WO2013042484A1 - 油圧制御装置及び油圧制御方法 - Google Patents

油圧制御装置及び油圧制御方法 Download PDF

Info

Publication number
WO2013042484A1
WO2013042484A1 PCT/JP2012/070388 JP2012070388W WO2013042484A1 WO 2013042484 A1 WO2013042484 A1 WO 2013042484A1 JP 2012070388 W JP2012070388 W JP 2012070388W WO 2013042484 A1 WO2013042484 A1 WO 2013042484A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
hydraulic pump
hydraulic
negative control
pressure
virtual
Prior art date
Application number
PCT/JP2012/070388
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
英祐 松嵜
Original Assignee
住友重機械工業株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 住友重機械工業株式会社 filed Critical 住友重機械工業株式会社
Priority to EP12834290.4A priority Critical patent/EP2759713A4/en
Priority to CN201280041009.6A priority patent/CN103765016B/zh
Priority to KR1020147005342A priority patent/KR101595038B1/ko
Publication of WO2013042484A1 publication Critical patent/WO2013042484A1/ja
Priority to US14/217,678 priority patent/US9784368B2/en
Priority to US15/726,840 priority patent/US10393260B2/en

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
    • F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
    • F16H61/4061—Control related to directional control valves, e.g. change-over valves, for crossing the feeding conduits
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F3/00—Dredgers; Soil-shifting machines
    • E02F3/04—Dredgers; Soil-shifting machines mechanically-driven
    • E02F3/28—Dredgers; Soil-shifting machines mechanically-driven with digging tools mounted on a dipper- or bucket-arm, i.e. there is either one arm or a pair of arms, e.g. dippers, buckets
    • E02F3/30—Dredgers; Soil-shifting machines mechanically-driven with digging tools mounted on a dipper- or bucket-arm, i.e. there is either one arm or a pair of arms, e.g. dippers, buckets with a dipper-arm pivoted on a cantilever beam, i.e. boom
    • E02F3/32—Dredgers; Soil-shifting machines mechanically-driven with digging tools mounted on a dipper- or bucket-arm, i.e. there is either one arm or a pair of arms, e.g. dippers, buckets with a dipper-arm pivoted on a cantilever beam, i.e. boom working downwardly and towards the machine, e.g. with backhoes
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • 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
    • E02F9/2203—Arrangements for controlling the attitude of actuators, e.g. speed, floating function
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • 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
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • 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
    • E02F9/2278—Hydraulic circuits
    • E02F9/2296—Systems with a variable displacement pump
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/16—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors
    • F15B11/161—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors with sensing of servomotor demand or load
    • F15B11/165—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors with sensing of servomotor demand or load for adjusting the pump output or bypass in response to demand
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/31—Directional control characterised by the positions of the valve element
    • F15B2211/3105—Neutral or centre positions
    • F15B2211/3116—Neutral or centre positions the pump port being open in the centre position, e.g. so-called open centre

