されたときのポンプ特性である。また、一点鎖線で示されたグラフは、定格回転時よりも低回転時におけるポンプ特性を示すものであり、アクセルダイヤル１６の操作位置が1番に設定されたときのポンプ特性である。
　アクセルダイヤル１６の操作位置が10番に設定されたときのポンプ特性は、ネガコン圧Ｐnが第一圧力Ｐ1（第一所定圧力）以上であるときに吐出流量Ｑが第一流量Ｑ1に設定され、ネガコン圧Ｐnが第二圧力Ｐ2未満であるときに吐出流量Ｑが第二流量Ｑ2（ただしＱ2＞Ｑ1）に設定されている。また、ネガコン圧ＰnがＰ1≦Ｐn＜Ｐ2の範囲では、ネガコン圧Ｐnの増分に比例して吐出流量Ｑが減少する設定となっている。
　また、アクセルダイヤル１６の操作位置が1番に設定されたときには、10番に設定されたときに比して全体的に流量Ｑが減少したポンプ特性となっている。一般に、エンジン１の定格回転時における吐出流量をＱpとおくと、エンジン１の実回転数がＮであるときの吐出流量Ｑrは以下の式２のように記述される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　したがって、アクセルダイヤル１６の操作位置が10番（定格回転数2000rpm）から1番（1000rpm）へと変更されると、流量Ｑは半分になる。
　前述のオリフィス９の絞り特性を示す図２中の破線のグラフは、第一圧力Ｐ1以上の範囲でエンジン１の定格回転時におけるポンプ特性のグラフと交わるように設定されている。つまり、レバー操作中立時に油圧ポンプ２からの作動油の流量が第一流量Ｑ1となるネガコン圧が生じるように、オリフィス９の絞り特性が設定されている。したがって、これらのグラフの交点をＡとおくと、交点Ａの座標の一方をなす圧力Ｐn1がレバー操作中立時のネガコン圧であり、その時の流量はＱ1である。
　［２．ネガコン圧の制御］
　ネガコン回路４上には、ＮＦＣ（Negative flow control）制御弁６が介装されている。このＮＦＣ制御弁６は、非作動状態にネガコン圧Ｐnを強制的に昇圧させるネガコン圧制御手段としての機能を備えており、高圧選択型のシャトル弁６ａ及び電磁比例減圧弁６ｂを備えて構成されている。電磁比例減圧弁６ｂは、パイロットポンプ１２から供給される作動油をネガコン回路４へ導入するためのものであり、コントローラ５によって開度を制御されている。
　ここでは、電磁比例減圧弁６ｂがオン（励磁状態）になると、その下流側の油圧の大きさが所定圧力Ｐc（ただしＰc≧Ｐ1）となるように、開度が設定されている。これにより、実際のオリフィス９の上流圧の大きさに関わらず、レギュレータ２ａへ導入されるネガコン圧Ｐnを強制的に所定圧力Ｐcに保持することができるようになっている。なお、本実施形態では、所定圧力が図２中の交点Ａの圧力Ｐn1よりも小さく設定されているものとする。
　なお、図１に示すように、電磁比例減圧弁６ｂは作動油タンク１１にも接続されており、オフ（非励磁状態）のときにはその二次圧が最低圧（タンク圧）に設定されている。
　コントローラ５（アイドリング検出手段）は、マイクロコンピュータで構成された電子制御装置であり、周知のマイクロプロセッサやＲＯＭ，ＲＡＭ等を集積したＬＳＩデバイスとして提供されている。このコントローラ５は、油圧シリンダ３が非作動状態であるか否かを検出する手段としての機能を備えている。すなわち、圧力スイッチ７からオフ信号が入力されている場合には、電磁比例減圧弁６ｂを励磁状態に制御する。一方、圧力スイッチ７からオン信号が入力されている場合には、電磁比例減圧弁６ｂを非励磁状態に制御する。
　［３．作用，効果］
　アクセルダイヤル１６の操作位置が10番に設定された油圧ショベルにおいて、操作レバー１３に何らかの操作入力がある状態では、その操作量に応じてパイロットライン１４にパイロット圧が生じ、コントロール弁８が制御される。センタバイパス１５の作動油圧は、操作レバー１３の操作量が大きいほど低下する。一方、このときコントローラ５は電磁比例減圧弁６ｂを非励磁状態に制御するため、シャトル弁６ａではセンタバイパス１５側の作動油圧が選択される。これにより、ネガコン回路４を介してレギュレータ２ａへ導入されるネガコン圧Ｐnが低下し、油圧ポンプ２から吐出される作動油流量が増加する。
　続いて、操作レバー１３に何も操作入力がない場合には、オリフィス９の上流圧としてのネガコン圧Ｐnが圧力Ｐn1となる。一方、コントローラ５は電磁比例減圧弁６ｂを励磁状態に制御し、電磁比例減圧弁６ｂの下流側に所定圧力Ｐcを生じさせる。この場合、シャトル弁６ａでは、電磁比例減圧弁６ｂ側の作動油圧Ｐcよりもセンタバイパス１５側の作動油圧Ｐn1の方が高圧であるため、センタバイパス１５側の作動油圧Ｐn1がレギュレータ２ａへ導入されることになる。
　また、アクセルダイヤル１６が10番から1番へと変更されると、センタバイパス１５の作動油流量Ｑが低下するため、シャトル弁６ａにおけるセンタバイパス１５側の作動油圧が低下する。すなわち、図２中のグラフにおいて、破線で示されたオリフィス９の絞り特性のグラフに沿って圧力が低下することになる。しかし、シャトル弁６ａの他方には所定圧力Ｐcが生じているため、レギュレータ２ａへ導入されるパイロット圧Ｐnは所定圧力Ｐc未満にはならない。つまり、油圧ポンプ２の吐出流量Ｑとレギュレータ２ａへ導入されるパイロット圧Ｐnとの関係は、図２中に点Ａ′で示される状態となり、油圧ポンプ２の吐出流量Ｑを最小流量にすることができる。
