CN104093995A - 液压闭合回路*** - Google Patents

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Abstract

在使用了单活塞杆型的液压缸的闭合回路中，防止冲泄阀的响应延迟或由于回路的压力脉动而导致的冲泄阀的振荡，而防止液压缸的操作性降低。液压闭合回路***(10)具有：电动机(12)；液压泵(13)，其由该电动机(12)驱动，且能够向两个方向排出液压油；单活塞杆型的液压缸(11)，其经由管路(17、18)而与液压泵(13)连接；冲泄阀(16)，其连接在管路(17、18)与油箱(30)之间；和控制装置(22)，其对管路(17、18)的低压侧管路的压力加上规定的控制参数，并对加上了该控制参数后的修正压力和高压侧管路的压力的大小进行比较，在压力的大小逆转时切换冲泄阀(16)。

Description

液压闭合回路***
技术领域
本发明涉及液压闭合回路***，尤其涉及用于液压挖掘机等液压作业机械的液压闭合回路***。
背景技术
作为以往的液压闭合回路***，在日本特开昭58-57559号公报(专利文献1)和日本特开2001-2371号公报(专利文献2)中有所记载。
在日本特开昭58-57559号公报中，有如下记载：在液压闭合回路中，通过冲泄阀来调整使用了受压面积在缸头侧和活塞杆侧不同的单活塞杆型的液压缸时产生的剩余流量。
在日本特开2001-2371号公报中，有如下记载：在液压闭合回路中，利用低压选择阀(相当于日本特开昭58-57559号公报的冲泄阀)来避免使用了受压面积在缸头侧和活塞杆侧不同的单活塞杆型的液压缸时产生的剩余流量及不足流量(回路内流量的盈亏)，并且通过停止保持阀而得到稳定的执行机构动作。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开昭58-57559号公报
专利文献2：日本特开2001-2371号公报
发明内容
在液压闭合回路***中，若使用受压面积在缸头侧和活塞杆侧不同的单活塞杆型的液压缸，则会在回路内产生流量盈亏而导致液压缸的动作变得不稳定。因此，通常如专利文献1或专利文献2所记载的那样，使用以液压缸的活塞杆侧的管路和缸头侧的管路的压力(回路压力)为先导压而动作的冲泄阀来调整流量盈亏，从而得到稳定的液压缸动作。
但是，随着液压缸的速度变快，在以回路压力为先导压而动作的冲泄阀中，存在由于阀自身的响应延迟等而导致流量调整延迟、液压缸中产生速度变动的情况。另外，在适用于液压挖掘机那样、由于外力或自重而导致活塞杆侧管路和缸头侧管路的压力大小经常逆转的装置中的情况下，由于频繁地切换冲泄阀，所以存在由于该切换冲击而导致液压缸的动作不稳定的情况。而且，存在由于回路的压力脉动而产生振荡(hunting)的情况。这些情况会使液压缸的操作性降低，进而导致使用了液压闭合回路的液压作业机械、例如液压挖掘机的操作性降低。
本发明的目的在于提供一种液压闭合回路***，在使用了单活塞杆型的液压缸的液压闭合回路中，防止冲泄阀的响应延迟和由于回路的压力脉动而导致的冲泄阀的振荡，防止液压缸的操作性降低。
为了解决上述课题，采用例如专利要求书所记载的结构。
本发明包含多个解决上述课题的方法，列举其中一例，一种液压闭合回路***，具有：电动机；液压泵，其由该电动机驱动，且能够向两个方向排出液压油；单活塞杆型的液压缸，其经由第1管路及第2管路而与上述液压泵连接；油箱；和冲泄阀，其连接在上述第1管路及第2管路与上述油箱之间，调整上述第1管路及第2管路的低压侧管路的流量盈亏，上述液压闭合回路***的特征在于，具有控制装置，所述控制装置对上述第1管路及第2管路中的低压侧管路的压力加上规定的控制参数，并对加上了该控制参数后的修正压力和上述第1管路及第2管路中的高压侧管路的压力的大小进行比较，在上述修正压力和上述高压侧管路的压力的大小逆转时，切换上述冲泄阀以调整上述低压侧管路的流量盈亏。
发明效果
根据本发明的液压闭合回路***，能够避免由于冲泄阀的延迟而导致的速度变动和振荡，能够提高液压缸的操作性。
附图说明
图1是表示本发明的第1实施例的液压闭合回路***的图。
图2是表示控制器中的电动机控制部和冲泄阀控制部的处理内容的详细情况的图。
图3是表示以往的普通液压闭合回路***的一个例子的图。
