WO2014148855A1 - 건설기계 유압시스템의 제어방법 - Google Patents

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WO2014148855A1
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도용호
정우용
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두산인프라코어 주식회사
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Definitions

  • the present invention relates to a control method of a construction machine hydraulic system, and more particularly, to a control method of a construction machine hydraulic system to control the hydraulic system by applying a variable rated speed according to the dynamic characteristics of the engine.
  • Construction machinery is generally equipped with a hydraulic system.
  • the hydraulic system is powered by the engine.
  • the hydraulic system includes a hydraulic pump, a main control valve, an actuator, and an operation unit (joystick, etc.).
  • the hydraulic pump is driven by the engine power and discharges the hydraulic oil in which the pressure is formed.
  • the main control valve distributes the hydraulic oil to the desired actuator among the plurality of actuators.
  • the actuator performs the desired work by operating the work machine with hydraulic fluid.
  • the engine generates power while consuming fuel.
  • the engines vary in engine torque implemented at any particular engine speed. This will be described with reference to the accompanying drawings, FIG.
  • the engine is given the rated engine speed. Since the actual torque is lower when the engine speed is lower than the rated engine speed, the engine stall may occur when a load larger than the torque generated by the engine is applied. In particular, excessive droop occurs when a large load is suddenly applied to the hydraulic system.
  • the load acting on the hydraulic system increases and decreases proportionally to the operation displacement of the control unit.
  • Examples of the operation unit include a joystick, a pedal, and the like. The operation unit will be described below using the joystick as an example.
  • the increase in torque means that the hydraulic oil discharge flow rate is increased or the hydraulic oil pressure is increased.
  • the pressure of the hydraulic oil must be increased when the discharge flow rate of the hydraulic oil is kept constant.
  • the increase in the pressure of the hydraulic oil means that a load is applied to the hydraulic pump, which is a load on the engine.
  • Horsepower control in the conventionally known negative control method is performed by adjusting the current value supplied to the electromagnetic proportional pressure reducing valve (EPPR) attached to the pump.
  • the differential pressure is varied, thereby controlling the horsepower set in the pump.
  • the vehicle controller determines the current value through PD control and offset control to preset the engine speed by dial to maintain a fixed rated speed.
  • the determination of the rated engine speed is set at a level of 100 rpm in the high idle state so that the pump can use the maximum horsepower. This is designed to make the best use of pump horsepower, but due to the dynamic characteristics of the engine, full horsepower is often not available, so tuning is limited. In addition, unnecessary fuel consumption and soot may occur due to the gap between the engine speed and the rated speed when the joystick is operated suddenly.
  • the engine speed reduction phenomenon may occur more severely when the engine dynamic characteristics are changed, and the engine consumes more fuel to realize the required torque. In other words, consuming a lot of fuel means that fuel economy is extremely poor, which causes smoke generation.
  • the conventional hydraulic system corrects the rated engine speed by collectively reflecting the characteristics of the engine dynamics and the torque curve as constants, and there is a limitation in such a correction operation, which does not properly reflect the engine dynamics. have.
  • the technical problem to be achieved in the present invention is to control the construction machine hydraulic system, it is possible to apply a variable engine speed to set the engine speed to set the engine speed, the engine speed when the sudden high load is required the rated engine It is an object of the present invention to provide a control method of a construction machine hydraulic system that can maintain the rotation speed.
  • the maximum value setting step (S130) is set to the maximum value when the required value for the pump torque is generated;
  • the actual engine speed (rpm) is input from the engine controller 20 to predict the virtual engine speed to be input using a digital lead filter, and the virtual engine predicted before the actual engine speed is input.
  • the initial value of the variable rated engine speed may be controlled to be 70 rpm to 95 rpm greater than the standard rated engine speed.
  • an error value generated when performing the PID control is the upper limit and the lower limit. It may further include; saturation prevention step (S180) for limiting the range of the error value is controlled so as not to deviate.
  • the control method of the construction machine hydraulic system according to the present invention made as described above can prevent the phenomenon that the engine speed falls below the rated engine speed when a sudden high load is required by varying the applied engine speed.
  • control method of the construction machine hydraulic system according to the present invention can further improve fuel economy by preventing excessive fuel consumption by maintaining an appropriate engine speed.
  • 1 is an engine dynamic characteristic diagram for explaining engine dynamic characteristics.
  • FIG. 2 is a view for explaining the engine speed reduction phenomenon in the conventional construction machinery hydraulic system.
  • FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • 4 to 6 are schematic views for explaining an example in which the horsepower of the engine is distributed to the first pump and the second pump in the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a block diagram showing a construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 is a block diagram showing a control unit of the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a configuration diagram showing a flow control unit of the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 10 is a block diagram showing a power shift control unit of a construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 11 is a block diagram showing a horsepower distribution control unit of the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 12 is a configuration diagram showing an example in which the horsepower of the engine is distributed in the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • 13 to 15 are diagrams illustrating an example in which power of an engine is distributed to a first pump and a second pump according to a distribution ratio according to a distribution ratio according to FIG. 12.
  • 16 is a view for explaining an example of the control method of the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • 17 is a view for explaining the operation of the control method of the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • 18 is a view for explaining the engine speed change when controlled by the control method of the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention. With reference to Figure 3 will be described in detail the specific configuration and function of the construction machine hydraulic system.
  • FIG. 3 there is shown a construction machine hydraulic system including a closed center main control valve and a pressure controlled hydraulic pump to prevent flow and pressure, as well as to realize free load feeling during operation of the construction machine.
  • the construction machine hydraulic system is a hydraulic pump 100, the actuator 200, the main control valve 300, the control unit 400, the pressure sensor 500, the angle sensor 600 and the electromagnetic proportional pressure reducing valve (EPPR) valve, 700).
  • EPPR electromagnetic proportional pressure reducing valve
  • the hydraulic pump 100 is driven by an engine (not shown) which is a driving source of a construction machine, and is provided in plural as a pressure controlled electronic pump. Therefore, the flexibility is excellent in the process of discharging the hydraulic oil.
  • the actuator 200 is driven by the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 100, for example, may be provided as a hydraulic cylinder or a hydraulic motor.
  • the main control valve 300 is provided in a closed center type between the hydraulic pump 100 and the actuator 200 and bypasses a virtual flow rate when the actuator 200 is operated. That is, bleed-off.
  • the main control valve 300 is provided in a closed center type, the loss of excess flow rate and pressure loss do not occur, and thus fuel efficiency of the construction machine is improved, and the open center is bypassed by bypassing the virtual flow rate. You can freely create load filling that occurs in the mold.
  • the controller 400 receives the virtual flow rate bypassed from the main control valve 300 to control the hydraulic pump 100.
  • control unit 400 receives the pressure of the operation unit 12 and the swash plate angle of the hydraulic pump 100, and outputs the current command to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 700. 700 controls the swash plate angle to control the pressure of the hydraulic pump 100 to be proportional to the current command.
  • the pressure sensor 500 detects a pressure acting on a plurality of operation units 12, that is, a joystick or a pedal provided in a construction machine, and inputs the pressure to the control unit 400, and the angle sensor 600 is the hydraulic pressure.
  • the swash plate angle of the pump 100 is detected and input to the controller 400.
  • the ratio of the engine horsepower is lowered to the pump side of the plurality of pressure-controlled hydraulic pumps 100 where the horsepower is generated, and the distribution of engine horsepower to the pump side to which the relatively heavy load is applied.
  • the control unit 400 controls the plurality of hydraulic pumps 100 separately according to the operation mode of the construction machine.
  • control unit 400 distributes the maximum horsepower value provided from the engine (not shown) to the hydraulic pump 100 according to a predetermined distribution ratio for each operation mode of the construction machine.
  • each operation mode Distribution ratio according to the present invention does not limit the scope of rights to the values presented to help the understanding of the present invention.
  • which of the hydraulic pump 100 is assigned to the first pump 110 may have two criteria.
  • the first pump 110 and the second pump 120 are allocated by the amount of operation of the operation unit 12 of the working device such as the boom, the arm and the bucket.
  • the control unit 400 detects an operation amount from a plurality of operation units 12, that is, joysticks and pedals, respectively, assigned to the first pump 110 and the second pump 120, and detects the operation amount of the first pump 110.
  • the second pump 120 are added to each other, and the summed operation amount is allocated to the first pump 110.
  • the first pump 110 and the second pump 120 are allocated by the load acting upon the operation. Specifically, the control unit 400 allocates the greater of the load pressure to the first pump 110 during the operation of the first pump 110 and the second pump 120.
  • the horsepower of the engine is distributed to the first pump 110 and the second pump 120 by the distribution ratio of the operation mode.