Definitions

  • the present invention controls a hydraulic pump in a construction machine in which a hydraulic actuator is connected to a hydraulic pump via a closed center type directional switching valve and the position of the directional switching valve is varied in accordance with the operation amount of the operating member.
  • the present invention relates to a hydraulic control device and a hydraulic control method.
  • a closed center type control valve instead of the general bleed control that controls the hydraulic actuator speed by changing the bleed flow rate according to the operation amount of the control valve, a closed center type control valve has been used, while a virtual bleed is used for the control valve.
  • a control method for a variable displacement pump is known in which an opening is set and the area of the virtual bleed opening (virtual bleed opening area) is changed according to the operation amount (see, for example, Patent Document 1).
  • the necessary pump discharge pressure is calculated using the virtual bleed opening area and the virtual bleed amount based on the virtual bleed opening area, and the pump control is executed so that the pump discharge pressure is realized.
  • the negative control system is compatible with human inertia in that the speed of the hydraulic actuator is low when the load is high and the speed of the hydraulic actuator is high when the load is low. .
  • the present invention provides a hydraulic control apparatus and a hydraulic control method capable of virtually reproducing a negative control system in a hydraulic circuit for construction machinery in which a hydraulic actuator is connected to a pump via a closed center type directional switching valve.
  • the purpose is to provide.
  • a hydraulic actuator is connected to a hydraulic pump via a closed center type directional switching valve, and the position of the directional switching valve according to the operation amount of the operating member.
  • a hydraulic control device for controlling the hydraulic pump Virtual negative control pressure calculating means for calculating a virtual negative control pressure when a negative control system is hypothesized based on an operation amount of the operation member and a discharge pressure of the hydraulic pump;
  • a hydraulic control device comprising means for calculating a control command value for the hydraulic pump based on the virtual negative control pressure.
  • a negative control system can be virtually reproduced in a hydraulic circuit for construction machinery in which a hydraulic actuator is connected to a pump via a closed center type directional control valve.
  • FIG. 1 is a circuit diagram showing a hydraulic control system 60 according to one embodiment of the present invention.
  • FIG. It is the schematic of the direction switching valve used with an open center type (negative control) system.
  • It is a block diagram of the negative control system reproduced in the virtual bleed system realized by the controller 10 of the present embodiment.
  • FIG. 11 is a calculation block diagram of a pump discharge pressure correction coefficient K ⁇ related to FIG. 10.
  • An example of a pump discharge command correction factor K Q calculation method of which is realized by the controller 10 of this embodiment is a flowchart showing.
  • FIG. 1 is a diagram showing a configuration example of a construction machine 1 according to the present invention.
  • the construction machine 1 is a machine equipped with a hydraulic system that is operated by a person, such as a hydraulic excavator, a forklift, and a crane.
  • a construction machine 1 has an upper swing body 3 mounted on a crawler type lower traveling body 2 via a swing mechanism so as to be rotatable around the X axis.
  • the upper swing body 3 includes a boom 4, an arm 5 and a bucket 6, and a boom cylinder 7, an arm cylinder 8 and a bucket cylinder 9 as hydraulic actuators for driving the boom 4, the arm 5 and the bucket 6, respectively.
  • the drilling attachment may be another attachment such as a breaker or a crusher.
  • FIG. 2 is a circuit diagram showing a hydraulic control system 60 according to one embodiment of the present invention.
  • the hydraulic control system 60 includes a variable displacement hydraulic pump 11 in which the discharge amount per rotation (cc / rev) is variable.
  • the hydraulic pump 11 is connected to the engine 17 and is driven to rotate by the engine 17.
  • the hydraulic pump 11 is connected in parallel to the boom cylinder 7, arm cylinder 8, and bucket cylinder 9 (an example of a hydraulic actuator) via a supply line 13 and closed center type directional control valves (control valves) 20, 22, 24.
  • the Further, the boom cylinder 7, the arm cylinder 8, and the bucket cylinder 9 are connected in parallel to the return line 14 connected to the tank T via the direction switching valves 20, 22, and 24.
  • the hydraulic pump 11 is controlled by a regulator device 12.
  • the direction switching valves 20, 22, 24 may be of a type whose position is controlled by hydraulic pressure, or of a type whose position is controlled by an electric signal (drive signal) from the controller 10 as shown in the figure. Good.
  • the hydraulic control system 60 may include other hydraulic actuators such as a traveling hydraulic motor and a turning hydraulic motor.
  • the number of hydraulic actuators included in the hydraulic control system 60 is three in the example illustrated in FIG. 2, but may be any number including one.
  • a hydraulic sensor 30 for detecting the discharge pressure (pump discharge pressure) of the hydraulic pump 11 is provided in the supply line 13 from the hydraulic pump 11.
  • the hydraulic sensor 30 may input an electrical signal corresponding to the pump discharge pressure to the controller 10.
  • an unload valve 18 is provided in the supply line 13.
  • the unload valve 18 is connected to a return line 14 connected to the tank T. In this way, the supply line 13 communicates with the tank T via the unload valve 18.
  • the unload valve 18 switches between a state where the supply line 13 communicates with the tank T and a state where the supply line 13 is disconnected from the tank T according to the position.
  • the unload valve 18 is controlled according to the open / close state of the flow path (actuator line) to each hydraulic actuator (boom cylinder 7, arm cylinder 8 and bucket cylinder 9) in each direction switching valve 20, 22, and 24. Also good.
  • the unload valve 18 is closed when any one of the actuator lines in the direction switching valves 20, 22, 24 is opened, and the oil discharged from the hydraulic pump 11 is stored in the tank T. To prevent it from being discharged.
  • the unload valve 18 is opened when all of the actuator lines in the direction switching valves 20, 22, 24 are closed, and the oil discharged from the hydraulic pump 11 is discharged to the tank T. Form a state.
  • the unload valve 18 may be of a type whose position is controlled by hydraulic pressure, or of a type whose position is controlled by an electric signal as shown.
  • a relief valve 19 is provided in the supply line 13.
  • the return line 14 is connected to each head side and rod side of the boom cylinder 7, arm cylinder 8, and bucket cylinder 9 via the corresponding relief valves 21 a, 21 b, 23 a, 23 b, 25 a, 25 b, respectively.
  • the relief valves 21a, 21b, 23a, 23b, 25a, and 25b include supply check valves.
  • the relief valves 19, 21a, 21b, 23a, 23b, 25a, 25b may be of a type whose position is controlled by hydraulic pressure, or of a type whose position is controlled by an electric signal as shown.
  • the controller 10 is mainly composed of a microcomputer, and includes, for example, a CPU, a ROM for storing control programs, a readable / writable RAM for storing calculation results, a timer, a counter, an input interface, an output interface, and the like. Have.
  • the operation members 40, 42, and 43 are members for variably operating the positions of the direction switching valves 20, 22, and 24 so that the user operates the construction machine 1.
  • the operation members 40, 42, and 43 may be in the form of a lever or a pedal, for example.
  • the operation members 40, 42, and 43 are an arm operation lever for operating the arm 5, a boom operation lever for operating the boom 4, and a bucket operation lever for operating the bucket 6, respectively.
  • the operation amount (stroke) of the operation members 40, 42, and 43 by the user is input to the controller 10 as an electrical signal.
  • the detection method of the operation amount of the operation members 40, 42, and 43 by the user may be a method of detecting the pilot pressure with a pressure sensor, or a method of detecting the lever angle.
  • the controller 10 controls the direction switching valves 20, 22, 24 and the unload valve 18 based on the operation amounts of the operation members 40, 42, 43 and the like.
  • the direction switching valves 20, 22, and 24 are of a type that is controlled by hydraulic pressure
  • the direction switching valves 20, 22, and 24 are pilot pressures that change according to the operation of the operation members 40, 42, and 43. Control directly. For example, when each of the arm operation amount LS1, the boom operation amount LS2, and the bucket operation amount LS3 is equal to or less than a predetermined threshold value LS th1 , LS th2 , LS th3 , respectively, the unload valve 18 is opened and the arm operation amount is set.
  • the unloading valve 18 may be closed when any of LS1, boom operation amount LS2 and bucket operation amount LS3 is greater than a corresponding predetermined threshold value LS th1 , LS th2 , LS th3 .
  • the predetermined threshold values LS th1 , LS th2 , LS th3 may correspond to the operation amount when the opening of the actuator line of each direction switching valve 20, 22, 24 starts to open.
  • controller 10 controls the hydraulic pump 11 via the regulator device 12 based on the operation amount of the operation members 40, 42, and 43.
  • the method for controlling the hydraulic pump 11 will be described in detail later.
  • the controller 10 of this embodiment reproduces the control characteristics of the open center type (negative control system) by pump control in the hydraulic circuit including the closed center type directional control valves 20, 22, and 24 shown in FIG.
  • a virtual bleed system Such a system is referred to as a “virtual bleed system”.
  • FIG. 3 is a schematic diagram of a directional switching valve used in an open center type (negative control) system.
  • the negative control system when the direction switching valve is in the neutral state, as shown in FIG. 3A, the discharge flow rate of the hydraulic pump is all unloaded to the tank through the center bypass line.
  • the flow path to the hydraulic actuator is opened and the center bypass line is narrowed simultaneously.
  • the center bypass line is completely closed, and all the discharge flow rate of the hydraulic pump is supplied to the hydraulic actuator.
  • ⁇ is the density
  • Q d and p d are the discharge flow rate and discharge pressure of the hydraulic pump
  • c b and A b are the flow coefficient and the opening area (bleed opening for the center bypass line in the direction switching valve).
  • C a and A a are a flow coefficient and an opening area related to the actuator line in the direction switching valve
  • p act is an actuator line pressure.
  • the center bypass line is provided with a negative control throttle after the direction switching valve, and communicates with the tank through the negative control throttle (see FIG. 7).
  • FIG. 4 is a block diagram of the negative control system reproduced in the virtual bleed system realized by the controller 10 of the present embodiment.
  • Q b is unloading valve passing flow
  • K is the bulk modulus
  • V p is the pump - the control valve capacity
  • V a is the control valve - cylinder capacity
  • A is the cylinder pressure receiving area
  • M is the cylinder volume
  • F represents a disturbance.
  • an open center type directional control valve (see FIG. 3) is virtualized as shown in block 70 of FIG. by operation of a portion to calculate the virtual bleed amount Q b, as a command value the amount obtained by subtracting the virtual bleed amount Q b from the target value Q dt of the discharge rate of the hydraulic pump based on the control law negative control system, the hydraulic pump 11 Control.
  • Virtual bleed amount Q b in consideration of the fact that the back pressure is generated by the negative control aperture in the center bypass line of the actual negative control system, may be calculated as follows. That is, in the virtual bleed system, in order to model an actual negative control system, it is virtually assumed that a negative control throttle communicating with the tank is provided in the center bypass line from the virtual directional switching valve, and the back pressure by this virtual negative control throttle is provided. May be considered.
  • pn is the back pressure by the virtual negative control (hereinafter referred to as “virtual negative control pressure”).
  • pt is a tank pressure, and is zero here.
  • p n a predetermined upper limit value p nmax is set.
  • Upper limit p nmax may correspond to the setting pressure of the relief valve in the negative control system virtual.
  • Virtual negative control pressure p n from the numerical formula 2 and number 3, can be expressed as follows.
  • the flow coefficient c b and the opening area A b relates center bypass line in a virtual directional control valves, and, based on the flow coefficient c n and the opening area A n in the virtual negative control aperture, the discharge pressure of the hydraulic pump 11 it can be seen that the p d can be calculated virtual negative control pressure p n.
  • the flow coefficient c b and the opening area A b, and, for the flow coefficient c n and opening area A n can be set initially as a virtual value (hence, they are known).
  • the flow coefficient c n and the opening area A n based on the characteristics of the virtual negative control aperture is envisaged. An example of the characteristics of the opening area Ab will be described later.
  • the characteristics of the virtual negative control system (flow coefficient c b and opening area A b , and flow rate) based on the coefficients c n and the opening area a n), it is possible to calculate the virtual negative control pressure p n from the discharge pressure of the hydraulic pump 11 p d (e.g. the detected value of hydraulic pressure sensor 30), based on the virtual negative control pressure p n
  • the discharge flow rate of the hydraulic pump 11 can be controlled. That is, the negative control system can be reproduced by controlling the discharge flow rate of the hydraulic pump 11 by treating the virtual negative control pressure pn in the same manner as the negative control pressure obtained by the negative control system.
  • FIG. 5 is a diagram illustrating an example of characteristics of the virtual direction switching valve and the direction switching valve.
  • characteristic C1 is a curve showing the relationship between the operation amount in the virtual directional control valve (the stroke) and an opening area (virtual bleed opening area) A b.
  • a characteristic C2 indicates an opening characteristic on the meter-in side of the direction switching valve, and a characteristic C3 indicates an opening characteristic on the meter-in side of the direction switching valve.
  • a table representing the characteristic C1 is prepared for each of the direction switching valves 20, 22, and 24 as a bleed opening data table.
  • FIG. 6 is a control block diagram illustrating an example of a virtual bleed system realized by the controller 10 of the present embodiment.
  • the negative control system corresponds to block 90 in FIG. 5, and the positive control system corresponds to block 92 in FIG. Since the control block of the positive control system is the same as that of a normal positive control system, the control block of the negative control system will be particularly described here.
  • the block 90 shown in FIG. 6 corresponds to the block 70 shown in FIG.
  • a negative control system as shown in FIG. 7 is reproduced.
  • open center type directional control valves V1, V2, and V3 corresponding to virtual directional control valves in a virtual bleed system
  • a negative control aperture 104 is disposed downstream of the center bypass line 100.
  • the hydraulic actuators boost cylinder 7, arm cylinder 8 and bucket cylinder 9 provided for the direction switching valves V1, V2 and V3 are not shown.
  • signals representing the operation amounts of the operation members 40, 42, and 43 that is, the arm operation amount LS1, the boom operation amount LS2, and the bucket operation amount LS3.
  • a signal representing the discharge pressure p d of the hydraulic pump 11 (hereinafter simply referred to as “pump discharge pressure p d ”) is input to the blocks 90 and 92 of the negative control system and the positive control system.
  • the pump discharge pressure p d may be the detected value of hydraulic pressure sensor 30.
