JP2004138187A - Pressure oil energy recovery device - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a pressure oil energy recovery device of such a structure that the displacement of a hydraulic motor fed with the returning pressure oil is controlled and stable operating performance of a working machine is established. <P>SOLUTION: The pressure oil energy recovery device includes a controller 25 in which the relational formula A=f(X) is stored previously, where X is the displacement amount of a control lever 24 and A is the virtual opening area of a throttle. The opening area A is computed based on the displacement amount X of the control lever 24, and the target rate of flow Q0=C1×A(√PA) of the returning pressure oil, where C1 is the discharge coefficient, is computed based on the opening area A, the pressure PA of the returning pressure oil fed to the hydraulic motor 30, and the general formula Q=C×A(√P) of the throttle, and then the target displacement qA0=(Q0/n)×C2 of the hydraulic motor 30 is computed, where C2 is the motor efficiency. In order to make the displacement qA of the hydraulic motor 30 equal to the target displacement qA0, a solenoid proportioning valve 33 adjusts the oil pressure in a hydraulic cylinder 11a of a displacement changing part 11 so as to control the position of a piston 11b. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧アクチュエータから流出された戻り圧油のエネルギーを回収する装置に関し、絞りを介して戻り圧油がタンクへ流出すると想定して油圧モータの容量を制御するものである。
【０００２】
【従来の技術】
特許文献１には、油圧アクチュエータによって作業機を駆動しつつ、その油圧アクチュエータから出力される戻り圧油のエネルギーを回収する圧油エネルギー回収装置の一例が開示されている。
【０００３】
図８はこの装置と同等の油圧回路を示す図であり、油圧ショベルに搭載された油圧回路を想定している。ここでは、油圧アクチュエータとして油圧シリンダ４が使用されている。なお、ここではエネルギー回収用のアクチュエータを可変容量式の油圧モータ１０としている。
【０００４】
図８に示すエネルギー回収装置のエネルギー回収動作について説明する。主油圧ポンプ１から吐出された圧油は、方向制御弁３を介して油圧シリンダ４の一方の圧油室４ａに入力される。すると作業機（ブーム）５が動作する。一方、油圧シリンダ４の他方の圧油室４ｂからは、戻り圧油が出力される。戻り圧油のエネルギーを回収しない場合は、方向切換弁６の切換位置が位置６ａにされ、戻り圧油がタンク７に排出される。戻り圧油のエネルギーを回収する場合は、方向切換弁６の切換位置が位置６ｂにされ、戻り圧油がエネルギー回収用の油圧モータ１０に入力され、油圧モータ１０が回転駆動する。この油圧モータ１０の回転軸はエンジン２に接続されているため、油圧モータ１０の回転力によってエンジン２が駆動する。このように、戻り圧油のエネルギーはエンジン２を駆動するエネルギーとして回生される。
【０００５】
ところで、作業機５の速度すなわち油圧シリンダ４の速度は、戻り圧油の流量変化に応じて変化する。したがって、作業機５の速度を制御するために戻り圧油の流量制御が行われる。戻り圧油のエネルギーを回収しない場合は、戻り圧油の流量制御が方向制御弁３のスプールの動作によって行われる。戻り圧油のエネルギーを回収する場合は、戻り圧油の流量制御がエネルギー回収用の油圧モータ１０の容量制御によって行われる。
【０００６】
油圧モータ１０の容量制御は、操作レバー１４に対する操作によって行われる。操作レバー１４にはロッド１５を介して方向制御弁１３が機械的に接続される。操作レバー１４に対する操作に応じて方向制御弁１３の位置は切り換えられて、油圧シリンダ１１の圧油の入力、排出が制御される。
【０００７】
（特許文献１）
特開昭５６−１１５４２８号公報
【発明が解決しようとする課題】