  • a construction machine simultaneously performs a boom up and swing operation.
  • the second pump 120 When the second pump 120 typically does not use all 30% of the engine horsepower and uses about 20% of the engine horsepower as the actual horsepower, the current is generated by a load applied to the work machine, that is, a pressure from the outside.
  • the first pump 110 may use 80% of the engine horsepower by adding 10% of the engine horsepower, which is the horsepower of the second pump 120, to 70% of the initially set engine horsepower. Therefore, by dividing the engine horsepower of 80% by the actual discharge flow rate of the first pump 110 it is possible to calculate the discharge pressure from the first pump 110, thereby outputting the pressure command to the control unit 400 side do.
  • the construction machine hydraulic system includes a closed center type main control valve and a pressure controlled hydraulic pump, thereby preventing flow loss and pressure loss and free load feeling. .
  • FIG. 4 to 6 are schematic views for explaining an example in which the horsepower of the engine is distributed to the first pump 110 and the second pump 120 in the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention, FIG.
  • the first horsepower ps1 of the first pump 110 and the second horsepower ps2 of the second pump 20 are the same. This is because the standard power distribution of the engine horsepower is 50%: 50%.
  • the horsepower of the engine is variable according to the distribution ratio (x) the first horsepower (ps1) of the first pump 110 and the second horsepower (ps2) of the second pump (120). It can be seen that it is distributed.
  • the spare horsepower On the pump side the distribution ratio of the engine horsepower can be lowered, and the distribution ratio of the engine horsepower can be increased on the pump side, which is relatively heavy.
  • FIG. 7 is a block diagram showing a construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention
  • Figure 8 is a block diagram showing a control unit of the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention
  • Figures 9 to 11 1 is a block diagram illustrating a flow rate control unit, a power shift control unit, and a horsepower distribution control unit of the hydraulic system of a construction machine according to an exemplary embodiment of the present invention.
  • the controller 400 includes a flow controller 410, a power shift controller 420, a horsepower distribution controller 430, a pump controller 440, and the like.
  • the flow rate controller 410 compares the flow rate of the hydraulic oil discharged from the first pump 110 and the second pump 120 with the flow rate of the hydraulic oil required from the plurality of operation units 12 to the first pump ( The torque ratio wp1 provided to the 110 and the second pump 120, respectively, is calculated.
  • the flow rate control unit 410 receives the swash plate angle from the angle sensor 600 for detecting the swash plate angle of the first pump 110 and the second pump 120 calculates the discharge flow rate of each working oil. .
  • the operation unit 12 includes a joystick or a pedal as described above. For example, when the joystick is operated at the maximum displacement, a request signal for a required value (flow rate or pressure) is generated. It is provided to the flow control unit 410.
  • the request signal means a magnitude of torque to be implemented in the first pump 110 and the second pump 120.
  • the flow rate control unit 410 is a current of the hydraulic fluid discharged from the first pump 110 and the second pump 120 by adding or subtracting the flow rate by the request signal input from the operation unit 12 to a certain amount of torque in the future It is calculated whether each of the hydraulic pump 100 is required, and divided by the torque ratio (wp1) for each of the first pump 110 and the second pump 120 is provided to the horsepower distribution control unit 430.
  • the pressure sensor 500 detects the pressure of the operating portion 12 of the main The required flow rate Q p of each spool constituting the control valve 300 and the bypass area A b of the main control valve 300 are calculated.
  • the bypass flow rate Q b is calculated using the calculated bypass area A b and the current pressure command P, and is calculated from the required flow rate Q p as shown in Equation 1 below.
  • the required increase or decrease flow rate dQ is calculated by subtracting the bypass flow rate Q b and the actual discharge flow rate Q a calculated from the angle sensor 600.
  • the power shift control unit 420 is provided from the operation unit 12, the load mode selection unit 14, the engine speed setting unit 16, and the engine control unit (ECU) 18.
  • the total power of the torque required by the hydraulic pump 100 is calculated and provided to the horsepower distribution control unit 430.
  • the load mode selection unit 14 is to be selected according to the weight of the work to be performed by the operator, for example, by selecting the load mode on the instrument panel, overload mode, heavy load mode, standard load mode, light load One of the load modes can be selected from the mode, the idle mode, and the like. As the upper load mode is selected, a higher pressure is formed in the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 100, and as the lower load mode is selected, the flow rate of the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 100 increases.
  • the engine speed setting unit 16 allows the manager to arbitrarily select the engine speed (rpm). For example, the engine speed setting unit 16 may set a desired engine speed (rpm) by adjusting the RPM dial. The higher the engine speed (rpm) is set, the greater the power provided by the engine to the hydraulic pump (100), but because of the increased fuel consumption and the durability of the construction machine may reduce the appropriate engine speed is set desirable. In the standard load mode, it can be set to approximately 1400rpm and can be set higher or lower depending on the operator's preference.
  • the engine control unit 18 is a device for controlling the engine, and provides the power shift control unit 420 with information of the actual engine speed (rpm).
  • a process of calculating the total torque in the power shift controller 420 will be described.
  • a maximum value of the lever pressures VtrStr of the plurality of operation units 12 is selected to calculate power
  • the operation unit 12 A total power is calculated by summing the power set by and the PID control value.
  • the horsepower distribution control unit 430 is a total power of the torque ratio wp1 calculated by the flow rate control unit 410 and the torque calculated by the power shift control unit 420. According to the first pump 110 and the second pump 120 calculates the torque respectively responsible.
  • the horsepower distribution control unit 430 a process of calculating the pressure command P d of each hydraulic pump 100 by the horsepower distribution control unit 430 will be described.
  • the total torque calculated by the power shift control unit 420 is total.
  • the maximum power that can be used by the first pump 110 is calculated by dividing power by the torque ratio wp1 calculated by the flow controller 410.
  • the power of the second pump 120 is calculated using the angle sensor 600 and the pressure command of the second pump 120 and subtracted from the total power, and the first pump 110.
  • the maximum power that can be used at the maximum power and the value obtained by subtracting the power of the second pump 120 from the total torque is determined as the maximum power.
  • the determined maximum power is divided by the actual discharge flow rate Q a to calculate a pressure command P d for horsepower control.
  • the pump controller 440 is the pressure command (P d) calculated from the pressure command (P i), the horsepower distribution controller 430 generated by the flow rate controller 410, and The smallest value among the maximum pump pressure values P max acting on the operation unit 12 is selected and output as the pressure command values of the first pump 110 and the second pump 120, and the current is commanded as a current command. After the conversion is transferred to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 700.
  • FIG. 12 is a configuration diagram showing an example in which the horsepower of the engine is distributed in the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • the first pump 110 and A variable horsepower distribution ratio is assigned to each of the second pumps 120 to optimally distribute the engine torque toward a large horsepower consumption due to a large load or a large amount of operation.
  • FIG. 13 to 15 are diagrams showing an example in which the power of the engine is distributed to the first pump and the second pump according to the distribution ratio according to FIG. 12, and FIG. 13 is a power diagram of the first pump 110. Is a graph.
  • Pump horsepower is calculated as the product of the pressure (P1) and the volume (Q1) of the first pump 110, in the first pump 110 by the power to which the ratio is applied at the maximum power (horsepower) Occupies the realm of. According to an embodiment of the present invention, assuming that the distribution ratio of the first pump 110 is 70% of the engine horsepower, it occupies a wide area corresponding to 70%.
  • FIG. 14 is a graph showing a power diagram of the second pump 120.
  • the pump horsepower (or pump power) is calculated as the product of the pressure P2 and the volume Q2 of the second pump 120.
  • the second pump 120 occupies an area corresponding to the applied power at the maximum power (horsepower), and according to an embodiment of the present invention, the distribution ratio of the second pump 120 is 30% of the engine horsepower. Since it is assumed to be 30%, it occupies a narrow area as much as 30%.
  • Figure 16 is a view for explaining an example of a control method of a construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • a VBO (Virtual Bleed Off) electronic pump is used.
  • the hydraulic system according to an embodiment of the present invention uses a variable rated rotational speed for the joystick input (joystick displacement), the allowable horsepower slope with the logic that optimally controls the engine dynamics by model / mode as a control means It is designed to improve the drop of the engine speed (rpm) when performing a load-loading operation.
  • the horsepower control 100 according to an embodiment of the present invention.
  • a load mode selection step (S110) First, in the load mode selection step (S110), the operator selects the load mode.
  • the load mode may be classified into overload, heavy load, standard load, light load, and the like. That is, the worker chooses according to the expected size of the workload.
  • Power conversion step (S140) Thereafter, a power value matched with the maximum value of the joystick displacement in the power conversion step S140 and a map of the load selected in the load mode checking step S120 are calculated.