  • the arm operating amount LS1, the boom operating amount LS2 and the bucket operating amount LS3, respectively, by the corresponding bleed opening data table (see FIG. 5) 90-1 is converted into the opening area A b, at block 90-2,
  • the corresponding flow coefficient c b is multiplied and input to block 90-5.
  • the block 90-5 calculates the parameter c e A e as a whole of each virtual directional control valve based on the fact that the equivalent opening area A e of the throttles connected in series can be expressed by the following equation.
  • a i is a virtual bleed opening area of each virtual direction switching valve (each virtual direction switching valve corresponding to each of the direction switching valves 20, 22, 24).
  • c i is the flow rate coefficient of each virtual directional control valve (the virtual directional control valves corresponding to each of the directional control valve 20, 22, 24).
  • i corresponds to the number of direction switching valves (and hence the number of hydraulic actuators), and for example, in a configuration in which only the direction switching valve 20 exists, a calculation formula that does not take sigma (that is, simply relates to the direction switching valve 20). The product of the flow coefficient c and the opening area A is calculated).
  • the c e A e obtained in this way is input to block 90-6.
  • a n c n and pump discharge pressure p d are input to the block 90-6.
  • a n c n are those multiplied by the flow coefficient c n in the virtual negative control diaphragm opening area A n in the virtual negative control throttle, is input from the block 90-3, and 90-4.
  • the virtual negative control pressure pn is calculated based on the above equation (4).
  • Such virtual negative control pressure p n, which is calculated in is input to the block 90-7, and 90-8.
  • the virtual negative control pressure-flow rate table shows the relationship between the virtual negative control pressure pn and the target value Q dt of the discharge flow rate of the hydraulic pump 11, and this relationship is based on the control law of the hypothetical negative control system. It may be determined.
  • the target value Q dt of the discharge flow rate becomes small, and when the virtual negative control pressure pn decreases, the target value of the discharge flow rate Q dt has a relationship of increasing.
  • the hydraulic pump 11 discharge flow rate command value (virtual negative control target value) is calculated.
  • the maximum flow rate (horsepower control target value) at the time of horsepower control is calculated from the engine speed and the set torque, and the smaller one of the virtual negative control control value and the horsepower control target value is the final target value. Selected as.
  • the mode selector 94 switches between a positive control mode for realizing a positive control system and a negative control mode for realizing a negative control system.
  • the mode selector 94 may switch between these modes according to a user operation, or may automatically switch modes according to a predetermined condition.
  • the opening area of the actuator line is calculated in block 92-1 based on the arm operation amount LS1, the boom operation amount LS2, and the bucket operation amount LS3.
  • the opening area and the actuator request Based on the opening area-flow rate table (see FIG. 8B) representing the relationship with the flow rate, the command value (positive control control target value) of the actuator required flow rate of each hydraulic actuator is calculated.
  • the actuator required flow rate of each hydraulic actuator may be directly calculated from the operation amount-flow rate table based on the arm operation amount LS1, the boom operation amount LS2, and the bucket operation amount LS3.
  • the maximum flow rate (horsepower control target value) at the time of horsepower control is calculated from the engine speed and the set torque, and the smaller one of the positive control target value and the horsepower control target value is smaller. Selected as the final target value.
  • the closed center type directional control valves 20, 22, and 24 are used, the bleed required in the negative control system becomes unnecessary, and the energy saving can be improved.
  • the characteristics of the virtual direction switching valve are based on electronic data and can be easily changed. As a result, the characteristics of the virtual direction switching valve (particularly the characteristics of the virtual bleed opening area, see characteristic C1 in FIG. 5). ) Can be easily realized. The same applies to the characteristics of the virtual negative control aperture. Further, since the closed center type directional control valves 20, 22, and 24 are used, the bleed line of the directional switching valve becomes unnecessary, and the cost of the directional switching valve can be reduced.
  • the hydraulic pressure sensor 30 for detecting the pump discharge pressure is preferably provided in the vicinity (immediately before) of the direction switching valves 20, 22, 24 from the control principle.
  • the arrangement of the hydraulic sensor 30 cannot be realized from the viewpoint of mechanical connection, cost, and the like.
  • the hydraulic sensor 30 may be provided in the hydraulic pump 11.
  • the pump discharge pressure detected by the hydraulic sensor 30 is a pressure in which the pressure loss due to the piping resistance from the hydraulic sensor 30 to the direction switching valves 20, 22, 24 is added.
  • a gain or a bias is added in advance to the pump discharge pressure detected by the hydraulic sensor 30 with reference to the command value of the discharge flow rate of the hydraulic pump 11, so that the true value applied to the direction switching valves 20, 22, and 24 is increased. Predict pressure. As a result, even when the hydraulic pressure sensor 30 is not disposed in the vicinity of the directional control valves 20, 22, and 24, the true pressure applied to the directional control valves 20, 22, and 24 is predicted to accurately match the actual negative control pressure. Therefore, the reproducibility of the negative control system can be improved in the virtual bleed system.
  • the viscosity of the oil changes due to the aging of the oil and that the leakage loss of the hydraulic pump 11 increases due to the aging of the equipment (thus, the command value may not be realized). These are compensated.
  • the change in the viscosity of the oil may be solved by providing the unload valve 18 in the vicinity (immediately before) of the direction switching valves 20, 22, 24.
  • the unload valve 18 may be provided immediately before the branch point P of the supply line 13 (in this case, if the structure is possible, the unload valve 18 is the direction closest to the hydraulic pump 11). It may be attached to the block of the switching valve 20).
  • the pump discharge pressure detected by the hydraulic sensor 30 is substantially the pipe pressure loss itself. Therefore, by comparing the pressure loss value set in advance with the pump discharge pressure detected by the hydraulic pressure sensor 30, the difference or ratio of kinematic viscosity can be obtained.
  • the following Hagen-Poiseuille equation may be used.
  • the gain or bias applied to the pump discharge pressure detected by the hydraulic sensor 30 may be set according to the difference or ratio of the kinematic viscosity.
  • r is the pipe inner diameter
  • l is the pipe length
  • ⁇ is the kinematic viscosity
  • ⁇ p is the differential pressure
  • the aging deterioration of the hydraulic pump 11 may be solved by configuring the unload valve 18 with a proportional valve.
  • a command value for a constant discharge flow rate is given to the hydraulic pump 11 and the unload valve 18 is throttled after discharging the constant flow rate, the pump discharge pressure increases. Since the throttle opening of the unload valve 18 can be known, the flow rate that passes through the unload valve 18 from the measured pump discharge pressure according to the following throttle equation (Equation 8), that is, the actual flow rate of the hydraulic pump 11 is calculated. Can be calculated.
  • the gain and bias for the command value of the discharge flow rate of the hydraulic pump 11 may be set based on the difference between the actual flow rate calculated in this way and the command value of the discharge flow rate.
  • c U and A U are a flow coefficient and a throttle opening degree in the unload valve 18.
  • FIG. 9 is a control block diagram showing another example of the virtual bleed system realized by the controller 10 of the present embodiment.
  • FIG. 9 unlike FIG. 6, only the part of the negative control system is shown.
  • a positive control system block 92 may be added together with the mode selector 94 as in FIG.
  • a discharge flow rate adjustment gain K Q hereinafter also referred to as a pump discharge command correction coefficient K Q
  • FIG. 10 is a flowchart illustrating an example of a method for calculating the pump discharge pressure correction coefficient K ⁇ realized by the controller 10 of the present embodiment.
  • FIG. 11 is a calculation block diagram of the pump discharge pressure correction coefficient K ⁇ related to FIG.
  • step 1000 the operating state of the construction machine 1 is detected.
  • step 1002 it is determined whether or not the engine 17 is idling. If the engine 17 is idling, the process proceeds to step 1004. If the engine 17 is not idling, the process waits until idling occurs. When the engine 17 is idling, the arm operation amount LS1, the boom operation amount LS2, and the bucket operation amount LS3 are all zero, and the unload valve 18 is maintained in the open state (maximum opening).
  • a predetermined discharge flow rate command of the hydraulic pump 11 is output.
  • the discharge flow rate of the predetermined hydraulic pressure pump 11 is commanded, if the range of the pump discharge pressure p d can be properly detected at step 1006, it can be any amount.
  • the commanded discharge flow rate of the predetermined hydraulic pump 11 may be a constant flow rate, or may increase or decrease with time (for example, at a constant change rate).
  • step 1006 the pump discharge pressure p d which is detected by the oil pressure sensor 30 is acquired.
  • step 1008 the discharge flow rate of the predetermined hydraulic pressure pump 11 is commanded in step 1004, based on the pump discharge pressure p d which is detected by the oil pressure sensor 30, the viscosity of the oil discharged from the hydraulic pump 11 (actual Viscosity) ⁇ P is calculated (estimated).
  • the viscosity ⁇ P may be calculated using the Hagen-Poiseuille equation shown in Equation 7 (see block 90-9a in FIG. 11).
  • the number 7 expression, as the pressure difference Delta] p the pump discharge pressure p d which is detected by the oil pressure sensor 30 is substituted. This is because when the unloading valve 18 is opened, the pump discharge pressure p d which is detected by the oil pressure sensor 30, as described above, is because the substantially pipe pressure loss itself.
  • step 1010 an oil temperature detected by an oil temperature sensor (not shown) is acquired.
  • step 1012 the oil temperature detected by the oil temperature sensor, based on the pump discharge pressure p d which is detected by the oil pressure sensor 30, a given oil temperature and pressure - viscosity mu T is calculated from the viscosity characteristics table (See block 90-9b in FIG. 11).
  • the oil temperature / pressure-viscosity characteristic table may be generated in advance using values measured in a nominal state where there is no deterioration of the oil. Thus, where the viscosity mu T calculated in corresponds to the desired nominal value (reference viscosity).
  • step 1014 whether the absolute value of the difference between the viscosities mu T calculated in viscosity mu P and the step 1012 calculated in step 1008 is equal to or greater than a predetermined threshold.
  • the predetermined threshold value is a threshold value for determining whether or not these differences need to be compensated by correction using a pump discharge pressure correction coefficient K ⁇ described later, and depends on the required control accuracy. May be determined.
  • step 1016 If the absolute value of the difference between the viscosity mu P and viscosity mu T is not less than a predetermined threshold value, the process proceeds to step 1016, if the absolute value of the difference between the viscosity mu P and viscosity mu T is less than the predetermined threshold value, stage Then, it is determined that there is no need for correction, and the process ends.
  • step 1016 the pump discharge pressure correction coefficient K ⁇ is calculated, and the previous value is changed (updated).
  • the pump discharge pressure correction coefficient K ⁇ is calculated by the blocks 90-9a, 9b, and 9c shown in FIG.
  • the pump discharge pressure correction coefficient K mu calculated by is multiplied to the pump discharge pressure p d at block 90-9 shown in FIG. 9, the pump discharge pressure p d is corrected.
  • Figure 12 is a flowchart showing an example of a pump discharge command correction factor K Q calculation method of which is realized by the controller 10 of the present embodiment.
  • Figure 13 is a calculation block diagram of the pump discharge command correction factor K Q in relation to FIG. 12.
  • step 1200 the operating state of the construction machine 1 is detected.
  • step 1202 it is determined whether or not the engine 17 is idling. If the engine 17 is idling, the process proceeds to step 1004. If the engine 17 is not idling, the process waits until idling occurs. When the engine 17 is idling, the arm operation amount LS1, the boom operation amount LS2, and the bucket operation amount LS3 are all zero, and the unload valve 18 is maintained in the open state (maximum opening).
  • a predetermined discharge flow rate command of the hydraulic pump 11 is output.
  • the discharge flow rate Q 0 of a predetermined hydraulic pump 11 to be commanded if the range of the pump discharge pressure p d can be properly detected at step 1208, it can be any amount.
  • the discharge flow rate Q 0 of a predetermined hydraulic pump 11 to be commanded may be a constant flow rate (for example, a constant rate of change) over time may be increased or decreased.
  • the opening of the unload valve 18 is changed at an arbitrary rate of change.
  • the opening of the unloading valve 18 is gradually (see unloading valve opening command A U in example 13) may be changed in a manner that increases to a maximum opening degree for a predetermined time.
  • the unload valve 18 may be changed and maintained at any predetermined value between zero and the maximum value.
  • step 1208 the pump discharge pressure p d which is detected by the oil pressure sensor 30 is acquired during the opening of the unloading valve 18 is changed.
  • the pump discharge pressure p d may be obtained while it is maintained at any given value.
  • step 1210 the command value of the opening of the unloading valve 18 and (unloading valve opening command A U), and the pump discharge pressure p d which is detected by the oil pressure sensor 30 while opening the unloading valve 18 is changed based on the actual discharge flow rate Q R of the hydraulic pump 11 during the opening of the unloading valve 18 is changed are calculated.
  • Actual discharge flow rate Q R of the hydraulic pump 11 may be calculated using equation (8) of the diaphragm (block 90-10a in Fig. 13).
  • the differential pressure in equation (8) above the diaphragm the differential pressure between the pump discharge pressure p d and the tank pressure p t is used.
  • Tank pressure p t may be assumed to be zero.
  • step 1212 the absolute value of the difference between the actual discharge flow rate Q R calculated in discharge flow rate Q 0 and the step 1210 of the hydraulic pump 11 to be commanded is equal to or more than a predetermined threshold.
  • a predetermined threshold these differences is a threshold for determining whether enough that we need to be compensated by correction by pump discharge instruction correction coefficient K Q described below, depending on the precision of control required May be determined.
  • step 1214 the hydraulic pump 11 is commanded discharge flow rate Q 0 and the actual If the absolute value of the difference between the discharge flow rate Q R is less than the predetermined threshold value is terminated is determined that there is no need for a correction at this stage.
  • step 1214 the pump discharge command correction coefficient KQ is calculated, and the previous value is changed (updated).
  • the pump discharge command correction factor K Q is calculated by 10b.
  • pump discharge instruction correction coefficient K Q which is calculated is multiplied to the command value of the delivery rate of the hydraulic pump 11 at block 90-10 shown in FIG. 9, the command value of the discharge flow rate is corrected.
  • a virtual bleed system can be realized. That is, by compensating for the viscosity change, the true pressure applied to the direction switching valves 20, 22, and 24 can be accurately calculated, and the reproducibility of the negative control system can be improved in the virtual bleed system.