图4是表示在使液压缸从最大收缩长度逐渐伸长的斗杆回收动作中，斗杆处于到达从动臂与斗杆的销结合位置通过的垂线前的姿势时的液压挖掘机的状态的图。
图5是表示斗杆处于图4的姿势时的液压闭合回路***的状态的图。
图6是表示在使液压缸从最大收缩长度逐渐伸长的斗杆回收动作中，斗杆处于超过了从动臂与斗杆的销结合位置通过的垂线后的姿势时的液压挖掘机的状态的图。
图7是表示斗杆处于图6的姿势时的液压闭合回路***的状态的图。
图8是表示以往的普通液压闭合回路***的、在斗杆回收动作过程中的电动机速度、活塞杆侧回路压力、缸头侧回路压力、冲泄阀位置、液压缸速度的时序数据的图。
图9是表示在以往的普通液压闭合回路***中，防止载荷反转后的液压缸速度降低的情况下的电动机速度和液压缸速度的时序数据的图。
图10是表示斗杆处于图4的姿势时的液压闭合回路***的状态的图。
图11是表示斗杆处于图6的姿势时的液压闭合回路***的状态的图。
图12是表示本发明的第1实施例的液压闭合回路***的、在斗杆回收动作过程中的电动机速度、活塞杆侧回路压力、缸头侧回路压力、冲泄阀位置、液压缸速度的时序数据的图。
图13是表示在本发明的第1实施例中，防止载荷反转后的液压缸速度降低的情况下的电动机速度和液压缸速度的时序数据的图。
图14是描绘以解析方式求出相对于电动机12的转速得到良好稳定性的Ps的值的图。
图15是表示本发明的第2实施例的液压闭合回路***的图。
图16是表示本发明的第3实施例的液压闭合回路***的图。
图17是表示控制器中的电动机控制部和冲泄阀控制部的处理内容的详细情况的图。
图18是表示本发明的第4实施例的液压闭合回路***的图。
具体实施方式
以下，使用附图说明本发明的实施例。各实施例的图中的相同附图标记表示相同物或相当物。
实施例1
在本实施例中，说明将单活塞杆型的液压缸用于液压闭合回路***时的例子。
图1是表示本实施例的液压闭合回路***10的图。
液压闭合回路***10具有：电动机12；双向旋转型且固定容量型的液压泵13，其由该电动机12驱动，且具有能够向两个方向排出液压油的两个给排口；和单活塞杆型的液压缸11，其经由管路17、18以构成闭合回路的方式与液压泵13的两个给排口连接。电动机12由来自控制器22的控制信号15驱动，并直接驱动液压泵13。液压泵13经由管路17或18将动作油供给到液压缸11来驱动液压缸11。从液压缸11排出的动作油经由管路18或17而返回到液压泵13。
液压缸11具有两个压力室24、25，压力室24是活塞杆不会位于该处的缸头侧的压力室，压力室25是活塞杆所位于的活塞杆侧的压力室。管路17、18分别与液压缸11的两个压力室24、25连接。
在管路17、18与补油回路32之间连接有冲泄阀16。冲泄阀16通过来自控制器22的控制信号23而被控制，以使管路17、18的低压侧管路与补油回路32连接的方式进行切换，由此，调整管路17、18的低压侧管路的流量盈亏。补油回路32为了在管路17、18流量不足时顺利地供给动作油，通过补油泵28和溢流阀29而保持于规定压力。另外，补油回路32也与分别设置在管路17、18上的止回阀26、27的入口侧连接，在管路17、18流量不足时供给动作油。另外，设置在管路17、18上的溢流阀34、35在管路17、18的压力成为规定压力以上时，将动作油排放到油箱30中来保护液压闭合回路。
控制器22具有电动机控制部22a和冲泄阀控制部22b。电动机控制部22a输入从操作杆装置91对液压缸11的动作(移动方向和速度)进行指示的操作指令信号92，基于该操作指令信号92(操作杆装置91的指示)来对电动机12的转向和转速的控制指令值进行运算并输出相对应的控制信号15，从而控制电动机12的旋转。由此，控制器22基于操作杆装置91的指示对液压泵13的排出方向和排出流量进行控制。冲泄阀控制部22b输入操作指令信号92和设置在管路17及管路18上的压力传感器93、94的检测压力信号20、21，基于这些输入信号(操作杆装置91的指示和管路17及管路18的压力)和电动机控制部22a所运算出的电动机12的转速(与液压泵13的排出流量相关联的物理量)来对冲泄阀16的开/关指令值进行运算并输出相对应的控制信号23，从而控制冲泄阀16的切换位置。
图2是表示控制器22中的电动机控制部22a和冲泄阀控制部22b的处理内容的详细情况的图。
电动机控制部22a具有电动机转向/速度运算部22a-1及输出部22a-2的各功能。
