WO2024071389A1 - 作業機械 - Google Patents

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WO2024071389A1
WO2024071389A1 PCT/JP2023/035674 JP2023035674W WO2024071389A1 WO 2024071389 A1 WO2024071389 A1 WO 2024071389A1 JP 2023035674 W JP2023035674 W JP 2023035674W WO 2024071389 A1 WO2024071389 A1 WO 2024071389A1
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WO
WIPO (PCT)
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pressure
target
flow rate
hydraulic
pump
Prior art date
Application number
PCT/JP2023/035674
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
裕昭 天野
賢人 熊谷
真司 西川
昭広 楢▲崎▼
Original Assignee
日立建機株式会社
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 日立建機株式会社 filed Critical 日立建機株式会社
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    • 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
    • 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
    • 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
    • F15B11/02—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member
    • F15B11/028—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member for controlling the actuating force

Definitions

  • the present invention relates to a work machine, and more specifically to a work machine equipped with a rotating body that can be rotated by a hydraulic motor.
  • the work equipment which is composed of link members such as a boom and an arm, is driven by a hydraulic actuator such as a hydraulic cylinder.
  • a hydraulic actuator such as a hydraulic cylinder.
  • the rotating body is rotated relative to the traveling body by a hydraulic motor, which is a hydraulic actuator.
  • the parts driven by the hydraulic actuator generally have a large inertial mass, and operation control during acceleration and deceleration accounts for a large proportion of the work time.
  • the acceleration and deceleration of the work equipment and the upper rotating body are determined by the driving cylinder thrust or motor torque. Therefore, in order to control the cylinder thrust or motor torque, it is necessary to accurately control the driving pressure of the hydraulic actuator to a target value.
  • the acceleration and deceleration of the work equipment and the upper rotating body are adjusted by adjusting the pressure in the hydraulic circuit using a relief valve, bleed-off valve, etc.
  • Patent Document 1 describes a technology for controlling the pressure of the pressurized oil supplied to the hydraulic motor (the output torque of the hydraulic motor) by adjusting the capacity (flow rate) of the hydraulic pump so that the pressure of the hydraulic pump (swing pump) detected by a pressure detection device when the work machine is driven to swing becomes a predetermined target pressure. This technology is said to make it possible to arbitrarily adjust the output of the hydraulic motor.
  • the present invention was made to solve the above problems, and its purpose is to provide a work machine that can drive a rotary hydraulic actuator with appropriate torque and acceleration within the horsepower limit.
  • a work machine includes a hydraulic pump that discharges pressurized oil, a rotating body capable of rotating, a hydraulic actuator that rotates the rotating body by supplying pressurized oil from the hydraulic pump, an operation device that outputs an operation signal that instructs the operation of the rotating body, and a speed sensor that detects the drive speed of the hydraulic actuator
  • the work machine includes a pressure regulator that can adjust the drive pressure of the hydraulic actuator, and a controller that controls the pressure regulator, and the controller is configured to calculate a target speed of the hydraulic actuator based on the operation signal from the operation device, calculate a target pressure of the hydraulic actuator based on a speed deviation that is the difference between the target speed of the calculation result and the actual drive speed of the hydraulic actuator detected by the speed sensor, limit the target pressure of the calculation result so that the input horsepower to the hydraulic actuator estimated when it is assumed that the drive pressure of the hydraulic actuator has reached the target pressure of the calculation result after a predetermined time does not exceed a limit value, and control the
  • the pressure regulating device is controlled using a target pressure of the hydraulic actuator that is limited in advance taking into account the horsepower input to the hydraulic actuator estimated at a future time a predetermined time later, so that it is possible to drive the hydraulic actuator with appropriate torque and acceleration within the horsepower limit range.
  • FIG. 1 is an external view showing a hydraulic excavator as one embodiment of a work machine according to the present invention.
  • 1 is a hydraulic circuit diagram showing a hydraulic system mounted on an embodiment of a working machine of the present invention.
  • FIG. 3 is a control block diagram of a controller constituting a part of the embodiment of the working machine of the present invention shown in FIG. 2.
  • 4 is a block diagram showing details of a target angular velocity calculation unit, a first pump flow rate target value calculation unit, and a target torque calculation unit in the control block diagram of the controller shown in FIG. 3.
  • FIG. 4 is a correspondence table showing details of a target meter-in pressure calculation unit in the control block diagram of the controller shown in FIG. 3 .
  • FIG. 4 is a block diagram showing details of a meter-in pressure limit value calculation unit in the control block diagram of the controller shown in FIG. 3 .
  • FIG. 4 is a block diagram showing details of a pump flow rate second target value calculation unit in the control block diagram of the controller shown in FIG. 3 .
  • 4 is a block diagram showing details of an angular velocity deviation ratio calculation unit in the control block diagram of the controller shown in FIG. 3 .
  • FIG. 4 is a block diagram showing details of a pump flow rate control target value calculation unit and a bleed-off opening target value calculation unit in the control block diagram of the controller shown in FIG. 3 .
  • FIG. 11 is a diagram showing time waveforms of a simulation result regarding the behavior of a hydraulic pump and a hydraulic motor in response to a swing operation in a work machine as a comparative example for the work machine according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 11 is a diagram showing time waveforms of a simulation result regarding the behavior of a hydraulic pump and a hydraulic motor in response to a swing operation in one embodiment of the work machine of the present invention.
  • a hydraulic excavator will be described as an example of a working machine.
  • Fig. 1 is an external view showing a hydraulic excavator as an embodiment of a work machine of the present invention.
  • the description will be given using the direction as seen by an operator seated in the driver's seat.
  • the hydraulic excavator comprises a self-propelled lower running body 1 and an upper rotating body 2 rotatably mounted on the lower running body 1.
  • the lower running body 1 and the upper rotating body 2 form the body of the hydraulic excavator.
  • a front working device 3 for performing excavation work etc. is rotatably attached to the front side of the upper rotating body 2.
  • the lower traveling body 1 has crawler-type traveling devices 11 on both the left and right sides (only one side is shown in Figure 1).
  • the traveling devices 11 are driven by a traveling hydraulic motor 12, which is a hydraulic actuator.
  • the upper rotating body 2 is configured to be driven to rotate about the rotation axis x relative to the lower running body 1 by a rotation hydraulic motor 33 (see FIG. 2 below), which is a hydraulic actuator, and a rotation device (not shown) including its reduction mechanism.
  • the upper rotating body 2 has a cab 14 at the front where an operator sits.
  • a joystick 56 (see FIG. 2 below), which serves as an operating device, is arranged in the cab 14.
  • the upper rotating body 2 accommodates a hydraulic pump 31, which will be described later, and various valves 34, 35, 36, 37, 39, 40, 41, 42 (see FIG. 2 below), etc.
  • the front working mechanism 3 is, for example, a multi-joint working mechanism configured by connecting multiple driven members so that they can rotate vertically.
  • the multiple driven members are, for example, configured with a boom 16, an arm 17, and a bucket 18 as a working tool.
  • the boom 16, the arm 17, and the bucket 18 are driven by hydraulic actuators, namely a boom cylinder 21, an arm cylinder 22, and a bucket cylinder 23, respectively.
  • FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing the hydraulic system installed in one embodiment of the work machine of the present invention.
  • the hydraulic excavator is equipped with a hydraulic system 30 that hydraulically drives the lower traveling body 1, upper rotating body 2, and front working mechanism 3 (see Figure 1 for all of these).
  • Figure 2 only shows the hydraulic circuit related to the swing hydraulic motor 33 that drives the upper rotating body 2 to swing, and omits the hydraulic circuits related to the traveling hydraulic motor 12 that drives the traveling mechanism 11 and the boom cylinder 21, arm cylinder 22, and bucket cylinder 23 that drive the front working mechanism 3.
  • the hydraulic system 30 includes a hydraulic pump 31 that is driven by a prime mover 32 (e.g., an electric motor or an engine) to discharge pressurized oil, and a swing hydraulic motor 33 that drives the upper swing body 2 to swing by supplying pressurized oil from the hydraulic pump 31.
  • the hydraulic pump 31 is a variable displacement pump and has a regulator 31a that adjusts the pump volume.
  • the regulator 31a functions as a flow rate adjustment device that can adjust the discharge flow rate of the hydraulic pump 31, and also functions as a pressure adjustment device that can adjust the drive pressure of the swing hydraulic motor 33 by adjusting the discharge flow rate of the hydraulic pump 31.
  • the regulator 31a adjusts the pump volume in response to a control signal from the controller 60, for example.
  • the swing hydraulic motor 33 has a pair of input/output ports, a first port 33a and a second port 33b.
  • the swing hydraulic motor 33 is, for example, a fixed displacement hydraulic motor.
  • the pressure oil discharged from the hydraulic pump 31 is supplied to the swing hydraulic motor 33 via the load check valve 34 and the directional control valve 35.
  • the load check valve 34 is provided on the discharge line 44 that connects the hydraulic pump 31 and the directional control valve 35.
  • the load check valve 34 allows the flow of pressure oil from the hydraulic pump 31 to the directional control valve 35, while blocking the flow of pressure oil from the directional control valve 35 to the hydraulic pump 31.
  • the directional control valve 35 controls the flow (direction and flow rate) of pressure oil supplied from the hydraulic pump 31 to the swing hydraulic motor 33.
  • the position (stroke amount) of the directional control valve 35 is controlled according to a control signal (excitation current) from the controller 60.
  • a bleed-off valve 36 is provided on a line 47 that branches off from the discharge line 44 and connects to the hydraulic oil tank 38.
  • the bleed-off valve 36 adjusts the discharge pressure of the hydraulic pump 31 according to its opening degree.
  • the bleed-off valve 36 functions as a pressure regulating device that can adjust the drive pressure of the swing hydraulic motor 33 by releasing the pressurized oil discharged from the hydraulic pump 31 to the hydraulic oil tank 38 according to the opening degree.
  • the discharge port of the hydraulic pump 31 is connected to the hydraulic oil tank 38 via a main relief valve 37.
  • the main relief valve 37 determines the upper limit of the discharge pressure of the hydraulic pump 31, and is configured to open when the discharge pressure of the hydraulic pump 31 exceeds a set pressure.
  • the first port 33a and the second port 33b of the swing hydraulic motor 33 are connected to the directional control valve 35 via the first line 45 and the second line 46, respectively.
  • the first port 33a and the second port 33b of the swing hydraulic motor 33 are connected to the first swing relief valve 39 and the second swing relief valve 40 via the first line 45 and the second line 46, respectively.
  • the first swing relief valve 39 and the second swing relief valve 40 open when the pressure in the first line 45 and the second line 46 becomes equal to or higher than the set pressure, thereby connecting the first line 45 and the second line 46 to the hydraulic oil tank 38, and are responsible for preventing overload of the swing hydraulic motor 33.
  • the first port 33a and the second port 33b of the swing hydraulic motor 33 are connected to the first make-up check valve 41 and the second make-up check valve 42 via the first line 45 and the second line 46, respectively.
  • the first make-up check valve 41 prevents the flow of pressurized oil from the first line 45 to the hydraulic oil tank 38, while allowing the flow of hydraulic oil from the hydraulic oil tank 38 to the first line 45.
  • the second make-up check valve 42 prevents the flow of pressurized oil from the second line 46 to the hydraulic oil tank 38, while allowing the flow of hydraulic oil from the hydraulic oil tank 38 to the second line 46.
  • the first make-up check valve 41 and the second make-up check valve 42 perform an anti-void function for the swing hydraulic motor 33.
  • First pressure sensors 51a, 51b are provided on the first line 45 and the second line 46, respectively, to detect the pressure (driving pressure) on the first port 33a side and the pressure (driving pressure) on the second port 33b side of the swing hydraulic motor 33.