図９（ａ）は方向制御弁３を介して戻り圧油をタンク７に排出する場合の戻り圧油の流量Ｑと圧力Ｐとの関係を示す図であり、図９（ｂ）は油圧モータ１０で戻り圧油のエネルギーを回収する場合の戻り圧油の流量Ｑと圧力Ｐとの関係を示す図である。図９（ａ）、（ｂ）は、操作レバーの操作量を一定にした場合の特性を示している。
【０００８】
図９（ａ）に示す方向制御弁３の特性、すなわちスプールの特性と、図９（ｂ）に示す油圧モータの特性とは異なっている。したがって、方向切換弁６によって戻り圧油の流出方向を切り換えた場合、戻り圧油の流量が変化し、ブーム５の速度が変化する。したがって、オペレータはブーム５の操作性に違和感を感じる。
【０００９】
また、動作中のブーム５に外乱が作用し、ブーム５の速度が上昇したとすると、油圧シリンダ４の速度が上昇し、油圧シリンダ４から出力される戻り圧油の流量Ｑが増加する。戻り圧油の流量Ｑが所定量以上（Ｑｓ以上）の際に、外乱によって戻り圧油の流量ＱがΔＱだけ増加したとする。戻り圧油のエネルギーを回収しない場合は、図９（ａ）に示すスプールの特性から、戻り圧油の流量増加ΔＱに対する圧力増加はΔＰ１である。戻り圧油のエネルギーを回収する場合は、図９（ｂ）に示す油圧モータの特性から、戻り圧油の流量増加ΔＱに対する圧力増加はΔＰ２である。ΔＰ２はΔＰ１と比較して非常に大きく、戻り圧油に急激な圧力上昇が発生することになる。圧力Ｐの急激な上昇はブーム５のハンチングを誘発し、ブーム５の操作性を損なう原因となる。
【００１０】
本発明はこうした実状に鑑みてなされたものであり、戻り圧油を入力する油圧モータの容量を制御し、安定した作業機の操作性を得ることを解決課題とするものである。
【００１１】
【課題を解決するための手段および作用、効果】
第１発明は、
操作子（２４）の変位量に応じて速度が制御される油圧アクチュエータ（４）と、前記油圧アクチュエータ（４）から出力される戻り圧油が入力されて回転駆動するエネルギー回収用の油圧モータ（３０）とを備えた圧油エネルギー回収装置において、
前記操作子の変位量Ｘと仮想の絞りの開口面積Ａとの対応関係を予め記憶しておき、前記操作子に対する操作に応じて、その変位量Ｘに対応する前記仮想の絞りの開口面積Ａを求めると共に、求めた開口面積Ａと、戻り圧油の圧力Ｐと、絞りの一般公式Ｑ＝Ｃ・Ａ（√Ｐ）（Ｃは流量係数）と、を用いて戻り圧油の目標流量Ｑ０を演算し、前記油圧モータ（３０）の制御指令を出力する制御部（２５）と、
制御指令を入力し、目標流量Ｑ０の戻り圧油を入力すべく前記油圧モータ（３０）の容量を制御する制御機構（３１、３３）と、を備えたこと
を特徴とする。
【００１２】
第１発明を図１を用いて説明する。
【００１３】
コントローラ２５には、操作レバー２４の変位量Ｘと仮想の絞りの開口面積Ａとの関係式
Ａ＝ｆ（Ｘ）　・・・　（１）
が予め記憶される。
【００１４】
操作レバー２４が操作された場合に、その変位量Ｘから開口面積Ａが演算される。つづいて、この開口面積Ａと、油圧シリンダ４から出力され油圧モータ３０に入力される戻り圧油の圧力ＰＡと、絞りの一般公式Ｑ＝Ｃ・Ａ（√Ｐ）に基づいて、
Ｑ０＝Ｃ１・Ａ（√ＰＡ）　・・・　（２）
が演算される。（２）式において、Ｑ０は圧油室４ｂから出力される戻り圧油の目標流量であり、Ｃ１は流量係数である。つづいて、この戻り圧油の目標流量Ｑ０と、油圧モータ３０の回転数ｎによって、
ｑＡ０＝（Ｑ０／ｎ）・Ｃ２　・・・　（３）
が演算される。（３）式において、ｑＡ０は目標流量Ｑ０の戻り圧油を入力する油圧モータ３０の目標容量であり、Ｃ２はモータ効率である。そして、油圧モータ３０の容量ｑＡを目標容量ｑＡ０にすべく容量制御信号ＺＡが生成され、電磁比例弁３３に出力される。
【００１５】
容量制御信号ＺＡに基づき、電磁比例弁３３は容量変更部３１の油圧シリンダ３１ａ内の油圧を調整して、ピストン３１ｂの位置を制御する。こうして、油圧モータ３０の容量ｑＡが制御される。
【００１６】
第１発明によれば、戻り圧油の流量を絞りで制御する場合と等しくなるように、エネルギー回収用の油圧モータの容量が制御されるため、戻り圧油の流量と圧力の関係はスプールの特性と同等になる。したがって、作業機のハンチングは抑制され、安定した操作性が得られる。
【００１７】
第２発明は、
操作子（２４）の操作量に応じて速度が制御される油圧アクチュエータ（４）と、前記油圧アクチュエータ（４）から出力される戻り圧油が入力されて回転駆動するエネルギー回収用の油圧モータ（３０）と、前記油圧モータ（３０）の回転力で駆動される回生用の油圧ポンプ（４０）とを備えた圧油エネルギー回収装置において、
前記操作子の変位量Ｘと仮想の絞りの開口面積Ａとの対応関係を予め記憶しておき、前記操作子に対する操作に応じて、その変位量Ｘに対応する前記仮想の絞りの開口面積Ａを求めると共に、求めた開口面積Ａと、戻り圧油の圧力Ｐと、絞りの一般公式Ｑ＝Ｃ・Ａ（√Ｐ）（Ｃは流量係数）と、を用いて戻り圧油の目標流量Ｑ０を演算し、前記油圧モータ（３０）と前記油圧ポンプ（４０）の制御指令を出力する制御部（２５）と、
制御指令を入力し、目標流量Ｑ０の戻り圧油を入力すべく前記油圧モータ（３０）の容量と前記油圧ポンプ（４０）の容量とを制御する制御機構（３１、３３、４１、４３）と、を備えたこと
を特徴とする。
【００１８】
第２発明は第１発明に更にエネルギー回生用の油圧ポンプを加えたものである。
【００１９】
第３発明は、第１、第２発明において、
前記油圧アクチュエータ（４）と前記油圧モータ（３０）との間にブリード弁（６１）を備え、
前記制御部（２５）は、目標流量Ｑ０と前記油圧モータ（３０）に入力される戻り圧油の流量ＱＡとの差Ｑ０−ＱＡの圧油をタンク（７）に排出するように前記ブリード弁（６１）を制御すること
を特徴とする。
【００２０】
第４発明は、第１、第２発明において、
前記油圧アクチュエータ（４）と前記油圧モータ（３０）との間に方向制御弁（６２）を備え、