电动机转向/速度运算部22a-1基于从操作杆装置91对液压缸11的动作(移动方向和速度)进行指示的操作指令信号92而对电动机12的转向和转速的控制指令值进行运算，输出部22a-2将与该控制指令值相对应的控制信号输出到电动机12。
冲泄阀控制部22b具有低压侧判断部22b-1、修正压力运算部22b-2、压力大小判断部22b-3、控制信号运算部22b-4、输出部22b-5的各功能。
低压侧判断部22b-1基于压力传感器93、94的检测压力信号20、21来判断管路17及管路18中的哪一方为低压侧。另外，低压侧判断部22b-1基于操作杆装置91的操作指令信号92来判断是否为操作杆装置91指示电动机12开始旋转(液压缸11开始动作)或反向旋转(液压缸11改变动作方向)的时间，在操作杆装置91指示电动机12开始旋转或反向旋转时，对管路17及管路18中的哪一方为低压侧进行判断。
修正压力运算部22b-2对管路17及管路18中的低压侧管路的压力加上规定的控制参数而计算出修正压力。此时，优选的是，从电动机控制部22a所运算出的电动机12的转速，作为根据电动机12的转速(与液压泵13的排出流量相关联的物理量)而变化的可变值求出控制参数，并将该控制参数加到低压侧管路的压力上。也可以取代电动机12的转速而计算液压泵13的排出流量，作为根据该液压泵13的排出流量而变化的可变值求出控制参数。液压泵13的排出流量能够从液压泵13的转速和液压泵13的容量求出。液压泵13的转速能够从电动机12的转速求出。液压泵13的容量在固定容量型的情况下恒定，是已知值。
压力大小判断部22b-3对加上了控制参数后的修正压力和管路17及管路18中的高压侧管路的压力的大小进行比较，控制信号运算部22b-4对开/关指令值进行运算，该开/关指令值切换冲泄阀16以使低压侧管路与补油回路32连接。输出部22b-5将与该开/关指令值相对应的控制信号23输出到冲泄阀16的电磁元件。
接下来，一边参照比较例一边说明本实施例的液压闭合回路***的动作。
图3是作为比较例而示出以往的普通液压闭合回路***40的一个例子的图。图中，对与图1所示的本实施例中的相同要素标注相同的附图标记。
电动机12由来自控制器42的控制信号15驱动，并直接驱动双向旋转型的液压泵13。液压泵13经由管路17或18将动作油供给到液压缸11，从而驱动液压缸11。从液压缸11排出的动作油经由管路18或17而返回到液压泵13。在管路17、18与补油回路32之间连接有冲泄阀41，各个管路17、18的压力作为先导压而被导入到冲泄阀41中。因此，冲泄阀41在管路18的压力比管路17低时位于位置41a，使管路18与补油回路32连通。相反地，在管路17较低时位于位置41c，使管路17与补油回路32连通。
使用图4～图9来说明以往的液压闭合回路***的动作。图4～图9是将液压缸11用作液压挖掘机的斗杆液压缸并进行将液压缸11从最大收缩长度逐渐伸长的斗杆回收动作的情况下的图。
如图4及图6所示，液压挖掘机50具有构成前作业机的动臂51、斗杆52、铲斗53。动臂51的基端与车身进行销结合，动臂51的前端与斗杆52的基端进行销结合，斗杆52的前端与铲斗53进行销结合。斗杆52通过液压缸11(斗杆液压缸)而相对于动臂51沿上下方向驱动。省略了动臂51和铲斗53的液压缸等其他驱动装置的图示。
图4示出在将液压缸11从最大收缩长度逐渐伸长的斗杆回收动作中，斗杆52处于到达从动臂51与斗杆52的销结合位置通过的垂线V前的姿势时的液压挖掘机的状态，图5示出斗杆52处于图4的姿势时的液压闭合回路***40的状态。图6示出在将液压缸11从最大收缩长度逐渐伸长的斗杆回收动作中，斗杆52处于超过了从动臂51与斗杆52的销结合位置通过的垂线V后的姿势时的液压挖掘机的状态，图7示出斗杆52处于图6的姿势时的液压闭合回路***40的状态。图8是表示斗杆回收动作过程中的电动机速度、活塞杆侧回路压力、缸头侧回路压力、冲泄阀位置、液压缸速度的时序数据的图，图9是表示防止载荷反转后的液压缸速度降低的情况下的电动机速度和液压缸速度的时序数据的图。
当斗杆52处于图4的姿势时，斗杆51和铲斗53等的重量作为驱动力而作用于液压缸11，当斗杆52处于图6的姿势时，斗杆51和铲斗53的重量作为载荷而作用于液压缸11。