  • the first pressure sensors 51a, 51b output pressure detection signals corresponding to the detected pressures (driving pressures) on the first port 33a side and the second port 33b side to the controller 60.
  • a second pressure sensor 52 is provided on the discharge line 44 to detect the discharge pressure of the hydraulic pump 31.
  • the second pressure sensor 52 outputs a discharge pressure detection signal corresponding to the detected discharge pressure to the controller 60.
  • a speed sensor 54 is provided on the swing hydraulic motor 33 to detect the actual angular velocity (driving speed) of the swing hydraulic motor 33.
  • the speed sensor 54 outputs an angular velocity detection signal corresponding to the detected angular velocity to the controller 60.
  • the hydraulic system 30 further includes a joystick 56 as an operating device for instructing the rotation operation of the upper rotating body 2 or the drive of the rotation hydraulic motor 33.
  • the joystick 56 outputs an operating signal according to the operation angle to the controller 60.
  • the controller 60 acquires a rotation operation signal from the joystick 56, an angular velocity detection signal from the speed sensor 54 (the actual angular velocity of the rotation hydraulic motor 33 detected by the speed sensor 54), a pressure detection signal from the first pressure sensors 51a and 51b (the pressure on the first port 33a side and the pressure on the second port 33b side of the rotation hydraulic motor 33 detected by the first pressure sensors 51a and 51b), and a discharge pressure detection signal from the second pressure sensor 52 (the discharge pressure of the hydraulic pump 31 detected by the second pressure sensor 52).
  • the controller 60 performs a predetermined calculation based on these operation signals and detection signals, and outputs a control signal according to the calculation result to the regulator 31a of the hydraulic pump 31, the directional control valve 35, and the bleed-off valve 36.
  • the controller 60 directly controls the pump volume (pump flow rate) of the hydraulic pump 31, the drive of the directional control valve 35, and the drive of the bleed-off valve 36, thereby ultimately controlling the drive pressure and motor flow rate of the rotation hydraulic motor 33 (the rotation operation of the upper rotating body 2).
  • FIG. 3 is a control block diagram of the controller constituting a part of one embodiment of the work machine of the present invention shown in FIG. 2.
  • the controller 60 has a hardware configuration including, for example, a storage device 61 made up of RAM, ROM, etc., and a processing device 62 made up of a CPU, MPU, etc.
  • the storage device 61 prestores programs and various information required for controlling the pump volume (pump flow rate) of the hydraulic pump 31, the drive of the directional control valve 35, and the drive of the bleed-off valve 36.
  • the processing device 62 appropriately reads the programs and various information from the storage device 61 and executes processing according to the programs to realize various functions.
  • the controller 60 of this embodiment controls the drive of the swing hydraulic motor 33 by speed control using a speed target value or pressure control using a pressure target value that takes horsepower limitations into consideration in advance, and mainly has the following control function parts.
  • the controller 60 has a directional control valve control unit 71 that receives a rotation operation signal from the joystick 56 as an operating device and outputs a drive control signal to the directional control valve 35.
  • the directional control valve control unit 71 calculates an opening target value for the directional control valve 35 from the rotation operation signal by referring to a first table (not shown), and converts the calculated opening target value into a drive command value (command current value) by referring to a second table (not shown).
  • the directional control valve control unit 71 outputs a drive control signal of the drive command value to the directional control valve 35.
  • the controller 60 includes a target angular velocity calculation unit 73 that receives a rotation operation signal from the operation device 56 and outputs a target angular velocity ⁇ t of the rotation hydraulic motor 33.
  • the calculations of the target angular velocity calculation unit 73 will be described in detail later.
  • the controller 60 includes a pump flow rate first target value calculation unit 74 that takes in the target angular velocity ⁇ t of the swing hydraulic motor 33, which is the result of the calculation by the target angular velocity calculation unit 73, and outputs a first pump flow rate target value Qt1 of the hydraulic pump 31.
  • the first pump flow rate target value Qt1 is derived from the target angular velocity ⁇ t of the swing hydraulic motor 33, and is a target value used for speed control of the swing hydraulic motor 33. Details of the calculation by the pump flow rate first target value calculation unit 74 will be described later.
  • the controller 60 also includes a target torque calculation unit 76, a target meter-in pressure calculation unit 77, a meter-in pressure limit value calculation unit 78, and a second pump flow rate target value calculation unit 79.
  • This series of calculation units 76-79 derives a second pump flow rate target value Qt2 of the hydraulic pump 31, which is a target value used for pressure control of the swing hydraulic motor 33.
  • the target torque calculation unit 76 takes in the target angular velocity ⁇ t of the swing hydraulic motor 33, which is the calculation result of the target angular velocity calculation unit 73, the actual angular velocity (driving speed) of the swing hydraulic motor 33 from the speed sensor 54, and the swing operation signal from the operation device 56, and outputs the target torque Tt of the swing hydraulic motor 33.
  • the target meter-in pressure calculation unit 77 takes in the target torque Tt, which is the calculation result of the target torque calculation unit 76, and outputs the target meter-in pressure Pt of the swing hydraulic motor 33.
  • the meter-in pressure limit value calculation unit 78 receives the actual angular velocity (driving velocity) and actual angular acceleration (driving acceleration) of the swing hydraulic motor 33 from the speed sensor 54, and outputs a meter-in pressure limit value PL of the swing hydraulic motor 33 for limiting the input horsepower to the swing hydraulic motor 33 to a horsepower limit value or less (horsepower limit).
  • the pump flow rate second target value calculation unit 79 receives the target meter-in pressure Pt, which is the calculation result of the target meter-in pressure calculation unit 77, the meter-in pressure limit value PL, which is the calculation result of the meter-in pressure limit value calculation unit 78, and the pressure (driving pressure) of the swing hydraulic motor 33 from the first pressure sensors 51a and 51b, and outputs a pump flow rate second target value Qt2. Details of the calculations of the target torque calculation unit 76, the target meter-in pressure calculation unit 77, the meter-in pressure limit value calculation unit 78, and the pump flow rate second target value calculation unit 79 will be described later.
  • the controller 60 also includes an angular velocity deviation ratio calculation unit 81 that takes in the target angular velocity ⁇ t of the swing hydraulic motor 33, which is the result of the calculation by the target angular velocity calculation unit 73, and the actual angular velocity of the swing hydraulic motor 33 from the speed sensor 54, and outputs the angular velocity deviation ratio R.
  • the angular velocity deviation ratio R is an index for switching the drive control of the swing hydraulic motor 33 between speed control and pressure control, and is also an index for switching between opening and closing the bleed-off valve 36.
  • the calculation by the angular velocity deviation ratio calculation unit 81 will be described in detail later.
  • the controller 60 also includes a pump flow rate control target value calculation unit 83 that takes in the first pump flow rate target value Qt1, which is the result of the calculation by the first pump flow rate target value calculation unit 74, the second pump flow rate target value Qt2, which is the result of the calculation by the second pump flow rate target value calculation unit 79, and the angular velocity deviation ratio R, which is the result of the calculation by the angular velocity deviation ratio calculation unit 81, calculates a pump flow rate control target value Qc for the hydraulic pump 31, and outputs a control signal corresponding to the pump flow rate control target value Qc to the regulator 31a of the hydraulic pump 31.
  • the pump flow rate control target value Qc is the final control target value for the discharge flow rate (pump capacity) of the hydraulic pump 31. Details of the calculation by the pump flow rate control target value calculation unit 83 will be described later.
  • the controller 60 includes a bleed-off opening target value calculation unit 85 that takes in the angular velocity deviation ratio R, which is the result of the calculation by the angular velocity deviation ratio calculation unit 81, calculates the opening target value Vt of the bleed-off valve 36, and outputs a control signal corresponding to the opening target value Vt to the bleed-off valve 36.
  • the calculation by the bleed-off opening target value calculation unit 85 will be described in detail later.
  • Fig. 4 is a block diagram showing the details of the target angular velocity calculation unit, the pump flow rate first target value calculation unit, and the target torque calculation unit in the control block diagram of the controller shown in Fig. 3.
  • the target angular velocity calculation unit 73 calculates the target angular velocity (target speed) of the swing hydraulic motor 33 by referring to table 731 based on the swing operation signal input from the operating device 56.
  • the swing operation signal is output in the range of -100 to +100, for example. When there is no operation, 0 is output, when there is a maximum operation amount for left swing, -100 is output, and when there is a maximum operation amount for right swing, +100 is output.
  • the angular velocity for left swing is set to -
  • the angular velocity for right swing is set to + depending on whether the swing operation signal is positive or negative.
  • the target angular velocity calculation unit 73 outputs the target angular velocity as a result of the calculation to the pump flow rate first target value calculation unit 74, the target torque calculation unit 76, and the angular velocity deviation ratio calculation unit 81 (see FIG. 8 described below).
  • the calculation unit 741 takes the absolute value of the target angular velocity, which is the calculation result of the target angular velocity calculation unit 73. Furthermore, the absolute value of the target angular velocity is multiplied by the rotation equivalent volume q (volume required to rotate the upper rotating body 2 at a unit angular velocity) to calculate the first pump flow rate target value.
  • the first pump flow rate target value is directly derived based on the target angular velocity of the rotation hydraulic motor 33, and is a control value for controlling the speed of the rotation hydraulic motor 33.
  • the first pump flow rate target value calculation unit 74 outputs the first pump flow rate target value, which is the calculation result, to the pump flow rate control target value calculation unit 83 (see FIG. 9 described below).
  • the calculation unit 761 calculates the angular velocity deviation by subtracting the actual angular velocity (angular velocity detection value) of the swing hydraulic motor 33 detected by the velocity sensor 54 from the target angular velocity of the swing hydraulic motor 33, which is the calculation result of the target angular velocity calculation unit 73.
  • the calculation unit 762 multiplies the angular velocity deviation, which is the calculation result of the calculation unit 761, by a proportional gain Kp that is set in advance.
  • the target torque Tt of the swing hydraulic motor 33 is calculated by referring to table 763 based on the output value of the calculation unit 762.
  • the torque limit value of the swing hydraulic motor 33 is set using table 764 based on the swing operation signal, and the set torque limit value is input to table 763, thereby setting the upper and lower limits of the input value for table 763.
  • the target torque calculation unit 76 outputs the target torque Tt calculated as the calculation result to the target meter-in pressure calculation unit 77 (see FIG. 5 described later).
  • FIG. 5 is a correspondence table showing details of the target meter-in pressure calculation unit in the control block diagram of the controller shown in FIG. 3.
  • the target meter-in pressure calculation unit 77 calculates the target meter-in pressure of the swing hydraulic motor 33 based on the swing operation signal of the operating device 56 and the target torque of the swing hydraulic motor 33, which is the calculation result of the target torque calculation unit 76.
  • the side into which pressure oil from the hydraulic pump 31 flows in is called the meter-in side
  • the side from which pressure oil flows out is called the meter-out side.
  • the first port 33a of the swing hydraulic motor 33 is the meter-in side when turning right
  • the second port 33b of the swing hydraulic motor 33 is the meter-in side when turning left.
  • the calculation result (Tt/q) obtained by dividing the target torque Tt by the turning equivalent volume q is set as the target pressure value of the first port 33a, i.e., the target meter-in pressure.
  • the target pressure of the second port 33b is 0.
  • the target pressure value of the first port 33a is set to 0 and the target pressure value of the second port 33b is set to (-Tt/q).
  • the - sign of the target pressure value of the second port 33b takes into consideration that the sign of the target torque Tt is negative.
