WO2018230636A1 - 油圧システム - Google Patents

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WO2018230636A1
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flow rate
meter
operating device
pump
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哲弘 近藤
伊藤　誠
英泰 村岡
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川崎重工業株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to an electric positive control hydraulic system.
  • the pump discharge flow rate in the hydraulic system of the electric positive control system changes linearly in proportion to the operation amount of the operating device as shown in FIG.
  • the opening area of the meter-in opening that functions as the throttle of the control valve changes in a curve so that the increase rate of the opening area increases as the operation amount of the operating device increases.
  • the slope of a straight line that defines the discharge flow rate of the pump with respect to the operation amount of the operation device as shown in FIG. 6 is determined based on the maximum value of the meter-in opening area of the control valve. Therefore, when the operation amount of the operating device is smaller than the maximum (when the operating device is not fully operated), the pump discharge flow rate becomes excessive with respect to the meter-in opening area of the control valve, and the energy required for driving the pump Is wasted.
  • an object of the present invention is to provide a hydraulic system capable of suppressing wasteful consumption of energy when the operation amount of the operating device is smaller than the maximum.
  • a hydraulic system includes at least one operation device that outputs an operation signal corresponding to an operation amount with respect to an operation unit, and a variable displacement type that supplies hydraulic oil to at least one hydraulic actuator.
  • At least one control that is interposed between the pump, the hydraulic actuator, and the pump, and changes the meter-in opening area so that the increase rate of the meter-in opening area increases as the operation signal output from the operation device increases.
  • a valve a regulator that adjusts the tilt angle of the pump, an unload valve that defines an unload flow rate that releases hydraulic oil discharged from the pump to the tank, and the control when the operating device is operated.
  • the control valve required flow rate is determined to be proportional to the meter-in opening area of the valve, and the discharge flow rate of the pump is the control valve
  • a control unit for controlling the regulator such that the sum of the calculated flow rate the unloading flow, characterized in that.
  • the pump discharge flow rate changes at the same rate of change as the meter-in opening area of the control valve when the operation device is operated, except for the unload flow rate. That is, regardless of the operation amount of the operating device, the pump discharge flow rate does not become excessive with respect to the meter-in opening area of the control valve. Therefore, wasteful consumption of energy when the operation amount of the controller device is smaller than the maximum can be suppressed.
  • control valve required flow rate obtained by subtracting the unload flow rate from the pump discharge flow rate is also the flow rate that passes through the meter-in opening of the control valve. Since the control valve required flow rate is proportional to the meter-in opening area, the value obtained by dividing the control valve required flow rate by the meter-in opening area is constant. The square of the value obtained by dividing the control valve required flow rate by the meter-in opening area is proportional to the differential pressure between the upstream pressure and the downstream pressure of the meter-in opening. That is, in the present invention, the differential pressure between the upstream pressure and the downstream pressure of the meter-in opening can be kept constant. Therefore, although it is an electric positive control system, the same control as a load sensing system can be performed.
  • the at least one operating device includes a plurality of operating devices
  • the at least one hydraulic actuator includes a plurality of hydraulic actuators
  • the at least one control valve includes a plurality of control valves
  • the hydraulic system includes: A differential pressure between the maximum load pressure of the load pressures of the plurality of hydraulic actuators provided downstream of the meter-in openings and functioning as the respective throttles of the plurality of control valves and the downstream pressure of the meter-in openings. You may further provide the pressure compensation valve kept constant. When the pressure compensation valve is not provided, the hydraulic oil is concentratedly supplied to the hydraulic actuator with a low load when several of the plurality of operating devices are operated simultaneously.
  • a pressure compensation valve when several of the plurality of operating devices are operated simultaneously, the amount of distribution corresponding to the operating amount of the operating device regardless of the load of the hydraulic actuator.
  • the hydraulic oil can be supplied to the hydraulic actuator.
  • the pressure compensation valve operates according to the maximum load pressure, the pump discharge pressure is always higher than the maximum load pressure unless the sum of the control valve required flow rate and the unload flow rate exceeds the pump maximum discharge flow rate. Can be maintained.
  • the at least one operating device includes a first operating device and a second operating device, and the at least one control valve corresponds to a first control valve corresponding to the first operating device and the second operating device.
  • the control device requests the first control valve to be proportional to the meter-in opening area of the first control valve when the first operating device and the second operating device are operated simultaneously.
  • a flow rate is determined, a second control valve required flow rate is determined so as to be proportional to a meter-in opening area of the second control valve, and a discharge flow rate of the pump is determined based on the first control valve required flow rate and the second control valve required flow rate.
  • the regulator may be controlled to be the sum of the flow rate and the unload flow rate.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a hydraulic system according to an embodiment of the present invention. It is a graph which shows the relationship between the operation amount with respect to the operation part of an operating device, the meter-in opening area of a control valve, and the opening area of an unloading valve. It is a graph which shows the relationship between the operation amount with respect to the operation part of an operating device, control valve request
  • FIG. 1 shows a hydraulic system 1 according to an embodiment of the present invention.
  • the hydraulic system 1 is mounted on, for example, a construction machine such as a hydraulic excavator or a hydraulic crane, a civil engineering machine, an agricultural machine, or an industrial machine.
  • the hydraulic system 1 includes two hydraulic actuators (first hydraulic actuator 5A and second hydraulic actuator 5B) and a main pump 11 that supplies hydraulic oil to the first and second hydraulic actuators 5A and 5B. Further, the hydraulic system 1 includes a first control valve 3A interposed between the first hydraulic actuator 5A and the main pump 11, and a second control valve 3B interposed between the second hydraulic actuator 5B and the main pump 11. Including. The number of sets of hydraulic actuators and control valves may be three or more.
  • the main pump 11 is driven by an unillustrated engine.
  • the engine also drives the auxiliary pump 13.
  • the main pump 11 is a variable displacement pump (swash plate pump or oblique shaft pump) whose tilt angle can be changed. The tilt angle of the main pump 11 is adjusted by the regulator 12.