Abstract

　本発明は、油圧アクチュエータがクローズドセンター型の方向切換弁を介して油圧ポンプに接続されると共に操作部材の操作量に応じて前記方向切換弁の位置が可変される建設機械において、前記油圧ポンプを制御する油圧制御装置であって、操作部材の操作量と前記油圧ポンプの吐出圧とに基づいて、ネガコンシステムを仮想した場合の仮想ネガコン圧を算出する仮想ネガコン圧算出手段と、仮想ネガコン圧に基づいて、前記油圧ポンプに対する制御指令値を算出する手段とを備えることを特徴とする。

Description

油圧制御装置及び油圧制御方法
　本発明は、油圧アクチュエータがクローズドセンター型の方向切換弁を介して油圧ポンプに接続されると共に操作部材の操作量に応じて方向切換弁の位置が可変される建設機械において、油圧ポンプを制御する油圧制御装置及び油圧制御方法に関する。
　従来から、コントロールバルブの操作量に応じてブリード流量を変化させることによって、油圧アクチュエータ速度を制御する一般的なブリード制御に代えて、クローズドセンター型のコントロールバルブを用いる一方、コントロールバルブに仮想のブリード開口を設定し、この仮想ブリード開口の面積(仮想ブリード開口面積)を操作量に応じて変化させる可変容量ポンプの制御方法が知られている（例えば、特許文献１参照）。この制御方法では、仮想ブリード開口面積と、これに基づく仮想ブリード量とを用いて必要なポンプ吐出圧力が計算され、当該ポンプ吐出圧力が実現されるようにポンプ制御が実行される。
特開平１０－４７３０６号公報
　しかしながら、上述の特許文献１に記載の技術では、仮想のブリード開口を設定するだけであり、ネガコン絞りを仮想していないので、仮想的にネガコンシステムを再現するものではない。一般的に知られるように、ネガコンシステムは、負荷が高い場合に油圧アクチュエータの速度が低速となり、負荷が低い場合に油圧アクチュエータの速度が高速となる点で人間の慣性に相性が良いものである。
　そこで、本発明は、油圧アクチュエータがクローズドセンター型の方向切換弁を介してポンプに接続される建設機械用の油圧回路において、仮想的にネガコンシステムを再現することができる油圧制御装置及び油圧制御方法の提供を目的とする。
　上記目的を達成するため、本発明の一局面によれば、油圧アクチュエータがクローズドセンター型の方向切換弁を介して油圧ポンプに接続されると共に操作部材の操作量に応じて前記方向切換弁の位置が可変される建設機械において、前記油圧ポンプを制御する油圧制御装置であって、
　前記操作部材の操作量と前記油圧ポンプの吐出圧とに基づいて、ネガコンシステムを仮想した場合の仮想ネガコン圧を算出する仮想ネガコン圧算出手段と、
　前記仮想ネガコン圧に基づいて、前記油圧ポンプに対する制御指令値を算出する手段とを備えることを特徴とする油圧制御装置が提供される。
　本発明によれば、油圧アクチュエータがクローズドセンター型の方向切換弁を介してポンプに接続される建設機械用の油圧回路において、仮想的にネガコンシステムを再現することができる。
本発明に係る建設機械１の構成例を示す図である。 本発明の一実施例による油圧制御システム６０を示す回路図である。 オープンセンター型（ネガコン）システムで用いられる方向切換弁の概略図である。 本実施例のコントローラ１０により実現される仮想ブリードシステムにおいて再現されるネガコンシステムのブロック図である。 仮想方向切換弁及び方向切換弁の特性の一例を示す図である。 本実施例のコントローラ１０により実現される仮想ブリードシステムの一例を示す制御ブロック図である。 仮想ブリードシステムで再現されるネガコンシステムの一例の概要を示す図である。 仮想ネガコン圧－流量テーブル及び開口面積－流量テーブルの各一例を示す図である。 本実施例のコントローラ１０により実現される仮想ブリードシステムの他の一例を示す制御ブロック図である。 本実施例のコントローラ１０により実現されるポンプ吐出圧補正係数Ｋμの算出方法の一例を示すフローチャートである。 図１０に関連したポンプ吐出圧補正係数Ｋμの算出ブロック図である。 本実施例のコントローラ１０により実現されるポンプ吐出指令補正係数ＫＱの算出方法の一例を示すフローチャートである。 図１２に関連したポンプ吐出指令補正係数ＫＱの算出ブロック図である。
　以下、図面を参照して、本発明を実施するための最良の形態の説明を行う。
　図１は、本発明に係る建設機械１の構成例を示す図である。建設機械１は、油圧ショベル、フォークリフト、クレーン等のような、人が操作を行う油圧システムを搭載した機械である。図１において、建設機械１は、クローラ式の下部走行体２の上に、旋回機構を介して、上部旋回体３をＸ軸周りに旋回自在に搭載している。また、上部旋回体３は、前方中央部に、ブーム４、アーム５及びバケット６、並びに、これらをそれぞれ駆動する油圧アクチュエータとしてのブームシリンダ７、アームシリンダ８及びバケットシリンダ９から構成される掘削アタッチメントを備える。掘削アタッチメントは、ブレーカや破砕機等のような他のアタッチメントであってもよい。
　図２は、本発明の一実施例による油圧制御システム６０を示す回路図である。油圧制御システム６０は、一回転当たりの吐出量（ｃｃ／ｒｅｖ）が可変である可変容量型の油圧ポンプ１１を含む。油圧ポンプ１１は、エンジン１７に接続され、エンジン１７により回転駆動される。油圧ポンプ１１は、供給ライン１３及びクローズドセンター型の方向切換弁（コントロールバルブ）２０，２２，２４を介してブームシリンダ７、アームシリンダ８及びバケットシリンダ９（油圧アクチュエータの一例）にパラレルに接続される。また、タンクＴに繋がる戻りライン１４には、方向切換弁２０，２２，２４を介してブームシリンダ７、アームシリンダ８及びバケットシリンダ９がパラレルに接続される。油圧ポンプ１１は、レギュレータ装置１２により制御される。尚、方向切換弁２０，２２，２４は、油圧により位置制御されるタイプであってもよいし、図示のようなコントローラ１０からの電気信号（駆動信号）により位置制御されるタイプであってもよい。
　尚、油圧制御システム６０は、走行用油圧モータや旋回用油圧モータのような他の油圧アクチュエータを含んでもよい。また、油圧制御システム６０に含まれる油圧アクチュエータの数は、図２の示す例では、３つであるが、１つを含む任意の数であってよい。
　油圧ポンプ１１からの供給ライン１３には、油圧ポンプ１１の吐出圧（ポンプ吐出圧）を検出する油圧センサ３０が設けられる。油圧センサ３０は、ポンプ吐出圧に応じた電気信号をコントローラ１０に入力してよい。
　供給ライン１３には、アンロード弁１８が設けられる。アンロード弁１８は、タンクＴに繋がる戻りライン１４が接続される。このようにして、供給ライン１３は、アンロード弁１８を介してタンクＴに連通する。アンロード弁１８は、その位置に応じて、供給ライン１３がタンクＴに連通する状態と、供給ライン１３がタンクＴから遮断された状態とを切り替える。アンロード弁１８は、各方向切換弁２０，２２，２４における各油圧アクチュエータ（ブームシリンダ７、アームシリンダ８及びバケットシリンダ９）への流路（アクチュエータライン）の開閉状態に応じて、制御されてもよい。例えば、アンロード弁１８は、各方向切換弁２０，２２，２４における各アクチュエータラインのいずれか１つでも開かれている場合には、閉成され、油圧ポンプ１１から吐出された油がタンクＴへと排出されないようにする。他方、アンロード弁１８は、各方向切換弁２０，２２，２４における各アクチュエータラインの全てが閉じられている場合には、開成され、油圧ポンプ１１から吐出された油がタンクＴへと排出される状態を形成する。尚、アンロード弁１８は、油圧により位置制御されるタイプであってもよいし、図示のような電気信号により位置制御されるタイプであってもよい。
　また、供給ライン１３には、リリーフ弁１９が設けられる。また、戻りライン１４は、各対応するリリーフ弁２１ａ，２１ｂ，２３ａ，２３ｂ，２５ａ，２５ｂを介して、ブームシリンダ７、アームシリンダ８及びバケットシリンダ９の各ヘッド側及びロッド側にそれぞれ接続される。尚、図示の例では、リリーフ弁２１ａ，２１ｂ，２３ａ，２３ｂ，２５ａ，２５ｂは、補給逆止弁を含む。リリーフ弁１９，２１ａ，２１ｂ，２３ａ，２３ｂ，２５ａ，２５ｂは、油圧により位置制御されるタイプであってもよいし、図示のような電気信号により位置制御されるタイプであってもよい。
　コントローラ１０は、マイクロコンピュータを中心に構成されており、例えば、ＣＰＵ、制御プログラム等を格納するＲＯＭ、演算結果等を格納する読書き可能なＲＡＭ、タイマ、カウンタ、入力インターフェイス、及び出力インターフェイス等を有する。
　コントローラ１０には、各種操作部材４０，４２，４３が電気的に接続される。操作部材４０，４２は、ユーザが建設機械１を操作すべく各方向切換弁２０，２２，２４の位置を可変操作するための部材である。操作部材４０，４２，４３は、例えばレバーやペダルの形態であってよい。本例では、操作部材４０，４２，４３は、それぞれ、アーム５を操作するためのアーム操作レバー、ブーム４を操作するためのブーム操作レバー、バケット６を操作するためのバケット操作レバーである。ユーザによる操作部材４０，４２，４３の操作量（ストローク）は、電気信号としてコントローラ１０に入力される。ユーザによる操作部材４０，４２，４３の操作量の検知方法は、パイロット圧を圧力センサで検知する方法であってもよいし、レバー角度を検知する方法であってもよい。