  • the calculation result (-Tt/q) obtained by dividing the target torque Tt by the turning equivalent volume q is set as the target pressure value for the second port 33b, i.e., the target meter-in pressure.
  • the target pressure for the first port 33a is 0.
  • the target pressure value for the second port 33b is set to 0 and the target pressure value for the first port 33a is set to (Tt/q).
  • the meter-in side is the same port as the previous port.
  • the target pressure value of the first port 33a and the target pressure value of the second port 33b are as shown in FIG. 5.
  • the target meter-in pressure calculation unit 77 determines whether the first port 33a or the second port 33b of the swing hydraulic motor 33 is on the meter-in side based on the operation signal, and calculates the target pressure value (target meter-in pressure) on the meter-in side based on the target torque Tt of the swing hydraulic motor 33, which is the calculation result of the target torque calculation unit 76.
  • FIG. 6 is a block diagram showing details of the meter-in pressure limit value calculation unit 78 in the control block diagram of the controller shown in FIG. 3.
  • the calculation unit 781 multiplies the actual angular acceleration (angular acceleration detection value) of the swing hydraulic motor 33 detected by the speed sensor 54 by a reference time (e.g., 0.3 seconds), and the calculation unit 782 adds the calculation result of the calculation unit 781 to the actual angular velocity (angular velocity detection value) of the swing hydraulic motor 33 detected by the speed sensor 54.
  • These calculations estimate the angular velocity of the swing hydraulic motor 33 at a future time after the reference time has elapsed from the current time at the time of calculation by the controller 60.
  • calculation unit 783 takes the absolute value of the calculation result of calculation unit 782 (estimated angular velocity of swing hydraulic motor 33 after a reference time has elapsed from the current time), and calculation unit 784 multiplies the calculation result of calculation unit 783 by the swing equivalent volume q. This calculation estimates the drive flow rate of swing hydraulic motor 33 at a future time after the reference time has elapsed from the current time.
  • the calculation unit 785 divides the calculation result of the calculation unit 784 (estimated flow rate of the swing hydraulic motor 33 after a reference time has elapsed from the current time) by the input horsepower limit value to the swing hydraulic motor 33, and sets upper and lower limits using table 786 for the calculation result of the calculation unit 785, thereby calculating a limit value for the meter-in pressure of the swing hydraulic motor 33 that does not exceed the horsepower limit.
  • the target meter-in pressure of the swing hydraulic motor 33 which is the result of the calculation by the target meter-in pressure calculation unit 77, is limited by the meter-in pressure limit value, which is the result of the calculation by the meter-in pressure limit value calculation unit 78.
  • the horsepower-limited target meter-in pressure which is the result of the calculation, is input to the second pump flow rate target value calculation unit 79 (see FIG. 7 described below).
  • a calculation unit 791 subtracts the actual meter-in pressure of the swing hydraulic motor 33 detected by the first pressure sensors 51a, 51b (the pressure detection value on the meter-in side of the swing hydraulic motor 33) from the horsepower limit target meter-in pressure input to calculate a pressure deviation.
  • the pressure deviation calculated by the calculation unit 791 is multiplied by a proportional gain Kp2 by a calculation unit 792, and is multiplied by an integral gain Ki by a calculation unit 794 after integral processing by a calculation unit 793.
  • a calculation unit 795 adds the calculation results of the calculation units 793 and 794, and limits the upper and lower limits of the calculation results of the calculation unit 795 by a table 796 to calculate a second pump flow rate target value of the hydraulic pump 31.
  • the second pump flow rate target value is derived based on the pressure deviation, which is the difference between the horsepower limit target meter-in pressure and the actual meter-in pressure, and is a control value for controlling the pressure of the swing hydraulic motor 33.
  • the restriction by the table 796 for example, restricts the pressure from 0 MPa to the set pressure of the main relief valve 37 of the hydraulic circuit.
  • the second pump flow rate target value calculation unit 79 outputs the second pump flow rate target value calculated as the calculation result to the pump flow rate control target value calculation unit 83 (see FIG. 9 described later).
  • the pressure detection values of the first pressure sensors 51a and 51b are input to the calculation unit 791 that calculates the pressure deviation, but in a situation where the discharge pressure of the hydraulic pump 31 can be considered to be an approximation of the meter-in pressure of the swing hydraulic motor 33, it is also possible to input the pressure detection value of the second pressure sensor 52 to the calculation unit 791.
  • Figure 8 is a block diagram showing details of the angular velocity deviation ratio calculation unit 81 in the control block diagram of the controller shown in Figure 3.
  • the calculation unit 811 calculates the angular velocity deviation by subtracting the actual angular velocity (angular velocity detection value) of the swing hydraulic motor 33 detected by the velocity sensor 54 from the target angular velocity of the swing hydraulic motor 33, which is the calculation result of the target angular velocity calculation unit 73.
  • the calculation unit 812 performs processing to prevent division by zero of the target angular velocity of the swing hydraulic motor 33, which is the calculation result of the target angular velocity calculation unit 73, and then the calculation unit 813 divides the angular velocity deviation, which is the calculation result of the calculation unit 811, by the target angular velocity of the swing hydraulic motor 33 after processing by the calculation unit 812, and the calculation unit 814 takes the absolute value of the calculation result of the calculation unit 813 to calculate the angular velocity deviation ratio.
  • the angular velocity deviation ratio indicates the ratio of the angular velocity deviation to the target angular velocity.
  • the angular velocity deviation ratio calculation unit 81 outputs the calculated angular velocity deviation ratio to the pump flow control target value calculation unit 83 (see FIG. 9 described below).
  • FIG. 9 is a block diagram showing the details of the pump flow rate control target value calculation unit 83 and the bleed-off opening target value calculation unit 85 in the control block diagram of the controller shown in FIG. 3.
  • the pump flow rate control target value calculation unit 83 calculates the pump flow rate control target value of the hydraulic pump 31 by adding the first pump flow rate target value, which is the result of calculation by the first pump flow rate target value calculation unit 74, and the second pump flow rate target value, which is the result of calculation by the second pump flow rate target value calculation unit 79, in accordance with a ratio determined based on the output value of table 831.
  • table 831 outputs a value in the range from 0 to 1 based on the angular velocity deviation ratio, which is the calculation result of angular velocity deviation ratio calculation unit 81.
  • the output value is set to 0 or a value close to 0.
  • the output value is set to 1 or a value close to 1.
  • Calculation unit 832 multiplies the second pump flow rate target value for pressure control of the swing hydraulic motor 33 by the output value of table 831. Meanwhile, calculation unit 834 multiplies the first pump flow rate target value for speed control of the swing hydraulic motor 33 by the calculation result of calculation unit 833, which is obtained by subtracting the output value of table 831 from 1. Finally, calculation unit 835 adds the calculation result of calculation unit 832 and the calculation result of calculation unit 834 to calculate the pump flow rate control target value.
  • the output value of table 831 is set to approximately 0, and therefore the pump flow control target value becomes the first pump flow target value.
  • the output value of table 831 is set to approximately 1, and therefore the pump flow control target value becomes the second pump flow target value. That is, when the angular velocity deviation ratio is small, for example, when the angular velocity deviation is small and the target angular velocity is high, the controller 60 performs speed control on the swing hydraulic motor 33. On the other hand, when the angular velocity deviation ratio is large, for example, when the angular velocity deviation is large and the target angular velocity is low, the controller 60 performs pressure control on the swing hydraulic motor 33. In this way, the angular velocity deviation ratio serves as an index for switching the control of the swing hydraulic motor 33 between speed control and pressure control.
  • the controller 60 calculates the target pump volume of the hydraulic pump 31 by dividing the pump flow control target value calculated by the pump flow control target value calculation unit 83 by the target prime mover rotation speed. Finally, a control signal corresponding to the target pump volume of the calculation result is output to the regulator 31a of the hydraulic pump 31. This controls the pump volume of the hydraulic pump 31.
  • the bleed-off opening target value calculation unit 85 calculates the bleed-off opening target value by referring to the table 851 based on the angular velocity deviation ratio R, which is the calculation result of the angular velocity deviation ratio calculation unit 81.
  • the angular velocity deviation ratio R is smaller than the first threshold value n1
  • the opening of the bleed-off valve 36 is set to be as small as possible. This is to reduce the loss due to the outflow of pressure oil to the hydraulic oil tank 38 via the bleed-off valve 36.
  • the opening of the bleed-off valve 36 is set to be maintained at a predetermined value.
  • the controller 60 outputs a control signal corresponding to the bleed-off opening target value, which is the calculation result of the bleed-off opening target value calculation unit 85, to the bleed-off valve 36. This controls the opening degree of the bleed-off valve 36.
  • Figure 10 is a diagram showing the time waveforms of the simulation results regarding the behavior of the hydraulic pump and swing hydraulic motor in response to a swing operation in the comparative work machine compared to the embodiment of the work machine of the present invention.
  • Graph (A) in Figure 10 shows the change over time in the swing operation signal.
  • Graph (B) shows the change over time in the discharge pressure of the hydraulic pump and the drive pressure of the swing hydraulic motor
  • graph (C) shows the change over time in the pump flow rate of the hydraulic pump and the motor flow rate of the swing hydraulic motor.
  • Graph (D) shows the change over time in the angular velocity of the swing hydraulic motor
  • graph (E) shows the change over time in the angular acceleration of the swing hydraulic motor.
  • Graph (F) shows the change over time in the output of the hydraulic pump.
  • the hydraulic pump discharge pressure is controlled to continue to rise until it reaches the set pressure of the main relief valve until the output of the hydraulic pump reaches the horsepower limit.
  • graph (A) if a swing operation is started when the horizontal axis indicating time is 1.0 and a certain amount of operation (for example, full amount of operation) is input, in response to the swing operation, the discharge pressure of the hydraulic pump rises sharply as shown in graph (B) to reach the set pressure of the main relief valve, and the flow rate of the hydraulic pump gradually increases as shown in graph (C).
  • control is executed to reduce the target flow rate of the hydraulic pump to avoid exceeding the pump output.
  • the swing hydraulic motor is accelerating as shown in graph (D), so if the target flow rate of the hydraulic pump is reduced, the discharge pressure of the hydraulic pump will suddenly decrease (see the first sudden drop around 1.75 on the horizontal axis of graph (B)), and as a result, the angular acceleration of the swing hydraulic motor will suddenly decrease (see the first sudden drop around 1.75 on the horizontal axis of graph (E)).
  • the hydraulic pump is controlled so that the pump flow rate increases again.
  • the discharge pressure of the hydraulic pump will suddenly increase and decrease repeatedly, causing control hunting (see the horizontal axis after 1.75 on graph (B)).
  • FIG. 11 is a diagram showing time waveforms of the simulation results regarding the behavior of the hydraulic pump and the swing hydraulic motor in response to a swing operation in one embodiment of the work machine of the present invention.
  • graphs (A) to (F) of FIG. 11 are the same as those whose changes over time are shown in graphs (A) to (F) of FIG. 10.
  • graph (B) also shows the change over time in the target pressure of the hydraulic pump 31 (the target pressure of the swing hydraulic motor 33).
  • Graph (D) also shows the change over time in the target angular velocity of the swing hydraulic motor 33.
  • the controller 60 estimates the angular velocity of the swing hydraulic motor 33 at a future time after a reference time has elapsed from the current time at the time of calculation, and controls based on the target pressure of the swing hydraulic motor 33 (target discharge pressure of the hydraulic pump 31) which is limited so that the horsepower input to the swing hydraulic motor 33 at that future time is equal to or less than the horsepower limit value based on this estimated angular velocity.