前記制御部（２５）は、目標流量Ｑ０と前記油圧モータに入力される戻り圧油の流量Ｑとの差Ｑ０−ＱＡの圧油をタンク（７）に排出するように前記方向制御弁（６２）を制御すること
を特徴とする。
【００２１】
第３、第４発明によれば、第１発明で使用する油圧モータよりも応答性が遅い油圧モータを使用することができる。応答性が早い油圧モータを使用する場合と比較して応答性が遅い油圧モータを使用する場合はコストを低減できる。
【００２２】
また、油圧シリンダからの戻り圧油の一部をタンクへ排出することができるため、油圧シリンダからの戻り圧油の全てを油圧モータへ流す必要がなくなる。
【００２３】
したがって、油圧モータのサイズを小さくすることもできる。
【００２４】
第５発明は、第１、第２発明において、
前記油圧アクチュエータ（４）と前記油圧モータ（３０）との間にブリード弁（６１）と、方向制御弁（６２）と、を備え、
前記制御部（２５）は、目標流量Ｑ０と前記油圧モータ（３０）に入力される戻り圧油の流量Ｑとの差Ｑ０−ＱＡの圧油をタンク（７）に排出するように前記ブリード弁（６１）及び前記方向制御弁（６２）を制御すること
を特徴とする。
【００２５】
第５発明によれば、第２、第３発明で使用する油圧モータよりも応答性が遅い油圧モータを使用することができる。応答性が早い油圧モータを使用する場合と比較して応答性が遅い油圧モータを使用する場合はコストを低減できる。
【００２６】
【発明の実施の形態】
以下図面を参照して本発明に係る圧油エネルギー回生装置の実施形態について説明する。
【００２７】
図１は第１の実施形態の油圧回路を示す。実施形態では油圧ショベルに搭載された油圧回路を想定している。
【００２８】
主油圧ポンプ１は可変容量型であって、エンジン２によって駆動される。なお、エンジン２はモータでもよい。
【００２９】
方向制御弁２１は操作レバー２４に対する操作に応じて主油圧ポンプ１から油圧シリンダ４への圧油の流出方向及び油圧シリンダ４からタンク７への圧油の流出方向を切り換える。また、方向制御弁２１は操作レバー２４に対する操作に応じてスプールの動作を調整し、戻り圧油の流量を制御する。
【００３０】
油圧シリンダ４は圧油室４ａ、４ｂを有し、主油圧ポンプ１から圧油室４ａ又は圧油室４ｂへの圧油の入力によってブーム５を動作させる。
【００３１】
回収弁２２は２つの切換位置を有する。一方の位置２２ａは方向制御弁２１のスプールの位置に応じて油圧シリンダ４の圧油室４ｂと主油圧ポンプ１又はタンク７とを連通し、他方の位置２２ｂは油圧シリンダ４の圧油室４ｂと油圧モータ３０とを連通する。回収弁２２はコントローラ２５からの位置切換信号Ｒに応じて切り換えられる。
【００３２】
なお、本実施形態では、方向制御弁２１、油圧シリンダ４、作業機５、回収弁２２がそれぞれ複数設けられており、複数の油圧シリンダ４から出力される戻り圧油のうち、コントローラ２４によって選択された一つの油圧シリンダ４から出力される戻り圧油のエネルギーのみが回収される。
【００３３】
可変容量型の油圧モータ３０と可変容量型の油圧ポンプ４０は回転軸同士が接続されている。油圧モータ３０は油圧シリンダ４の圧油室４ｂから出力される戻り圧油が入力されることによって回転し、油圧モータ３０の回転によって油圧ポンプ４０は回転する。なお、本明細書では油圧モータ３０と油圧ポンプ４０は斜板式であるとして説明するが、これに限るものではない。
【００３４】
容量変更部３１はシリンダ３１ａとピストン３１ｂとばね３１ｃとからなる。シリンダ３１ａ内には油圧モータ３０の斜板に接続されたピストン３１ｂが摺動自在に設けられている。ピストン３１ｂの一端には圧油の圧力が作用し、他端にはばね３１ｃのばね力が作用する。ピストン３１ｂの一端に作用する圧油の圧力が他端に作用するばね力よりも大きい場合に、ピストン３１ｂはシリンダ３１ａ内を摺動し、油圧モータ３０の斜板の傾転角が小さくなる。すると、油圧モータ３０の容量は小さくなる。ピストン３１ｂの一端に作用する圧油の圧力が他端に作用するばね力よりも小さい場合に、ピストン３１ｂはシリンダ３１ａ内を摺動し、油圧モータ３０の斜板の傾転角が大きくなる。すると、油圧モータ３０の容量は大きくなる。
【００３５】
なお、ピストン３１ｂの一端に作用する圧油の圧力が他端に作用するばね力よりも大きい場合に、油圧モータ３０の容量を大きくし、ピストン３１ｂの一端に作用する圧油の圧力が他端に作用するばね力よりも小さい場合に、油圧モータ３０の容量を小さくするように、容量変更部３１を構成してもよい。
【００３６】
電磁比例弁３３はコントローラ２５からの容量制御信号ＺＡに応じて、圧力源１２から容量変更部３１への圧油の供給と容量変更部３１からタンク７への圧油の排出とを切り換えると共に、ピストン３１ｂに作用する圧油の圧力を制御する。
【００３７】
容量変更部４１の構成は容量変更部３１の構成と同等であり、電磁比例弁４３の構成は電磁比例弁３３の構成と同等であるため、それぞれの説明を省略する。
【００３８】
コントローラ２５は、各種センサ５１〜５６から信号を入力し、回収弁２２に位置切換信号Ｒを出力し、電磁比例弁３３、４３に容量制御信号ＺＡ、ＺＢを出力する。油圧シリンダ４と油圧モータ３０との間に仮想の絞りを設けた場合を想定して、コントローラ２５には、操作レバー２４の変位量Ｘとその時の仮想の絞りの開口面積Ａとの関係が予め記憶される。この仮想の絞りの特性は方向制御弁２１のスプールの特性と同等にすることが望ましい。操作レバー２４の変位量Ｘと仮想の絞りの開口面積Ａは、
Ａ＝ｆ（Ｘ）　・・・　（１）
という関係式で表せる。コントローラ２５には（１）式が記憶される。なお、図１に示すように複数の作業機５が設けられており、複数の油圧シリンダ４から戻り圧油が出力される場合に、コントローラ２５は、最も流量が多い戻り圧油のみが油圧モータ３０に入力されるように、複数の回収弁２２の切換位置を制御する。
【００３９】