　このように、本油圧制御回路によれば、操作レバー１３に何も操作入力がないときにネガコン圧Ｐnの最小値が強制的に所定圧力Ｐcに制御されるため、エンジン回転数に関わらず高いネガコン圧Ｐnを保持することができ、油圧ポンプ２からの吐出流量Ｑを最小流量とすることができる。これにより、作業のアイドリング時（非操作時）の油圧エネルギー損失を軽減することができ、燃費効率を向上させることができる。
　また、操作レバー１３が中立状態であることを検出するための構成が簡素であり、確実に油圧シリンダ３の非作動状態を検出することができる。
　［４．その他］
　以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができる。
　例えば、上述の実施形態では、コントローラ５で電磁比例減圧弁６ｂを励磁する条件が、圧力スイッチ７から入力される信号がオフ信号であることとなっているが、これに加えて、あるいはこれに代えて、他の条件を用いることも考えられる。以下に制御の開始条件を例示する。
　・アクセルダイヤル操作によらず、オフ信号を所定時間継続的に受け続けること
　・アクセルダイヤル操作によらず、油圧ロックレバーがオフ操作されること
　・アクセルダイヤルが下げられ、かつ操作レバー１３の中立を検出すること
　・アクセルダイヤルが下げられ、かつオフ信号を所定時間継続的に受け続けること
　・アクセルダイヤルが下げられ、かつ油圧ロックレバーがオフ操作されること
　上記のように、油圧シリンダ３が非作動状態であるとみなされる条件に時間条件を付加することにより、短時間の間に制御が繰り返し実施されるような事態を防止することができ、制御を安定化させることができる。なお、エンジンの自動デセル（デセラレーション）機能が働いたときに、油圧アクチュエータが非作動状態であるとみなすものとしてもよい。
　また、コントロール弁８のスプール動作をロックする油圧ロックレバー（油圧ロック装置）の操作状態を参照した場合には、より正確に非作動状態を検出することができる。なおこの場合、オペレータが意識的に油圧ロック装置を作動させたときにのみ非作動状態と判断されるため、操作フィーリングを向上させることができる。
　また、上述の実施形態では油圧式の操作レバー１３の場合を示したが、電気式の操作レバーにも応用が可能である。この場合、電気式の操作レバーから出力される操作量に係る信号をコントローラ５に入力する構成とすれば、上述の実施形態と同様の効果を奏するものとなる。
　なお、上述の実施形態では、図２に示すように、所定圧力ＰcがＰ1≦Ｐc≦Ｐn1の範囲で設定されているが、上述の実施形態と同様の効果を奏するには、少なくともＰ1≦Ｐcを満たすように設定すればよい。
　本発明は、油圧ショベルをはじめとして、ブルドーザやホイールローダ，油圧式クレーン等様々な作業機械の製造産業全般に利用可能である。
　１　エンジン
　２　油圧ポンプ
　２ａ　レギュレータ
　３　油圧シリンダ
　４　ネガコン回路
　５　コントローラ（アイドリング検出手段）
　６　ＮＦＣ制御弁（ネガコン圧制御手段）
　６ａ　シャトル弁
　６ｂ　電磁比例減圧弁
　７　圧力スイッチ
　７ａ　シャトル弁
　８　コントロール弁（コントロールバルブ）
　９　オリフィス
　１０　油圧回路
　１１　作動油タンク
　１２　パイロットポンプ
　１３　操作レバー
　１３ａ　リモコン弁
　１４　操作系パイロットライン
　１５　センタバイパス
　１６　アクセルダイヤル
　１７　ネガコンリリーフ弁

Claims (4)

  1. 　作業機械の駆動源であるエンジンと、
    　オープンセンタ式の油圧回路上に設けられ、該エンジンによって駆動される油圧ポンプと、
    　該油圧回路上に介装され、該油圧ポンプから作動油の供給を受けて作動する油圧アクチュエータと、
    　該油圧回路におけるセンタバイパスの油圧をネガコン圧として該油圧ポンプへ導くネガコン回路と、
    　該油圧アクチュエータが非作動状態であるか否かを検出するアイドリング検出手段と、
    　該ネガコン圧を任意の値に制御するネガコン圧制御手段とを備え、
    　該油圧ポンプが、該ネガコン圧が第一所定圧以上であるときに吐出流量を最小とするポンプ特性を有するとともに、
    　該ネガコン圧制御手段が、該アイドリング検出手段において該油圧アクチュエータの該非作動状態が検出された場合に、該ネガコン圧を強制的に該第一所定圧以上に制御する
    ことを特徴とする、作業機械の油圧制御装置。
  2. 　該油圧アクチュエータに係る操作レバーへの操作入力の有無に応じてオン／オフ信号を出力する圧力スイッチをさらに備え、
    　該アイドリング検出手段が、該圧力スイッチからのオフ信号を受けたときに、該非作動状態を検出する
    ことを特徴とする、請求項１記載の作業機械の油圧制御装置。
  3. 　該アイドリング検出手段が、該圧力スイッチからのオフ信号を所定時間受け続けたときに、該非作動状態を検出する
    ことを特徴とする、請求項２記載の作業機械の油圧制御装置。
  4. 　該油圧アクチュエータに係るコントロールバルブの動作をロックする油圧ロック装置をさらに備え、
    　該アイドリング検出手段が、該油圧ロック装置の作動時に、該非作動状態を検出する
    ことを特徴とする、請求項１～３の何れか１項に記載の作業機械の油圧制御装置。
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