  • the main pump 11 is connected to the first and second control valves 3A and 3B by a supply line 21.
  • the discharge pressure of the main pump 11 is kept below the relief pressure by a relief valve (not shown).
  • the first and second hydraulic actuators 5A and 5B are double-acting cylinders, and each of the first and second control valves 3A and 3B is connected to the first hydraulic actuator 5A or the second by a pair of supply / discharge lines 51. It is connected to the hydraulic actuator 5B.
  • the first and second hydraulic actuators 5A and 5B are single-acting cylinders, and the control valve (3A or 3B) is connected to the hydraulic actuator (5A or 5B) by one supply / discharge line 51. Also good.
  • one or both of the first and second hydraulic actuators 5A and 5B may be hydraulic motors.
  • Both ends of the pressure compensation line 61 are connected to each of the first and second control valves 3A and 3B.
  • a tank line 35 is also connected to each of the first and second control valves 3A and 3B.
  • the first control valve 3A When the first operating device 4A is operated, the first control valve 3A is moved from the neutral position to the first position (a position for operating the first hydraulic actuator 5A in one direction) or the second position (the first hydraulic actuator 5A is operated). The position is switched to the reverse direction.
  • the second control valve 3B operates from the neutral position to the first position (position to operate the second hydraulic actuator 5B in one direction) or the second position (second hydraulic pressure) by operating the second operating device 4B.
  • the actuator 5B is switched to a position where the actuator 5B is operated in the reverse direction.
  • each of the first and second control valves 3A and 3B When each of the first and second control valves 3A and 3B is located at the neutral position, the supply line 21 and the pair of supply / discharge lines 51 are blocked.
  • the control valve When the control valve is located at the first position or the second position, the supply line 21 communicates with one supply / discharge line 51 via the pressure compensation line 61, and the other supply / discharge line 51 communicates with the tank line 35.
  • the meter-in opening 31 interposed between the supply line 21 and the upstream end of the pressure compensation line 61 in each of the first and second control valves 3A and 3B functions as a throttle.
  • Each pressure compensation line 61 is provided with a pressure compensation valve 62. That is, the pressure compensation valve 62 is located on the downstream side of the meter-in opening 31 of each of the first and second control valves 3A and 3B.
  • the pressure compensation line 61 is provided with a check valve 63 between the pressure compensation valve 62 and the downstream end of the pressure compensation line 61.
  • Each pressure compensation valve 62 operates according to the maximum load pressure among the load pressures of the first and second hydraulic actuators 5A and 5B, and makes the differential pressure between the maximum load pressure and the downstream pressure of the meter-in opening 31 constant. keep. More specifically, the hydraulic system 1 is provided with a maximum load pressure detection line 71 for detecting the maximum load pressure.
  • the maximum load pressure detection line 71 includes a plurality of high pressure selection valves 72 and is connected to the pressure compensation line 61 between the pressure compensation valve 62 and the check valve 63.
  • Each pressure compensation valve 62 is guided with the downstream pressure of the meter-in opening 31 through the first pilot line 64 and with the maximum load pressure through the second pilot line 65.
  • each of the first and second control valves 3A and 3B includes a spool 32 and a pair of drive units 33 that drive the spool 32 in response to an electrical signal.
  • each drive unit 33 may be an electromagnetic proportional valve connected to the pilot port of the control valve (3A or 3B), or may be an electric actuator that pushes the spool 32.
  • Each of the first and second operation devices 4A and 4B has an operation unit 41, and outputs an operation signal corresponding to an operation amount with respect to the operation unit 41. That is, the operation signal output from the controller device increases as the operation amount increases.
  • the operation unit 41 is, for example, an operation lever, but may be a foot pedal or the like.
  • each of the first and second operating devices 4A and 4B is an electric joystick that outputs an electric signal as an operation signal.
  • each of the first and second operating devices 4A and 4B may be a pilot operating valve that outputs a pilot pressure as an operation signal.
  • each of the first and second control valves 3A and 3B does not have the drive unit 33, and the pilot pressure of the control valve to which the pilot pressure output from each of the first and second operating devices 4A and 4B corresponds. It may be led to a port.
  • the operation signal (electric signal) output from each of the first and second operation devices 4A and 4B is input to the control device 8.
  • the control device 8 has a memory such as a ROM and a RAM and a CPU, and a program stored in the ROM is executed by the CPU.
  • the control device 8 drives the drive unit of the first control valve 3A such that the meter-in opening area Ac of the first control valve 3A increases as the operation signal output from the first operation device 4A increases.
  • An electric signal is sent to 33.
  • the control device 8 sends an electrical signal to the drive unit 33 of the second control valve 3B so that the meter-in opening area Ac of the second control valve 3B increases as the operation signal output from the second operation device 4B increases.
  • the meter-in opening area Ac changes in a curve (in a convex manner downward) so that the increasing rate of the meter-in opening area Ac increases as the operation signal (the operation amount of the operation device (4A or 4B)) increases. .
  • the meter-in opening area Ac of the first control valve 3A or the second control valve 3B is not necessarily a curve in the entire range, and may be a straight line near the maximum value of the operation signal, for example.
  • the unload line 22 is branched from the supply line 21 described above.
  • the unload line 22 is provided with an unload valve 23.
  • the unload valve 23 defines an unload flow rate Qu at which the hydraulic oil discharged from the main pump 11 is released to the tank.
  • the unload valve 23 is disposed upstream of all the control valves, but the unload valve 23 may be disposed downstream of all the control valves.
  • the unload valve 23 has a pilot port, and the opening area Au of the unload valve 23 decreases from the fully open state to the fully closed state as the pilot pressure increases.
  • the unload valve 23 may be driven by a solenoid.
  • the pilot port of the unload valve 23 is connected to the secondary pressure port of the electromagnetic proportional valve 25 by the secondary pressure line 24.
  • a primary pressure port of the electromagnetic proportional valve 25 is connected to the sub pump 13 described above by a primary pressure line 26.