本油圧回路には各種センサ５１〜５６が設けられている。変位センサ５１は操作レバー２４の変位量Ｘを検出する。変位センサ５１はポテンショメータの一種である。回転センサ５２は油圧モータ３０及び油圧ポンプ４０の回転数ｎを検出する。圧力センサ５３は油圧モータ３０に入力される戻り圧油の圧力ＰＡを検出する。圧力センサ５４は油圧ポンプ４０から吐出される圧油の圧力ＰＢを検出する。ストロークセンサ５５はピストン３１ｂのストロークＳＡを検出し、ストロークセンサ５６はピストン４１ｂのストロークＳＢを検出する。
【００４０】
本実施形態による圧油エネルギー回収動作について説明する。
【００４１】
操作レバー２４に対して所定操作がなされた場合、方向制御弁２１は、主油圧ポンプ１と油圧シリンダ４の圧油室４ａとを連通する。また、回収弁２２は油圧シリンダ４の圧油室４ｂと油圧モータ３０とを連通する。すると、主油圧ポンプ１から吐出された圧油は方向制御弁２１を介して油圧シリンダ４の圧油室４ａに入力される。一方、圧油室４ｂからは戻り圧油が出力される。戻り圧油は回収弁２２を介して油圧モータ３０に入力される。さらに、油圧モータ３０の回転によって、油圧ポンプ４０が回転する。油圧ポンプ４０から吐出された圧油は、主油圧ポンプ１から吐出される圧油に合流される。
【００４２】
つぎに、上記圧油エネルギー回収動作の際に、コントローラ２５によって行われる各制御について説明する。
【００４３】
操作レバー２４に対する操作によって油圧シリンダ４の圧油室４ｂから戻り圧油が出力される場合、コントローラ２５から回収弁２２に位置切換信号Ｒが出力される。位置切換信号Ｒに応じて回収弁２２は位置２２ｂに切り換えられる。すると、戻り圧油は回収弁２２を介して油圧モータ３０に入力される。
【００４４】
コントローラ２５では、操作レバー２４の変位量Ｘと、上記（１）式によって、操作レバー２４の変位量Ｘに対応した仮想の絞りの開口面積Ａが演算される。つづいて、この開口面積Ａと、油圧シリンダ４から出力され油圧モータ３０に入力される戻り圧油の圧力ＰＡと、絞りの一般公式Ｑ＝Ｃ・Ａ（√Ｐ）に基づいて、
Ｑ０＝Ｃ１・Ａ（√ＰＡ）　・・・　（２）
が演算される。（２）式において、Ｑ０は圧油室４ｂから出力される戻り圧油の目標流量であり、Ｃ１は流量係数である。つづいて、この戻り圧油の目標流量Ｑ０と、油圧モータ３０の回転数ｎによって、
ｑＡ０＝（Ｑ０／ｎ）・Ｃ２　・・・　（３）
が演算される。（３）式において、ｑＡ０は目標流量Ｑ０の戻り圧油を入力する油圧モータ３０の目標容量であり、Ｃ２はモータ効率である。そして、油圧モータ３０の容量ｑＡを目標容量ｑＡ０にすべく容量制御信号ＺＡが生成され、電磁比例弁３３に出力される。
【００４５】
電磁比例弁３３は、容量制御信号ＺＡに基づいて制御される。ｑＡ０＞ｑＡの場合、容量制御信号ＺＡは油圧モータ３０の容量を大きくする指令である。電磁比例弁３３は圧力源１２から出力される圧油の圧力を制御し、容量変更部３１のシリンダ３１ａに出力する。すると、ピストン３１ｂのストロークＳＡが変化し、油圧モータ３０の容量ｑＡが大きくなる。ｑＡ０＜ｑＡの場合、容量制御信号ＺＡは油圧モータ３０の容量を小さくする指令である。電磁比例弁３３は容量変更部３１のシリンダ３１ａ内の圧油をタンク７に排出する。すると、ピストン３１ｂのストロークＳＡが変化し、油圧モータ３０の容量ｑＡが小さくなる。ｑＡ０＝ｑＡの場合、容量制御信号ＺＡは現状を維持する指令である。
【００４６】
ピストン３１ｂのストロークＳＡはコントローラ２５にフィードバックされる。ピストン３１ｂのストロークＳＡと油圧モータ３０の容量ｑＡは比例するため、ピストン３１ｂのストロークＳＡによって油圧モータ３０の容量ｑＡが演算される。そして、ｑＡ＝ｑＡ０となるように油圧モータ３０の容量制御が行われる。
【００４７】
油圧ポンプ４０の容量ｑＢは、油圧モータ３０の回転力によって回転可能な範囲で制御される。例えば、コントローラ２５では、油圧モータ３０の回転力によって回転可能な最大容量が、油圧モータ３０の容量ｑＡ、油圧モータ３０に入力される戻り圧油の圧力ＰＡ、油圧ポンプ４０から吐出される圧油の圧力ＰＢを用いて演算され、目標容量ｑＢ０とされる。そして、油圧ポンプ４０の容量ｑＢを目標容量ｑＢ０にすべく容量制御信号ＺＢが生成され、電磁比例弁４３に出力される。
【００４８】
電磁比例弁４３は、容量制御信号ＺＢに基づいて制御される。ｑＢ０＞ｑＢの場合、容量制御信号ＺＢは油圧ポンプ４０の容量を大きくする指令である。電磁比例弁４３は圧力源１２から出力される圧油の圧力を制御し、容量変更部４１のシリンダ４１ａに出力する。すると、ピストン４１ｂのストロークＳＢ　が変化し、油圧ポンプ４０の容量ｑＢが大きくなる。ｑＢ０＜ｑＢの場合、容量制御信号ＺＢは油圧ポンプ４０の容量を小さくする指令である。電磁比例弁４３は容量変更部４１のシリンダ４１ａ内の圧油をタンク７に排出する。すると、ピストン４１ｂのストロークＳＢが変化し、油圧ポンプ４０の容量ｑＢが小さくなる。ｑＢ０＝ｑＢの場合、容量制御信号ＺＢは現状を維持する指令である。
【００４９】
ピストン４１ｂのストロークＳＢはコントローラ２５にフィードバックされる。ピストン４１ｂのストロークＳＢと油圧ポンプ４０の容量ｑＢは比例するため、ピストン４１ｂのストロークＳＢによって油圧ポンプ４０の容量ｑＢが演算される。そして、ｑＢ＝ｑＢ０となるように油圧ポンプ４０の容量制御が行われる。
【００５０】
第１の実施形態によれば、戻り圧油の流量を絞りで制御する場合と等しくなるように、エネルギー回収用の油圧モータの容量が制御されるため、戻り圧油の流量と圧力の関係はスプールの特性と同等になる。したがって、作業機のハンチングは抑制され、安定した操作性が得られる。
【００５１】