  • the control calculation shown in FIG. 6 limits the pump target pressure (the product of the estimated flow rate and the pump target pressure) in advance according to the estimated flow rate at a future time (a predetermined time after) a certain time has elapsed from the current time. This maintains smooth and stable acceleration of the swing hydraulic motor 33 as shown in graph (E), while preventing the output of the hydraulic pump 31 from exceeding the horsepower limit as shown in graph (F). This makes it possible to obtain the desired swing acceleration without any discomfort in the operation feeling.
  • the controller 60 of this embodiment performs control based on the target speed of the swing hydraulic motor 33 when the angular velocity deviation ratio is small. For example, as shown in graph (D), when the actual angular velocity of the swing hydraulic motor 33 approaches the target angular velocity and the angular velocity deviation ratio becomes small around 2.5 on the horizontal axis (time), the pump flow control target value is switched from the second pump flow target value for pressure control to the first pump flow target value for speed control. This speed control ultimately causes the actual angular velocity of the swing hydraulic motor 33 to match the target angular velocity (see graph (D) from around 2.7 on the horizontal axis).
  • controller 60 of this embodiment controls the bleed-off valve 36 to close in response to switching of the control target value of the hydraulic pump 31 from pressure control to speed control.
  • the hydraulic excavator includes a hydraulic pump 31 that discharges pressurized oil, an upper rotating body 2 (rotating body) capable of rotating, a swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) that drives the upper rotating body 2 (rotating body) to rotate by supplying pressurized oil from the hydraulic pump 31, an operation device 56 that outputs an operation signal that instructs the operation of the upper rotating body 2 (rotating body), and a speed sensor 54 that detects the drive speed of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator).
  • the hydraulic excavator includes a regulator 31a and a bleed-off valve 36 as a pressure adjustment device that can adjust the drive pressure of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator), and a controller 60 that controls the regulator 31a and the bleed-off valve 36 (pressure adjustment device).
  • the controller 60 is configured to calculate the target speed of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) based on the operation signal from the operating device 56, calculate the target pressure of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) based on the speed deviation, which is the difference between the target speed of the calculation result and the actual driving speed of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) detected by the speed sensor 54, limit the target pressure of the calculation result so that the input horsepower to the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) estimated when it is assumed that the driving pressure of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) reaches the target pressure of the calculation result after a predetermined time does not exceed the limit value, and control the regulator 31a and the bleed-off valve 36 (pressure adjustment device) based on the limited target pressure.
  • the regulator 31a and the bleed-off valve 36 are controlled using the target pressure of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) that is limited in advance based on the horsepower input to the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) estimated at a future time a predetermined time later, making it possible to drive the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) with appropriate torque and acceleration within the horsepower limit range.
  • the controller 60 of the hydraulic excavator is configured to estimate the horsepower input to the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) at a certain time in the future (after a specified time) after a certain reference time has elapsed from the current time based on the actual angular velocity and actual angular acceleration of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) obtained from the detection value of the speed sensor 54.
  • the actual driving speed and actual driving acceleration of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) obtained from the speed sensor 54 can be used to easily and accurately estimate the driving speed of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) at a future time (after a specified time). Therefore, it is possible to correctly limit the target pressure of the calculation result so that the estimated value of the input horsepower to the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator), obtained by integrating the estimated flow rate calculated from the estimated driving speed of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) at a future time (after a specified time) and the target pressure of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator), does not exceed the horsepower limit value. This allows the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) to be driven with smooth acceleration without exceeding the horsepower limit value.
  • the pressure adjustment device includes a regulator 31a as a flow adjustment device that can adjust the drive pressure of the swing hydraulic motor 33 (hydraulic actuator) by adjusting the discharge flow rate of the hydraulic pump 31.
  • the controller 60 calculates a first pump flow rate target value of the hydraulic pump 31 based on the target speed of the calculation result, calculates a second pump flow rate target value of the hydraulic pump 31 based on the limited target pressure, calculates a speed deviation ratio that is the ratio of the speed deviation to the target speed of the calculation result, and executes control of the regulator 31a (flow adjustment device) based on the first pump flow rate target value of the calculation result when the speed deviation ratio of the calculation result is smaller than the first threshold value n1, while executes control of the regulator 31a (flow adjustment device) based on the second pump flow rate target value of the calculation result as control of the pressure adjustment device based on the limited target pressure when the speed deviation ratio of the calculation result is larger than the second threshold value n2.