  • the discharge pressure of the sub pump 13 is maintained at a set pressure by a relief valve (not shown).
  • the controller 8 is an electromagnetic proportional valve so that the opening area Au of the unload valve 23 decreases as the operation signal output from each of the first and second operation devices 4A and 4B increases.
  • the command current is sent to 25.
  • the unload flow rate Qu also decreases as the operation signal output from each of the first and second operating devices 4A and 4B increases.
  • the regulator 12 described above is operated by an electrical signal.
  • the regulator 12 may electrically change the hydraulic pressure acting on a spool connected to the swash plate of the main pump 11.
  • An electric actuator connected to a swash plate may be used.
  • a command current is supplied from the control device 7 to the regulator 12. As shown in FIG. 4, the discharge flow rate (tilt angle) of the main pump 11 changes linearly in proportion to the command current.
  • the control device 7 stores in advance a map showing the relationship between the command current and the discharge flow rate of the main pump 11 shown in FIG.
  • the control device 7 also stores a map showing the relationship between the operation amount of the operation device and the unload flow rate Qu shown in FIG.
  • the map relating to the unload flow rate Qu is not necessarily required, and may be calculated from time to time by the following formula using the opening area Au of the unload valve 23 and the discharge pressure Pd of the main pump 11.
  • Qu C ⁇ Au ⁇ ⁇ Pd (C: coefficient)
  • control device 7 has a map showing the relationship between the operation amount of the operation device (4A or 4B) and the control valve required flow rate Qc shown in FIG. 3 for each of the first and second control valves 3A and 3B. Is stored.
  • the control valve required flow rate Qc is proportional to the meter-in opening area of the control valve (3A or 3B).
  • control device 7 also performs horsepower control. For this reason, the control device 7 stores in advance a map showing the relationship between the discharge pressure of the main pump 11 and the horsepower control flow rate Qp shown in FIG.
  • the control device 8 is electrically connected to the pressure sensor 81.
  • the pressure sensor 81 measures the discharge pressure Pd of the main pump 11.
  • the control device 8 controls the first control valve 3A to have a meter-in opening area Ac corresponding to the operation signal output from the first operating device 4A, and FIG.
  • the control valve required flow rate Qc corresponding to the operation signal output from the first operating device 4A is determined using the map related to the control valve required flow rate Qc shown in FIG. Further, the control device 8 determines the unload flow rate Qu corresponding to the operation signal output from the first operation device 4A using the map related to the unload flow rate Qu shown in FIG.
  • the discharge flow rate Qd of the main pump 11 When the discharge flow rate Qd of the main pump 11 is calculated by adding the control valve required flow rate Qc and the unload flow rate Qu, the discharge flow rate Qd corresponds to the discharge pressure Pd measured by the pressure sensor 81.
  • FIG. Is exceeded the command current corresponding to the horsepower control flow rate Qp is determined using the map shown in FIG. Then, the control device 8 supplies the determined command current to the regulator 12. That is, the control device 8 controls the regulator 12 so that the discharge flow rate Qd of the main pump 11 becomes the horsepower control flow rate Qp.
  • the discharge flow rate Qd of the main pump 11 is the same as the meter-in opening area Ac of the first control valve 3A when the first operating device 4A is operated, except for the unload flow rate Qu. It changes at the rate of change. That is, regardless of the operation amount of the first operating device 4A, the discharge flow rate Qd of the main pump 11 does not become excessive with respect to the meter-in opening area of the first control valve 3A. Therefore, according to the hydraulic system 1 of the present embodiment, wasteful consumption of energy when the operation amount of the first operating device 4A is smaller than the maximum can be suppressed.
  • the square (V2) of the value V obtained by dividing the control valve required flow rate by the meter-in opening area is proportional to the differential pressure between the upstream pressure and the downstream pressure of the meter-in opening 31. That is, in this embodiment, the differential pressure between the upstream pressure and the downstream pressure of the meter-in opening 31 can be kept constant. Therefore, although it is an electric positive control system, the same control as a load sensing system can be performed.
  • the hydraulic system 1 of the present embodiment has the following advantages. (1) Normally, since the valve unit including the first and second control valves 3A and 3B is arranged away from the main pump 11 and the regulator 12, piping for guiding the maximum load pressure from the valve unit to the regulator is unnecessary. It is. (2) The structure of the regulator 12 is simple. (3) In order to perform horsepower control by the conventional load sensing method, a dedicated mechanical configuration is required, but in this embodiment, horsepower control can be performed electronically. (4) In the conventional load sensing method, in order to change the differential pressure between the pump discharge pressure and the maximum load pressure, a dedicated mechanical configuration is required. In this embodiment, the differential pressure is electronically changed. Can be changed.
  • the differential pressure according to the engine speed (not shown).
  • the load-dependent characteristic characteristic that changes the flow rate of supplying hydraulic oil to the actuator according to the level of load pressure
  • the compensate piston included in the control valve It was necessary to change the diameter.
  • the load dependence characteristic can be easily changed electronically.
  • the abnormal phenomenon can be detected based on the discharge pressure of the main pump 11, the abnormal flow can be easily suppressed by controlling the discharge flow rate of the main pump 11.
  • the pressure compensation valve 62 does not play an important role.
  • the pressure compensation valve 52 provided on the downstream side of the meter-in opening 31 of the second control valve 3B is connected to the load pressure PL1 of the first hydraulic actuator 5A.
  • the pressure compensation valve 62 When the pressure compensation valve 62 is not provided, when the first operating device 4A and the second operating device 4B are operated at the same time, hydraulic oil is intensively supplied to the hydraulic actuator (5A or 5B) having a low load. It will be. On the other hand, if the pressure compensation valve 62 is provided, when the first and second operating devices 4A and 4B are operated simultaneously, regardless of the loads on the first and second hydraulic actuators 5A and 5B, The hydraulic oil can be supplied to the first and second hydraulic actuators 5A and 5 with a distribution amount corresponding to the operation amount of the first and second operating devices 4A and 4B.