ところで、第１の実施形態では、コントローラ２５の容量制御信号ＺＡに対して、応答性が早い油圧モータ３０が使用される場合を想定している。つぎに、コントローラ２５の容量制御信号ＺＡに対して、応答性が遅い油圧モータ３０が使用された場合について、第２〜第４の実施形態として説明する。
【００５２】
図２は第２の実施形態の油圧回路を示す。図１と同一の構成要素には同一の符号を付している。
【００５３】
本実施形態は、第１の実施形態の構成にさらにブリード弁６１を加えた構成である。ブリード弁６１の開口面積Ａ１はスプールのストロークＹ１に応じて変化し、スプールはコントローラ２５からのストローク指令Ｙｓ１に応じて動作する。開口面積ＡとスプールのストロークＹとの間には図３に示すような関係がある。コントローラ２５では、ブリード弁６１の開口面積Ａ１が演算され、この開口面積Ａ１からスプールのストロークＹ１が特定され、ストロークＹ１に対応するストローク指令Ｙｓ１が生成される。
【００５４】
つぎに、本実施形態における圧油エネルギー回収動作の際に、コントローラ２５によって行われる各制御について説明する。
【００５５】
コントローラ２５の各制御のうち、油圧モータ３０及び油圧ポンプ４０の容量制御は第１の実施形態と同一である。本実施形態では、油圧モータ３０の応答性が遅いため、戻り圧油の目標流量Ｑ０と実際に油圧モータ３０で入力可能な流量ＱＡとの間には余剰流量が発生する。そこで、一時的にその余剰流量がブリード弁６１でタンク７に排出され、戻り圧油の急激な圧力上昇が抑制される。
【００５６】
コントローラ２５では、油圧モータ３０の回転数ｎと、ピストン３１ｂのストロークＳＡに基づいて演算した油圧モータ３０の容量ｑＡとによって、
ＱＡ＝ｎ・ｑＡ・Ｃ２　・・・　（４）
が演算される。（４）式において、ＱＡは油圧モータ３０に入力される戻り圧油の流量である。
【００５７】
ブリード弁６１で排出すべき圧油の余剰流量は、目標ブリード流量Ｑ１０として求められる。目標ブリード流量Ｑ１０は、油圧モータ３０に入力される戻り圧油の流量ＱＡと、圧油室４ｂから出力される戻り圧油の目標流量Ｑ０によって、
Ｑ１０＝Ｑ０−ＱＡ　・・・　（５）
と表せる。また、目標ブリード流量Ｑ１０は、絞りの一般公式Ｑ＝Ｃ・Ａ（√Ｐ）に基づいて、
Ｑ１０＝Ｃ３・Ａ１０（√ＰＡ）　・・・　（６）
とも表せる。（６）式において、Ａ１０はブリード弁６１の目標開口面積であり、Ｃ３は流量係数である。（５）式、（６）式によって、
Ａ１０＝（Ｑ０−ＱＡ）／｛Ｃ３（√ＰＡ）｝　・・・　（７）
が演算される。そして、ブリード弁６１の開口面積Ａ１を目標開口面積Ａ１０にすべくブリード弁６１のストロークＹ１が、図３によって求められる。さらに、ストロークＹ１に対応するストローク指令Ｙｓ１が生成され、ブリード弁６１に出力される。
【００５８】
こうして、ブリード弁６１のスプールはストローク指令Ｙｓ１に基づいて動作され、目標ブリード流量Ｑ１０の戻り圧油がタンク７に排出される。そして、Ｑ０＝ｎ・ｑＡ・Ｃ２となった時点でブリード弁６１は閉止され、タンク７への戻り圧油の排出が停止される。
【００５９】
図４は第３の実施形態の油圧回路を示す。図１、図２と同一の構成要素には同一の符号を付している。
【００６０】
本実施形態は、第１の実施形態の２位置の回収弁２２に換えて、回収弁６２を設けた構成である。
【００６１】
回収弁６２は、スプールの位置に応じて、油圧シリンダ４の圧油室４ｂと主油圧ポンプ１又はタンク７とを連通し、又は油圧シリンダ４の圧油室４ｂと油圧モータ３０とを連通し、又は油圧シリンダ４の圧油室４ｂと主油圧ポンプ１又はタンク７とを連通すると共に油圧シリンダ４の圧油室４ｂと油圧モータ３０とを連通する。回収弁６２における方向制御弁２１側の開口面積Ａ２及び油圧モータ３０側の開口面積Ａ３はスプールのストロークＹ２に応じて変化し、スプールはコントローラ２５からのストローク指令Ｙｓ２に応じて動作する。開口面積ＡとスプールのストロークＹとの間には図５に示すような関係がある。コントローラ２５では、回収弁６２における方向制御弁２１側の開口面積Ａ２が演算され、この開口面積Ａ２からスプールのストロークＹ２が特定され、ストロークＹ２に対応するストローク指令Ｙｓ２が生成される。
【００６２】
本油圧回路には各種センサ５１〜５６に加えて圧力センサ５７、５８が設けられている。圧力センサ５７は油圧シリンダ４の圧油室４ｂから出力され、回収弁６２に入力される前の戻り圧油の圧力Ｐｃｙｌを検出する。圧力センサ５８は回収弁６２から出力され、タンク７に排出される戻り圧油の圧力Ｐｓを検出する。各圧力センサ５７、５８で検出された圧力Ｐｃｙｌ、Ｐｓはコントローラ２５に入力される。
【００６３】
つぎに、本実施形態における圧油エネルギー回収動作の際に、コントローラ２５によって行われる各制御について説明する。
【００６４】
コントローラ２５の各制御のうち、油圧モータ３０及び油圧ポンプ４０の容量制御は第１及び第２の実施形態と同一である。本実施形態では、油圧モータ３０の応答性が遅いため、戻り圧油の目標流量Ｑ０と実際に油圧モータ３０で入力可能な流量ＱＡとの間には余剰流量が発生する。そこで、一時的にその余剰流量が回収弁６２でタンク７に排出され、戻り圧油の急激な圧力上昇が抑制される。
【００６５】
コントローラ２５では、油圧モータ３０の回転数ｎと、ピストン３１ｂのストロークＳＡに基づいて演算した油圧モータ３０の容量ｑＡとによって、
ＱＡ＝ｎ・ｑＡ・Ｃ２　・・・　（４）
が演算される。（４）式において、ＱＡは油圧モータ３０に入力される戻り圧油の流量である。
【００６６】
回収弁６２で排出すべき圧油の余剰流量は、目標ブリード流量Ｑ２０として求められる。目標ブリード流量Ｑ２０は、油圧モータ３０に入力される戻り圧油の流量ＱＡと、圧油室４ｂから出力される戻り圧油の目標流量Ｑ０によって、
Ｑ２０＝Ｑ０−ＱＡ　・・・　（８）
と表せる。また、目標ブリード流量Ｑ２０は、絞りの一般公式Ｑ＝Ｃ・Ａ（√Ｐ）に基づいて、