关于图4的姿势时的回路压力，如图8所示，即使在液压缸11向伸长方向变位的情况下，由于斗杆51和铲斗53等的重量作为驱动力而作用，所以相较于液压缸11的缸头侧的压力室24及与该压力室24连接的管路17(以下称为缸头侧回路)，液压缸11的活塞杆侧的压力室25及与该压力室25连接的管路18(以下称为活塞杆侧回路)成为高压。因此，冲泄阀41通过从管路18引导来的先导压而位于位置41c，补油回路32与低压侧的管路17连通。此时，由于液压缸11的缸头侧的压力室24与活塞杆侧的压力室25的受压面积差而导致低压侧的缸头侧回路流量不足，因此，从补油回路32向缸头侧回路供给动作油。
而且，在液压缸11伸长后的图6的姿势中，由于斗杆51和铲斗53的重量作为载荷而作用，所以缸头侧回路和活塞杆侧回路的压力的大小逆转，与活塞侧回路相比缸头侧回路成为高压。因此，冲泄阀41位于位置41a，补油回路32与低压侧的管路18连通。此时，由于液压缸11的缸头侧的压力室24与活塞杆侧的压力室25的受压面积差而导致低压侧的活塞杆侧回路流量不足，因此，从补油回路32向活塞杆侧回路供给动作油。
在液压缸11收缩时，在图4的姿势中缸头侧回路成为低压侧，在图6的姿势中活塞杆侧回路成为低压侧。另外，此时，由于液压缸11的缸头侧的压力室24与活塞杆侧的压力室25的受压面积差，而与液压缸11的伸长时相反地，在低压侧回路(在图4的姿势中为缸头侧回路，在图6的姿势中为活塞杆侧回路)中流量过剩，当通过冲泄阀41使与补油回路32连接的低压侧回路的压力成为溢流阀29的设定压以上时，从低压侧回路向油箱30排出动作油。另外，与液压缸11伸长时相同，当缸头侧回路和活塞杆侧回路的压力(管路17、18的压力)的大小逆转时，冲泄阀41进行切换。
像这样，冲泄阀41起到调整在将具有受压面积不同的两个压力室24、25的单活塞杆型的液压缸用于闭合回路时产生的流量盈亏的作用。
然而，关于液压缸11的速度，由于推力较大的压力室成为控制侧，所以在液压缸11伸长时，在图4的姿势中通过从活塞杆侧压力室25排出的流量来确定液压缸11的速度，在图6的姿势中通过流入到缸头侧压力室24的流量来确定液压缸11的速度。因此，在电动机12为恒定速度的情况下，如图8所示，当发生控制侧压力室切换的载荷反转时，与受压面积比相应地液压缸11的速度降低。另一方面，当像这样发生控制侧压力室切换的载荷反转时，在载荷发生反转的前后，缸头侧回路和活塞杆侧回路的压力大小逆转而使冲泄阀41切换，因此，当由于冲泄阀41的响应延迟而导致流量盈亏的调整延迟时，如图8中的符号A所示，在载荷发生反转的前后发生液压缸11的过渡性的速度变动。例如，即使在考虑到电动机12的延迟等而调整了速度的情况下，若基于冲泄阀41的流量调整功能没有恰当工作，则也会在液压缸11中发生过渡性的速度变动。而且，由于该速度变动是违背液压挖掘机的操作员的操作而发生的，所以会导致液压挖掘机的操作性降低。另外，如上所述，由于冲泄阀41将缸头侧回路或活塞杆侧回路的压力作为先导压而动作，所以也存在由于这些回路的压力脉动而产生振荡并导致液压缸11振动的情况。
另外，在发生控制侧压力室切换的载荷反转时，为了防止液压缸11的速度降低，通常如图9上层所示，在载荷反转的时刻，提高电动机12的速度来增加液压泵13的排出流量，由此，将液压缸11的速度固定地保持以防止操作性降低。但是，该情况下，在载荷发生反转的前后，缸头侧回路和活塞杆侧回路的压力大小逆转而冲泄阀41切换，因此，当由于冲泄阀41的响应延迟而导致流量盈亏的调整延迟时，如图9下层中的符号B所示，在载荷发生反转的前后也会产生液压缸11的过渡性的速度变动。而且该情况下，也会发生以下问题：该过渡性的速度变动导致液压挖掘机的操作性降低，并由于冲泄阀41的振荡而导致液压缸11振动。
接下来，说明本实施例的液压闭合回路***的动作。
图10示出斗杆52处于图4的姿势时的液压闭合回路***10的状态，图11示出斗杆52处于图6的姿势时的液压闭合回路***10的状态。图12是表示斗杆回收动作过程中的电动机速度、活塞杆侧回路压力、缸头侧回路压力、冲泄阀位置、液压缸速度的时序数据的、与图8相同的图，图13是表示防止载荷反转后的液压缸速度降低的情况下的电动机速度和液压缸速度的时序数据的、与图9相同的图。
如上所述，当斗杆51处于图4的姿势时，在使液压缸11向伸长方向变位而进行的斗杆回收动作中，由于斗杆51和铲斗53等的重量作为驱动力而作用于液压缸11，所以与缸头侧回路相比活塞杆侧回路成为高压。另外，在液压缸11伸长后的图6的姿势中，由于斗杆51和铲斗53的重量作为载荷而作用于液压缸11，所以缸头侧回路和活塞杆侧回路的压力的大小逆转，与活塞杆侧回路相比缸头侧回路成为高压。