  • the pressure compensation valve 62 operates according to the maximum load pressure, the sum of the first control valve required flow rate Qc1, the second control valve required flow rate Qc2, and the unload flow rate Qu exceeds the maximum discharge flow rate of the main pump 11. Unless otherwise, the discharge pressure of the main pump 11 can always be maintained higher than the maximum load pressure.
  • the discharge flow rate Qd of the main pump 11 is the sum of the first control valve request flow rate Qc1, the second control valve request flow rate Qc2, and the unload flow rate Qu. Unless the sum (Qc1 + Qc2 + Qu) exceeds the maximum discharge flow rate of the main pump 11 when the device 4B is operated simultaneously, the upstream side pressure and downstream side of the meter-in opening 31 in each of the first and second control valves 3A, 3B. The differential pressure from the side pressure can be kept constant.
  • the number of sets of hydraulic actuators, control valves, and operation devices is not necessarily plural, and may be singular. In this case, the pressure compensation valve 62 is unnecessary.
  • horsepower control need not be performed.
  • the pressure sensor 81 is not necessary.

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Abstract

油圧システムは、操作部に対する操作量に応じた操作信号を出力する操作装置と、油圧アクチュエータへ作動油を供給する可変容量型のポンプと、油圧アクチュエータとポンプとの間に介在し、操作装置から出力される操作信号が大きくなるにつれてメータイン開口面積の増加率が大きくなるようにメータイン開口面積を変化させる制御弁と、ポンプの傾転角を調整するレギュレータと、ポンプから吐出された作動油をタンクへ逃すアンロード流量を規定するアンロード弁と、操作装置が操作されたときに、制御弁のメータイン開口面積と比例するように制御弁要求流量を決定し、ポンプの吐出流量が制御弁要求流量とアンロード流量の和となるようにレギュレータを制御する制御装置と、を備える。

Description

油圧システム
　本発明は、電気ポジティブコントロール方式の油圧システムに関する。
　従来から、建設機械や産業機械などでは、電気ポジティブコントロール方式の油圧システムが採用されている（例えば、特許文献１参照）。一般に、油圧システムでは、油圧アクチュエータへ制御弁を介して可変容量型のポンプから作動油が供給され、そのポンプの傾転角がレギュレータにより調整される。電気ポジティブコントロール方式の油圧システムでは、制御装置が、レギュレータを、油圧アクチュエータを作動させるための操作装置の操作量が大きくなるほどポンプの吐出流量が大きくなるように制御する。
特開２００４－１３８１８７号公報
　電気ポジティブコントロール方式の油圧システムにおけるポンプの吐出流量は、図６に示すように操作装置の操作量に比例して直線的に変化する。一方、制御弁の絞りとして機能するメータイン開口の開口面積は、操作装置の操作量が大きくなるにつれて開口面積の増加率が大きくなるように曲線的に変化する。
　一般に、図６に示すような操作装置の操作量に対するポンプの吐出流量を規定する直線の傾きは、制御弁のメータイン開口面積の最大値に基づいて決定される。従って、操作装置の操作量が最大よりも小さいとき（操作装置がフルに操作されないとき）には、ポンプの吐出流量が制御弁のメータイン開口面積に対して過大となり、ポンプの駆動に要したエネルギーが無駄になる。
　そこで、本発明は、操作装置の操作量が最大よりも小さいときのエネルギーの無駄な消費を抑制することができる油圧システムを提供することを目的とする。
　前記課題を解決するために、本発明の油圧システムは、操作部に対する操作量に応じた操作信号を出力する少なくとも１つの操作装置と、少なくとも１つの油圧アクチュエータへ作動油を供給する可変容量型のポンプと、前記油圧アクチュエータと前記ポンプとの間に介在し、前記操作装置から出力される操作信号が大きくなるにつれてメータイン開口面積の増加率が大きくなるようにメータイン開口面積を変化させる少なくとも１つの制御弁と、前記ポンプの傾転角を調整するレギュレータと、前記ポンプから吐出された作動油をタンクへ逃すアンロード流量を規定するアンロード弁と、前記操作装置が操作されたときに、前記制御弁のメータイン開口面積と比例するように制御弁要求流量を決定し、前記ポンプの吐出流量が前記制御弁要求流量と前記アンロード流量の和となるように前記レギュレータを制御する制御装置と、を備える、ことを特徴とする。