  • the usage ratio of the total power delivered from the engine 10 is determined according to the load mode. For example, in the case of the heavy load mode, it may be set to 100% of the total power delivered from the engine. Can be set to 95% of the total power. That is, a power value proportional to the displacement amount of the joystick is determined by reflecting the load mode and output.
  • the slope may be understood as a value for implementing power versus time by implementing a power value set in the power conversion step S140.
  • Engine speed predicting step (S160) a virtual engine speed value is predicted before the actual input by predicting the engine speed to be input in the future based on the engine speed input in the past using a digital lead filter. Outputs That is, the actual engine speed and the virtual engine speed are equivalent values, but have a time difference.
  • the operator operates the dial 40 to preset the target engine speed.
  • PID control step (S170) PID control is performed so that the actual engine speed converges with the virtual engine speed. Assuming that the target engine speed is set at, for example, 1800 rpm, the idle engine speed actually starts to operate at 1900 rpm. Then, the engine speed (rpm) is gradually reduced by the hydraulic load. When the engine speed is lower than the target engine speed (rpm), the hydraulic engine load is reduced so that the actual engine speed is controlled to recover the target engine speed (rpm).
  • Error values can be represented by positive (+) and negative (-) values.
  • the positive error value is when the actual engine speed value is larger than the virtual engine speed value
  • the negative error value is when the actual engine speed value is smaller than the virtual engine speed value.
  • PID control is performed to converge the target value while reducing the deviation of the error value.
  • the saturation prevention step (S180) is controlled when the error value generated in the state of using the above-described PID control step (S170) continues to accumulate and is controlled from a positive value to a negative value or from a negative value to a positive value.
  • the width (I) value may become too large to saturate and deteriorate PID controllability. To prevent this, set an upper limit and a lower limit on the error value to prevent the error from exceeding. This step of preventing saturation is called anti-wind up.
  • the final power output step (S190) is a final control by adding up the first power value determined by the determination of the load mode, the second power value required by operating the joystick, and the third power value derived by the PID control. Calculate the value.
  • the final control value described above is a command for controlling the pump regulator 50.
  • the pump regulator 50 controls the hydraulic pump.
  • the regulator 50 controls the swash plate provided in the hydraulic pump, and the tilt angle of the swash plate is changed so that the flow rate discharged per unit time discharged from the hydraulic pump is changed.
  • Figure 17 is a view for explaining the operation of the control method of the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • 18 is a view for explaining the engine speed change when controlled by the control method of the construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention.
  • the input target engine speed sets a smaller gap (Gap) from the actual engine speed (rpm) in the conventional hydraulic system. More specifically, in the conventional hydraulic system, the engine speed value larger than 100 rpm at the target reference speed is set to high idle.
  • Construction machine hydraulic system according to an embodiment of the present invention can be specified by varying the rated engine speed.
  • the variable rated engine speed may be a value between the standard rated engine speed and the high idle engine speed.
  • the initial rated engine speed of the hydraulic system according to an embodiment of the present invention is set to be variable, for example, it can be set to a value greater than 70rpm to 95rpm in the standard rated engine speed.
  • the high idle engine speed of the hydraulic system according to the exemplary embodiment of the present invention is also faster than the high idle engine speed of the conventional hydraulic system.
  • variable rated engine speed may be driven at a speed of 70 rpm or more faster than the standard rated engine speed, thereby allowing the initial pump torque.
  • variable rated engine speed can be driven at a faster speed of 90 rpm or less than the standard rated engine speed, thereby preventing excessive fuel consumption.
  • the variable rated engine speed when the workload is applied, the variable rated engine speed is gradually lowered to the standard rated engine speed with a slope. That is, by changing the slope and the starting point of the target engine speed in accordance with the required value generated by the operation of the joystick to control the actual engine speed (rpm) and the gap (Gap) as much as possible.
  • the starting point means a variable rated engine speed, and as shown in FIG. 5, since the original torque is large by driving the engine speed high from the start, the torque enough to accommodate the load can be realized even if a workload is applied. This prevents the engine speed from falling below the actual rated engine speed.
  • the engine speed according to the embodiment of the present invention is gradually lowered with increasing workload, the engine speed does not drop rapidly below the rated engine speed. That is, the engine speed according to the embodiment of the present invention is gently stabilized.
  • the engine dynamic characteristics of the pump may be Soot occurs because it cannot follow the available horsepower and adversely affects the controllability, but the control method of the hydraulic system according to the embodiment of the present invention can reduce the generation of smoke by improving the engine speed decrease phenomenon, and furthermore the controllability Can improve.
  • the control method of the construction machine hydraulic system according to the present invention can be used to control the hydraulic system by applying a variable rated speed according to the dynamic characteristics of the engine.

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Abstract

본 발명은 건설기계 유압시스템의 제어방법에 관한 것이다. 본 발명에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법은, 정형 정격 엔진회전수보다 크고, 정형 정격 엔진회전수에 대한 하이 아이들 엔진회전수보다 작은 범위 내에서 가변되는 가변 정격엔진회전수;와 앞으로 입력될 가상 엔진회전수를 예측하여 실제 엔진회전수가 입력되기에 앞서서 예측된 가상 엔진 회전수 값을 출력하는 엔진회전수 예측단계(S160);를 포함한다. 이로써 작업부하가 작용될 때에 초기에 펌프토크에 여유를 가질 수 있고, 작업부하여 의해 엔진회전수가 낮아지더라도 정격 엔진회전수보다 현저하게 낮아지는 엔진회전수 저하 현상을 방지할 수 있다.

Description

건설기계 유압시스템의 제어방법
본 발명은 건설기계 유압시스템의 제어방법에 관한 것으로, 더욱 상세하게는 엔진의 동적특성에 따라 가변 정격속도를 적용하여 유압시스템을 제어할 수 있도록 하는 건설기계 유압시스템의 제어방법에 관한 것이다.
일반적으로 건설기계는 유압시스템이 구비되어 있다. 유압시스템은 엔진으로부터 동력을 제공받는다. 유압시스템은 유압펌프와, 메인컨트롤밸브와, 액추에이터와, 조작부(조이스틱 등)를 포함하여 구성된다.
유압펌프는 엔진동력에 의해 구동되어 압력이 형성된 작동유를 토출한다. 메인컨트롤밸브는 복수의 액추에이터 중에 소망하는 액추에이터에 작동유를 분배 제공한다. 액추에이터는 작동유에 의해 해당 작업기를 작동시켜 소망하는 일을 수행한다.
엔진은 연료를 소모하면서 동력을 발생시킨다. 엔진은 어느 특정한 엔진회전수에서 구현되는 엔진토크가 달라진다. 이는 첨부도면 도1을 참조하여 설명한다.
도 1에 나타낸 바와 같이, 엔진회전수가 너무 높거나 낮으면 토크가 오히려 낮아져 에너지효율이 나빠질 수 있다. 또한, 엔진회전수가 높을수록 연료소모가 많아진다. 즉, 엔진은 에너지 효율을 고려하여 적정한 엔진회전수로 운용되어야 하고, 이로써 연비를 높일 수 있는 것이다.
엔진에는 정격 엔진회전수가 제시된다. 정격 엔진회전수보다 낮은 엔진회전수 일 때에 실제 구현되는 토크가 낮으므로 엔진에서 발생하는 토크보다 큰 부하가 작용되는 경우에 엔진정지(stall)현상이 발생할 수 있다. 특히, 유압시스템에 급작스럽게 큰 부하가 작용될 때에 과도한 엔진회전수 저하(Drop)현상이 발생한다.
유압시스템에 작용되는 부하는 조작부의 조작변위에 따라 비례하여 증감된다. 조작부의 예로서 조이스틱, 페달 등이 있다. 이하 조작부는 조이스틱을 예로서 설명한다.
작업자가 조이스틱을 급격하게 조작하면, 요구되는 토크가 급격하게 증가됨을 의미한다. 토크가 증가한다는 의미는 작동유 토출 유량이 증가되거나 작동유의 압력이 증가한다는 의미이다. 토크를 증가시키기 위해서는 작동유의 토출 유량을 일정하게 유지할 때에 작동유의 압력을 증가시켜야 한다. 작동유의 압력이 증가된다는 의미는 유압펌프에 부하가 작용되는 것이고, 이는 엔진에 부하로 작용된다.
종래에 알려진 네가티브 컨트롤(negative control)방식(또는 '네가콘'이라 함)의 마력제어는 펌프에 부착된 전자비례감압밸브(EPPR)에 공급되는 전류 값을 조정함으로써 파일럿 펌프(Pilot Pump)의 2차 압력을 변화시키고, 이로써 펌프에 설정된 마력을 제어한다. 이를 위해 차량제어장치는 엔진회전수(rpm)을 다이얼(Dial)에 의해 미리 설정하여 고정된 정격 회전수를 유지하도록 PD제어와 오프셋(Offset)제어를 통해 전류 값을 결정한다.