在此，若使液压缸11的缸头侧回路(管路17侧)的压力为Ph、并使活塞杆侧回路(管路18侧)的压力为Pr，则在使液压缸11逐渐伸长时，为了进行与图3所示的以往的冲泄阀41相同的动作，只要判断缸头侧回路(管路17侧)的压力Ph和活塞杆侧回路(管路18侧)的压力Pr中的哪一方为低压侧，并以如下方式提供控制信号23即可：
Ph>Pr时，使冲泄阀16位于位置16a(参照图11)，
Ph＝Pr时，使冲泄阀16位于位置16b，
Ph<Pr时，使冲泄阀16位于位置16c(参照图10)。
在本实施例中，在控制器22的冲泄阀控制部22b的低压侧判断部22b-1及冲泄阀控制部22b中，进行上述那样的低压侧的判断和冲泄阀16的位置切换。由此，本实施例的冲泄阀16也能够调整在将具有受压面积不同的两个压力室24、25的单活塞杆型的液压缸用于闭合回路时产生的流量盈亏。
但是，若仅对缸头侧回路(管路17侧)的压力Ph和活塞杆侧回路(管路18侧)的压力Pr进行比较来切换冲泄阀16，则如以往例子那样，会产生由于冲泄阀16的延迟而导致的液压缸11的速度变动和冲泄阀16的振荡。因此，在本实施例中，为了抑制由于冲泄阀16的延迟而导致的速度变动，在对缸头侧回路(管路17侧)的压力Ph和活塞杆侧回路(管路18侧)的压力Pr中的低压侧的压力加上规定的控制参数之后进行压力大小的比较，并对控制信号23进行运算，由此，将低压侧回路和补油回路32的连接时刻提前。
具体如下。
在本实施例中，为了抑制速度变动而导入控制参数Ps，在控制器22的冲泄阀控制部22b的低压侧判断部22b-1中，判断缸头侧回路(管路17侧)的压力Ph和活塞杆侧回路(管路18侧)的压力Pr中的哪一方为低压侧，然后，在修正压力运算部22b-2中，在操作杆装置91指示电动机12开始旋转(液压缸11开始动作)或反向旋转(液压缸11改变动作方向)时，对低压侧管路的压力加上规定的控制参数之后，在压力大小判断部22b-3中，对加上了控制参数后的修正压力、和缸头侧回路(管路17侧)的压力Ph及活塞杆侧回路(管路18侧)中的高压侧管路的压力的大小进行比较。然后，在控制信号运算部22b-4中，在例如缸头侧回路(管路17侧)的压力Ph比活塞杆侧回路(管路18侧)的压力Pr低时，以如下方式提供控制信号23：
Ph+Ps>Pr时，使冲泄阀16位于位置16a；
Ph+Ps＝Pr时，使冲泄阀16位于位置16b；
Ph+Ps<Pr时，使冲泄阀16位于位置16c。
即，在对缸头侧回路的压力加上控制参数Ps之后进行压力大小的比较，并切换冲泄阀16。
由此，如图12所示，由于缸头侧回路的压力仅提升控制参数Ps，所以缸头侧回路的压力和活塞杆侧回路的压力大小逆转的时刻仅提前时间Δt。因此，冲泄阀16的切换动作与没有加上控制参数Ps时相比提前，能够减少由于冲泄阀16的延迟而导致的液压缸11的速度变动并防止冲泄阀16的振荡，使冲泄阀16的动作稳定而提高液压缸11的操作性。
另外，如图13所示，考虑到载荷反转的时刻和电动机12的延迟，只要改变电动机12的速度来增加液压泵13的排出流量，就能够在载荷反转后也使液压缸11的速度恒定，而能够提高液压缸11的操作性。关于此时的电动机12的速度，只要考虑液压缸11的移动方向而从缸头侧压力室24和活塞杆侧压力室25的受压面积进行换算即可。该控制能够在电动机控制部22a的电动机转向/速度运算部22a-1中进行。载荷是否反转能够从冲泄阀控制部22b的压力大小判断部22b-3的判断结果获知。
接下来，说明根据电动机12的转速来改变控制参数Ps的情况下的实施例。
电动机12能够得到与操作杆装置91的操作指令信号92相应的转速，但是设想到若将高转速时的控制参数Ps用于低转速时，则在载荷反转时液压缸11的速度会变得不稳定。因此，通过根据电动机12的转速来设定控制参数Ps，能够得到更为良好的稳定性。
图14是描绘以解析方式求出相对于电动机12的转速而得到良好稳定性的Ps的值的图。
图14的横轴取电动机12的转速，纵轴取控制参数Ps，○点描绘出以解析方式求出相对于电动机12的转速而得到良好稳定性的Ps的值，线表示从各○点得到的近似线。