　上記の構成によれば、ポンプの吐出流量は、アンロード流量を除いて考えれば、操作装置が操作されたときには、制御弁のメータイン開口面積と同様の変化率で変化する。つまり、操作装置の操作量に拘らずに、ポンプの吐出流量が制御弁のメータイン開口面積に対して過大となることがない。従って、操作装置の操作量が最大よりも小さいときのエネルギーの無駄な消費を抑制することができる。
　また、ポンプの吐出流量からアンロード流量を差し引いた制御弁要求流量は、制御弁のメータイン開口を通過する流量でもある。制御弁要求流量はメータイン開口面積と比例するため、制御弁要求流量をメータイン開口面積で割った値は一定となる。制御弁要求流量をメータイン開口面積で割った値の自乗は、メータイン開口の上流側圧力と下流側圧力との差圧に比例する。つまり、本発明では、メータイン開口の上流側圧力と下流側圧力との差圧を一定に保つことができる。従って、電気ポジティブコントロール方式でありながらも、ロードセンシング方式と同様の制御を行うことができる。
　前記少なくとも１つの操作装置は、複数の操作装置を含み、前記少なくとも１つの油圧アクチュエータは、複数の油圧アクチュエータを含み、前記少なくとも１つの制御弁は、複数の制御弁を含み、上記の油圧システムは、前記複数の制御弁のそれぞれの絞りとして機能するメータイン開口の下流側に設けられた、前記複数の油圧アクチュエータの負荷圧のうちの最高負荷圧と前記メータイン開口の下流側圧力との差圧を一定に保つ圧力補償弁をさらに備えてもよい。圧力補償弁が設けられない場合は、複数の操作装置のうちのいくつかが同時に操作されたときに、負荷の低い油圧アクチュエータに作動油が集中的に供給されることになる。これに対し、圧力補償弁が設けられていれば、複数の操作装置のうちのいくつかが同時に操作されたときに、油圧アクチュエータの負荷に拘らずに、操作装置の操作量に応じた分配量で油圧アクチュエータに作動油を供給することができる。しかも、圧力補償弁が最高負荷圧に応じて作動するために、制御弁要求流量とアンロード流量の和がポンプの最大吐出流量を超えない限り、ポンプの吐出圧を常に最高負荷圧よりも高く維持することができる。
　前記少なくとも１つの操作装置は、第１操作装置と第２操作装置を含み、前記少なくとも１つの制御弁は、前記第１操作装置に対応する第１制御弁と、前記第２操作装置に対応する第２操作装置を含み、前記制御装置は、前記第１操作装置と前記第２操作装置が同時に操作されたときに、前記第１制御弁のメータイン開口面積と比例するように第１制御弁要求流量を決定するとともに、前記第２制御弁のメータイン開口面積と比例するように第２制御弁要求流量を決定し、前記ポンプの吐出流量が前記第１制御弁要求流量と前記第２制御弁要求流量と前記アンロード流量の和となるように前記レギュレータを制御してもよい。この構成によれば、第１操作装置と第２操作装置が同時に操作されたときに、制御弁要求流量とアンロード流量の和がポンプの最大吐出流量を超えない限り、第１制御弁と第２制御弁のそれぞれでメータイン開口の上流側圧力と下流側圧力との差圧を一定に保つことができる。
　本発明によれば、操作装置の操作量が最大よりも小さいときときのエネルギーの無駄な消費を抑制することができる。
本発明の一実施形態に係る油圧システムの概略構成図である。 操作装置の操作部に対する操作量と制御弁のメータイン開口面積およびアンロード弁の開口面積との関係を示すグラフである。 操作装置の操作部に対する操作量と制御弁要求流量およびアンロード流量との関係を示すグラフである。 レギュレータへの指令電流とポンプの吐出流量との関係を示すグラフである。 馬力制御流量を示すグラフである。 従来の油圧システムにおける操作装置の操作量とポンプの吐出流量との関係を示すグラフである。
　図１に、本発明の一実施形態に係る油圧システム１を示す。油圧システム１は、例えば、油圧ショベルや油圧クレーンのような建設機械、土木機械、農業機械または産業機械に搭載される。
　具体的に、油圧システム１は、２つの油圧アクチュエータ（第１油圧アクチュエータ５Ａおよび第２油圧アクチュエータ５Ｂ）と、第１および第２油圧アクチュエータ５Ａ、５Ｂへ作動油を供給する主ポンプ１１を含む。また、油圧システム１は、第１油圧アクチュエータ５Ａと主ポンプ１１との間に介在する第１制御弁３Ａと、第２油圧アクチュエータ５Ｂと主ポンプ１１との間に介在する第２制御弁３Ｂを含む。なお、油圧アクチュエータと制御弁のセットの数は３つ以上であってもよい。
　主ポンプ１１は、図略のエンジンにより駆動される。エンジンは、副ポンプ１３も駆動する。主ポンプ１１は、傾転角が変更可能な、可変容量型のポンプ（斜板ポンプまたは斜軸ポンプ）である。主ポンプ１１の傾転角は、レギュレータ１２により調整される。
　主ポンプ１１は、供給ライン２１により第１および第２制御弁３Ａ，３Ｂと接続されている。主ポンプ１１の吐出圧は、図略のリリーフ弁によってリリーフ圧以下に保たれる。
　本実施形態では、第１および第２油圧アクチュエータ５Ａ，５Ｂが複動シリンダであり、第１および第２制御弁３Ａ，３Ｂのそれぞれが一対の給排ライン５１により第１油圧アクチュエータ５Ａまたは第２油圧アクチュエータ５Ｂと接続されている。ただし、第１および第２油圧アクチュエータ５Ａ，５Ｂの一方または双方が単動シリンダであり、制御弁（３Ａまたは３Ｂ）が１本の給排ライン５１により油圧アクチュエータ（５Ａまたは５Ｂ）と接続されてもよい。あるいは、第１および第２油圧アクチュエータ５Ａ，５Ｂの一方または双方は、油圧モータであってもよい。