　コントローラ１０は、操作部材４０，４２，４３の操作量等に基づいて、方向切換弁２０，２２，２４、アンロード弁１８を制御する。尚、方向切換弁２０，２２，２４が油圧により位置制御されるタイプである場合は、方向切換弁２０，２２，２４は、操作部材４０，４２，４３の操作に応じて変化されるパイロット圧によりダイレクトに制御される。例えば、アーム操作量ＬＳ１，ブーム操作量ＬＳ２及びバケット操作量ＬＳ３のそれぞれが、それぞれ対応する所定の閾値ＬＳｔｈ１，ＬＳｔｈ２，ＬＳｔｈ３以下である場合に、アンロード弁１８を開き、アーム操作量ＬＳ１，ブーム操作量ＬＳ２及びバケット操作量ＬＳ３のいずれかが、それぞれ対応する所定の閾値ＬＳｔｈ１，ＬＳｔｈ２，ＬＳｔｈ３より大きい場合に、アンロード弁１８を閉じることとしてよい。所定の閾値ＬＳｔｈ１，ＬＳｔｈ２，ＬＳｔｈ３は、各方向切換弁２０，２２，２４のアクチュエータラインの開口が開き始める際の操作量に対応してよい。
　また、コントローラ１０は、操作部材４０，４２，４３の操作量等に基づいて、レギュレータ装置１２を介して油圧ポンプ１１を制御する。尚、この油圧ポンプ１１の制御方法については、後に詳説する。
　次に、本実施例のコントローラ１０による特徴的な制御方法について説明する。
　本実施例のコントローラ１０は、図２に示したクローズドセンター型の方向切換弁２０，２２，２４を備える油圧回路において、オープンセンター型（ネガコンシステム）の制御特性をポンプ制御によって再現する。以下、このようなシステムを、「仮想ブリードシステム」という。
　図３は、オープンセンター型（ネガコン）システムで用いられる方向切換弁の概略図である。ネガコンシステムでは、方向切換弁が中立状態にあるとき、図３（Ａ）に示すように、油圧ポンプの吐出流量は、センターバイパスラインを通って全てタンクへとアンロードされる。例えば操作部材の操作によって、方向切換弁が右側へ動いたとき、図３（Ｂ）に示すように、油圧アクチュエータへの流路が開かれると同時にセンターバイパスラインが絞られる。フル操作状態になると、図３（Ｃ）に示すように、センターバイパスラインは完全に閉じられ、油圧ポンプの吐出流量は、全て油圧アクチュエータへ供給される。これらの関係は、次のように表すことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
 ここで、ρは密度であり、Ｑｄ，ｐｄは、油圧ポンプの吐出流量及び吐出圧であり、ｃｂ、Ａｂは、方向切換弁におけるセンターバイパスラインに関する流量係数及び開口面積（ブリード開口面積）であり、ｃａ、Ａａは、方向切換弁におけるアクチュエータラインに関する流量係数及び開口面積であり、ｐａｃｔは、アクチュエータライン圧である。ネガコンシステムでは、センターバイパスラインは、方向切換弁の後段にネガコン絞りが設けられ、ネガコン絞りを介してタンクへと連通される（図７参照）。
　数１の式から分かるように、負荷によりアクチュエータライン圧が上昇すると差圧（ｐｄ－ｐａｃｔ）が減少し、油圧アクチュエータへ流入する流量が減少する。油圧ポンプからの吐出流量Ｑｄが同じであれば、この減少分がセンターバイパスラインを通って流れることになる。これは、油圧アクチュエータの負荷により、同じ操作量であっても油圧アクチュエータの速度が異なることを意味している。
　図４は、本実施例のコントローラ１０により実現される仮想ブリードシステムにおいて再現されるネガコンシステムのブロック図である。尚、図４において、Ｑｂはアンロード弁通過流量、Ｋは体積弾性率、Ｖｐはポンプ－コントロールバルブ容量、Ｖａはコントロールバルブ－シリンダ容量、Ａはシリンダ受圧面積、Ｍはシリンダ容量、Ｆは外乱を表す。
　本実施例では、仮想ブリードシステムにおいてネガコンシステムを再現するために、図４のブロック７０に示すように、オープンセンター型の方向切換弁（図３参照）を仮想し、この仮想方向切換弁におけるブリード部分を演算して仮想ブリード量Ｑｂを算出し、ネガコンシステムの制御則に基づく油圧ポンプの吐出流量の目標値Ｑｄｔから仮想ブリード量Ｑｂを減算した量を指令値として、油圧ポンプ１１を制御する。
　仮想ブリード量Ｑｂは、実際のネガコンシステムではセンターバイパスラインにおいてネガコン絞りにより背圧が生じていることを考慮して、以下のように算出されてもよい。即ち、仮想ブリードシステムにおいては、実際のネガコンシステムをモデル化すべく、仮想方向切換弁からのセンターバイパスラインに、タンクに連通するネガコン絞りが設けられることを仮想して、この仮想ネガコン絞りによる背圧が考慮されてもよい。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
 ここで、ｐｎは、仮想ネガコン絞りによる背圧（以下、「仮想ネガコン圧」という）である。
　一方、仮想ネガコン絞りでは、以下の式が成り立つ。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
 ここで、ｐｔは、タンク圧であり、ここではゼロとする。仮想ネガコン圧ｐｎに対しては、所定の上限値ｐｎｍａｘが設定される。上限値ｐｎｍａｘは、仮想したネガコンシステムにおけるリリーフ弁の設定圧に対応してよい。
　数２と数３の式から仮想ネガコン圧ｐｎは、以下のように表すことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
 数４の式から、仮想方向切換弁におけるセンターバイパスラインに関する流量係数ｃｂ及び開口面積Ａｂ、及び、仮想ネガコン絞りにおける流量係数ｃｎ及び開口面積Ａｎに基づいて、油圧ポンプ１１の吐出圧ｐｄから仮想ネガコン圧ｐｎを算出することができることが分かる。ここで、流量係数ｃｂ及び開口面積Ａｂ、及び、流量係数ｃｎ及び開口面積Ａｎについては、仮想の値として初期的に設定することができる（従って、これらは既知）。流量係数ｃｎ及び開口面積Ａｎについては、想定される仮想ネガコン絞りの特性に基づく。開口面積Ａｂの特性の一例については、後述する。
　このようにして、実際のブリード開口が無くても（即ち、センターバイパスラインやネガコン絞りが存在しなくても）、仮想したネガコンシステムの特性（流量係数ｃｂ及び開口面積Ａｂ、及び、流量係数ｃｎ及び開口面積Ａｎ）に基づいて、油圧ポンプ１１の吐出圧ｐｄ（例えば油圧センサ３０の検出値）から仮想ネガコン圧ｐｎを算出することができ、仮想ネガコン圧ｐｎに基づいて、油圧ポンプ１１の吐出流量を制御することができる。即ち、仮想ネガコン圧ｐｎを、ネガコンシステムで得られるネガコン圧と同様に扱って油圧ポンプ１１の吐出流量を制御することで、ネガコンシステムを再現することができる。
　図５は、仮想方向切換弁及び方向切換弁の特性の一例を示す図である。具体的には、特性Ｃ１は、仮想方向切換弁における操作量（ストローク）と開口面積（仮想ブリード開口面積）Ａｂとの関係を表す曲線である。特性Ｃ２は、方向切換弁におけるメータイン側の開口特性を示し、特性Ｃ３は、方向切換弁におけるメータイン側の開口特性を示す。特性Ｃ１を表すテーブルは、ブリード開口データテーブルとして、方向切換弁２０，２２，２４のそれぞれに対して用意される。
　図６は、本実施例のコントローラ１０により実現される仮想ブリードシステムの一例を示す制御ブロック図である。尚、以下の説明では、ネガコンシステムとポジコンシステムとが選択的に実現される構成について説明するが、ネガコンシステムのみが仮想ブリードシステムにおいて再現されてもよい。尚、ネガコンシステムは、図５のブロック９０に対応し、ポジコンシステムは、図５のブロック９２に対応する。ポジコンシステムの制御ブロックは、通常のポジコンシステムと同様であるので、ここでは、特にネガコンシステムの制御ブロックについて説明する。尚、図６に示すブロック９０は、図４に示したブロック７０の部分に対応する。
　この仮想ブリードシステムでは、一例として、図７に示すようなネガコンシステムが再現される。このネガコンシステムでは、クローズドセンター型の方向切換弁２０，２２，２４のそれぞれに対応するオープンセンター型の方向切換弁Ｖ１，Ｖ２，Ｖ３（仮想ブリードシステムでの仮想方向切換弁に対応）が直列に接続され、センターバイパスライン１００の後段にはネガコン絞り１０４（仮想ブリードシステムでの仮想ネガコン絞りに対応）が配置されている。尚、図７では、各方向切換弁Ｖ１，Ｖ２，Ｖ３に対して設けられる各油圧アクチュエータ（ブームシリンダ７、アームシリンダ８及びバケットシリンダ９）については図示が省略されている。
　図６に示すように、ネガコンシステム及びポジコンシステムのブロック９０，９２には、操作部材４０，４２，４３の操作量、即ちアーム操作量ＬＳ１，ブーム操作量ＬＳ２及びバケット操作量ＬＳ３を表す信号が入力される。また、ネガコンシステム及びポジコンシステムのブロック９０，９２には、油圧ポンプ１１の吐出圧ｐｄ（以下、単に「ポンプ吐出圧ｐｄ」という）を表す信号が入力される。尚、ポンプ吐出圧ｐｄは、油圧センサ３０の検出値であってよい。
　アーム操作量ＬＳ１，ブーム操作量ＬＳ２及びバケット操作量ＬＳ３は、それぞれ、対応するブリード開口データテーブル（図５参照）９０－１にて、開口面積Ａｂに変換され、ブロック９０－２にて、対応する流量係数ｃｂが乗算され、ブロック９０－５に入力される。ブロック９０－５は、直列に接続された絞りの等価開口面積Ａｅを以下の式で表すことができることに基づいて、各仮想方向切換弁の全体としてのパラメータｃｅＡｅを算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