控制器22的冲泄阀控制部22b的修正压力运算部22b-2具有图14的特性，使用该特性，从作为与液压泵13的排出流量相关联的物理量的电动机12的转速求出控制参数Ps。在图14中，电动机12的转速为V时，控制参数Ps＝P，电动机12的转速为0.5V时，控制参数Ps＝0.4P，电动机12的转速为0.25V时，控制参数Ps＝0，而且在电动机12的转速超过0.25V之前，控制参数Ps＝0。电动机12的转速在0.25V至V的范围内时，使用该范围中的控制参数Ps进行线性近似，从该近似式求出控制参数Ps。此外，在本实施例中使用了线性近似，但也可以使用其他近似方法。而且，
Ph+Ps>Pr时，以使冲泄阀16位于位置16a的方式提供控制信号23，
Ph+Ps＝Pr时，以使冲泄阀16位于位置16b的方式提供控制信号23，
Ph+Ps<Pr时，以使冲泄阀16位于位置16c的方式提供控制信号23。由此，得到电动机12的转速在广泛范围内稳定的液压缸11的动作。
在图14中电动机12的转速为0.25V以下时，由于液压缸11的速度较慢，所以能够相对忽视冲泄阀16的延迟，因此，能够使控制参数Ps＝0。由此，能够确保低速时的控制的稳定性。
关于对缸头侧回路(管路17侧)的压力Ph和活塞杆侧回路(管路18侧)的压力Pr中的哪一方加上控制参数的判断(即缸头侧回路(管路17侧)和活塞杆侧回路(管路18侧)中的哪一方为低压侧的判断)，只要在电动机12的起动时(液压缸11开始动作时)或电动机12的转向变化时(液压缸的动作方向变化时)进行即可。如上所述，该判断在控制器22的冲泄阀控制部22b的低压侧判断部22b-1中进行。
另外，在频繁地对操作杆装置91进行操作而存在起动、停止或转向变化时，在冲泄阀控制部22b的低压侧判断部22b-1中，在经过一定时间之前不会再次进行判断，而维持判断值(或延迟处理)。由此，能够避免频繁地切换冲泄阀16而导致液压缸振动的现象。
另外，此前说明了液压缸11伸长时的情况，但对于液压缸11收缩时也一样，事先通过解析或实测等求出恰当的控制参数Ps，根据电动机12的转向(液压缸11的动作方向)区别使用控制参数Ps即可。也可以取代电动机12的转向而根据操作杆装置91的操作方向区别使用控制参数Ps。
另外，在此前的实施例中，说明了通过近似式求出控制参数Ps的例子，但也可以事先将对于电动机速度(与液压泵13的排出流量相关联的物理量)的控制参数的值作为映射图来存储，并通过线性插补等求出。
而且，在电动机12停止时，若控制成使冲泄阀16位于位置16b，则由于动作油不从冲泄阀16流入、流出，所以能够保持液压缸11的位置。
另外，在本实施例中，使用了电动机11的速度与控制参数Ps之间的关系，但也可以从管路17、18的压力和电动机11的速度求出液压泵13的排出流量，并使用液压泵13的排出流量与控制参数Ps之间的关系。
实施例2
说明将单活塞杆型的液压缸用于液压闭合回路***时的其他实施例。
图15是表示本实施例的液压闭合回路***60的图。此外，在图15的液压闭合回路***60中，对标注了与既已说明的附图示出的相同附图标记的结构、和具有相同功能的部分省略说明。
本实施例的基本结构与图1的实施例相同，在使压力传感器93、94的检测压力信号20、21通过滤波器61后输入到控制器22的方面上与图1的实施例不同。例如，若使该滤波器61为低通滤波器，则由于在控制信号23中，能够抑制滤波器61的截止频率以上的压力脉动的影响，所以冲泄阀16的动作稳定。因此，由于冲泄阀16的切换冲击而导致的液压缸11的振动会进一步减少，液压缸11的操作性提高。
实施例3
说明将单活塞杆型的液压缸用于液压闭合回路***时的另一其他实施例。
图16是表示本实施例的液压闭合回路***70的图。此外，在图16的液压闭合回路***70中，对与标注了既已说明的附图示出的相同附图标记的结构、和具有相同功能的部分省略说明。
在本实施例中，与图1的液压闭合回路***10的不同点在于，通过发动机(原动机)71来驱动能够改变排出量的双向倾转型的液压泵72。发动机71通过未图示的发动机控制刻度盘等操作装置来设定目标转速，并通过电子调节器等燃料喷射装置来控制燃料喷射量，从而控制转速和转矩。
该双向倾转型的液压泵72即使转向和转速是恒定的，也能够通过改变倾转方向和倾转角来改变排出和吸入的方向或流量，因此适用于发动机驱动。液压泵72具有用于改变其倾转方向和倾转量的调节器78。