또한, 정격 엔진회전수의 결정은 펌프가 최대마력을 사용할 수 있도록 하이 아이들(high Idle)상태에서 100rpm수준으로 설정되어 있다. 이는 펌프 마력을 최대로 활용할 수 있도록 설계(Design)된 것이지만, 엔진의 동특성에 의해 총(Full)마력을 사용할 수 없는 경우가 많아 이를 위한 튜닝이 제한된다. 또한, 조이스틱을 급격하게 동작할 때의 엔진 회전수와 정격 회전수의 차이(Gap)에 의한 불필요한 연료 소모 및 매연 등이 발생하게 된다.
조이스틱을 급격하게 조작하였을 때에 발생하는 문제를 첨부도면 도 2를 참조하여 설명한다. 도 2에 나타낸 바와 같이, 어느 순간에 조이스틱을 급작스럽게 조작하여 큰 토크를 요구하는 시점(t1)에서부터 엔진회전수(rpm)은 급격하게 저하되고, 어느 순간(t2)에서는 엔진회전수(rpm)가 정격 엔진회전수(rpm)보다 낮게 엔진회전수 저하현상이 발생한다. 이후, 터보차저(turbocharger)가 가동되고 터보차저가 정상기능을 발휘할 때까지 시간이 소요된다. 이처럼 터보차저의 기능이 정상적으로 수행되면서 점차 엔진회전수가 회복된다.
엔진회전수 저하현상은 엔진동특성이 변화되면 더욱 심하게 발생할 수 있고, 이때에도 엔진은 요구되는 토크를 구현하기 위하여 더 많은 연료를 소모하게 된다. 즉, 많은 연료를 소모한다는 것은 연비가 극히 나빠짐을 뜻하고, 매연 발생의 원인이 된다.
특히, 종래에 알려진 유압시스템은 엔진동특성 및 토크곡선의 특성을 상수로 정하여 일괄적으로 반영하여 정격 엔진회전수를 보정하는데, 이러한 보정 작업에 한계가 있고, 이로써 엔진동특성을 제대로 반영하지 못하는 문제점이 있다.
따라서 본 발명이 이루고자 하는 기술적 과제는 건설기계 유압시스템의 제어방법에 있어서, 엔진회전수를 설정하도록 하는 정격엔진회전수를 가변시켜 적용할 수 있도록 하여, 급격한 고부하가 요구될 때에 엔진회전수가 정격 엔진회전수를 유지할 수 있도록 하는 건설기계 유압시스템의 제어방법을 제공하는데 그 목적이 있다.
본 발명이 이루고자 하는 기술적 과제는 이상에서 언급한 기술적 과제로 제한되지 않으며, 언급되지 않은 또 다른 기술적 과제는 아래의 기재로부터 본 발명이 속하는 기술분야에서 통상의 지식을 가진 자에게 명확하게 이해될 수 있을 것이다.
상기 기술적 과제를 달성하기 위한 본 발명에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법은, 펌프토크에 대한 요구 값이 발생될 때 상기 요구 값이 최댓값으로 설정되는 최댓값 설정단계(S130); 현재 부하모드에 상기 최댓값이 매칭되는 파워 값이 출력되는 파워 변환단계(S140); 상기 파워 값을 구현될 때까지의 시간의 기울기를 제한하는 기울기 제한단계(S150); 엔진제어장치(20)로부터 실제 엔진회전수(rpm)를 입력받아 디지털 필터(Digital Lead Filter)를 이용하여 앞으로 입력될 가상 엔진회전수를 예측하고 실제 엔진회전수가 입력되기에 앞서서 예측된 상기 가상 엔진 회전수 값을 출력하는 엔진회전수 예측단계(S160); 실제 엔진회전수(rpm)가 상기 가상 엔진회전수를 수렴하도록 PID제어를 수행하는 PID제어단계(S170); 및 상기 부하모드에 의해 결정되는 제1 파워 값과, 상기 요구 값에 의해 결정되는 제2 파워 값과, 상기 PID 제어에 의해 도출된 제3 파워 값을 합산하여 최종 파워 값을 출력하여 펌프를 제어하도록 하는 최종파워 출력단계(S190);를 포함하고, 정형 정격 엔진회전수보다 크고, 상기 정형 정격 엔진회전수에 대한 하이 아이들 엔진회전수보다 작은 범위 내에서 가변되는 가변 정격엔진회전수;에 의해 제어된다.
본 발명에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법은 상기 가변 정격엔진회전수의 초기 값은 상기 정형 정격 엔진회전수보다 70rpm ~ 95rpm 크게 제어되는 것일 수 있다.
본 발명에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법은, 상기 PID제어단계(S170)와 상기 최종파워 출력단계(S190)의 사이에, 상기 PID제어를 수행할 때에 발생되는 에러 값이 상한제한과 하한제한을 벗어나지 않도록 제어되는 에러 값의 범위를 제한하는 포화방지 수행단계(S180);를 더 포함할 수 있다.
기타 실시예들의 구체적인 사항들은 상세한 설명 및 도면들에 포함되어 있다.
상기한 바와 같이 이루어진 본 발명에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법은 정격엔진회전수를 가변시켜 적용함으로써 급격한 고부하가 요구될 때에 엔진회전수가 정격엔진회전수이하로 저하되는 현상을 방지할 수 있다.
또한, 본 발명에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법은 나아가 적정한 엔진회전수를 유지함으로써 과다한 연료소모를 방지하여 연비를 향상시킬 수 있다.
도 1은 엔진 동특성을 설명하기 위한 엔진동특성 선도이다.
도 2는 종래의 건설기계 유압시스템에서 엔진회전수 저하현상을 설명하기 위한 도면이다.
도 3은 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템을 나타낸 유압 회로도이다.
도 4 내지 도 6은 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템에서 제1펌프 및 제2펌프에 엔진의 마력이 분배되는 예를 설명하기 위한 개략도이다.
도 7은 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템을 나타낸 구성도이다.
도 8은 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 제어부를 나타낸 구성도이다.
도 9는 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 유량 제어부를 나타낸 구성도이다.
도 10은 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 파워 시프트 제어부를 나타낸 구성도이다.
도 11은 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 마력 분배 제어부를 나타낸 구성도이다.
도 12는 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템에서 엔진의 마력이 분배되는 예를 나타낸 구성도이다.
도 13 내지 도 15는 도 12에 따라 엔진의 파워가 분배 비율에 따라 제1펌프와 제2펌프에 분배비율에 따라 분배된 예를 나타낸 도면이다.
도 16은 본 발명의 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법의 일례를 설명하기 위한 도면이다.
도 17은 본 발명의 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법의 작용을 설명하기 위한 도면이다.
도 18은 본 발명의 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법에 의해 제어될 때에의 엔진회전수 추이를 설명하기 위한 도면이다.
본 발명의 이점 및 특징, 그리고 그것들을 달성하는 방법은 첨부되는 도면과 함께 상세하게 후술되어 있는 실시예를 참조하면 명확해질 것이다.
이하, 첨부된 도면을 참조하여 본 발명의 실시예에 대하여 상세하게 설명한다. 이하에서 설명되는 실시예는 본 발명의 이해를 돕기 위하여 예시적으로 나타낸 것이며, 본 발명은 여기서 설명되는 실시예와 다르게 다양하게 변형되어 실시될 수 있음이 이해되어야 할 것이다. 다만, 본 발명을 설명함에 있어서 관련된 공지 기능 혹은 구성요소에 대한 구체적인 설명이 본 발명의 요지를 불필요하게 흐릴 수 있다고 판단되는 경우 그 상세한 설명 및 구체적인 도시를 생략한다. 또한, 첨부된 도면은 발명의 이해를 돕기 위하여 실제 축척대로 도시된 것이 아니라 일부 구성요소의 크기가 과장되게 도시될 수 있다.
한편, 후술되는 용어들은 본 발명에서의 기능을 고려하여 설정된 용어들로서 이는 생산자의 의도 또는 관례에 따라 달라질 수 있으므로 그 정의는 본 명세서 전반에 걸친 내용을 토대로 내려져야 할 것이다.
명세서 전체에 걸쳐 동일 참조 부호는 동일 구성요소를 지칭한다.
도 3은 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템을 나타낸 유압 회로도이이다. 도 3을 참조하여 상기 건설기계 유압시스템의 구체적인 구성 및 기능에 대하여 상세히 설명한다.