Ｑ２０＝Ｃ４・Ａ２０｛√（Ｐｃｙｌ−Ｐｓ）｝　・・・　（９）
とも表せる。（９）式において、Ａ２０は回収弁６２における方向制御弁２１側の目標開口面積であり、Ｃ４は流量係数である。（８）式、（９）式によって、
Ａ２０＝（Ｑ０−ＱＡ）／｛Ｃ４・√（Ｐｃｙｌ−Ｐｓ）｝　・・・　（１０）
が演算される。そして、回収弁６２の開口面積Ａ２を目標開口面積Ａ２０にすべく回収弁６２のストロークＹ２が、図５によって求められる。さらに、ストロークＹ２に対応するストローク指令Ｙｓ２が生成され、回収弁６２に出力される。
【００６７】
こうして、回収弁６２のスプールはストローク指令Ｙｓ２に基づいて動作され、目標ブリード流量Ｑ２０の戻り圧油がタンク７に排出される。そして、Ｑ０＝ｎ・ｑＡ・Ｃ２となった時点で回収弁６２のタンク７側の開口が閉止され、タンク７への戻り圧油の排出が停止される。
【００６８】
なお、本実施形態では、圧力センサ５７、５８を用いず演算によって圧力Ｐｃｙｌ、Ｐｓを求め、回収弁６２の目標開口面積Ａ２０を求めることも可能である。以下でその説明をする。
【００６９】
油圧モータ３０で入力可能な流量ＱＡは、絞りの一般公式Ｑ＝Ｃ・Ａ（√Ｐ）に基づいて、
ＱＡ＝Ｃ５・Ａ３・√（Ｐｃｙｌ−ＰＡ）　・・・　（１１）
Ｐｃｙｌ＝｛ＱＡ／（Ｃ５・Ａ３）｝２＋ＰＡ　・・・　（１２）
と表せる。（１１）、（１２）式において、Ａ３は回収弁６２における油圧モータ３０側の開口面積であり、Ｃ５は流量係数である。回収弁６２のスプールのストロークＹ２が求められれば、図５によってＡ３は求められる。
【００７０】
一方、方向制御弁２１におけるタンク７側の開口面積Ａ４及び方向制御弁２１のスプールのストロークＹ３には、図３に示すような関係がある。コントローラ２５には、変位センサ５１から出力される変位量Ｘと操作レバー２４のレバー変位との関係、操作レバー２４のレバー変位と方向制御弁２１に付与される圧力Ｐｌ１との関係、圧力Ｐｌ１とストロークＹ３との関係、ストロークＹ３と開口面積Ａ４との関係（図３）、が予め設定される。このため、変位量Ｘから開口面積Ａ４が演算可能である。
【００７１】
方向制御弁２１に関して目標ブリード流量Ｑ２０は、
Ｑ２０＝Ｃ６・Ａ４・√ＰＳ　・・・　（１３）
ＰＳ＝｛Ｑ２０／（Ｃ６・Ａ４）｝２　・・・　（１４）
と表され、（８）、（１４）式によって
ＰＳ＝｛（Ｑ０−ＱＡ）／（Ｃ６・Ａ４）｝２　・・・　（１４）′
と表せる。（１３）、（１４）、（１４）′式、においてＣ６は流量係数である。
【００７２】
したがって、（１０）式に（１２）、（１４）′式を代入することによって、回収弁６２の目標開口面積Ａ２０を求めることができる。このように、圧力センサ５７、５８を用いず演算によって圧力Ｐｃｙｌ、Ｐｓを求め、回収弁６２の目標開口面積Ａ２０を求めることも可能である。
【００７３】
第２、第３の実施形態によれば、第１の実施形態で使用する油圧モータよりも応答性が遅い油圧モータを使用することができる。応答性が早い油圧モータを使用する場合と比較して応答性が遅い油圧モータを使用する場合はコストを低減できる。
【００７４】
図６は第４の実施形態の油圧回路を示す。図１、図２、図４と同一の構成要素には同一の符号を付している。
【００７５】
本実施形態は、第２の実施形態と第３の実施形態を合わせた構成、つまり第１の実施形態にブリード弁６１と、回収弁６２とを備えた構成である。
【００７６】
各部の構成及び動作は第２の実施形態及び第３の実施形態と同じであるため、説明を省略する。
【００７７】
第４の実施形態によれば、第２、第３の実施形態で使用する油圧モータよりも応答性が遅い油圧モータを使用することができる。応答性が早い油圧モータを使用する場合と比較して応答性が遅い油圧モータを使用する場合はコストを低減できる。
【００７８】
なお、第１〜第４の実施形態では、エネルギー回収用の油圧モータ３０の回転軸にエネルギー回生用の油圧ポンプ４０の回転軸を接続している。しかし、油圧モータ３０の回転軸に他のアクチュエータを接続するようにしてもよい。例えば、図７に示すように、油圧モータ３０の回転軸にエンジン１の回転軸を接続し、主油圧ポンプ２の駆動を補助するようにすることも可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】図１は第１の実施形態の油圧回路を示す図である。
【図２】図２は第２の実施形態の油圧回路を示す図である。
【図３】図３は開口面積とスプールのストロークとの関係を示す図である。
【図４】図４は第３の実施形態の油圧回路を示す図である。
【図５】図５は開口面積とスプールのストロークとの関係を示す図である。
【図６】図６は第４の実施形態の油圧回路を示す図である。
【図７】図７は第１〜第４の実施形態における他の実施形態を示す図である。
【図８】図８は従来の油圧回路を示す図である。
【図９】図９（ａ）はスプールの特性を示す図であり、図９（ｂ）は油圧モータの特性を示す図である。
【符号の説明】
４　油圧シリンダ
２４　操作レバー
２５　コントローラ
３０　油圧モータ
４０　油圧ポンプ
３１、４１　容量変更部
３３、４３　電磁比例弁
６１　ブリード弁
６２　方向制御弁[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a device for recovering energy of return pressure oil flowing out of a hydraulic actuator, and controls the capacity of a hydraulic motor on the assumption that return pressure oil flows out to a tank via a throttle.