  • the regulator 31a flow control device
  • the regulator 31a flow control device
  • the pressure adjustment device further includes a bleed-off valve 36 that releases pressurized oil discharged from the hydraulic pump 31 to the hydraulic oil tank 38.
  • the controller 60 controls the regulator 31a (flow adjustment device) based on the first pump flow rate target value obtained from the calculation, the controller 60 simultaneously controls the bleed-off valve 36 to a closed state, while when the controller 60 controls the regulator 31a (flow adjustment device) based on the second pump flow rate target value obtained from the calculation, the controller 60 simultaneously controls the bleed-off valve 36 to a state in which it is held at a predetermined opening degree.
  • the present invention is not limited to the embodiment described above, but includes various modified examples.
  • the above embodiment has been described in detail to explain the present invention in an easy-to-understand manner, and is not necessarily limited to having all of the configurations described. For example, it is possible to replace part of the configuration of one embodiment with the configuration of another embodiment, and it is also possible to add the configuration of another embodiment to the configuration of one embodiment. It is also possible to add, delete, or replace part of the configuration of each embodiment with other configurations.
  • the prime mover 32 functions as a flow rate adjustment device capable of adjusting the discharge flow rate of the hydraulic pump by adjusting its rotation speed, and also functions as a pressure adjustment device capable of adjusting the driving pressure of the swing hydraulic motor 33 by adjusting the discharge flow rate of the hydraulic pump.

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Abstract

作業機械は、旋回油圧モータの駆動圧力を調整可能な圧力調整装置及び圧力調整装置を制御するコントローラを備える。コントローラは、操作装置の操作信号に基づき演算した旋回油圧モータの目標速度と速度センサにより検出された旋回油圧モータの実駆動速度との速度偏差を基に旋回油圧モータの目標圧力を演算し、旋回油圧モータの駆動圧力が所定時間後に目標圧力に到達したと想定したときに推定される旋回油圧モータへの投入馬力が制限値を超えないように演算結果の目標圧力を制限し、制限された目標圧力に基づいて圧力調整装置を制御する。

Description

作業機械
　本発明は、作業機械に係り、更に詳しくは、油圧モータによって旋回動作が可能な旋回体を備えた作業機械に関する。
　油圧ショベルなどの油圧式の作業機械においては、ブームやアームなどのリンク部材により構成された作業装置を油圧シリンダなどの油圧アクチュエータによって駆動する。また、油圧アクチュエータである油圧モータによって旋回体を走行体に対して回転駆動する。作業機械において、油圧アクチュエータが駆動する部位は一般に慣性質量が大きく、加減速での動作制御が作業時間の大きな比率を占めている。作業装置や上部旋回体の加減速は、駆動するシリンダ推力又はモータトルクによって決まる。そのため、シリンダ推力やモータトルクを制御するためには、油圧アクチュエータの駆動圧を正確に目標値に制御することが要求される。一般的な油圧ショベルでは、リリーフ弁やブリードオフ弁などにより油圧回路の圧力を調整することで、作業装置や上部旋回体の加減速を調整している。
　それに対して、特許文献１には、作業機械の旋回駆動時に圧力検出装置により検出された油圧ポンプ（旋回ポンプ）の圧力が所定の目標圧力となるように油圧ポンプの容量（流量）を調整することで、油圧モータへ供給する圧油の圧力（油圧モータの出力トルク）の制御を行う技術が記載されている。当該技術によって、油圧モータの出力を任意に調整することができるとしている。
　また、特許文献１に記載の作業機械では、油圧ポンプの出力がエンジンの最大出力を超える恐れがある場合、油圧ポンプの出力制御が行われる。具体的には、油圧ポンプの出力がエンジンの最大出力の近傍となると、油圧ポンプの目標圧力を低下させることで、油圧ポンプの吐出流量を確保しつつ、油圧ポンプの出力がエンジンの最大出力を超えない制御（馬力制限）を実現するとしている。
特開２０１３－２３４６８３号公報
　旋回油圧モータなどの回転系の油圧アクチュエータは、トルクを一定に保つと、外力が作用しない場合には加速し続けるので、必要流量が時間の経過とともに増加していく。このような状況下において、特許文献１に記載の技術のように、油圧ポンプの吐出流量と圧力の積がエンジンの最大出力（制限馬力）の近傍又は最大出力に達した瞬間に油圧ポンプの目標圧力を突然低下させてしまうと、旋回油圧モータのトルクが急減するので、オペレータの操作に対して違和感を与える懸念がある。一方、油圧ポンプの目標圧力をエンジンの最大出力（制限馬力）に達しないように予め低く抑えると、特に、旋回油圧モータの動き出しにおいてエンジンの出力（馬力）を十分に活用できなくなる。
　本発明は、上記の問題点を解消するためになされたものであり、その目的は、回転系の油圧アクチュエータを馬力制限の範囲において適切なトルクや加速度で駆動させることが可能な作業機械を提供することである。
　本願は上記課題を解決する手段を複数含んでいる。その一例を挙げるならば、圧油を吐出する油圧ポンプと、旋回動作が可能な旋回体と、前記油圧ポンプからの圧油の供給により前記旋回体を旋回駆動させる油圧アクチュエータと、前記旋回体の動作を指示する操作信号を出力する操作装置と、前記油圧アクチュエータの駆動速度を検出する速度センサとを備えた作業機械において、前記油圧アクチュエータの駆動圧力を調整可能な圧力調整装置と、前記圧力調整装置を制御するコントローラとを備え、前記コントローラは、前記操作装置からの操作信号に基づき前記油圧アクチュエータの目標速度を演算し、演算結果の目標速度と前記速度センサによって検出された前記油圧アクチュエータの実駆動速度との差分である速度偏差を基に前記油圧アクチュエータの目標圧力を演算し、前記油圧アクチュエータの駆動圧力が所定時間後に演算結果の目標圧力に到達したと想定したときに推定される前記油圧アクチュエータへの投入馬力が制限値を超えないように演算結果の目標圧力を制限し、制限された目標圧力に基づいて前記圧力調整装置を制御するように構成されている。
　本発明によれば、所定時間後の未来の時刻において推定される油圧アクチュエータへの投入馬力を考慮して予め制限した油圧アクチュエータの目標圧力を用いて圧力調整装置を制御するので、油圧アクチュエータを馬力制限の範囲において適切なトルクや加速度で駆動させることが可能となる。
  上記した以外の課題、構成及び効果は、以下の実施形態の説明により明らかにされる。
本発明の作業機械の一実施の形態としての油圧ショベルを示す外観図である。 本発明の作業機械の一実施の形態に搭載された油圧システムを示す油圧回路図である。 図２に示す本発明の作業機械の一実施の形態の一部を構成するコントローラの制御ブロック図である。 図３に示すコントローラの制御ブロック図における目標角速度演算部、ポンプ流量第１目標値演算部、目標トルク演算部の詳細を示すブロック図である。 図３に示すコントローラの制御ブロック図における目標メータイン圧演算部の詳細を示す対応表である。 図３に示すコントローラの制御ブロック図におけるメータイン圧制限値演算部の詳細を示すブロック図である。 図３に示すコントローラの制御ブロック図におけるポンプ流量第２目標値演算部の詳細を示すブロック図である。 図３に示すコントローラの制御ブロック図における角速度偏差比率演算部の詳細を示すブロック図である。 図３に示すコントローラの制御ブロック図におけるポンプ流量制御目標値演算部及びブリードオフ開口目標値演算部の詳細を示すブロック図である。 本発明の作業機械の一実施の形態に対する比較例の作業機械における旋回操作に対する油圧ポンプ及び油圧モータの挙動に関するシミュレーション結果の時間波形を示す図である。 本発明の作業機械の一実施の形態における旋回操作に対する油圧ポンプ及び油圧モータの挙動に関するシミュレーション結果の時間波形を示す図である。
　以下、本発明の作業機械の実施の形態について図面を用いて説明する。本実施の形態においては、作業機械の一例として油圧ショベルを例に挙げて説明する。
［一実施の形態］
  まず、本発明の作業機械の一実施の形態としての油圧ショベルの概略構成について図１を用いて説明する。図１は本発明の作業機械の一実施の形態としての油圧ショベルを示す外観図である。ここでは、運転席に着座したオペレータから見た方向を用いて説明する。
　図１において、油圧ショベルは、自走可能な下部走行体１と、下部走行体１上に旋回可能に搭載された上部旋回体２とを備えている。下部走行体１と上部旋回体２とで油圧ショベルの機体を構成している。上部旋回体２の前側には、掘削作業等を行うためのフロント作業装置３が回動可能に取り付けられている。
　下部走行体１は、左右両側にクローラ式の走行装置１１（図１中、一方側のみ図示）を有している。走行装置１１は、油圧アクチュエータである走行油圧モータ１２によって駆動する。
　上部旋回体２は、油圧アクチュエータである後述の旋回油圧モータ３３（後述の図２参照）及びその減速機構を含む旋回装置（図示せず）によって下部走行体１に対して旋回軸線ｘを中心に旋回駆動されるように構成されている。上部旋回体２は、その前側にオペレータが搭乗するキャブ１４を有している。キャブ１４には、後述の操作装置としてのジョイスティック５６（後述の図２参照）が配置されている。上部旋回体２には、後述の油圧ポンプ３１や各種の弁３４、３５、３６、３７、３９、４０、４１、４２（後述の図２参照）等が収容されている。
　フロント作業装置３は、例えば、複数の被駆動部材を垂直方向に回動可能に連結することで構成された多関節型の作業装置である。複数の被駆動部材は、例えば、ブーム１６、アーム１７、作業具としてのバケット１８とで構成されている。ブーム１６、アーム１７、バケット１８はそれぞれ、油圧アクチュエータであるブームシリンダ２１、アームシリンダ２２、バケットシリンダ２３によって駆動される。
　次に、本発明の作業機械の一実施の形態に搭載された油圧システムの構成について図２を用いて説明する。図２は本発明の作業機械の一実施の形態に搭載された油圧システムを示す油圧回路図である。
　図２において、油圧ショベルは、下部走行体１、上部旋回体２、フロント作業装置３（共に図１を参照）を油圧によって駆動させる油圧システム３０を備えている。なお、図２では、上部旋回体２を旋回駆動する旋回油圧モータ３３に関する油圧回路のみが示されており、走行装置１１を駆動する走行油圧モータ１２やフロント作業装置３を駆動するブームシリンダ２１、アームシリンダ２２、バケットシリンダ２３に関する油圧回路は省略されている。
　油圧システム３０は、原動機３２（例えば、電動モータやエンジン）により駆動されて圧油を吐出する油圧ポンプ３１と、油圧ポンプ３１からの圧油の供給により上部旋回体２を旋回駆動させる旋回油圧モータ３３とを備えている。油圧ポンプ３１は、可変容量式のポンプであり、ポンプ容積を調整するレギュレータ３１ａを有している。レギュレータ３１ａは、油圧ポンプ３１の吐出流量を調整可能な流量調整装置として機能すると共に、油圧ポンプ３１の吐出流量を調整することで、旋回油圧モータ３３の駆動圧力を調整可能な圧力調整装置としても機能するものである。レギュレータ３１ａは、例えば、コントローラ６０からの制御信号に応じてポンプ容積を調整する。旋回油圧モータ３３は、一対の入出力ポートである第１ポート３３ａ及び第２ポート３３ｂを有している。旋回油圧モータ３３は、例えば、固定容量式の油圧モータである。