도 3을 참조하면, 클로즈드 센터형 메인 컨트롤 밸브와 압력 제어형 유압 펌프를 포함하여 유량 및 압력을 방지함과 아울러 건설기계의 조작 시 자유로운 로드 필링(load feeling)을 구현하기 위한 건설기계 유압시스템이 도시되어 있으며, 상기 건설기계 유압시스템은 유압 펌프(100), 액추에이터(200), 메인 컨트롤 밸브(300), 제어부(400), 압력 센서(500), 각도 센서(600) 및 전자 비례 감압 밸브(EPPR valve, 700) 등을 포함하여 구성된다.
상기 유압 펌프(100)는 건설기계의 구동원인 엔진(미도시)에 의하여 구동되며, 압력 제어형 전자 펌프로서 복수개 마련된다. 따라서, 작동유의 토출 과정에서 유연성(flexibility)이 뛰어나다.
상기 액추에이터(200)는 상기 유압 펌프(100)에서 토출되는 작동유에 의하여 구동되며, 예를 들어 유압 실린더 또는 유압 모터 등으로 마련될 수 있다.
상기 메인 컨트롤 밸브(300)는 상기 유압 펌프(100) 및 액추에이터(200) 사이에서 클로즈드 센터(closed center)형으로 마련되고, 상기 액추에이터(200)의 작동 시 가상의 유량을 바이패스(bypass), 즉 블리드 오프(bleed-off)시킨다.
구체적으로, 상기 메인 컨트롤 밸브(300)는 클로즈드 센터형으로 마련됨으로써 잉여 유량의 손실 및 압력 손실이 발생하지 않아 건설기계의 연비 등이 향상되는데, 가상의 유량을 바이패스시킴으로써 오픈 센터(open center)형에서 발생하는 로드 필링을 자유롭게 생성할 수 있다.
상기 제어부(400)는 상기 메인 컨트롤 밸브(300)로부터 바이패스된 가상의 유량을 입력 받아 상기 유압 펌프(100)를 제어한다.
즉, 상기 제어부(400)는 조작부(12)의 압력 및 상기 유압 펌프(100)의 사판각을 입력받고, 이에 따른 전류 지령을 전자 비례 감압 밸브(700)로 출력하며, 상기 전자 비례 감압 밸브(700)는 상기 전류 지령에 비례하도록 상기 유압 펌프(100)의 압력을 제어하기 위하여 상기 사판각을 제어한다.
여기서, 상기 압력 센서(500)는 건설기계에 마련되는 복수의 조작부(12), 즉 조이스틱 또는 페달 등에 작용하는 압력을 감지하여 상기 제어부(400)에 입력하고, 상기 각도 센서(600)는 상기 유압 펌프(100)의 사판각을 감지하여 상기 제어부(400)에 입력한다.
한편, 본 발명의 일 실시예에 따르면 복수개의 압력 제어형 유압 펌프(100) 중 여유 마력이 발생하는 펌프 쪽에는 엔진마력의 분배비율을 낮추고, 상대적으로 중부하가 작용되는 펌프 쪽에는 엔진마력의 분배비율을 높이기 위하여 상기 제어부(400)는 상기 복수개의 유압 펌프(100)를 건설기계의 작동 모드에 따라 각각 별개로 제어한다.
즉, 상기 제어부(400)는 상기 엔진(미도시)에서 제공되는 최대 마력 값을 건설기계의 작동 모드 별로 미리 정해진 분배 비율에 따라 상기 유압 펌프(100)에 각각 분배하는 것을 특징으로 한다.
상기 유압 펌프(100)가 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)를 포함하여 구성되는 경우, 이러한 건설기계 작동 모드의 예를 아래 [표 1]에 나타난 바와 같으며, 각각의 작동 모드에 따른 분배 비율은 본 발명의 이해를 돕기 위해 제시된 값으로 권리범위를 한정하는 것은 아니다.
표 1
동작 제1펌프(%) 제2펌프(%)
Boom Up 55 45
Boom Down 50 50
Bucket Crowd 50 50
Bucket Dump 50 50
Arm Crowd 40 60
Arm Dump 45 55
Swing 70 30
Boom Up + Bucket 55 45
Boom Down + Bucket 50 50
Arm Crowd + Swing 50 50
Arm Dump + Swing 30 70
Boom Up + Arm 50 50
Boom Up + Swing 70 30
Bucket + Arm 50 50
Bucket + Swing 70 30
3가지 복합동작 + Swing 70 30
이때, 상기 유압 펌프(100) 중 어느 것이 제1펌프(110)로 할당되는지는 두 가지 기준이 있을 수 있다.
첫 번째로 붐, 아암 및 버켓 등의 작업 장치의 조작부(12)의 조작량에 의하여 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)를 할당한다. 구체적으로 상기 제어부(400)는 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)에 각각 할당된 복수의 조작부(12), 즉 조이스틱 및 페달 등으로부터 조작량을 검출하여 이를 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120) 별로 합산하고, 합산된 조작량이 더 큰 쪽을 제1펌프(110)로 할당하는 것이다.
두 번째로 작업 시 작용하는 부하에 의하여 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)를 할당한다. 구체적으로 상기 제어부(400)는 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120) 중에서 작업 시 부하 압력이 더 큰 쪽을 제1펌프(110)로 할당하는 것이다.
한편, 상기 [표 1]에 나타난 건설기계의 작동 모드에 따른 분배 비율에 의하면, 엔진의 마력이 해당 작동 모드의 분배 비율에 의하여 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)로 분배되는데, 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)의 초기 유량이 설정되는 과정에 대하여 건설기계가 붐 업(Boom Up)과 스윙(Swing) 동작을 동시에 하는 경우를 예로 들어 설명한다.
건설기계가 붐 업(Boom Up)과 스윙(Swing) 동작을 동시에 하는 경우에는 상기 [표 1]에 나타난 바와 같이 제1펌프(110)에는 엔진 마력의 70%가, 제2펌프(120)에는 엔진 마력의 30%가 분배된다.
상기 제2펌프(120)에서 통상적으로 엔진 마력의 30% 모두를 다 사용하지 않고 대략 엔진 마력의 20% 정도를 실제 마력으로 사용하고 있는 경우, 외부에서 작업기에 작용하는 부하, 즉 압력에 의하여 현재 제2펌프(120)에서 토출되는 작동유의 실제 토출량을 알 수 있다. 즉, 상기 제2펌프(120)의 실제 토출량은 마력 나누기 작용압력(Q=마력/압력)에 의하여 산출되고, 이때의 사판각은 상기 각도 센서(600)에 의하여 감지된다.
이때 상기 제1펌프(110)는 처음에 설정된 엔진 마력의 70%에 상기 제2펌프(120)의 여유 마력인 엔진 마력의 10%가 추가되어 엔진 마력의 80%를 사용할 수 있다. 따라서, 80%의 엔진 마력을 상기 제1펌프(110)의 실제 토출 유량으로 나누어 주면 상기 제1펌프(110)에서의 토출 압력을 계산할 수 있으며, 이에 따른 압력 지령을 제어부(400) 측으로 출력하게 된다.
결론적으로, 상기 건설기계 유압시스템은 클로즈드 센터형 메인 컨트롤 밸브와 압력 제어형 유압 펌프를 포함하여 구성됨으로써, 유량 손실 및 압력 손실을 방지함과 아울러 자유로운 로드 필링(load feeling)을 구현할 수 있는 장점이 있다.
이하에서는 도 4 내지 15를 참조하여 상기 건설기계 유압시스템에 의하여 건설기계의 작동 모드에 따라 엔진의 마력이 분배되는 과정에 대하여 상세히 설명한다.
도 4 내지 도 6은 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템에서 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)에 엔진의 마력이 분배되는 예를 설명하기 위한 개략도로서, 도 4를 참조하면 상기 제1펌프(110)의 제1마력(ps1)과 상기 제2펌프(20)의 제2마력(ps2)이 동일함을 알 수 있다. 이는 엔진의 마력을 50%:50%로 정형분배가 이루어지기 때문이다.
반면, 도 5를 참조하면, 상기 제1 펌프(110)의 제1마력(ps1)과 상기 제2펌프(120)의 제2마력(ps2)이 분배비율(x)에 따라 엔진의 마력이 가변 분배됨을 알 수 있다.
즉, 도 6에 나타낸 바와 같이, 건설기계의 작동 모드에 따른 분배 비율(x)에 따라 엔진의 마력이 제1펌프(110)와 제2펌프(120)에 각각 분배되었을 경우, 예를 들면 상기 제1펌프(110)에 가중되어 엔진 마력이 분배되고, 상기 제2펌프(120)에 상대적으로 낮게 엔진마력이 분배되면, 마력은 50%마력 선도를 기준으로 상기 제1펌프(110)의 제1마력(ps1)은 증가되고, 상기 제2펌프(20)의 제2마력(ps2)은 감소됨을 알 수 있다.