[0002]
[Prior art]
Patent Literature 1 discloses an example of a hydraulic oil energy recovery device that recovers energy of return hydraulic oil output from a hydraulic actuator while driving a work machine with the hydraulic actuator.
[0003]
FIG. 8 is a diagram showing a hydraulic circuit equivalent to this device, and assumes a hydraulic circuit mounted on a hydraulic shovel. Here, a hydraulic cylinder 4 is used as a hydraulic actuator. Here, the actuator for energy recovery is a variable displacement hydraulic motor 10.
[0004]
The energy recovery operation of the energy recovery device shown in FIG. 8 will be described. The pressure oil discharged from the main hydraulic pump 1 is input to one pressure oil chamber 4 a of the hydraulic cylinder 4 via the direction control valve 3. Then, the work machine (boom) 5 operates. On the other hand, return pressure oil is output from the other pressure oil chamber 4b of the hydraulic cylinder 4. When the energy of the return pressure oil is not recovered, the switching position of the direction switching valve 6 is set to the position 6a, and the return pressure oil is discharged to the tank 7. When recovering the energy of the return pressure oil, the switching position of the direction switching valve 6 is set to the position 6b, the return pressure oil is input to the energy recovery hydraulic motor 10, and the hydraulic motor 10 is driven to rotate. Since the rotating shaft of the hydraulic motor 10 is connected to the engine 2, the engine 2 is driven by the rotating force of the hydraulic motor 10. Thus, the energy of the return pressure oil is regenerated as energy for driving the engine 2.
[0005]
By the way, the speed of the working machine 5, that is, the speed of the hydraulic cylinder 4 changes according to a change in the flow rate of the return pressure oil. Therefore, the flow rate control of the return pressure oil is performed to control the speed of the work implement 5. When the energy of the return pressure oil is not recovered, the flow rate control of the return pressure oil is performed by the operation of the spool of the direction control valve 3. When recovering the energy of the return pressure oil, the flow rate control of the return pressure oil is performed by controlling the capacity of the hydraulic motor 10 for energy recovery.
[0006]
The displacement control of the hydraulic motor 10 is performed by operating the operation lever 14. The direction control valve 13 is mechanically connected to the operation lever 14 via a rod 15. The position of the direction control valve 13 is switched in accordance with the operation on the operation lever 14, and the input and discharge of the hydraulic oil of the hydraulic cylinder 11 are controlled.
[0007]
(Patent Document 1)
JP-A-56-115428
[Problems to be solved by the invention]
FIG. 9A is a diagram showing the relationship between the flow rate Q of the return pressure oil and the pressure P when the return pressure oil is discharged to the tank 7 via the direction control valve 3, and FIG. 9B is a hydraulic motor. It is a figure which shows the relationship between flow Q of return pressure oil, and pressure P at the time of recovering the energy of return pressure oil at 10. FIGS. 9A and 9B show characteristics when the operation amount of the operation lever is fixed.
[0008]
The characteristics of the directional control valve 3 shown in FIG. 9A, that is, the characteristics of the spool, and the characteristics of the hydraulic motor shown in FIG. 9B are different. Therefore, when the flow direction of the return pressure oil is switched by the direction switching valve 6, the flow rate of the return pressure oil changes, and the speed of the boom 5 changes. Therefore, the operator feels uncomfortable with the operability of the boom 5.
[0009]
Further, if a disturbance acts on the operating boom 5 and the speed of the boom 5 increases, the speed of the hydraulic cylinder 4 increases, and the flow rate Q of the return pressure oil output from the hydraulic cylinder 4 increases. It is assumed that when the flow rate Q of the return pressure oil is equal to or more than a predetermined amount (Qs or more), the flow rate Q of the return pressure oil increases by ΔQ due to disturbance. When the energy of the return pressure oil is not recovered, the pressure increase with respect to the flow rate increase ΔQ of the return pressure oil is ΔP1, based on the characteristics of the spool shown in FIG. When recovering the energy of the return pressure oil, the pressure increase with respect to the flow rate increase ΔQ of the return pressure oil is ΔP2 from the characteristics of the hydraulic motor shown in FIG. 9B. ΔP2 is much larger than ΔP1, and a sudden pressure rise occurs in the return pressure oil. The rapid rise of the pressure P induces hunting of the boom 5 and causes the operability of the boom 5 to be impaired.
[0010]
The present invention has been made in view of such circumstances, and has as its object to solve the problem of controlling the capacity of a hydraulic motor for inputting return pressure oil and obtaining stable operability of a working machine.
[0011]
Means, actions, and effects for solving the problem
The first invention is
A hydraulic actuator (4) whose speed is controlled in accordance with the displacement amount of the operation element (24); and a hydraulic motor for energy recovery (rotationally driven by inputting return pressure oil output from the hydraulic actuator (4)) 30) in the pressure oil energy recovery device comprising:
The correspondence between the displacement X of the operation element and the opening area A of the virtual stop is stored in advance, and the opening area A of the virtual stop corresponding to the displacement X in accordance with the operation on the operation element. And a target flow rate Q0 of the return pressure oil using the determined opening area A, the pressure P of the return pressure oil, and the general formula of the throttle Q = CA (√P) (C is a flow coefficient). And a control unit (25) that calculates the hydraulic motor (30) and outputs a control command for the hydraulic motor (30).
A control mechanism (31, 33) for controlling the capacity of the hydraulic motor (30) so as to input a control command and to input a return pressure oil having a target flow rate Q0.