 ここで、Ａｉは、各仮想方向切換弁（方向切換弁２０，２２，２４のそれぞれに対応する各仮想方向切換弁）の仮想ブリード開口面積である。この考えに流量係数を加えると、以下の通りとなる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
 ここで、ｃｉは、各仮想方向切換弁（方向切換弁２０，２２，２４のそれぞれに対応する各仮想方向切換弁）の流量係数である。尚、ｉは、方向切換弁の数（ひいては油圧アクチュエータの数）に対応し、例えば方向切換弁２０しか存在しない構成では、シグマを取らない計算式となる（即ち、単に方向切換弁２０に係る流量係数ｃ及び開口面積Ａの積が算出されることになる）。
　このようにして得られたｃｅＡｅは、ブロック９０－６に入力される。ブロック９０－６には、その他、Ａｎｃｎ及びポンプ吐出圧ｐｄが入力される。Ａｎｃｎは、仮想ネガコン絞りにおける開口面積Ａｎに仮想ネガコン絞りにおける流量係数ｃｎを乗じたものであり、ブロック９０－３及び９０－４から入力される。ブロック９０－６では、上述の数４の式に基づいて、仮想ネガコン圧ｐｎが算出される。このようにして算出された仮想ネガコン圧ｐｎは、ブロック９０－７及び９０－８に入力される。
　ブロック９０－７では、ポンプ吐出圧ｐｄと仮想ネガコン圧ｐｎから、上述の数２の式に基づいて、油圧ポンプ１１の仮想ブリード量Ｑｂが算出される。ブロック９０－８では、所与の仮想ネガコン圧－流量テーブル（図８（Ａ）参照）に基づいて、仮想ネガコン圧ｐｎから油圧ポンプ１１の吐出流量の目標値Ｑｄｔが算出される。油圧ポンプ１１の吐出流量の目標値Ｑｄｔは、ネガコンシステムの制御則に基づいて決定される。即ち、仮想ネガコン圧－流量テーブルは、仮想ネガコン圧ｐｎと油圧ポンプ１１の吐出流量の目標値Ｑｄｔとの関係を表視し、この関係は、仮想されるネガコンシステムの制御則に基づいて決定されてもよい。図８（Ａ）に示す仮想ネガコン圧－流量テーブルは、仮想ネガコン圧ｐｎが高いときは、吐出流量の目標値Ｑｄｔが小さくなり、仮想ネガコン圧ｐｎが低下すると、吐出流量の目標値Ｑｄｔが大きくなる関係を有する。ここで、仮想ブリードシステムでは、実際のネガコンシステムと異なり、仮想ブリード量Ｑｂが余分であるので、油圧ポンプ１１の吐出流量の目標値Ｑｄｔから、仮想ブリード量Ｑｂが減算され、油圧ポンプ１１の吐出流量の指令値（仮想ネガコン制御目標値）が算出される。尚、図示していないが、エンジン回転数と設定トルクから馬力制御時の最大流量（馬力制御目標値）が算出され、仮想ネガコン制御目標値と馬力制御目標値のいずれか小さい方が最終目標値として選択される。
　尚、モードセレクタ９４は、ポジコンシステムを実現するポジコンモードとネガコンシステムを実現するネガコンモードとを切り替える。モードセレクタ９４は、ユーザの操作に応じてこれらのモードを切り替えてもよいし、所定の条件に従って自動的にモードを切り替えてもよい。尚、ポジコンモードでは、ブロック９２－１で、アーム操作量ＬＳ１，ブーム操作量ＬＳ２及びバケット操作量ＬＳ３に基づいて、アクチュエータラインの開口面積が算出され、ブロック９２－２で、開口面積とアクチュエータ要求流量との関係を表す開口面積－流量テーブル（図８（Ｂ）参照）に基づいて、各油圧アクチュエータのアクチュエータ要求流量の指令値（ポジコン制御目標値）が算出される。尚、各油圧アクチュエータのアクチュエータ要求流量は、アーム操作量ＬＳ１，ブーム操作量ＬＳ２及びバケット操作量ＬＳ３に基づいて、操作量－流量テーブルによりダイレクトに算出されてもよい。また、仮想ネガコン制御目標値の場合と同様、エンジン回転数と設定トルクから馬力制御時の最大流量（馬力制御目標値）が算出され、ポジコン制御目標値と馬力制御目標値のいずれか小さい方が最終目標値として選択される。
　このようにモードセレクタ９４を設定することで、精密な操作を可能にできるポジコンシステムと、人間の感性と相性が良いとされるネガコンシステムとを適宜切り替えて使用することができる。
　以上説明した本実施例の油圧制御装置によれば、とりわけ、以下のような優れた効果が奏される。
　上述の如く、クローズドセンター型の方向切換弁２０，２２，２４を使用するので、ネガコンシステムで必要となるブリードが不要となり、省エネ性を高めることができる。また、仮想方向切換弁の特性は、電子データに基づくものであり、容易に変更することができ、結果として、仮想方向切換弁の特性（特に仮想ブリード開口面積の特性、図５の特性Ｃ１参照）の調整を容易に実現することができる。これについては、仮想ネガコン絞りの特性についても同様である。また、クローズドセンター型の方向切換弁２０，２２，２４を使用するので、方向切換弁のブリードラインが不要となり、方向切換弁のコストダウンを図ることができる。
　ところで、上述の仮想ブリードシステムにおいては、ポンプ吐出圧を検出する油圧センサ３０は、その制御原理から、好ましくは、方向切換弁２０，２２，２４の近傍（直前）に設けられる。しかしながら、機械的な取り合いやコスト等の観点から、かかる油圧センサ３０の配置を実現できない場合もある。例えば、油圧センサ３０は、油圧ポンプ１１に設けられる場合がある。かかる場合、油圧センサ３０により検出されるポンプ吐出圧は、油圧センサ３０から方向切換弁２０，２２，２４までの配管抵抗による圧損分が上乗せされた圧力となる。そこで、好ましくは、油圧センサ３０により検出されるポンプ吐出圧に、油圧ポンプ１１の吐出流量の指令値を参考としてゲインやバイアスを予め加えることにより、方向切換弁２０，２２，２４に加わる真の圧力を予測する。これにより、油圧センサ３０が方向切換弁２０，２２，２４の近傍に配置されない場合でも、方向切換弁２０，２２，２４に加わる真の圧力を予測することで、実際のネガコン圧に精度良く適合する仮想ネガコン圧を算出することができ、それに伴い、仮想ブリードシステムにおいてネガコンシステムの再現性を高めることができる。
　更に好ましくは、油の経年劣化により油の粘度が変化することや、機器の経年劣化によって油圧ポンプ１１の漏れ損失が増加すること（これにより、指令値を実現できない場合があること）が考慮され、これらが補償される。
　具体的には、油の粘度の変化については、アンロード弁１８が方向切換弁２０，２２，２４の近傍（直前）に設けられることにより解決されてもよい。例えば、図２において、アンロード弁１８は、供給ライン１３の分岐点Ｐの直前に設けられてよい（この際、構造上可能な場合は、アンロード弁１８は、最も油圧ポンプ１１に近い方向切換弁２０のブロックに取り付けられてもよい。）。この場合、アンロード弁１８が作動中（開いている状態）で絞りが無い状態では、油圧センサ３０により検出されるポンプ吐出圧は、実質的に配管圧損そのものとなる。従って、予め設定しておいた圧損の値と、油圧センサ３０により検出されるポンプ吐出圧とを比較することで、動粘度の差又は比を求めることができる。尚、この算出には、例えば下記のハーゲン・ポアズイユの式が利用されてもよい。そして、油圧センサ３０により検出されるポンプ吐出圧に加えるゲインやバイアスは、この動粘度の差又は比に応じて設定されてもよい。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
 ここで、ｒは管内径であり、ｌは配管長であり、μは動粘度であり、Δｐは差圧である。
　また、油圧ポンプ１１の経年劣化については、アンロード弁１８を比例弁により構成されることにより解決されてもよい。この場合、油圧ポンプ１１に一定の吐出流量の指令値を与え、一定の流量を吐出させた上でアンロード弁１８を絞るとポンプ吐出圧が増加する。アンロード弁１８の絞り開度は既知とすることができるので、計測したポンプ吐出圧から下記の絞りの式（数８）によりアンロード弁１８を通過する流量、即ち油圧ポンプ１１の実流量を算出することができる。そして、油圧ポンプ１１の吐出流量の指令値に対するゲインやバイアスは、このようにして算出された実流量と吐出流量の指令値との差異に基づいて設定されてもよい。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
 ここで、ｃＵ、ＡＵは、アンロード弁１８における流量係数及び絞り開度である。
　以下、このような油の粘度の変化や機器の経年劣化を補償するための具体的な例について説明する。
　図９は、本実施例のコントローラ１０により実現される仮想ブリードシステムの他の一例を示す制御ブロック図である。図９では、図６と異なり、ネガコンシステムの部分のみが示される。ポジコンシステムについて選択的に実現する構成を採用する場合は、図６と同様に、モードセレクタ９４と共にポジコンシステムのブロック９２が追加されればよい。
　図９に示すネガコンシステムのブロック９０'は、図６に示した例によるブロック９０に対して、ポンプ吐出圧ｐｄに吐出圧調整ゲインＫμ（以下、ポンプ吐出圧補正係数Ｋμともいう）を乗じるブロック９０－９と、油圧ポンプ１１の吐出流量に吐出流量調整ゲインＫＱ（以下、ポンプ吐出指令補正係数ＫＱともいう）を乗じて最終の指令値を生成するブロック９０－１０が追加された点が主に異なる。以下、主にこの相違点について詳説する。