결론적으로, 엔진의 마력을 상기 제1펌프(110)와 제2펌프(120)에 분배함에 있어서 분배 비율을 건설기계의 작동 모드 또는 작업기에 작용하는 부하에 따라 달리 분배비율을 설정함으로써, 여유마력이 있는 펌프 쪽에는 엔진마력의 분배비율을 낮출 수 있고, 상대적으로 중부하가 작용되는 펌프 쪽에는 엔진마력의 분배비율을 높일 수 있다.
따라서, 엔진으로부터 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)에 제공되는 엔진의 마력을 낭비 없이 모두 이용할 수 있게 되어 결국 건설기계의 연비가 향상되는 장점이 있다.
도 7은 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템을 나타낸 구성도이며, 도 8은 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 제어부를 나타낸 구성도이며, 도 9 내지 11은 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 유량 제어부, 파워 시프트 제어부 및 마력 분배 제어부를 각각 나타낸 구성도이다.
도 7 및 도 8을 참조하면, 상기 제어부(400)는 유량 제어부(410), 파워 시프트 제어부(420), 마력 분배 제어부(430) 및 펌프 제어부(440) 등을 포함하여 구성된다.
상기 유량 제어부(410)는 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)에서 토출되는 작동유의 유량과, 상기 복수의 조작부(12)로부터 요구되는 작동유의 유량을 비교하여 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)로 각각 제공되는 토크 비율(wp1)을 계산한다.
구체적으로, 상기 유량 제어부(410)는 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)의 사판각을 감지하는 각도 센서(600)로부터 사판각을 입력받아 각각의 작동유의 토출 유량을 산출한다.
그리고, 상기 조작부(12)는 상술한 바와 같이 조이스틱 또는 페달 등을 포함하고, 예를 들어 조이스틱을 최대 변위로 조작하면 요구 값(유량 또는 압력)에 대한 요구 신호가 발생하며, 이러한 요구 신호는 상기 유량 제어부(410)로 제공된다. 상기 요구 신호는 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)에서 구현될 토크의 크기를 의미한다.
상기 유량 제어부(410)는 현재 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)에서 토출되는 작동유의 유량에서 상기 조작부(12)로부터 입력되는 요구 신호에 의한 유량을 가감하여 앞으로 어느 정도의 토크가 각각의 유압 펌프(100)에 필요한지 계산하며, 이를 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120) 별로 토크 비율(wp1)로 나눈 후 상기 마력 분배 제어부(430)로 제공한다.
한편, 도 9를 참조하여 상기 유량 제어부(410)에서 발생하는 압력 지령(Pi)을 산출하는 과정을 설명하면, 먼저 상기 압력 센서(500)가 상기 조작부(12)의 압력을 감지하여 상기 메인 컨트롤 밸브(300)를 구성하는 각 스풀(spool)의 요구 유량(Qp)과 상기 메인 컨트롤 밸브(300)의 바이패스 면적(Ab)을 계산한다.
그리고, 계산된 바이패스 면적(Ab)과 현재의 압력 지령(P)을 이용하여 바이패스 유량(Qb)을 계산하며, 아래의 [수학식 1]과 같이 상기 요구 유량(Qp)으로부터 상기 바이패스 유량(Qb) 및 상기 각도 센서(600)로부터 산출되는 실제 토출 유량(Qa)을 감산하여 필요한 증가 또는 감소 유량(dQ)를 산출한다.
수학식 1
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필요 증가 또는 감소 유량(dQ)이 계산되면 이로부터 각 유압 펌프(100)의 압력 지령(Pi)을 산출하게 된다.
다시 도 7 및 도 8을 참조하면, 상기 파워 시프트 제어부(420)는 상기 조작부(12), 부하모드 선택부(14), 엔진회전수 설정부(16) 및 엔진제어유닛(ECU, 18)로부터 정보를 제공받아 상기 유압 펌프(100)에서 요구되는 토크의 총합(total power)을 계산하여 이를 상기 마력 분배 제어부(430)에 제공한다.
여기서, 상기 부하모드 선택부(14)는 작업자가 수행하고자 하는 작업의 경중에 따라 선택하는 것으로서, 예를 들어 계기판에서 부하모드를 선택하는 것으로 과중부하 모드, 중부하 모드, 표준부하 모드, 경부하 모드, 아이들 모드 등에서 어느 하나의 부하 모드를 선택할 수 있다. 상위 부하모드가 선택될수록 유압펌프(100)에서 토출되는 작동유에 높은 압력이 형성되고, 하위 부하모드가 선택될수록 유압펌프(100)에서 토출되는 작동유의 유량이 증대된다.
상기 엔진회전수 설정부(16)는 엔진의 회전수(rpm)를 관리자가 임의로 선택할 수 있게 한 것으로서, 예를 들어 RPM 다이얼을 조절하여 작업자가 소망하는 엔진회전수(rpm)을 설정할 수 있다. 엔진회전수(rpm)를 높게 설정할수록 엔진에서 더 큰 동력을 유압펌프(100)에 제공하지만, 상대적으로 연료소모가 증가하고 건설기계의 내구성이 저하될 우려가 있으므로 적정한 엔진회전수를 설정하는 것이 바람직하다. 표준 부하모드일 경우 대략 1400rpm으로 설정할 수 있고, 작업자의 성향에 따라 좀 더 높거나 낮게 설정할 수도 있다.
상기 엔진제어유닛(18)은 엔진을 제어하도록 하는 장치로서, 실제 엔진회전수(rpm)의 정보를 상기 파워 시프트 제어부(420)에 제공한다.
한편, 도 10을 참조하여 상기 파워 시프트 제어부(420)에서 토크 총합을 산출하는 과정을 설명하면, 먼저 상기 복수개의 조작부(12)의 레버 압력(VtrStr) 중 최대값을 선택하여 파워를 계산하고, 상기 엔진제어유닛(18)의 실제 엔진회전수(rpm)에서 상기 엔진회전수 설정부(16)에서 설정된 엔진회전수를 감산하여 PID 제어를 수행한 후, 초기 엔진의 파워, 상기 조작부(12)에 의해 설정된 파워 및 상기 PID 제어값을 합산하여 토크 총합(total power)을 산출한다.
다시 도 7 및 도 8을 참조하면, 상기 마력 분배 제어부(430)는 상기 유량 제어부(410)에서 계산된 토크 비율(wp1)과 상기 파워 시프트 제어부(420)에서 계산된 토크의 총합(total power)에 따라 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)가 각각 담당하는 토크를 계산한다.
도 11을 참조하여 상기 마력 분배 제어부(430)에서 각각의 유압 펌프(100)의 압력 지령(Pd)을 산출하는 과정을 설명하면, 먼저 상기 파워 시프트 제어부(420)에서 계산된 토크 총합(total power)을 상기 유량 제어부(410)에서 산출된 토크 비율(wp1)로 나누어 상기 제1펌프(110)가 사용할 수 있는 최대 파워를 계산한다.
그리고, 상기 제2펌프(120)의 각도 센서(600) 및 압력 지령을 이용하여 상기 제2펌프(120)의 파워를 계산하여 이를 토크 총합(total power)에서 감산하며, 상기 제1펌프(110)에서 사용할 수 있는 최대 파워와, 토크 총합(total power)에서 상기 제2펌프(120)의 파워를 감산한 값 중 큰 값을 최대 파워로 결정한다.
결정된 최대 파워는 상기 실제 토출 유량(Qa)으로 나누어 마력 제어를 위한 압력 지령(Pd)을 산출한다.
다시 도 7 및 도 8을 참조하면, 상기 펌프 제어부(440)는 상기 유량 제어부(410)에서 발생하는 압력 지령(Pi), 상기 마력 분배 제어부(430)에서 계산된 압력 지령(Pd) 및 상기 조작부(12)에 최대로 작용하는 최대 펌프 압력 값(Pmax) 중 가장 작은 값을 선택하여 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)의 압력 지령 값으로 출력하여 이를 전류 지령으로 변환한 후 상기 전자 비례 감압 밸브(700)로 전달한다.
도 12는 본 발명의 일 실시예에 따른 건설기계 유압시스템에서 엔진의 마력이 분배되는 예를 나타낸 구성도로서, 도 11을 참조하면 건설기계의 복합 동작 모드에 따라 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120) 각각에 가변 마력 분배 비율을 할당하여 부하가 많이 걸리거나 조작량이 많아 마력 소모가 큰 쪽으로 엔진 토크를 최적으로 분배시킨다.