另外，控制器73具有泵倾转控制部73a和冲泄阀控制部73b。泵倾转控制部73a输入来自操作杆装置91的对液压缸11的动作(移动方向和速度)进行指示的操作指令信号92，基于该操作指令信号92(操作杆装置91的指示)对双向倾转型的液压泵72的倾转方向和倾转角的控制指令值进行运算并将相对应的控制信号77输出到液压泵72的调节器78，从而控制液压泵72的倾转。由此，控制器73基于操作杆装置91的指示来控制液压泵72的排出方向和排出流量。冲泄阀控制部73b输入操作指令信号92和设置在管路17及管路18上的压力传感器93、94的检测压力信号21、22，基于这些输入信号(操作杆装置91的指示和管路17及管路18的压力)和泵倾转控制部73a所运算出的液压泵72的倾转角(与液压泵72的排出流量相关联的物理量)而对冲泄阀16的开/关指令进行运算并输出相对应的控制信号23，从而控制冲泄阀16的切换位置。
图17是表示控制器73中的泵倾转控制部73a和冲泄阀控制部73b的处理内容的详细情况的图。
泵倾转控制部73a具有泵倾转方向/倾转角运算部73a-1及输出部73a-2的各功能。
泵倾转方向/倾转角运算部73a-1基于从操作杆装置91对液压缸11的动作(移动方向和速度)进行指示的操作指令信号92而对液压泵72的倾转方向和倾转角的控制指令值进行运算，输出部73a-2将与该控制指令值相对应的控制信号输出到液压泵72的调节器78中。
冲泄阀控制部73b具有低压侧判断部73b-1、修正压力运算部73b-2、压力大小判断部73b-3、控制信号运算部73b-4、输出部73b-5的各功能。这些各部分的功能除修正压力运算部73b-2以外，均与图2所示的实施例1实质相同。
在修正压力运算部73b-2中，取代电动机控制部22a所运算出的电动机12的转速，使用泵倾转控制部73a所运算出的液压泵72的倾转角(与液压泵72的排出流量相关联的物理量)，作为根据该倾转角而变化的可变值求出控制参数，并将该控制参数加到低压侧管路的压力上来计算出修正压力。另外，在修正压力运算部73b-2中，与图14所示的电动机速度与控制参数Ps之间的关系同样地，通过映射图或近似式求出泵倾转角与控制参数Ps之间的关系，并使用该关系，与图14的情况同样地，对作为根据倾转角而变化的可变值的控制参数进行运算。
如果在由于发动机71的转速变动而导致的双向倾转泵72的排出流量的变动较大的情况下，将发动机71的转速也提供到修正压力运算部73b-2，并使用该值来计算泵排出流量，通过映射图或近似式从泵排出流量求出控制参数Ps即可。
在修正压力运算部73b-2、压力大小判断部73b-3、控制信号运算部73b-4、输出部73b-5中，加上所求出的控制参数Ps来进行压力判断，并将控制信号23提供到冲泄阀16，该方面与此前的实施例相同。
另外，与在图1的实施例中使用图13说明的部分同样地，为了防止产生控制侧压力室切换的载荷反转时的液压缸11的速度降低，在载荷反转的时刻使液压泵72的倾转角增加来使液压泵72的排出流量增加，对此也可以适用本实施例，由此，在载荷反转之后也能够使液压缸11的速度恒定，能够提高液压缸11的操作性。关于此时的液压泵72的倾转角，只要考虑液压缸11的移动方向而从缸头侧压力室24和活塞杆侧压力室25的受压面积进行换算即可。该控制能够在泵倾转方向/倾转角运算部73a-1中进行。载荷是否反转能够从压力大小判断部73b-3中的判断结果获知。
像这样，即使在驱动源是发动机71的情况下，通过成为本实施例的结构，也能够使冲泄阀16的动作稳定来提高液压缸11的操作性。
实施例4
在本实施例中，说明将单活塞杆型的液压缸用于液压闭合回路***时的另一其他实施例。
图18是表示本实施例的液压闭合回路***80的图。此外，在图18的液压闭合回路***80中，对标注了既已说明的附图示出的相同附图标记的结构、和具有相同功能的部分省略说明。
在本实施例中，与图1的液压闭合回路***10的不同点在于，使冲泄阀16的输出口与油箱回路81连接而不与补油回路32连接。油箱回路81具有低压溢流阀82，冲泄阀16的输出口经由低压溢流阀82而与油箱30连接。冲泄阀16切换成位置16a或16c，当输出口的压力为低压溢流阀82的设定压以上时，低压溢流阀82开阀，从低压侧回路向油箱30排出动作油。
在本实施例中，冲泄阀16仅进行剩余流量从低压侧回路的排出，而不进行不足流量的供给。低压侧回路的不足流量经由止回阀26、27而从补油回路32供给。