　第１および第２制御弁３Ａ，３Ｂのそれぞれには、圧力補償ライン６１の両端が接続されている。また、第１および第２制御弁３Ａ，３Ｂのそれぞれにはタンクライン３５も接続されている。
　第１制御弁３Ａは、第１操作装置４Ａが操作されることによって、中立位置から第１位置（第１油圧アクチュエータ５Ａを一方向に作動させる位置）または第２位置（第１油圧アクチュエータ５Ａを逆方向に作動させる位置）に切り換えられる。同様に、第２制御弁３Ｂは、第２操作装置４Ｂが操作されることによって、中立位置から第１位置（第２油圧アクチュエータ５Ｂを一方向に作動させる位置）または第２位置（第２油圧アクチュエータ５Ｂを逆方向に作動させる位置）に切り換えられる。
　第１および第２制御弁３Ａ，３Ｂのそれぞれが中立位置に位置するとき、供給ライン２１および一対の給排ライン５１がブロックされる。制御弁が第１位置または第２位置に位置するとき、供給ライン２１が圧力補償ライン６１を介して一方の給排ライン５１と連通し、他方の給排ライン５１がタンクライン３５と連通する。第１および第２制御弁３Ａ，３Ｂのそれぞれにおける供給ライン２１と圧力補償ライン６１の上流端との間に介在するメータイン開口３１は、絞りとして機能する。
　各圧力補償ライン６１には、圧力補償弁６２が設けられている。つまり、圧力補償弁６２は、第１および第２制御弁３Ａ，３Ｂのそれぞれのメータイン開口３１の下流側に位置している。また、圧力補償ライン６１には、圧力補償弁６２と当該圧力補償ライン６１の下流端との間に逆止弁６３が設けられている。
　各圧力補償弁６２は、第１および第２油圧アクチュエータ５Ａ，５Ｂの負荷圧のうちの最高負荷圧に応じて作動し、最高負荷圧とメータイン開口３１の下流側圧力との差圧を一定に保つ。より詳しくは、油圧システム１には、最高負荷圧を検出するための最高負荷圧検出ライン７１が設けられている。最高負荷圧検出ライン７１は、複数の高圧選択弁７２を含み、圧力補償弁６２と逆止弁６３の間で圧力補償ライン６１に接続されている。各圧力補償弁６２には、第１パイロットライン６４を通じてメータイン開口３１の下流側圧力が導かれるとともに、第２パイロットライン６５を通じて最高負荷圧が導かれる。
　本実施形態では、第１および第２制御弁３Ａ，３Ｂのそれぞれが、スプール３２と、電気信号に応じてスプール３２を駆動する一対の駆動ユニット３３を含む。例えば、各駆動ユニット３３は、制御弁（３Ａまたは３Ｂ）のパイロットポートと接続された電磁比例弁であってもよいし、スプール３２を押す電動アクチュエータであってもよい。
　第１および第２操作装置４Ａ，４Ｂのそれぞれは、操作部４１を有し、操作部４１に対する操作量に応じた操作信号を出力する。つまり、操作装置から出力される操作信号は、操作量が大きくなるほど大きくなる。操作部４１は、例えば操作レバーであるが、フットペダルなどであってもよい。
　本実施形態では、第１および第２操作装置４Ａ，４Ｂのそれぞれが、操作信号として電気信号を出力する電気ジョイスティックである。ただし、第１および第２操作装置４Ａ，４Ｂのそれぞれは、操作信号としてパイロット圧を出力するパイロット操作弁であってもよい。この場合、第１および第２制御弁３Ａ，３Ｂのそれぞれが駆動ユニット３３を有さずに、第１および第２操作装置４Ａ，４Ｂのそれぞれから出力されるパイロット圧が対応する制御弁のパイロットポートに導かれてもよい。
　第１および第２操作装置４Ａ，４Ｂのそれぞれから出力される操作信号（電気信号）は制御装置８へ入力される。例えば、制御装置８は、ＲＯＭやＲＡＭなどのメモリとＣＰＵを有し、ＲＯＭに格納されたプログラムがＣＰＵにより実行される。
　図２に示すように、制御装置８は、第１操作装置４Ａから出力される操作信号が大きくなるほど、第１制御弁３Ａのメータイン開口面積Ａｃが増加するように第１制御弁３Ａの駆動ユニット３３へ電気信号を送給する。同様に、制御装置８は、第２操作装置４Ｂから出力される操作信号が大きくなるほど、第２制御弁３Ｂのメータイン開口面積Ａｃが増加するように第２制御弁３Ｂの駆動ユニット３３へ電気信号を送給する。メータイン開口面積Ａｃは、操作信号（操作装置（４Ａまたは４Ｂ）の操作量）が大きくなるにつれてメータイン開口面積Ａｃの増加率が大きくなるように曲線的に（下向きに凸となるように）変化する。
　ただし、第１制御弁３Ａまたは第２制御弁３Ｂのメータイン開口面積Ａｃは、必ずしも全範囲において曲線となっている必要はなく、例えば、操作信号の最大値近傍では直線となっていてもよい。
　上述した供給ライン２１からは、アンロードライン２２が分岐している。アンロードライン２２には、アンロード弁２３が設けられている。アンロード弁２３は、主ポンプ１１から吐出された作動油をタンクへ逃すアンロード流量Ｑｕを規定する。図例では、アンロード弁２３が全ての制御弁の上流側に配置されているが、アンロード弁２３は全ての制御弁の下流側に配置されてもよい。
　本実施形態では、アンロード弁２３がパイロットポートを有し、パイロット圧が高くなるほどアンロード弁２３の開口面積Ａｕが全開状態から全閉状態に向かって減少する。ただし、アンロード弁２３はソレノイドにより駆動されてもよい。
　アンロード弁２３のパイロットポートは、二次圧ライン２４により電磁比例弁２５の二次圧ポートと接続されている。電磁比例弁２５の一次圧ポートは、一次圧ライン２６により上述した副ポンプ１３と接続されている。副ポンプ１３の吐出圧は、図略のリリーフ弁によって設定圧に維持される。
　制御装置８は、図２に示すように、第１および第２操作装置４Ａ，４Ｂのそれぞれから出力される操作信号が大きくなるほど、アンロード弁２３の開口面積Ａｕが減少するように電磁比例弁２５へ指令電流を送給する。これにより、図３に示すように、アンロード流量Ｑｕも、第１および第２操作装置４Ａ，４Ｂのそれぞれから出力される操作信号が大きくなるほど減少する。