　油圧ポンプ３１から吐出された圧油は、旋回油圧モータ３３に対してロードチェック弁３４及び方向制御弁３５を介して供給される。ロードチェック弁３４は、油圧ポンプ３１と方向制御弁３５とを接続する吐出ライン４４上に設けられている。ロードチェック弁３４は、油圧ポンプ３１から方向制御弁３５への圧油の流れを許容する一方、方向制御弁３５から油圧ポンプ３１への圧油の流れを阻止するものである。方向制御弁３５は、油圧ポンプ３１から旋回油圧モータ３３に供給される圧油の流れ（方向及び流量）を制御するものである。方向制御弁３５は、コントローラ６０からの制御信号（励磁電流）に応じてその位置（ストローク量）が制御される。
　吐出ライン４４から分岐して作動油タンク３８に接続されるライン４７上には、ブリードオフ弁３６が設けられている。ブリードオフ弁３６は、その開口度に応じて油圧ポンプ３１の吐出圧を調整可能とするものである。すなわち、ブリードオフ弁３６は、油圧ポンプ３１から吐出された圧油を開口度に応じて作動油タンク３８に逃がすことで、旋回油圧モータ３３の駆動圧力を調整可能な圧力調整装置として機能するものである。また、油圧ポンプ３１の吐出ポートは、メインリリーフ弁３７を介して作動油タンク３８に接続されている。メインリリーフ弁３７は、油圧ポンプ３１の吐出圧の上限を規定するものであり、油圧ポンプ３１の吐出圧が設定圧を超えると、開弁するように構成されている。
　旋回油圧モータ３３の第１ポート３３ａ及び第２ポート３３ｂはそれぞれ、第１ライン４５及び第２ライン４６を介して方向制御弁３５に接続されている。旋回油圧モータ３３の第１ポート３３ａ及び第２ポート３３ｂはそれぞれ、第１ライン４５及び第２ライン４６を介して第１旋回リリーフ弁３９及び第２旋回リリーフ弁４０に接続されている。第１旋回リリーフ弁３９及び第２旋回リリーフ弁４０はそれぞれ、第１ライン４５及び第２ライン４６内の圧力が設定圧以上になった場合に開弁することで第１ライン４５及び第２ライン４６を作動油タンク３８に連通させるものであり、旋回油圧モータ３３の過負荷防止機能を担っている。また、旋回油圧モータ３３の第１ポート３３ａ及び第２ポート３３ｂはそれぞれ、第１ライン４５及び第２ライン４６を介してメイクアップ用第１チェック弁４１及びメイクアップ用第２チェック弁４２に接続されている。メイクアップ用第１チェック弁４１は、第１ライン４５から作動油タンク３８への圧油の流れを阻止する一方、作動油タンク３８から第１ライン４５への作動油の流れを許容するものである。メイクアップ用第２チェック弁４２は、第２ライン４６から作動油タンク３８への圧油の流れを阻止する一方、作動油タンク３８から第２ライン４６への作動油の流れを許容するものである。メイクアップ用第１チェック弁４１及びメイクアップ用第２チェック弁４２は、旋回油圧モータ３３のアンチボイド機能を担っている。
　第１ライン４５及び第２ライン４６上にはそれぞれ、旋回油圧モータ３３の第１ポート３３ａ側の圧力（駆動圧力）及び第２ポート３３ｂ側の圧力（駆動圧力）を検出する第１圧力センサ５１ａ、５１ｂが設けられている。第１圧力センサ５１ａ、５１ｂは、検出した第１ポート３３ａ側の圧力及び第２ポート３３ｂ側の圧力（駆動圧力）に応じた圧力検出信号をコントローラ６０へ出力する。吐出ライン４４上には、油圧ポンプ３１の吐出圧を検出する第２圧力センサ５２が設けられている。第２圧力センサ５２は、検出した吐出圧に応じた吐出圧検出信号をコントローラ６０へ出力する。また、旋回油圧モータ３３には、旋回油圧モータ３３の実角速度（駆動速度）を検出する速度センサ５４が設置されている。速度センサ５４は、検出した角速度に応じた角速度検出信号をコントローラ６０へ出力する。
　油圧システム３０は、上部旋回体２の旋回動作又は旋回油圧モータ３３の駆動を指示する操作装置としてのジョイスティック５６を更に備えている。ジョイスティック５６は、その操作角度に応じた操作信号をコントローラ６０へ出力する。
　コントローラ６０は、ジョイスティック５６からの旋回操作信号、速度センサ５４からの角速度検出信号（速度センサ５４より検出された旋回油圧モータ３３の実角速度）、第１圧力センサ５１ａ、５１ｂからの圧力検出信号（第１圧力センサ５１ａ、５１ｂにより検出された旋回油圧モータ３３の第１ポート３３ａ側の圧力及び第２ポート３３ｂ側の圧力）、第２圧力センサ５２からの吐出圧検出信号（第２圧力センサ５２により検出された油圧ポンプ３１の吐出圧）を取得する。コントローラ６０は、これらの操作信号や検出信号を基に所定の演算を行い、油圧ポンプ３１のレギュレータ３１ａ、方向制御弁３５、ブリードオフ弁３６に対して演算結果に応じた制御信号を出力する。当該演算の詳細については後述する。コントローラ６０は、油圧ポンプ３１のポンプ容積（ポンプ流量）、方向制御弁３５の駆動、ブリードオフ弁３６の駆動を直接的に制御することで、最終的に旋回油圧モータ３３の駆動圧力やモータ流量（上部旋回体２の旋回動作）を制御する。
　次に、本発明の作業機械の一実施の形態の一部を構成するコントローラの機能の概略について図３を用いて説明する。図３は図２に示す本発明の作業機械の一実施の形態の一部を構成するコントローラの制御ブロック図である。
　図３において、コントローラ６０は、ハード構成として例えば、ＲＡＭやＲＯＭ等からなる記憶装置６１と、ＣＰＵやＭＰＵ等からなる処理装置６２とを備えている。記憶装置６１には、油圧ポンプ３１のポンプ容積（ポンプ流量）、方向制御弁３５の駆動、ブリードオフ弁３６の駆動を制御するために必要なプログラムや各種情報が予め記憶されている。処理装置６２は、記憶装置６１からプログラムや各種情報を適宜読み込み、当該プログラムに従って処理を実行することで各種機能を実現する。本実施の形態のコントローラ６０は、速度目標値を用いた速度制御または馬力制限を予め考慮した圧力目標値を用いた圧力制御によって旋回油圧モータ３３の駆動制御を行うものであり、主に次の制御機能部を備えている。
　コントローラ６０は、操作装置としてのジョイスティック５６からの旋回操作信号を取り込み、駆動制御信号を方向制御弁３５へ出力する方向制御弁制御部７１を有している。方向制御弁制御部７１は、例えば、旋回操作信号から図示しない第１テーブルを参照して方向制御弁３５の開口目標値を演算し、演算結果の開口目標値を図示しない第２テーブルを参照して駆動指令値（指令電流値）に変換する。方向制御弁制御部７１は、駆動指令値の駆動制御信号を方向制御弁３５へ出力する。
　コントローラ６０は、操作装置５６からの旋回操作信号を取り込み、旋回油圧モータ３３の目標角速度ωｔを出力する目標角速度演算部７３を備えている。目標角速度演算部７３の演算の詳細は後述する。
　コントローラ６０は、目標角速度演算部７３の演算結果である旋回油圧モータ３３の目標角速度ωｔを取り込み、油圧ポンプ３１のポンプ流量第１目標値Ｑｔ１を出力するポンプ流量第１目標値演算部７４を備えている。ポンプ流量第１目標値Ｑｔ１は、旋回油圧モータ３３の目標角速度ωｔから導出されるものであり、旋回油圧モータ３３の速度制御のために用いる目標値である。ポンプ流量第１目標値演算部７４の演算の詳細は後述する。
　また、コントローラ６０は、目標トルク演算部７６、目標メータイン圧演算部７７、メータイン圧制限値演算部７８、ポンプ流量第２目標値演算部７９を備えている。これらの一連の演算部７６～７９は、旋回油圧モータ３３の圧力制御のために用いる目標値である油圧ポンプ３１のポンプ流量第２目標値Ｑｔ２を導出するものである。目標トルク演算部７６は、目標角速度演算部７３の演算結果である旋回油圧モータ３３の目標角速度ωｔ、速度センサ５４からの旋回油圧モータ３３の実角速度（駆動速度）、操作装置５６からの旋回操作信号を取り込み、旋回油圧モータ３３の目標トルクＴｔを出力する。目標メータイン圧演算部７７は、目標トルク演算部７６の演算結果である目標トルクＴｔを取り込み、旋回油圧モータ３３の目標メータイン圧Ｐｔを出力する。メータイン圧制限値演算部７８は、速度センサ５４からの旋回油圧モータ３３の実角速度（駆動速度）及び実角加速度（駆動加速度）を取り込み、旋回油圧モータ３３への投入馬力を馬力制限値以下に制限する（馬力制限）ための旋回油圧モータ３３のメータイン圧の制限値ＰＬを出力する。ポンプ流量第２目標値演算部７９は、目標メータイン圧演算部７７の演算結果である目標メータイン圧Ｐｔ、メータイン圧制限値演算部７８の演算結果であるメータイン圧制限値ＰＬ、第１圧力センサ５１ａ、５１ｂからの旋回油圧モータ３３の圧力（駆動圧力）を取り込み、ポンプ流量第２目標値Ｑｔ２を出力する。目標トルク演算部７６、目標メータイン圧演算部７７、メータイン圧制限値演算部７８、ポンプ流量第２目標値演算部７９の各演算の詳細は後述する。
　コントローラ６０は、また、目標角速度演算部７３の演算結果である旋回油圧モータ３３の目標角速度ωｔ、速度センサ５４からの旋回油圧モータ３３の実角速度を取り込み、角速度偏差比率Ｒを出力する角速度偏差比率演算部８１を備えている。角速度偏差比率Ｒは、旋回油圧モータ３３の駆動制御を速度制御または圧力制御に切り替える指標であると共に、ブリードオフ弁３６の開閉の切替の指標でもある。角速度偏差比率演算部８１の演算の詳細は後述する。
　また、コントローラ６０は、ポンプ流量第１目標値演算部７４の演算結果であるポンプ流量第１目標値Ｑｔ１、ポンプ流量第２目標値演算部７９の演算結果であるポンプ流量第２目標値Ｑｔ２、角速度偏差比率演算部８１の演算結果である角速度偏差比率Ｒを取り込み、油圧ポンプ３１のポンプ流量制御目標値Ｑｃを演算し、ポンプ流量制御目標値Ｑｃに応じた制御信号を油圧ポンプ３１のレギュレータ３１ａへ出力するポンプ流量制御目標値演算部８３を備えている。ポンプ流量制御目標値Ｑｃは、油圧ポンプ３１の吐出流量（ポンプ容量）の最終的な制御目標値である。ポンプ流量制御目標値演算部８３の演算の詳細は後述する。
　コントローラ６０は、角速度偏差比率演算部８１の演算結果である角速度偏差比率Ｒを取り込み、ブリードオフ弁３６の開口目標値Ｖｔを演算し、開口目標値Ｖｔに応じた制御信号をブリードオフ弁３６へ出力するブリードオフ開口目標値演算部８５を備えている。ブリードオフ開口目標値演算部８５の演算の詳細は後述する。
　次に、本発明の作業機械の一実施の形態におけるコントローラの各機能の演算の詳細の一例を図４～図１０を用いて説明する。図４は図３に示すコントローラの制御ブロック図における目標角速度演算部、ポンプ流量第１目標値演算部、目標トルク演算部の詳細を示すブロック図である。
　目標角速度演算部７３は、図４に示すように、操作装置５６から入力された旋回操作信号を基にテーブル７３１を参照することで旋回油圧モータ３３の目標角速度（目標速度）を演算する。旋回操作信号は、例えば、－１００から＋１００までの範囲で出力される。非操作の場合には０、左旋回の最大操作量の場合には－１００、右旋回の最大操作量の場合には＋１００を出力する。テーブル７３１では、旋回操作信号の正負に応じて左旋回の角速度を－、右旋回の角速度を＋としている。目標角速度演算部７３は、演算結果の目標角速度をポンプ流量第１目標値演算部７４、目標トルク演算部７６、角速度偏差比率演算部８１（後述の図８参照）へ出力する。
　ポンプ流量第１目標値演算部７４では、演算部７４１が目標角速度演算部７３の演算結果である目標角速度の絶対値を取る。さらに、目標角速度の絶対値に対して旋回等価容積ｑ（上部旋回体２を単位角速度で回転させるのに必要な容積）を乗算することで、ポンプ流量第１目標値を算出する。ポンプ流量第１目標値は、旋回油圧モータ３３の目標角速度を基に直接的に導出されたものであり、旋回油圧モータ３３の速度制御を行うための制御値である。ポンプ流量第１目標値演算部７４は、演算結果のポンプ流量第１目標値をポンプ流量制御目標値演算部８３（後述の図９参照）へ出力する。
　目標トルク演算部７６では、先ず、演算部７６１が目標角速度演算部７３の演算結果である旋回油圧モータ３３の目標角速度から速度センサ５４により検出された旋回油圧モータ３３の実角速度（角速度検出値）を減算することで角速度偏差を演算する。次に、演算部７６２が演算部７６１の演算結果である角速度偏差に対して予め設定されている比例ゲインＫｐを乗算する。次いで、演算部７６２の出力値を基にテーブル７６３を参照することで旋回油圧モータ３３の目標トルクＴｔを演算する。ただし、旋回操作信号を基にテーブル７６４を用いて旋回油圧モータ３３のトルク制限値を設定し、設定されたトルク制限値をテーブル７６３に入力することで、テーブル７６３に対する入力値の上限及び下限を設定する。目標トルク演算部７６は、演算結果の目標トルクＴｔを目標メータイン圧演算部７７（後述の図５参照）へ出力する。
　図５は図３に示すコントローラの制御ブロック図における目標メータイン圧演算部の詳細を示す対応表である。目標メータイン圧演算部７７は、操作装置５６の旋回操作信号および目標トルク演算部７６の演算結果である旋回油圧モータ３３の目標トルクを基に旋回油圧モータ３３の目標メータイン圧を演算する。旋回油圧モータ３３において、油圧ポンプ３１からの圧油が流入する側をメータイン側と称し、圧油が流出する側をメータアウト側と称する。本説明では、右旋回のときに旋回油圧モータ３３の第１ポート３３ａをメータイン側とし、左旋回のときに旋回油圧モータ３３の第２ポート３３ｂをメータイン側とする。
　図５に示すように、操作信号が閾値ｔｈ１よりも大きく（右旋回の指示）且つ目標トルク演算部７６の演算結果の目標トルクＴｔの符号が正である（トルクの方向が右旋回の方向と同じ方向である）場合、目標トルクＴｔを旋回等価容積ｑで除算した演算結果（Ｔｔ／ｑ）を第１ポート３３ａの目標圧力値、すなわち目標メータイン圧とする。このとき、第２ポート３３ｂの目標圧力は０である。また、操作信号が閾値ｔｈ１よりも大きく且つ演算結果の目標トルクＴｔの符号が負である（トルクの方向が右旋回の方向とは逆方向である）場合、第１ポート３３ａの目標圧力値を０、第２ポート３３ｂの目標圧力値を（－Ｔｔ／ｑ）とする。第２ポート３３ｂの目標圧力値の－符号は、目標トルクＴｔの符号が負であることを考慮したものである。