冲泄阀16通过来自控制器22的控制信号23而切换的情况与实施例1相同。
像这样，即使在冲泄阀16仅进行剩余流量从低压侧回路的排出的情况下，也能够通过将冲泄阀16切换成来自控制器22的控制信号23，而使冲泄阀16的动作稳定来提高液压缸11的操作性。
附图标记说明
10  液压闭合回路***
11  单活塞杆型的液压缸
12  电动机
13  双向旋转型的液压泵
15  控制信号
16  冲泄阀
17、18  管路
20、21  检测压力信号
22  控制器
22a  电动机控制部
22a-1  电动机转向/速度运算部
22a-2  输出部
22b  冲泄阀控制部
22b-1  低压侧判断部
22b-2  修正压力运算部
22b-3  压力大小判断部
22b-4  控制信号运算部
22b-5  输出部
23  控制信号
24  液压缸的缸头侧压力室
25  液压缸的活塞杆侧压力室
26、27  止回阀
28  补油泵
29  溢流阀
30  油箱
32  补油回路
34、35  溢流阀
50  液压挖掘机
51  动臂
52  斗杆
53  铲斗
60  液压闭合回路***
61  滤波器
70  液压闭合回路***
71  发动机(原动机)
72  双向倾转泵
73  控制器
73a  泵倾转控制部
73b  冲泄阀控制部
78  调节器
80  液压回路***
81  油箱回路
82  低压溢流阀
91  操作杆装置
92  操作指令信号
93、94  压力传感器

Claims (8)

1.一种液压闭合回路***，具有：原动机；液压泵，其由该原动机驱动，且能够向两个方向排出液压油；单活塞杆型的液压缸，其经由第1管路及第2管路而与所述液压泵连接；油箱；和冲泄阀，其连接在所述第1管路及第2管路与所述油箱之间，调整所述第1管路及第2管路中的低压侧管路的流量盈亏，所述液压闭合回路***的特征在于，
具有控制装置，所述控制装置对所述第1管路及第2管路中的低压侧管路的压力加上规定的控制参数，并对加上了该控制参数后的修正压力和所述第1管路及第2管路中的高压侧管路的压力的大小进行比较，在所述修正压力和所述高压侧管路的压力的大小逆转时，切换所述冲泄阀以调整所述低压侧管路的流量盈亏。
2.一种液压闭合回路***，具有：原动机；液压泵，其由该原动机驱动，且能够向两个方向排出液压油；单活塞杆型的液压缸，其经由第1管路及第2管路而与所述液压泵连接；油箱；和冲泄阀，其连接在所述第1管路及第2管路与所述油箱之间，调整所述第1管路及第2管路中的低压侧管路的流量盈亏，所述液压闭合回路***的特征在于，
具有控制装置，所述控制装置对所述第1管路及第2管路中的低压侧管路的压力加上规定的控制参数，并对加上了该控制参数后的修正压力和所述第1管路及第2管路中的高压侧管路的压力的大小进行比较，在所述修正压力和所述高压侧管路的压力的大小逆转时，使所述液压泵的排出流量增加以使所述液压缸的速度恒定，并且，切换所述冲泄阀以调整所述低压侧管路的流量盈亏。
3.如权利要求1或2所述的液压闭合回路***，其特征在于，
还具有对所述液压缸的动作进行指示的操作装置，
所述控制装置基于所述操作装置的指示而对所述液压泵的排出流量和排出方向进行控制，并且，在所述操作装置指示所述液压缸开始动作或改变动作方向时，判断对所述第1管路及第2管路中的哪一方加上规定的控制参数。
4.如权利要求1至3中任一项所述的液压闭合回路***，其特征在于，
所述控制装置作为根据所述液压泵的排出流量或与所述液压泵的排出流量相关联的物理量而变化的可变值，求出所述控制参数。
5.如权利要求1至4中任一项所述的液压闭合回路***，其特征在于，
所述控制装置从映射图或近似式求出所述控制参数，所述映射图或近似式涉及所述液压泵的排出流量或与所述液压泵的排出流量相关联的物理量。
6.如权利要求1至5中任一项所述的液压闭合回路***，其特征在于，
所述控制装置在所述液压泵的排出流量或与所述液压泵的排出流量相关联的物理量超过规定值之前，使所述控制参数的值为零。
7.如权利要求1至6中任一项所述的液压闭合回路***，其特征在于，
所述原动机是电动机，所述液压泵是固定容量型的泵。
8.如权利要求1至6中任一项所述的液压闭合回路***，其特征在于，
所述原动机是柴油机，所述液压泵是双向倾转型的泵。
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