　図１０は、本実施例のコントローラ１０により実現されるポンプ吐出圧補正係数Ｋμの算出方法の一例を示すフローチャートである。図１１は、図１０に関連したポンプ吐出圧補正係数Ｋμの算出ブロック図である。
　ステップ１０００では、建設機械１の稼動状態が検出される。
　ステップ１００２では、エンジン１７がアイドリング中か否かが判定される。エンジン１７がアイドリング中である場合は、ステップ１００４に進み、エンジン１７がアイドリング中で無い場合は、アイドリングが生じるまで待機する。尚、エンジン１７がアイドリング中のとき、アーム操作量ＬＳ１，ブーム操作量ＬＳ２及びバケット操作量ＬＳ３は全てゼロであり、アンロード弁１８は開状態（最大開度）で維持される。
　ステップ１００４では、所定の油圧ポンプ１１の吐出流量の指令が出力される。ここで、指令される所定の油圧ポンプ１１の吐出流量は、ステップ１００６にてポンプ吐出圧ｐｄが適切に検出できる範囲内であれば、任意の量であってよい。また、指令される所定の油圧ポンプ１１の吐出流量は、一定流量であってもよいし、時間と共に（例えば一定の変化率で）増減してもよい。
　ステップ１００６では、油圧センサ３０により検出されるポンプ吐出圧ｐｄが取得される。
　ステップ１００８では、上記ステップ１００４で指令された所定の油圧ポンプ１１の吐出流量と、油圧センサ３０により検出されるポンプ吐出圧ｐｄとに基づいて、油圧ポンプ１１から吐出される油の粘度（実粘度）μＰが算出（推定）される。粘度μＰは、数７で示したハーゲン・ポアズイユの式を利用して算出されてもよい（図１１のブロック９０－９ａ参照）。尚、この際、数７の式において、差圧Δｐとして、油圧センサ３０により検出されるポンプ吐出圧ｐｄが代入される。これは、アンロード弁１８は開状態であるとき、油圧センサ３０により検出されるポンプ吐出圧ｐｄは、上述の如く、実質的に配管圧損そのものとなるためである。
　ステップ１０１０では、油温センサ（図示せず）により検出される油温が取得される。
　ステップ１０１２では、油温センサにより検出された油温と、油圧センサ３０により検出されるポンプ吐出圧ｐｄとに基づいて、所与の油温・圧力－粘性特性テーブルから粘度μＴが算出される（図１１のブロック９０－９ｂ参照）。油温・圧力－粘性特性テーブルは、油の劣化等の無いノミナルの状態で計測された値を利用して予め生成されてもよい。従って、ここで算出される粘度μＴは、所期のノミナル値（基準粘度）に対応する。
　ステップ１０１４では、上記ステップ１００８で算出された粘度μＰと上記ステップ１０１２で算出された粘度μＴとの差の絶対値が所定閾値以上であるか否かが判定される。所定閾値は、これらの差が、後述のポンプ吐出圧補正係数Ｋμによる補正によって補償される必要があるほど大きいか否かを判断するための閾値であり、必要とされる制御の精度に応じて決定されてもよい。粘度μＰと粘度μＴとの差の絶対値が所定閾値以上である場合は、ステップ１０１６に進み、粘度μＰと粘度μＴとの差の絶対値が所定閾値未満の場合は、現段階では補正の必要性はないと判断して終了する。
　ステップ１０１６では、ポンプ吐出圧補正係数Ｋμが算出され、従前値が変更（更新）される。ポンプ吐出圧補正係数Ｋμは、粘度μＰと粘度μＴとの比（Ｋμ＝μＰ／μＴ）として算出されてもよい（図１１のブロック９０－９ｃ参照）。このようにして、ステップ１００２とステップ１０１４の条件が満たされると、図１１に示すブロック９０－９ａ、９ｂ、９ｃによりポンプ吐出圧補正係数Ｋμが算出される。このようにして算出されたポンプ吐出圧補正係数Ｋμは、図９に示したブロック９０－９にてポンプ吐出圧ｐｄに乗じられ、ポンプ吐出圧ｐｄが補正される。
　このように図９乃至図１１に示す構成によれば、油の経年劣化により油の粘度が変化した場合でも、かかる粘度変化を補償した仮想ブリードシステムを実現することができる。即ち、粘度変化を補償することで、方向切換弁２０，２２，２４に加わる真の圧力を精度良く算出することができ、仮想ブリードシステムにおいてネガコンシステムの再現性を高めることができる。
　図１２は、本実施例のコントローラ１０により実現されるポンプ吐出指令補正係数ＫＱの算出方法の一例を示すフローチャートである。図１３は、図１２に関連したポンプ吐出指令補正係数ＫＱの算出ブロック図である。
　ステップ１２００では、建設機械１の稼動状態が検出される。
　ステップ１２０２では、エンジン１７がアイドリング中か否かが判定される。エンジン１７がアイドリング中である場合は、ステップ１００４に進み、エンジン１７がアイドリング中で無い場合は、アイドリングが生じるまで待機する。尚、エンジン１７がアイドリング中のとき、アーム操作量ＬＳ１，ブーム操作量ＬＳ２及びバケット操作量ＬＳ３は全てゼロであり、アンロード弁１８は開状態（最大開度）で維持される。
　ステップ１２０４では、所定の油圧ポンプ１１の吐出流量の指令が出力される。ここで、指令される所定の油圧ポンプ１１の吐出流量Ｑ０は、ステップ１２０８にてポンプ吐出圧ｐｄが適切に検出できる範囲内であれば、任意の量であってよい。また、指令される所定の油圧ポンプ１１の吐出流量Ｑ０は、一定流量であってもよいし、時間と共に（例えば一定の変化率で）増減してもよい。
　ステップ１２０６では、アンロード弁１８の開口が任意の変化率で変更される。例えば、アンロード弁１８の開口は、所定時間に亘って徐々に最大開度まで増加する態様で変更されてもよい（例えば図１３のアンロード弁開口指令ＡＵ参照）。或いは、アンロード弁１８は、ゼロと最大値の間の任意の所定値に変更・維持されてもよい。
　ステップ１２０８では、アンロード弁１８の開口が変更されている間に油圧センサ３０により検出されるポンプ吐出圧ｐｄが取得される。或いは、任意の所定値で維持されている間のポンプ吐出圧ｐｄが取得されてもよい。
　ステップ１２１０では、アンロード弁１８の開口の指令値（アンロード弁開口指令ＡＵ）と、アンロード弁１８の開口が変更されている間に油圧センサ３０により検出されるポンプ吐出圧ｐｄとに基づいて、アンロード弁１８の開口が変更されている間における油圧ポンプ１１の実吐出流量ＱＲが算出される。油圧ポンプ１１の実吐出流量ＱＲは、上記の絞りの式（数８）を利用して算出されてもよい（図１３のブロック９０－１０ａ参照）。図１３のブロック９０－１０ａでは、上記の絞りの式（数８）における差圧としては、ポンプ吐出圧ｐｄとタンク圧ｐｔとの差圧が使用される。タンク圧ｐｔはゼロと仮定されてもよい。
　ステップ１２１２では、指令される油圧ポンプ１１の吐出流量Ｑ０と上記ステップ１２１０で算出された実吐出流量ＱＲとの差の絶対値が所定閾値以上であるか否かが判定される。所定閾値は、これらの差が、後述のポンプ吐出指令補正係数ＫＱによる補正によって補償される必要があるほど大きいか否かを判断するための閾値であり、必要とされる制御の精度に応じて決定されてもよい。指令される油圧ポンプ１１の吐出流量Ｑ０と実吐出流量ＱＲとの差の絶対値が所定閾値以上である場合は、ステップ１２１４に進み、指令される油圧ポンプ１１の吐出流量Ｑ０と実吐出流量ＱＲとの差の絶対値が所定閾値未満の場合は、現段階では補正の必要性はないと判断して終了する。
　ステップ１２１４では、ポンプ吐出指令補正係数ＫＱが算出され、従前値が変更（更新）される。ポンプ吐出指令補正係数ＫＱは、指令される油圧ポンプ１１の吐出流量Ｑ０と実吐出流量ＱＲとの比（ＫＱ＝ＱＲ／Ｑ０）として算出されてもよい（図１３のブロック９０－１０ｂ参照）。このようにして、ステップ１２０２とステップ１２１２の条件が満たされると、図１３に示すブロック９０－１０ａ、１０ｂによりポンプ吐出指令補正係数ＫＱが算出される。このようにして算出されたポンプ吐出指令補正係数ＫＱは、図９に示したブロック９０－１０にて油圧ポンプ１１の吐出流量の指令値に乗じられ、吐出流量の指令値が補正される。
　このように図９、図１２、図１３に示す構成によれば、経年劣化により油圧ポンプ１１の吐出流量の指令値と実吐出流量との間に乖離が生じた場合でも、かかる乖離を補償した仮想ブリードシステムを実現することができる。即ち、粘度変化を補償することで、方向切換弁２０，２２，２４に加わる真の圧力を精度良く算出することができ、仮想ブリードシステムにおいてネガコンシステムの再現性を高めることができる。
　以上、本発明の好ましい実施例について詳説したが、本発明は、上述した実施例に制限されることはなく、本発明の範囲を逸脱することなく、上述した実施例に種々の変形及び置換を加えることができる。
　尚、本国際出願は、２０１１年９月２１日に出願した日本国特許出願２０１１－２０６４４１号に基づく優先権を主張するものであり、その全内容は本国際出願にここでの参照により援用されるものとする。
　１　　建設機械
　２　　下部走行体
　３　　上部旋回体
　４　　ブーム
　５　　アーム
　６　　バケット
　７　　ブームシリンダ
　８　　アームシリンダ
　９　　バケットシリンダ
　１０　　コントローラ
　１１　　油圧ポンプ
　１２　　レギュレータ装置
　１３　　供給ライン
　１４　　戻りライン
　１７　　エンジン
　１８　　アンロード弁
　１９　　リリーフ弁
　２０　　方向切換弁
　２１ａ、２１ｂ　　リリーフ弁
　２２　　方向切換弁
　２３ａ、２３ｂ　　リリーフ弁
　２４　　方向切換弁
　２５ａ、２５ｂ　　リリーフ弁
　３０　　油圧センサ
　４０、４２、４３　　操作部材
　６０　　油圧制御システム
　１００　　センターバイパスライン
　１０４　　ネガコン絞り