　上述したレギュレータ１２は、電気信号により作動する。例えば、レギュレータ１２は、主ポンプ１１が斜板モータである場合、主ポンプ１１の斜板と連結されたスプールに作用する油圧を電気的に変更するものであってもよいし、主ポンプ１１の斜板と連結された電動アクチュエータであってもよい。
　レギュレータ１２へは、制御装置７から指令電流が送給される。図４に示すように、主ポンプ１１の吐出流量（傾転角）は、指令電流に比例して直線的に変化する。制御装置７には、図４に示す、指令電流と主ポンプ１１の吐出流量との関係を示すマップが予め格納されている。
　また、制御装置７には、図３に示す、操作装置の操作量とアンロード流量Ｑｕとの関係を示すマップも格納されている。ただし、アンロード流量Ｑｕに関するマップは必ずしも必要ではなく、アンロード弁２３の開口面積Ａｕと主ポンプ１１の吐出圧Ｐｄを使用して、下記式によって随時算出されてもよい。
　　Ｑｕ＝Ｃ×Ａｕ×√Ｐｄ（Ｃ：係数）
　さらに、制御装置７には、第１および第２制御弁３Ａ，３Ｂのそれぞれに対し、図３に示す、操作装置（４Ａまたは４Ｂ）の操作量と制御弁要求流量Ｑｃとの関係を示すマップが格納されている。制御弁要求流量Ｑｃは、制御弁（３Ａまたは３Ｂ）のメータイン開口面積と比例するものである。
　また、本実施形態では、制御装置７が馬力制御も行う。このため、制御装置７には、図５に示す、主ポンプ１１の吐出圧と馬力制御流量Ｑｐとの関係を示すマップが予め格納されている。また、制御装置８は、圧力センサ８１と電気的に接続されている。圧力センサ８１は、主ポンプ１１の吐出圧Ｐｄを計測する。
　次に、制御装置８が行うレギュレータ１２の制御について、第１操作装置４Ａと第２操作装置４Ｂのどちらかが単独で操作された場合（単独操作）と、第１操作装置４Ａと第２操作装置４Ｂが同時に操作された場合（複合操作）とに分けて説明する。
　＜単独操作＞
　以下では、代表として第１操作装置４Ａが単独で操作された場合を説明するが、第２操作装置４Ｂが単独で操作された場合も同様であることは言うまでもない。
　第１操作装置４Ａが操作されたとき、制御装置８は、第１操作装置４Ａから出力される操作信号に対応するメータイン開口面積Ａｃとなるように第１制御弁３Ａを制御するとともに、図３に示す制御弁要求流量Ｑｃに関するマップを使用して、第１操作装置４Ａから出力される操作信号に対応する制御弁要求流量Ｑｃを決定する。また、制御装置８は、図３に示すアンロード流量Ｑｕに関するマップを使用して、第１操作装置４Ａから出力される操作信号に対応するアンロード流量Ｑｕを決定する。
　その後、制御装置８は、制御弁要求流量Ｑｃとアンロード流量Ｑｕとを足し合わせることで主ポンプ１１の吐出流量Ｑｄを算出し（Ｑｄ＝Ｑｃ＋Ｑｕ）、図４に示すマップを使用してその吐出流量Ｑｄに対応する指令電流を決定する。そして、制御装置８は、決定した指令電流をレギュレータ１２へ送給する。つまり、制御装置８は、主ポンプ１１の吐出流量Ｑｄが制御弁要求流量Ｑｃとアンロード流量Ｑｕの和となるように、レギュレータ１２を制御する。
　制御弁要求流量Ｑｃとアンロード流量Ｑｕとを足し合わせることで主ポンプ１１の吐出流量Ｑｄを算出したとき、もし吐出流量Ｑｄが、圧力センサ８１で計測される吐出圧Ｐｄに対応する、図５に示す馬力制御流量Ｑｐを超えていた場合は、図４に示すマップを使用してその馬力制御流量Ｑｐに対応する指令電流を決定する。そして、制御装置８は、決定した指令電流をレギュレータ１２へ送給する。つまり、制御装置８は、主ポンプ１１の吐出流量Ｑｄが馬力制御流量Ｑｐとなるように、レギュレータ１２を制御する。
　馬力制御が行われない場合、主ポンプ１１の吐出流量Ｑｄは、アンロード流量Ｑｕを除いて考えれば、第１操作装置４Ａが操作されたときには、第１制御弁３Ａのメータイン開口面積Ａｃと同様の変化率で変化する。つまり、第１操作装置４Ａの操作量に拘らずに、主ポンプ１１の吐出流量Ｑｄが第１制御弁３Ａのメータイン開口面積に対して過大となることがない。従って、本実施形態の油圧システム１によれば、第１操作装置４Ａの操作量が最大よりも小さいときのエネルギーの無駄な消費を抑制することができる。
　また、主ポンプ１１の吐出流量Ｑｄからアンロード流量Ｑｕを差し引いた制御弁要求流量Ｑｃは、第１制御弁３Ａのメータイン開口３１を通過する流量でもある。制御弁要求流量Ｑｃはメータイン開口面積Ａｃと比例するため、制御弁要求流量Ｑｃをメータイン開口面積Ａｃで割った値Ｖ（Ｖ＝Ｑｃ／Ａｃ）は一定となる。制御弁要求流量をメータイン開口面積で割った値Ｖの自乗（Ｖ２）は、メータイン開口３１の上流側圧力と下流側圧力との差圧に比例する。つまり、本実施形態では、メータイン開口３１の上流側圧力と下流側圧力との差圧を一定に保つことができる。従って、電気ポジティブコントロール方式でありながらも、ロードセンシング方式と同様の制御を行うことができる。
　このため、最高負荷圧がレギュレータへ導かれる従来のロードセンシング方式と比べると、本実施形態の油圧システム１は以下の利点がある。
（１）通常、第１および第２制御弁３Ａ，３Ｂを含む弁ユニットは主ポンプ１１およびレギュレータ１２から離れて配置されるため、その弁ユニットからレギュレータへ最高負荷圧を導くための配管が不要である。
（２）レギュレータ１２の構造が簡易である。
（３）従来のロードセンシング方式で馬力制御を行うには、それ専用の機械的な構成が必要であるが、本実施形態では電子的に馬力制御を行うことができる。
（４）従来のロードセンシング方式ではポンプの吐出圧と最高負荷圧との差圧を変更するには、それ専用の機械的な構成が必要であるが、本実施形態ではその差圧を電子的に変更することができる。特に、本実施形態では、図略のエンジンの回転数に応じた差圧の変更を容易に行うことができる。
（５）従来のロードセンシング方式では、負荷依存特性（負荷圧力の高低に応じてアクチュエータへ圧油を送給する流量を変化させる特性）を変更するには、制御弁に含まれるコンペンセートピストンの径を変える必要があった。これに対し、本実施形態では、負荷依存特性を電子的に容易に変更することができる。