즉, 상기 제1펌프(110) 및 제2펌프(120)가 현재 소모하고 있는 마력을 계산하기 위해, 상기 각도 센서(600)에서 감지된 유압 펌프(100)의 사판각 정보를 통해 얻어지는 현재 유량과, 제어하고 있는 압력 지령을 이용하여 이를 전체 마력에서 감산한 만큼의 여유 마력을 사용한다.
도 13 내지 도 15는 도 12에 따라 엔진의 파워가 분배 비율에 따라 제1펌프와 제2펌프에 분배비율에 따라 분배된 예를 나타낸 도면으로서, 도 13은 제1펌프(110)의 파워 선도를 나타낸 그래프이다.
펌프마력(또는 펌프파워)는 상기 제1펌프(110)의 압력(P1)과 용적(Q1)의 곱으로 계산되며, 상기 제1펌프(110)에서는 최대파워(마력)에서 비율이 적용된 파워만큼의 영역을 차지한다. 본 발명의 일 실시예에 따라 상기 제1펌프(110)의 분배비율이 엔진 마력의 70%로 가정하면, 70%에 해당하는 만큼 넓은 영역을 차지한다.
도 14는 상기 제2펌프(120)의 파워 선도를 나타낸 그래프로서, 펌프마력(또는 펌프파워)는 상기 제2펌프(120)의 압력(P2)과 용적(Q2)의 곱으로 계산된다. 마찬가지로 상기 제2펌프(120)에서는 최대파워(마력)에서 비율이 적용된 파워만큼의 영역을 차지하며, 본 발명의 일 실시예에 따라 상기 제2펌프(120)의 분배비율은 엔진 마력의 30%로 가정하였으므로 30%에 해당하는 만큼 좁은 영역을 차지한다.
도 15는 상기 제1펌프(110)의 펌프마력(파워)과 상기 제2펌프(120)의 펌프마력(파워)을 합한 전체 마력은 엔진에서 상기 제1펌프(110) 및 제2 펌프(120)에 제공하는 총 마력(파워)과 동일하게 된다. 즉, 가용 마력을 모두 이용하는 것으로 낭비되는 에너지가 없게 된다.
이하, 도 16을 참조하여 본 발명의 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법에 대해서 설명한다.
첨부도면 도 16은 본 발명의 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법의 일례를 설명하기 위한 도면이다.
본 발명의 실시예에 따른 유압시스템에는 VBO(Virtual Bleed Off)전자펌프가 이용된다. 또한, 본 발명의 실시예에 따른 유압시스템은 조이스틱 입력(조이스틱 변위량)에 대한 가변 정격 회전수를 사용함으로써, 이를 제어수단으로 기종/모드별 엔진 동특성을 반영하여 최적으로 제어하는 로직으로 허용 마력 기울기 조정으로 급부하가 발생하는 작업을 수행할 때에 엔진회전수(rpm)의 드롭(drop)현상을 개선하도록 한 것이다.
이하, 본 발명의 실시예에 따른 마력제어(100)를 설명한다.
부하모드 선택단계(S110); 먼저 부하모드 선택단계(S110)에서 작업자는 부하모드를 선택한다. 부하모드는 과중부하, 중부하, 표준부하, 경부하 등으로 구분될 수 있다. 즉, 작업부하의 예상의 크기에 따라 작업자가 선택하는 것이다.
부하모드 확인단계(S120); 이후, 부하모드 선택 단계(S110)에서 부하모드가 선택되면 부하모드를 확인한다. 부하모드에 따라 부하모드 비율, 기울기 가중치, 최기 파워 등이 다르게 설정되는 데, 이러한 설정에 기초가 된다.
최댓값 설정단계(S130); 또한, 조이스틱을 조작하면 변위가 발생한다. 조이스틱 변위는 작업자가 요구하는 펌프토크 값으로 이해될 수 있다. 조이스틱의 조작은 가상변위로서 입력되어 최댓값이 선택된다.
파워 변환단계(S140); 이후, 파워 변환 단계(S140)에서 상기 조이스틱 변위의 최댓값과 부하모드 확인 단계(S120)에서 선택된 부하의 맵(map)에 매칭된 파워 값을 계산한다.
이때 부하모드에 따라 엔진(10)에서 전달되는 전체 파워 중에 사용비율을 결정한다, 예를 들면 과중부하 모드라면 엔진에서 전달되는 전체 파워의 100%로 설정될 수 있고, 중부하 모드라면 엔진에서 전달되는 전체 파워의 95%로 설정될 수 있는 것이다. 즉, 부하모드를 반영하여 조이스틱의 변위량에 비례한 파워 값을 결정하여 출력하는 것이다.
기울기 제한단계(S150); 이후, 기울기 제한단계(S150)에서 파워 최대 상승 기울기를 제한한다. 부연설명하면, 기울기는 파워 변환단계(S140)에서 설정된 파워 값을 구현하는 것으로 시간대비 파워가 구현되는 값으로 이해될 수 있다. 부하모드에서 설정되는 부하의 크기가 클수록 기울기를 가파르게 설정하고, 부하의 크기가 상대적으로 작을수록 기울기를 완만하게 설정하는 것이다. 즉 어느 정도의 시간동안에 요구되는 파워 값이 구현되는지의 기울기이다.
엔진회전수 예측단계(S160); 엔진회전수 예측단계(S160)는 엔진제어장치(20)로부터 실제 엔진회전수(rpm)정보를 입력받는다. 엔진회전수 예측단계(S160)에서는 디지털 필터(Digital Lead Filter)를 이용하여 과거에 입력된 엔진회전수를 근거로 앞으로 입력될 엔진회전수를 예측하여 실제로 입력되기에 앞서서 예측되는 가상 엔진회전수 값을 출력한다. 즉, 실제 엔진회전수와 가상 엔진회전수는 대등한 값이고 다만 시간차이를 가지는 것이다.
한편, 작업자는 다이얼(40: dial)을 조작하여 목표 엔진회전수를 미리 설정한다.
PID제어단계(S170); PID제어단계(S170)에서 실제 엔진회전수가 가상 엔진회전수를 수렴하도록 PID제어를 수행한다. 목표 엔진회전수는 예를 들면 1800rpm으로 설정된다고 가정하면, 실제로 아이들 엔진회전수는 1900rpm에서 동작을 시작하게 된다. 이후, 유압부하에 의해 엔진회전수(rpm)가 점차 감소된다. 엔진회전수가 목표 엔진회전수(rpm)보다 느려지면, 유압부하 사용량을 줄여서 실제 엔진회전수가 목표 엔진회전수(rpm)을 회복되도록 제어된다.
PID제어단계(S170)를 부연설명하면 실제 엔진회전수 값이 가상 엔진회전수 값을 벗어는 에러(Error)값이 발생한다. 에러 값은 양수(+)값과 음수(-)값으로 나타낼 수 있다. 양수 에러 값은 실제 엔진회전수 값이 가상 엔진회전수 값보다 큰 경우이고, 음수 에러 값은 실제 엔진회전수 값이 가상 엔진회전수 값보다 작은 경우이다. 에러 값의 편차를 줄이면서 목표 값을 수렴하도록 PID제어되는 것이다.
포화방지 수행단계(S180); 이후, 포화방지 수행 단계(S180)를 수행한다. 포화방지 수행단계(S180)는 상술한 PID제어단계(S170)를 사용하는 상태에서 발생된 에러 값이 계속해서 누적되면 양수 값에서 음수 값으로, 또는, 음수 값에서 양수 값으로 제어될 때에 제어되는 폭(I)값이 너무 커져서 포화 상태가 되어 PID제어성이 나빠질 수 있다. 이를 방지하기 위해 에러(Error)값에 대한 상한제한과 하한제한을 정해서 그 이상을 초과하지 않게 방지하는 작용을 수행한다. 이러한 포화방지 수행단계를 안티 와인드 업(Anti-WindUp)이라 한다.
최종파워 출력단계(S190); 이후, 최종파워 출력단계(S190)를 수행한다. 최종파워 출력단계(S190)는 부하모드의 결정에 의해 결정되는 제1 파워 값과, 조이스틱을 조작하여 요구되는 제2 파워 값과, PID 제어에 의해 도출된 제3 파워 값을 모두 합산하여 최종 제어값을 계산한다.
상술한 최종 제어값은 펌프 레귤레이터(50)를 제어하는 지령이 된다. 펌프 레귤레이터(50)는 유압펌프를 제어한다. 좀 더 상세하게는 레귤레이터(50)는 유압펌프에 구비된 사판을 제어하고, 사판의 경전각이 변화되어 결국 유압펌프에서 토출되는 단위 시간당 토출되는 유량이 달라진다.