Claims (5)

  1. 　油圧アクチュエータがクローズドセンター型の方向切換弁を介して油圧ポンプに接続されると共に操作部材の操作量に応じて前記方向切換弁の位置が可変される建設機械において、前記油圧ポンプを制御する油圧制御装置であって、
    　前記操作部材の操作量と前記油圧ポンプの吐出圧とに基づいて、ネガコンシステムを仮想した場合の仮想ネガコン圧を算出する仮想ネガコン圧算出手段と、
    　前記仮想ネガコン圧に基づいて、前記油圧ポンプに対する制御指令値を算出する手段とを備えることを特徴とする油圧制御装置。
  2. 　前記仮想ネガコン圧算出手段は、前記操作部材の操作量に基づいて、所与の仮想ブリード開口面積特性から仮想ブリード開口面積を算出し、算出した仮想ブリード開口面積と、前記油圧ポンプの吐出圧とに基づいて、前記仮想ネガコン圧を算出する、請求項１に記載の油圧制御装置。
  3. 　前記建設機械は、前記方向切換弁と前記油圧ポンプの間に、タンクに繋がるアンロード弁が設けられ、
    　アイドリング中に所定の吐出流量の指令値を前記油圧ポンプに与え、その際に得られる前記油圧ポンプの吐出圧から推定される実粘度と、その際に得られる油温から推定される基準粘度とに基づいて、前記油圧ポンプに対する制御指令値を補正する補正手段を備える、請求項１又は２に記載の油圧制御装置。
  4. 　前記建設機械は、前記方向切換弁と前記油圧ポンプの間に、タンクに繋がる比例弁タイプのアンロード弁が設けられ、
    　アイドリング中に所定の吐出流量の指令値を前記油圧ポンプに与えると共に、前記アンロード弁の開度をゼロと最大値の間の所定の開度に維持し、その際に得られる前記油圧ポンプの吐出圧から推定される実吐出流量と、前記所定の吐出流量の指令値とに基づいて、前記油圧ポンプに対する制御指令値を補正する補正手段を備える、請求項１又は２に記載の油圧制御装置。
  5. 　油圧アクチュエータがクローズドセンター型の方向切換弁を介して油圧ポンプに接続されると共に操作部材の操作量に応じて前記方向切換弁の位置が可変される建設機械において、前記油圧ポンプを制御する油圧制御方法であって、
    　前記操作部材の操作量と前記油圧ポンプの吐出圧とに基づいて、ネガコンシステムを仮想した場合の仮想ネガコン圧を算出する仮想ネガコン圧算出ステップと、
    　前記仮想ネガコン圧に基づいて、前記油圧ポンプに対する制御指令値を算出するステップとを備えることを特徴とする油圧制御方法。
PCT/JP2012/070388 2011-09-21 2012-08-09 油圧制御装置及び油圧制御方法 WO2013042484A1 (ja)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP12834290.4A EP2759713A4 (en) 2011-09-21 2012-08-09 HYDRAULIC CONTROL DEVICE AND HYDRAULIC CONTROL METHOD
CN201280041009.6A CN103765016B (zh) 2011-09-21 2012-08-09 液压控制装置及液压控制方法
KR1020147005342A KR101595038B1 (ko) 2011-09-21 2012-08-09 유압제어장치 및 유압제어방법
US14/217,678 US9784368B2 (en) 2011-09-21 2014-03-18 Hydraulic control apparatus and method
US15/726,840 US10393260B2 (en) 2011-09-21 2017-10-06 Hydraulic control apparatus and method

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2011-206441 2011-09-21
JP2011206441A JP5631829B2 (ja) 2011-09-21 2011-09-21 油圧制御装置及び油圧制御方法

Related Child Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
US14/217,678 Continuation US9784368B2 (en) 2011-09-21 2014-03-18 Hydraulic control apparatus and method

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2013042484A1 true WO2013042484A1 (ja) 2013-03-28

Family

ID=47914264

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2012/070388 WO2013042484A1 (ja) 2011-09-21 2012-08-09 油圧制御装置及び油圧制御方法

Country Status (6)

Country Link
US (2) US9784368B2 (ja)
EP (1) EP2759713A4 (ja)
JP (1) JP5631829B2 (ja)
KR (1) KR101595038B1 (ja)
CN (1) CN103765016B (ja)
WO (1) WO2013042484A1 (ja)

Families Citing this family (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US9765499B2 (en) * 2014-10-22 2017-09-19 Caterpillar Inc. Boom assist management feature
US9822507B2 (en) * 2014-12-02 2017-11-21 Cnh Industrial America Llc Work vehicle with enhanced implement position control and bi-directional self-leveling functionality
JP6567301B2 (ja) * 2015-03-12 2019-08-28 住友重機械工業株式会社 ショベル
US20170328382A1 (en) * 2016-05-13 2017-11-16 Robert Bosch Gmbh Hydraulic system for controlling an implement
JP6845736B2 (ja) * 2017-04-28 2021-03-24 川崎重工業株式会社 液圧駆動システム
WO2019117375A1 (en) * 2017-12-14 2019-06-20 Volvo Construction Equipment Ab Hydraulic machine
JP6860519B2 (ja) * 2018-03-26 2021-04-14 株式会社日立建機ティエラ 建設機械
JP6957414B2 (ja) * 2018-06-11 2021-11-02 日立建機株式会社 作業機械
JP7043457B2 (ja) 2019-05-07 2022-03-29 住友重機械工業株式会社 ショベル
JP7163432B2 (ja) * 2021-02-10 2022-10-31 住友重機械工業株式会社 ショベル及びショベル用のシステム

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH01275902A (ja) * 1988-04-27 1989-11-06 Toshiba Mach Co Ltd 負荷圧補償ポンプ吐出流量制御回路
JPH06280810A (ja) * 1993-03-23 1994-10-07 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧作業機の油圧駆動装置
JPH1047306A (ja) 1996-07-30 1998-02-17 Uchida Yuatsu Kiki Kogyo Kk 可変容量ポンプを使用したブリードオフ制御方法
JPH11158941A (ja) * 1997-11-27 1999-06-15 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧駆動装置
JPH11303809A (ja) * 1998-04-20 1999-11-02 Komatsu Ltd 油圧駆動機械のポンプ制御装置
JP2012031998A (ja) * 2011-08-19 2012-02-16 Bosch Rexroth Corp 可変容量ポンプの制御方法
JP2012137159A (ja) * 2010-12-27 2012-07-19 Kubota Corp 作業機の油圧システム及び作業機の油圧制御方法

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0235545B1 (en) * 1986-01-25 1990-09-12 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulic drive system
JPH04285301A (ja) * 1991-03-15 1992-10-09 Komatsu Ltd ロ−ドセンシングシステムにおける作業精度向上油圧回路
JPH07127607A (ja) * 1993-09-07 1995-05-16 Yutani Heavy Ind Ltd 作業機械の油圧装置
US5758499A (en) * 1995-03-03 1998-06-02 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulic control system
JP3664733B2 (ja) * 1995-07-10 2005-06-29 日立建機株式会社 油圧駆動装置
WO1997032135A1 (en) * 1996-02-28 1997-09-04 Komatsu Ltd. Control device for hydraulic drive machine
US6199378B1 (en) * 1999-09-21 2001-03-13 Caterpillar Inc. Off-setting rate of pressure rise in a fluid system
DE10146421A1 (de) * 2000-09-28 2002-05-08 Caterpillar Inc Verfahren und Vorrichtung, die zur Ausführung einer Viskositätskompensation für ein Nutzlastmeßsystem konfiguriert ist
GB0303789D0 (en) * 2003-02-19 2003-03-26 Cnh Belgium Nv Apparatus and method for providing hydraulic power to an agricultural implement
JP2006183413A (ja) * 2004-12-28 2006-07-13 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd 建設機械の制御回路
US9429152B2 (en) 2010-10-28 2016-08-30 Bosch Rexroth Corporation Method for controlling variable displacement pump
JP2014015945A (ja) * 2010-10-28 2014-01-30 Bosch Rexroth Corp 油圧回路の制御方法
WO2012082176A1 (en) * 2010-12-17 2012-06-21 Parker-Hannifin Corporation Hydraulic system with return pressure control
CN103688064B (zh) * 2012-03-02 2016-01-20 博世力士乐株式会社 可变容量泵的控制方法

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH01275902A (ja) * 1988-04-27 1989-11-06 Toshiba Mach Co Ltd 負荷圧補償ポンプ吐出流量制御回路
JPH06280810A (ja) * 1993-03-23 1994-10-07 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧作業機の油圧駆動装置
JPH1047306A (ja) 1996-07-30 1998-02-17 Uchida Yuatsu Kiki Kogyo Kk 可変容量ポンプを使用したブリードオフ制御方法
JPH11158941A (ja) * 1997-11-27 1999-06-15 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧駆動装置
JPH11303809A (ja) * 1998-04-20 1999-11-02 Komatsu Ltd 油圧駆動機械のポンプ制御装置
JP2012137159A (ja) * 2010-12-27 2012-07-19 Kubota Corp 作業機の油圧システム及び作業機の油圧制御方法
JP2012031998A (ja) * 2011-08-19 2012-02-16 Bosch Rexroth Corp 可変容量ポンプの制御方法

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP2759713A4 *

Also Published As

Publication number Publication date
US9784368B2 (en) 2017-10-10
CN103765016A (zh) 2014-04-30
JP5631829B2 (ja) 2014-11-26
US10393260B2 (en) 2019-08-27
EP2759713A4 (en) 2015-11-04
EP2759713A1 (en) 2014-07-30
US20180045307A1 (en) 2018-02-15
CN103765016B (zh) 2016-08-24
US20140196448A1 (en) 2014-07-17
KR20140050086A (ko) 2014-04-28
JP2013068256A (ja) 2013-04-18
KR101595038B1 (ko) 2016-02-17

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5631829B2 (ja) 油圧制御装置及び油圧制御方法
US6981371B2 (en) Control device for working machine
JP3434514B2 (ja) 油圧作業機の油圧駆動装置
JP3561667B2 (ja) 油圧ポンプの制御装置
KR101725617B1 (ko) 작업 기계의 유압 구동 장치
KR101693129B1 (ko) 작업 기계
JP2004270923A (ja) 電磁油圧比例制御バルブを制御するための速度に基づく方法
JP5336558B2 (ja) 可変容量ポンプの制御方法
JP5614914B2 (ja) アクチュエータに捕捉された圧力を解放するための機構を有する油圧システム
WO2013042483A1 (ja) 油圧制御装置及び油圧制御方法
US10883245B2 (en) Hydraulic driving apparatus of work machine
JP2008224039A (ja) 油圧駆動機械の制御装置
JP7274887B2 (ja) 制御装置及び建設機械
JP6629154B2 (ja) 建設機械の油圧システム
JP3705886B2 (ja) 油圧駆動制御装置
JPH1182414A (ja) 作業機の油圧制御装置
JP5275187B2 (ja) 建設機械の油圧回路
WO2024071389A1 (ja) 作業機械
JP2007032786A (ja) 流体圧制御装置及び流体圧制御方法
JP2006194273A (ja) 流体圧制御装置
JPH1151006A (ja) 油圧駆動機械の制御装置
JPH1182412A (ja) 作業機の油圧制御装置
JPH05272461A (ja) 油圧ポンプの吐出量制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 12834290

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 20147005342

Country of ref document: KR

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2012834290

Country of ref document: EP