　一方、操作信号が閾値－ｔｈ１よりも小さく（左旋回の指示）且つ演算結果の目標トルクＴｔの符号が負である場合、目標トルクＴｔを旋回等価容積ｑで除算した演算結果（－Ｔｔ／ｑ）を第２ポート３３ｂの目標圧力値、すなわち目標メータイン圧とする。第１ポート３３ａの目標圧力は０である。また、操作信号が閾値－ｔｈ１よりも小さく（右旋回の指示）且つ演算結果の目標トルクＴｔの符号が正である場合、第２ポート３３ｂの目標圧力値を０、第１ポート３３ａの目標圧力値を（Ｔｔ／ｑ）とする。
　なお、操作信号が－ｔｈ１からｔｈ１までの不感帯の値である場合、メータイン側は、前回のポートと同じポートとする。この場合における第１ポート３３ａの目標圧力値及び第２ポート３３ｂの目標圧力値は、図５に示す通りとする。
　このように、目標メータイン圧演算部７７は、旋回油圧モータ３３の第１ポート３３ａ及び第２ポート３３ｂのどちらがメータイン側であるかを操作信号を基に判定すると共に、目標トルク演算部７６の演算結果である旋回油圧モータ３３の目標トルクＴｔを基にメータイン側の目標圧力値（目標メータイン圧）を演算する。
　図６は図３に示すコントローラの制御ブロック図におけるメータイン圧制限値演算部７８の詳細を示すブロック図である。メータイン圧制限値演算部７８では、先ず、演算部７８１が速度センサ５４により検出された旋回油圧モータ３３の実角加速度（角加速度検出値）と基準時間（例えば、０．３秒）とを乗算し、演算部７８２が速度センサ５４により検出された旋回油圧モータ３３の実角速度（角速度検出値）に対して演算部７８１の演算結果を加算する。これらの演算は、コントローラ６０の演算時の現時刻から基準時間を経過した後の未来の時刻における旋回油圧モータ３３の角速度を推定するものである。なお、速度センサ５４により検出された旋回油圧モータ３３の実角速度（角速度検出値）の時間列を基にコントローラが微分演算することで実角加速度を算出する構成も可能である。
　次に、演算部７８３が演算部７８２の演算結果（現時刻から基準時間の経過後の旋回油圧モータ３３の角速度推定値）の絶対値を取り、演算部７８４が演算部７８３の演算結果に対して旋回等価容積ｑを乗算する。この演算は、現時刻よりも基準時間の経過後の未来時刻における旋回油圧モータ３３の駆動流量を推定するものである。
　さらに、演算部７８５が旋回油圧モータ３３への投入馬力制限値に対して演算部７８４の演算結果（現時刻から基準時間の経過後の旋回油圧モータ３３の流量推定値）を除算し、演算部７８５の演算結果に対してテーブル７８６により上限及び下限を設定することで、馬力制限を超えない旋回油圧モータ３３のメータイン圧の制限値を算出する。
　メータイン圧制限値演算部７８の演算結果であるメータイン圧の制限値によって、目標メータイン圧演算部７７の演算結果である旋回油圧モータ３３の目標メータイン圧を制限する。これにより、馬力制限値を考慮して上限が制限された馬力制限目標メータイン圧が算出される。すなわち、これらの演算は、旋回油圧モータ３３の駆動圧力が現時刻よりも基準時間の経過後の未来の時刻において（所定時間後に）目標メータイン圧に到達したと想定したときに推定される旋回油圧モータ３３への投入馬力が馬力制限値を超えないように目標メータイン圧を制限するものである。演算結果の馬力制限目標メータイン圧は、ポンプ流量第２目標値演算部７９（後述の図７参照）に入力される。
　図７は図３に示すコントローラの制御ブロック図におけるポンプ流量第２目標値演算部７９の詳細を示すブロック図である。ポンプ流量第２目標値演算部７９では、先ず、演算部７９１が入力された馬力制限目標メータイン圧から第１圧力センサ５１ａ、５１ｂにより検出された旋回油圧モータ３３の実メータイン圧（旋回油圧モータ３３のメータイン側の圧力検出値）を減算して圧力偏差を算出する。次に、演算部７９１の演算結果の圧力偏差に対して、演算部７９２による比例ゲインＫｐ２の乗算と共に、演算部７９３による積分処理の後に演算部７９４による積分ゲインＫｉの乗算を行う。次いで、演算部７９５が演算部７９３の演算結果と演算部７９４の演算結果とを加算し、演算部７９５の演算結果をテーブル７９６によって上限及び下限を制限することで、油圧ポンプ３１のポンプ流量第２目標値を算出する。ポンプ流量第２目標値は、馬力制限目標メータイン圧と実メータイン圧との差分である圧力偏差を基に導出されたものであり、旋回油圧モータ３３の圧力制御を行うための制御値である。テーブル７９６による制限は、例えば、圧力を０ＭＰａから油圧回路のメインリリーフ弁３７の設定圧までに制限するものである。ポンプ流量第２目標値演算部７９は、演算結果のポンプ流量第２目標値をポンプ流量制御目標値演算部８３（後述の図９参照）へ出力する。なお、本説明では、圧力偏差を演算する演算部７９１には、第１圧力センサ５１ａ、５１ｂの圧力検出値が入力されているが、油圧ポンプ３１の吐出圧が旋回油圧モータ３３のメータイン圧の近似値であると見なせる状況である場合には、第２圧力センサ５２の圧力検出値を演算部７９１に入力することも可能である。
　図８は図３に示すコントローラの制御ブロック図における角速度偏差比率演算部８１の詳細を示すブロック図である。角速度偏差比率演算部８１では、演算部８１１が目標角速度演算部７３の演算結果である旋回油圧モータ３３の目標角速度から速度センサ５４により検出された旋回油圧モータ３３の実角速度（角速度検出値）を減算することで角速度偏差を演算する。次に、目標角速度演算部７３の演算結果である旋回油圧モータ３３の目標角速度に対してゼロの除算を防止する演算部８１２の処理を行った上で、演算部８１３が演算部８１１の演算結果である角速度偏差に対して演算部８１２の処理後の旋回油圧モータ３３の目標角速度で除算し、演算部８１４が演算部８１３の演算結果の絶対値を取ることで、角速度偏差比率を演算する。すなわち、角速度偏差比率は、目標角速度に対する角速度偏差の比率を示している。角速度偏差比率演算部８１は、演算結果の角速度偏差比率をポンプ流量制御目標値演算部８３（後述の図９参照）へ出力する。
　図９は図３に示すコントローラの制御ブロック図におけるポンプ流量制御目標値演算部８３及びブリードオフ開口目標値演算部８５の詳細を示すブロック図である。ポンプ流量制御目標値演算部８３は、概略すると、ポンプ流量第１目標値演算部７４の演算結果であるポンプ流量第１目標値とポンプ流量第２目標値演算部７９の演算結果であるポンプ流量第２目標値とをテーブル８３１の出力値を基に決定される割合に応じて加算することで、油圧ポンプ３１のポンプ流量制御目標値を算出する。
　具体的には、テーブル８３１は、角速度偏差比率演算部８１の演算結果である角速度偏差比率を基に０から１までの範囲の値を出力するものである。テーブル８３１では、例えば、角速度偏差比率が第１閾値ｎ１よりも小さい範囲（例えば、０．２以下の範囲）では、出力値が０又は０近傍の値に設定されている。一方、角速度偏差比率が第２閾値ｎ２よりも大きい範囲では、出力値が１又は１近傍の値に設定されている。
　演算部８３２は、旋回油圧モータ３３を圧力制御するためのポンプ流量第２目標値に対して、テーブル８３１の出力値を乗算する。一方、演算部８３４は、旋回油圧モータ３３を速度制御するためのポンプ流量第１目標値に対して、テーブル８３１の出力値を１から減算した演算部８３３の演算結果を乗算する。最終的に、演算部８３５が演算部８３２の演算結果と演算部８３４の演算結果とを加算することでポンプ流量制御目標値を算出する。
　角速度偏差比率が小さい範囲ではテーブル８３１の出力値が略０に設定されることから、ポンプ流量制御目標値はポンプ流量第１目標値となる。一方、角速度偏差比率が大きい範囲ではテーブル８３１の出力値が略１に設定されることから、ポンプ流量制御目標値はポンプ流量第２目標値となる。すなわち、コントローラ６０は、角速度偏差比率が小さい場合、例えば、角速度偏差が小さく目標角速度が高い場合、旋回油圧モータ３３に対して速度制御を行う。それに対して、角速度偏差比率が大きい場合、例えば、角速度偏差が大きく目標角速度が低い場合、旋回油圧モータ３３に対して圧力制御を行う。このように、角速度偏差比率は、旋回油圧モータ３３の制御を速度制御または圧力制御に切り替える指標となるものである。
　コントローラ６０は、ポンプ流量制御目標値演算部８３の演算結果のポンプ流量制御目標値を目標原動機回転数で除算することで、油圧ポンプ３１の目標ポンプ容積を算出する。最終的には、演算結果の目標ポンプ容積に対応する制御信号を油圧ポンプ３１のレギュレータ３１ａへ出力する。これにより、油圧ポンプ３１のポンプ容積が制御される。
　ブリードオフ開口目標値演算部８５は、角速度偏差比率演算部８１の演算結果である角速度偏差比率Ｒを基にテーブル８５１を参照してブリードオフ開口目標値を演算する。テーブル８５１では、角速度偏差比率Ｒが第１閾値ｎ１よりも小さい場合、ブリードオフ弁３６の開口を限りなく小さくするように設定されている。これは、ブリードオフ弁３６を介した作動油タンク３８へ圧油の流出による損失を低減するためである。一方、角速度偏差比率が第２閾値ｎ２よりも大きい場合、ブリードオフ弁３６の開口を所定値に維持するように設定されている。これは、油圧ポンプ３１の流量変化によって油圧回路の圧力を制御することができるようにするためである。なお、第１閾値ｎ１と第２閾値ｎ２は同一の値であってもよい。コントローラ６０は、ブリードオフ開口目標値演算部８５の演算結果のブリードオフ開口目標値に対応する制御信号をブリードオフ弁３６へ出力する。これにより、ブリードオフ弁３６の開口度が制御される。
　次に、本発明の作業機械の一実施の形態の動作及び効果を比較例の作業機械の動作と比較して説明する。まず、比較例の作業機械における旋回操作時の油圧ポンプ及び旋回油圧モータの挙動について図１０を用いて説明する。図１０は本発明の作業機械の一実施の形態に対する比較例の作業機械における旋回操作に対する油圧ポンプ及び旋回油圧モータの挙動に関するシミュレーション結果の時間波形を示す図である。
　図１０のグラフ（Ａ）は旋回操作信号の時間変化を示している。グラフ（Ｂ）は油圧ポンプの吐出圧及び旋回油圧モータの駆動圧の時間変化を、グラフ（Ｃ）は油圧ポンプのポンプ流量及び旋回油圧モータのモータ流量の時間変化を示している。グラフ（Ｄ）は旋回油圧モータの角速度の時間変化を、グラフ（Ｅ）は旋回油圧モータの角加速度の時間変化を示している。グラフ（Ｆ）は油圧ポンプの出力の時間変化を示している。
　比較例の作業機械では、旋回操作が入力されると、油圧ポンプの出力が馬力制限に達するまでは、油圧ポンプの吐出圧をメインリリーフ弁の設定圧になるまで立て続けるように制御する。例えば、グラフ（Ａ）に示すように、旋回操作が時間を示す横軸１．０のときに開始され、一定の操作量（例えばフル操作量）が入力された場合、当該旋回操作に応じて、油圧ポンプの吐出圧がグラフ（Ｂ）に示すように急激に上昇してメインリリーフ弁の設定圧に達すると共に、油圧ポンプの流量がグラフ（Ｃ）に示すように徐々に増加する。油圧ポンプの流量と吐出圧の積、すなわちポンプ出力が馬力制限値に達すると（グラフ（Ｆ）における横軸（時間）１．７５付近のとき）、油圧ポンプの目標流量を低下させる制御を実行し、ポンプ出力の超過を回避しようとする。
　このとき、旋回油圧モータがグラフ（Ｄ）に示すように増速している状況なので、油圧ポンプの目標流量を低下させると、油圧ポンプの吐出圧が急減し（グラフ（Ｂ）の横軸１．７５付近の最初の急降下を参照）、その結果、旋回油圧モータの角加速度が急減する（グラフ（Ｅ）の横軸１．７５付近の最初の急降下を参照）。この吐出圧の急減に対応し、ポンプ流量が再び増加するように油圧ポンプを制御する。しかし、圧力センサからの圧力検出値の取得やポンプ容積の制御には一定の時間遅れが存在するので、油圧ポンプの吐出圧の急増及び急減が繰り返されて制御ハンチングが生じる（グラフ（Ｂ）の横軸１．７５以降を参照）。このため、旋回油圧モータの角加速度の急増及び急減が繰り返されるので（グラフ（Ｅ）の横軸１．７５以降を参照）、オペレータの操作フィーリングに違和感を生じさせる。また、油圧ポンプの吐出圧の急増及び急減の繰り返しにより、ポンプ出力が馬力制限値を一時的に超過することを繰り返してしまうことで（グラフ（Ｆ）の横軸１．７５以降を参照）、機体の挙動が振動的になってしまう。
　次に、本発明の作業機械の一実施の形態における旋回操作時の油圧ポンプ及び旋回油圧モータの挙動について図１１を用いて説明する。図１１は本発明の作業機械の一実施の形態における旋回操作に対する油圧ポンプ及び旋回油圧モータの挙動に関するシミュレーション結果の時間波形を示す図である。
　図１１のグラフ（Ａ）～グラフ（Ｆ）が示す時間変化の対象項目は、図１０のグラフ（Ａ）～グラフ（Ｆ）が示す対象項目と同じものである。ただし、グラフ（Ｂ）には、油圧ポンプ３１の目標圧力（旋回油圧モータ３３の目標圧力）の時間変化も示されている。また、グラフ（Ｄ）には、旋回油圧モータ３３の目標角速度の時間変化も示されている。
　本実施の形態のコントローラ６０は、角速度偏差比率が大きい場合、演算時の現時刻から基準時間の経過後の未来時刻における旋回油圧モータ３３の角速度を推定し、この推定した角速度を基に当該未来時刻において旋回油圧モータ３３への投入馬力が馬力制限値以下となるように制限された旋回油圧モータ３３の目標圧力（油圧ポンプ３１の目標吐出圧）を基に制御している。このため、角速度偏差比率が大きくなる旋回油圧モータ３３の動き出しでは、旋回油圧モータ３３の駆動流量が少ないので（グラフ（Ｃ）における旋回操作が開始された横軸（時間）１．０近傍を参照）、油圧ポンプ３１の目標圧力（旋回油圧モータ３３の目標圧力（目標メータイン圧））をグラフ（Ｂ）に示すように高く設定することで、旋回油圧モータ３３の旋回角加速度を高めている（グラフ（Ｅ）の横軸（時間）１．０近傍を参照）。その後、旋回油圧モータ３３の角速度が大きくなったとき、旋回油圧モータ３３を当初の高い駆動圧で加速させてしまうと、油圧ポンプ３１の出力（旋回油圧モータ３３への投入馬力）が馬力制限に達してしまう。そこで、図６に示す制御演算によって、現時刻から或る時間経過後の未来時刻（所定時間後）の推定流量に応じてポンプ目標圧（推定流量とポンプ目標圧との積）を予め制限する。これにより、グラフ（Ｅ）に示すように旋回油圧モータ３３の滑らかで安定した加速を維持しつつ、グラフ（Ｆ）に示すように油圧ポンプ３１の出力が馬力制限を超過することを防いでいる。このため、操作フィーリングに違和感が生じることがなく、所望の旋回加速度を得ることができる。