（６）従来のロードセンシング方式では、油圧アクチュエータの挙動にハンチングなどの異常現象が生じたとしても、これに対処することが困難であった。これに対し、本実施形態では、異常現象を主ポンプ１１の吐出圧に基づいて検出できるので、主ポンプ１１の吐出流量を制御して異常現象を容易に抑制することができる。
　なお、第１操作装置４Ａまたは第２操作装置４Ｂが単独で操作される場合は、圧力補償弁６２はあまり重要な役割を担わない。
　＜複合操作＞
　第１操作装置４Ａと第２操作装置４Ｂが同時に操作されたとき、第１制御弁３Ａについての図３に示すマップを使用して、第１制御弁３Ａのメータイン開口面積Ａｃと比例するように第１制御弁要求流量Ｑｃ１を決定するとともに、第２制御弁３Ｂについての図３に示すマップを使用して、第２制御弁３Ｂのメータイン開口面積Ａｃと比例するように第２制御弁要求流量Ｑｃ２を決定する。そして、制御装置８は、主ポンプ１１の吐出流量Ｑｄが第１制御弁要求流量Ｑｃ１と第２制御弁要求流量Ｑｃ２とアンロード流量Ｑｕの和となるように、レギュレータ１２を制御する。
　例えば、第１油圧アクチュエータ５Ａの負荷圧ＰＬ１が最高負荷圧である場合、第２制御弁３Ｂのメータイン開口３１の下流側に設けられた圧力補償弁５２は、第１油圧アクチュエータ５Ａの負荷圧ＰＬ１と第２油圧アクチュエータ５Ｂの負荷圧ＰＬ２との差圧ΔＰ（＝ＰＬ１－ＰＬ２）を補償する。
　圧力補償弁６２が設けられない場合は、第１操作装置４Ａと第２操作装置４Ｂが同時に操作されたときに、負荷の低い油圧アクチュエータ（５Ａまたは５Ｂ）に作動油が集中的に供給されることになる。これに対し、圧力補償弁６２が設けられていれば、第１および第２操作装置４Ａ，４Ｂが同時に操作されたときに、第１および第２油圧アクチュエータ５Ａ，５Ｂの負荷に拘らずに、第１および第２操作装置４Ａ，４Ｂの操作量に応じた分配量で第１および第２油圧アクチュエータ５Ａ，５に作動油を供給することができる。しかも、圧力補償弁６２が最高負荷圧に応じて作動するために、第１制御弁要求流量Ｑｃ１と第２制御弁要求流量Ｑｃ２とアンロード流量Ｑｕの和が主ポンプ１１の最大吐出流量を超えない限り、主ポンプ１１の吐出圧を常に最高負荷圧よりも高く維持することができる。
　また、本実施形態では、主ポンプ１１の吐出流量Ｑｄが第１制御弁要求流量Ｑｃ１と第２制御弁要求流量Ｑｃ２とアンロード流量Ｑｕの和となるので、第１操作装置４Ａと第２操作装置４Ｂが同時に操作されたときに、その和（Ｑｃ１＋Ｑｃ２＋Ｑｕ）が主ポンプ１１の最大吐出流量を超えない限り、第１および第２制御弁３Ａ，３Ｂのそれぞれでメータイン開口３１の上流側圧力と下流側圧力との差圧を一定に保つことができる。
　（変形例）
　本発明は上述した実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能である。
　例えば、油圧アクチュエータ、制御弁および操作装置のセットの数は、必ずしも複数である必要はなく、単数であってもよい。この場合、圧力補償弁６２は不要である。
　また、馬力制御は行われなくてもよい。この場合、圧力センサ８１は不要である。
　１　　油圧システム
　１１　主ポンプ
　１２　レギュレータ
　２３　アンロード弁
　３Ａ，３Ｂ　制御弁
　３１　メータイン開口
　４Ａ，４Ｂ　操作装置
　４１　操作部
　５Ａ，５Ｂ　油圧アクチュエータ
　６２　圧力補償弁
　８　　制御装置
 

Claims (3)

  1. 　操作部に対する操作量に応じた操作信号を出力する少なくとも１つの操作装置と、
    　少なくとも１つの油圧アクチュエータへ作動油を供給する可変容量型のポンプと、
    　前記油圧アクチュエータと前記ポンプとの間に介在し、前記操作装置から出力される操作信号が大きくなるにつれてメータイン開口面積の増加率が大きくなるようにメータイン開口面積を変化させる少なくとも１つの制御弁と、
    　前記ポンプの傾転角を調整するレギュレータと、
    　前記ポンプから吐出された作動油をタンクへ逃すアンロード流量を規定するアンロード弁と、
    　前記操作装置が操作されたときに、前記制御弁のメータイン開口面積と比例するように制御弁要求流量を決定し、前記ポンプの吐出流量が前記制御弁要求流量と前記アンロード流量の和となるように前記レギュレータを制御する制御装置と、
    を備える、油圧システム。
  2. 　前記少なくとも１つの操作装置は、複数の操作装置を含み、
    　前記少なくとも１つの油圧アクチュエータは、複数の油圧アクチュエータを含み、
    　前記少なくとも１つの制御弁は、複数の制御弁を含み、
    　前記複数の制御弁のそれぞれの絞りとして機能するメータイン開口の下流側に設けられた、前記複数の油圧アクチュエータの負荷圧のうちの最高負荷圧と前記メータイン開口の下流側圧力との差圧を一定に保つ圧力補償弁をさらに備える、請求項１に記載の油圧システム。
  3. 　前記少なくとも１つの操作装置は、第１操作装置と第２操作装置を含み、
    　前記少なくとも１つの制御弁は、前記第１操作装置に対応する第１制御弁と、前記第２操作装置に対応する第２操作装置を含み、
    　前記制御装置は、前記第１操作装置と前記第２操作装置が同時に操作されたときに、前記第１制御弁のメータイン開口面積と比例するように第１制御弁要求流量を決定するとともに、前記第２制御弁のメータイン開口面積と比例するように第２制御弁要求流量を決定し、前記ポンプの吐出流量が前記第１制御弁要求流量と前記第２制御弁要求流量と前記アンロード流量の和となるように前記レギュレータを制御する、請求項２に記載の油圧システム。
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