이하, 본 발명의 실시예에 따른 유압시스템의 작용효과를 첨부도면 도 17 내지 도 18은 참조하여 설명한다. 첨부도면 도 17은 본 발명의 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법의 작용을 설명하기 위한 도면이다. 도 18은 본 발명의 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법에 의해 제어될 때에의 엔진회전수 추이를 설명하기 위한 도면이다.
본 발명의 실시예에 따른 건설기계 유압시스템의 작용은 다음과 같다.
입력되는 목표 엔진회전수(Reference Speed)가 종래의 유압시스템에서 실제엔진회전수(rpm)과의 차이(Gap)를 적게 설정한다. 좀 더 구체적으로는, 종래의 유압시스템은 목표 엔진회전수(Reference Speed)에서 100rpm보다 큰 엔진회전수 값을 하이 아이들(high Idle)로 설정되어 있지만. 본 발명의 실시예에 따른 건설기계 유압시스템은 정격엔진회전수를 가변하여 지정할 수 있는 것이다. 가변 정격 엔진회전수는 정형 정격엔진회전수와 하이 아이들 엔진회전수 사이의 값일 수 있다.
즉, 본 발명의 실시예에 따른 유압시스템의 초기 정격 엔진회전수는 가변적으로 설정되는 것으로 예를 들면 정형 정격 엔진회전수에서 70rpm 내지 95rpm보다 큰 값으로 설정될 수 있다. 이로써 본 발명의 실시예에 따른 유압시스템의 하이 아이들 엔진회전수도 종래의 유압시스템의 하이 아이들 엔진회전수보다 빠른 값이 된다.
여기서, 가변 정격 엔진회전수는 정형 정격 엔진회전수보다 70rpm이상 빠른 속도록 구동됨으로써 초기에 펌프토크에 여유를 가질 수 있다. 또한, 가변 정격 엔진회전수는 정형 정격 엔진회전수보다 90rpm 큰 범위의 이하의 빠른 속도록 구동됨으로써 과다한 연료소모를 방지할 수 있다.
또한, 본 발명의 실시예에 따른 유압시스템은 작업부하가 작용되면, 가변 정격엔진 회전수는 기울기를 가지고 정형 정격 엔진회전수까지 점진적으로 낮아진다. 즉, 조이스틱의 조작에 따라 발생하는 요구 값에 따라서 목표 엔진회전수의 기울기와 시작점을 변경하여 실제 엔진회전수(rpm)과 차이(Gap)를 최대한 줄여 제어하는 것이다. 여기서 시작점은 가변 정격엔진 회전수를 의미하는 것으로, 도 5에 나타낸 바와 같이, 시작부터 엔진회전수를 높게 구동함으로써 원천적인 토크가 크므로 작업부하가 작용되더라도 부하를 수용할 정도의 토크를 구현할 수 있어 실질적인 정격 정형 엔진회전수 이하로 엔진회전수가 떨어지는 것을 방지하는 것이다.
이로써, 본 발명의 실시예에 따른 엔진회전수는 작업부하의 증가에 따라 점점 낮아지더라도 정형 정격 엔진회전수이하로 급격하게 저하되지는 않는다. 즉, 본 발명의 실시예에 따른 엔진회전수는 완만하게 안정된다.
즉, 엔진 동특성에 따라 엔진회전수 저하량(RPM Drop)에 따라 기울기를 변경하여 튜닝 한다. 엔진 동특성이 좋아질수록 연비 향상 효과 및 제어성 효과가 상승한다.
종래의 유압시스템에서 펌프의 최대마력을 사용하기 위해서 하이 아이들(High Idle) 엔진회전수와 목표 엔진회전수(Reference Speed)의 차이가 큰 경우에, 상황에 따라 급부하 동작의 경우 엔진 동특성이 펌프의 가용마력을 따라가지 못하여 매연이 발생하고, 제어성에 악영향을 있지만, 본 발명의 실시예에 따른 유압시스템의 제어방법은 엔진회전수 저하현상을 개선함으로써 매연발생을 저감할 수 있고, 나아가 제어성을 향상시킬 수 있다.
이상 첨부된 도면을 참조하여 본 발명의 실시예를 설명하였지만, 본 발명이 속하는 기술분야의 당업자는 본 발명이 그 기술적 사상이나 필수적 특징을 변경하지 않고 다른 구체적인 형태로 실시될 수 있다는 것을 이해할 수 있을 것이다.
그러므로 이상에서 기술한 실시예는 모든 면에서 예시적인 것이며 한정적인 것이 아닌 것으로서 이해되어야 하고, 본 발명의 범위는 후술하는 특허청구범위에 의하여 나타내어지며, 특허청구범위의 의미 및 범위 그리고 그 등가개념으로부터 도출되는 모든 변경 또는 변형된 형태가 본 발명의 범위에 포함되는 것으로 해석되어야 한다.
본 발명에 따른 건설기계 유압시스템의 제어방법은 엔진의 동적특성에 따라 가변 정격속도를 적용하여 유압시스템을 제어하는 데에 이용될 수 있다.

Claims (8)

  1. 펌프에 대한 요구 토크 값이 발생될 때 상기 요구 토크 값이 최댓값으로 설정되는 최댓값 설정단계(S130);
    현재의 부하모드에 상기 최댓값이 매칭되는 파워 값으로 출력되는 파워 변환단계(S140);
    상기 파워 값의 시간당 변환속도를 제한하는 기울기 제한단계(S150);
    엔진제어장치(20)로부터 실제 엔진회전수(rpm)를 입력받아 앞으로 입력될 가상 엔진회전수를 예측하고 실제 엔진회전수가 입력되기에 앞서서 예측하는 엔진회전수 예측단계(S160);
    실제 엔진회전수(rpm)가 상기 가상 엔진회전수에 수렴하도록 PID제어를 수행하는 PID제어단계(S170); 및
    상기 부하모드에 의해 결정되는 제1 파워 값과, 상기 펌프에 대한 요구 토크 값에 의해 결정되는 제2 파워 값과, 상기 PID 제어에 의해 도출된 제3 파워 값을 합산한 최종 파워 값으로 펌프를 제어하는 최종파워 출력단계(S190);를 포함하는 건설기계 유압시스템의 제어방법.
  2. 제1항에 있어서,
    상기 부하모드에 따른 정격 엔진회전수는, 정형 정격 엔진회전수보다 크고 상기 정형 정격 엔진회전수에 대한 하이 아이들 엔진회전수보다는 작은 범위 내에서 가변되는 가변 정격엔진회전수인 것을 특징으로 하는 건설기계 유압시스템의 제어방법.
  3. 제2항에 있어서,
    상기 가변 정격엔진회전수의 초기 값은 상기 정형 정격 엔진회전수보다 70rpm ~ 95rpm 크게 제어되는 것을 특징으로 하는 건설기계 유압시스템의 제어방법.
  4. 제1항에 있어서,
    상기 PID제어단계(S170)에서 실제 엔진회전수(rpm)가 가상 엔진회전수로 수렴되는 과정에 실제 엔진회전수가 제어되는 폭(I)의 값이 미리 정한 상한제한과 하한제한을 벗어나지 않도록 제한하는 포화방지 수행단계(S180); 를 더 포함하는 건설기계 유압시스템의 제어방법.
  5. 제1항에 있어서,
    상기 엔진회전수 예측단계(S160)는 엔진제어장치(20)로부터 실제 엔진회전수(rpm)를 입력 받아 디지털 필터(Digital Lead Filter)를 이용하여 앞으로 입력될 가상 엔진회전수를 예측하는 것을 특징으로 하는 건설기계 유압시스템의 제어방법.
  6. 제1항에 있어서,
    작업자가 부하의 크기에 따라 구분되는 복수의 부하모드 중에서 어느 하나의 모드를 선택하는 부하모드 선택단계(S110); 및
    상기 부하모드 선택단계(S110)에서 선택된 부하모드에 따라 부하모드 비율, 기울기 가중치, 초기 파워 등이 설정되는 부하모드 확인단계(S120); 를 더 포함하는 것을 특징으로 하는 건설기계 유압시스템의 제어방법.
  7. 제1항에 있어서,
    상기 최댓값 설정단계(S130)에서 펌프에 대한 요구토크 값은 조이스틱 또는 페달의 조작 변위에 따라 발생하는 것을 특징으로 하는 건설기계 유압시스템의 제어방법.
  8. 제1항에 있어서,
    상기 파워 변환단계(S140)는 상기 부하모드에 의해 선택된 부하 맵(map)에 따라 엔진(10)에서 전달되는 전체 파워의 사용비율을 정하는 것을 특징으로 하는 건설기계 유압시스템의 제어방법.
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