　また、本実施の形態のコントローラ６０は、角速度偏差比率が小さい場合、旋回油圧モータ３３の目標速度を基に制御している。例えば、グラフ（Ｄ）に示すように、横軸（時間）２．５付近において、旋回油圧モータ３３の実角速度が目標角速度に近づいて角速度偏差比率が小さい状況となると、ポンプ流量制御目標値を圧力制御用のポンプ流量第２目標値から速度制御用のポンプ流量第１目標値に切り換える。この速度制御により、旋回油圧モータ３３の実角速度を最終的に目標角速度に一致させる（グラフ（Ｄ）の横軸２．７付近以降を参照）。
　また、本実施の形態のコントローラ６０は、油圧ポンプ３１の制御目標値を圧力制御用から速度制御用への切替に応じて、ブリードオフ弁３６を閉じる制御を行う。ブリードオフ弁３６によって油圧ポンプ３１から作動油タンク３８への圧油の流れを遮断することで、油圧損失を低減することができ、効率的な旋回操作が可能となる。
　上述した本発明の一実施の形態に係る油圧ショベルは、圧油を吐出する油圧ポンプ３１と、旋回動作が可能な上部旋回体２（旋回体）と、油圧ポンプ３１からの圧油の供給により上部旋回体２（旋回体）を旋回駆動させる旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）と、上部旋回体２（旋回体）の動作を指示する操作信号を出力する操作装置５６と、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の駆動速度を検出する速度センサ５４とを備える。さらに、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の駆動圧力を調整可能な圧力調整装置としてのレギュレータ３１ａ及びブリードオフ弁３６と、レギュレータ３１ａ及びブリードオフ弁３６（圧力調整装置）を制御するコントローラ６０とを備える。コントローラ６０は、操作装置５６からの操作信号に基づき旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の目標速度を演算し、演算結果の目標速度と速度センサ５４によって検出された旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の実駆動速度との差分である速度偏差を基に旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の目標圧力を演算し、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の駆動圧力が所定時間後に演算結果の目標圧力に到達したと想定したときに推定される旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）への投入馬力が制限値を超えないように演算結果の目標圧力を制限し、制限された目標圧力に基づいてレギュレータ３１ａ及びブリードオフ弁３６（圧力調整装置）を制御するように構成されている。
　この構成によれば、所定時間後の未来の時刻において推定される旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）への投入馬力を考慮して予め制限した旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の目標圧力を用いてレギュレータ３１ａ及びブリードオフ弁３６（圧力調整装置）を制御するので、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）を馬力制限の範囲において適切なトルクや加速度で駆動させることが可能となる。
　また、本実施の形態に係る油圧ショベルのコントローラ６０は、速度センサ５４の検出値から得られる旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の実角速度及び実角加速度を基に現時刻から基準時間或る時間経過した後の未来の或る時刻における（所定時間後の）旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の角速度（駆動速度）を推定することで、未来の或る時刻における（所定時間後の）旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）への投入馬力を推定するように構成されている。
　この構成によれば、速度センサ５４から得られる旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の実駆動速度及び実駆動加速度を用いることで、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の未来の時刻（所定時間後）の駆動速度を容易かつ正確に推定することができる。したがって、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の未来の時刻（所定時間後）の推定駆動速度から算出した推定流量と旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の目標圧力との積算から得られる旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）への投入馬力の推定値が馬力制限値を超過しないように、演算結果の目標圧力を正しく制限することが可能となる。これにより、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）が馬力制限値を超過せずに滑らかな加速度で駆動することができる。
　また、本実施の形態においては、圧力調整装置が、油圧ポンプ３１の吐出流量を調整することで旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の駆動圧力を調整可能な流量調整装置としてのレギュレータ３１ａを備えている。コントローラ６０は、演算結果の目標速度を基に油圧ポンプ３１のポンプ流量第１目標値を演算し、制限された目標圧力を基に油圧ポンプ３１のポンプ流量第２目標値を演算し、演算結果の目標速度に対する速度偏差の比率である速度偏差比率を演算し、演算結果の速度偏差比率が第１閾値ｎ１よりも小さい場合には、演算結果のポンプ流量第１目標値に基づいたレギュレータ３１ａ（流量調整装置）の制御を実行する一方、演算結果の速度偏差比率が第２閾値ｎ２よりも大きい場合には、制限された目標圧力に基づく圧力調整装置の制御として、演算結果のポンプ流量第２目標値に基づいたレギュレータ３１ａ（流量調整装置）の制御を実行する。
　この構成によれば、速度偏差比率が大きい旋回油圧モータ３３の動き出しでは、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の推定流量が小さいので、その分、制限された目標圧力を高く設定することができる。このため、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の加速を大きくすることができる。一方で、速度偏差比率が小さくなると、すなわち、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の目標速度が駆動速度に近づくと、当該目標速度を基に設定されるポンプ流量第１目標値に基づいてレギュレータ３１ａ（流量調整装置）が制御されるので、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の実際の駆動速度の微調整を正確に行うことができる。
　また、本実施の形態においては、圧力調整装置が、油圧ポンプ３１から吐出された圧油を作動油タンク３８に逃がすブリードオフ弁３６を更に備えている。コントローラ６０は、演算結果のポンプ流量第１目標値に基づくレギュレータ３１ａ（流量調整装置）の制御を実行する場合には、同時に、ブリードオフ弁３６を閉じた状態に制御する一方、演算結果のポンプ流量第２目標値に基づくレギュレータ３１ａ（流量調整装置）の制御を実行する場合には、同時に、ブリードオフ弁３６を所定の開口度に保持した状態に制御する。
　この構成によれば、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）を目標速度に基づき制御する速度制御の実行時にブリードオフ弁３６を閉じることで、油圧ポンプ３１からブリードオフ弁３６を介した作動油タンク３８への圧油の流出を遮断してエネルギ損失を低減することができる。一方で、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）を目標圧力に基づき制御する圧力制御の実行時にブリードオフ弁３６を開口することで、旋回油圧モータ３３（油圧アクチュエータ）の駆動圧力の制御を油圧ポンプ３１の流量の増減によって容易に実行することができる。
　［その他の実施の形態］
　なお、上述した一実施の形態においては、本発明を油圧ショベルに適用した例を示したが、旋回可能な旋回体を備える各種の作業機械に広く本発明を適用することができる。
　また、本発明は上述した一実施の形態に限られるものではなく、様々な変形例が含まれる。上記した実施形態は本発明をわかり易く説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。例えば、ある実施形態の構成の一部を他の実施の形態の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施形態の構成に他の実施の形態の構成を加えることも可能である。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加、削除、置換をすることも可能である。
　例えば、上述し一実施の形態においては、旋回油圧モータ３３の駆動圧力を調整可能な圧力調整装置として、油圧ポンプ３１の吐出流量を調整可能な流量調整装置としてのレギュレータ３１ａ、及び、油圧ポンプ３１から吐出された圧油を作動油タンク３８に逃がすブリードオフ弁３６を用いた構成の例を示した。しかし、油圧ポンプが固定容量式の場合には、例えば、原動機３２の回転速度を変化させて油圧ポンプの吐出流量を制御することで、旋回油圧モータ３３の駆動圧力を調整することも可能である。すなわち、原動機３２は、その回転数を調整することで油圧ポンプの吐出流量を調整可能な流量調整装置として機能すると共に、油圧ポンプの吐出流量を調整することで、旋回油圧モータ３３の駆動圧力を調整可能な圧力調整装置として機能する。
　２…上部旋回体（旋回体）、　３１…油圧ポンプ、　３１ａ…レギュレータ（圧力調整装置；流量調整装置）、　３２…原動機（圧力調整装置；流量調整装置）、　３３…旋回油圧モータ（油圧アクチュエータ）、　３６…ブリードオフ弁（圧力調整装置）、　３８…作動油タンク、　５４…速度センサ、　５６…ジョイスティック（操作装置）、　６０…コントローラ

Claims (4)

  1. 　圧油を吐出する油圧ポンプと、
    　旋回動作が可能な旋回体と、
    　前記油圧ポンプからの圧油の供給により前記旋回体を旋回駆動させる油圧アクチュエータと、
    　前記旋回体の動作を指示する操作信号を出力する操作装置と、
    　前記油圧アクチュエータの駆動速度を検出する速度センサとを備えた作業機械において、
    　前記油圧アクチュエータの駆動圧力を調整可能な圧力調整装置と、
    　前記圧力調整装置を制御するコントローラとを備え、
    　前記コントローラは、
    　前記操作装置からの操作信号に基づき前記油圧アクチュエータの目標速度を演算し、
    　演算結果の目標速度と前記速度センサによって検出された前記油圧アクチュエータの実駆動速度との差分である速度偏差を基に前記油圧アクチュエータの目標圧力を演算し、
    　前記油圧アクチュエータの駆動圧力が所定時間後に演算結果の目標圧力に到達したと想定したときに推定される前記油圧アクチュエータへの投入馬力が制限値を超えないように演算結果の目標圧力を制限し、
    　制限された目標圧力に基づいて前記圧力調整装置を制御するように構成されている
    　ことを特徴とする作業機械。
  2. 　請求項１に記載の作業機械において、
    　前記コントローラは、前記速度センサの検出値から得られる前記油圧アクチュエータの前記実駆動速度及び実駆動加速度を基に前記所定時間後の前記油圧アクチュエータの駆動速度を推定することで、前記所定時間後の前記油圧アクチュエータへの投入馬力を推定する
    　ことを特徴とする作業機械。
  3. 　請求項１に記載の作業機械において、
    　前記圧力調整装置は、前記油圧ポンプの吐出流量を調整することで前記油圧アクチュエータの駆動圧力を調整可能な流量調整装置を備え、
    　前記コントローラは、
    　演算結果の目標速度を基に前記油圧ポンプのポンプ流量第１目標値を演算し、
    　制限された目標圧力を基に前記油圧ポンプのポンプ流量第２目標値を演算し、
    　演算結果の目標速度に対する前記速度偏差の比率である速度偏差比率を演算し、
    　演算結果の速度偏差比率が第１閾値よりも小さい場合には、演算結果のポンプ流量第１目標値に基づいた前記流量調整装置の制御を実行する一方、
    　演算結果の速度偏差比率が第２閾値よりも大きい場合には、制限された目標圧力に基づく前記圧力調整装置の制御として、演算結果のポンプ流量第２目標値に基づく前記流量調整装置の制御を実行する
    　ことを特徴とする作業機械。
  4. 　請求項３に記載の作業機械において、
    　前記圧力調整装置は、前記油圧ポンプから吐出された圧油を作動油タンクに逃がすブリードオフ弁を更に備え、
    　前記コントローラは、
    　演算結果のポンプ流量第１目標値に基づく前記流量調整装置の制御を実行する場合には、同時に、前記ブリードオフ弁を閉じた状態に制御する一方、
    　演算結果のポンプ流量第２目標値に基づく前記流量調整装置の制御を実行する場合には、同時に、前記ブリードオフ弁を所定の開口度に保持した状態に制御する
    　ことを特徴とする作業機械。
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