It is characterized by.
[0012]
The first invention will be described with reference to FIG.
[0013]
The controller 25 has a relational expression between the displacement X of the operation lever 24 and the opening area A of the virtual diaphragm.
A = f (X) (1)
Is stored in advance.
[0014]
When the operation lever 24 is operated, the opening area A is calculated from the displacement X. Subsequently, based on the opening area A, the pressure PA of the return pressure oil output from the hydraulic cylinder 4 and input to the hydraulic motor 30, and the general formula Q = CA (√P) of the throttle,
Q0 = C1 · A (√PA) (2)
Is calculated. In the equation (2), Q0 is a target flow rate of the return pressure oil output from the pressure oil chamber 4b, and C1 is a flow rate coefficient. Subsequently, by the target flow rate Q0 of the return pressure oil and the rotation speed n of the hydraulic motor 30,
qA0 = (Q0 / n) · C2 (3)
Is calculated. In the equation (3), qA0 is the target capacity of the hydraulic motor 30 for inputting the return pressure oil of the target flow rate Q0, and C2 is the motor efficiency. Then, a displacement control signal ZA is generated to set the displacement qA of the hydraulic motor 30 to the target displacement qA0, and is output to the electromagnetic proportional valve 33.
[0015]
Based on the displacement control signal ZA, the electromagnetic proportional valve 33 controls the position of the piston 31b by adjusting the oil pressure in the hydraulic cylinder 31a of the displacement changing unit 31. Thus, the capacity qA of the hydraulic motor 30 is controlled.
[0016]
According to the first invention, since the capacity of the hydraulic motor for energy recovery is controlled so as to be equal to the case where the flow rate of the return pressure oil is controlled by the throttle, the relationship between the flow rate and the pressure of the return pressure oil is It becomes equal to the characteristic. Therefore, hunting of the working machine is suppressed, and stable operability is obtained.
[0017]
The second invention is
A hydraulic actuator (4) whose speed is controlled in accordance with the operation amount of the operation element (24), and a hydraulic motor for energy recovery (rotationally driven by inputting return pressure oil output from the hydraulic actuator (4)) 30) and a regenerative hydraulic pump (40) driven by the rotational force of the hydraulic motor (30).
The correspondence between the displacement X of the operation element and the opening area A of the virtual stop is stored in advance, and the opening area A of the virtual stop corresponding to the displacement X in accordance with the operation on the operation element. And a target flow rate Q0 of the return pressure oil using the determined opening area A, the pressure P of the return pressure oil, and the general formula of the throttle Q = CA (√P) (C is a flow coefficient). A control unit (25) that calculates the hydraulic motor (30) and the control command of the hydraulic pump (40),
A control mechanism (31, 33, 41, 43) for controlling a capacity of the hydraulic motor (30) and a capacity of the hydraulic pump (40) for inputting a control command and inputting return pressure oil having a target flow rate Q0; Equipped with
It is characterized by.
[0018]
The second invention is obtained by further adding a hydraulic pump for energy regeneration to the first invention.
[0019]
A third invention is the first and second inventions,
A bleed valve (61) between the hydraulic actuator (4) and the hydraulic motor (30);
The control unit (25) is configured to discharge the pressure oil having a difference Q0-QA between the target flow rate Q0 and the flow rate QA of the return pressure oil input to the hydraulic motor (30) to the tank (7). Controlling (61)
It is characterized by.
[0020]
A fourth invention is the first and second inventions,
A direction control valve (62) between the hydraulic actuator (4) and the hydraulic motor (30);
The control unit (25) is configured to discharge the pressure oil having a difference Q0-QA between the target flow rate Q0 and the flow rate Q of the return pressure oil input to the hydraulic motor to the tank (7). Controlling)
It is characterized by.
[0021]
According to the third and fourth aspects of the invention, it is possible to use a hydraulic motor having a slower response than the hydraulic motor used in the first aspect of the invention. The cost can be reduced when a hydraulic motor having a slow response is used as compared with a case where a hydraulic motor having a fast response is used.
[0022]
Further, since a part of the return pressure oil from the hydraulic cylinder can be discharged to the tank, it is not necessary to flow all the return pressure oil from the hydraulic cylinder to the hydraulic motor.
[0023]
Therefore, the size of the hydraulic motor can be reduced.
[0024]
According to a fifth aspect, in the first and second aspects,
A bleed valve (61) and a direction control valve (62) between the hydraulic actuator (4) and the hydraulic motor (30);
The control unit (25) is configured to discharge the pressure oil having a difference Q0-QA between the target flow rate Q0 and the flow rate Q of the return pressure oil input to the hydraulic motor (30) to the tank (7). (61) and controlling the directional control valve (62).
It is characterized by.
[0025]
According to the fifth aspect, it is possible to use a hydraulic motor having a slower response than the hydraulic motor used in the second and third aspects. The cost can be reduced when a hydraulic motor having a slow response is used as compared with a case where a hydraulic motor having a fast response is used.
[0026]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a pressure oil energy regeneration device according to the present invention will be described with reference to the drawings.
[0027]
FIG. 1 shows a hydraulic circuit of the first embodiment. In the embodiment, a hydraulic circuit mounted on a hydraulic shovel is assumed.
[0028]
The main hydraulic pump 1 is of a variable displacement type and is driven by the engine 2. Note that the engine 2 may be a motor.
[0029]
The direction control valve 21 switches the outflow direction of the hydraulic oil from the main hydraulic pump 1 to the hydraulic cylinder 4 and the outflow direction of the hydraulic oil from the hydraulic cylinder 4 to the tank 7 according to the operation of the operation lever 24. The direction control valve 21 adjusts the operation of the spool according to the operation on the operation lever 24, and controls the flow rate of the return pressure oil.
[0030]
The hydraulic cylinder 4 has pressure oil chambers 4a and 4b, and operates the boom 5 by inputting pressure oil from the main hydraulic pump 1 to the pressure oil chamber 4a or the pressure oil chamber 4b.
[0031]
The recovery valve 22 has two switching positions. One position 22a communicates the pressure oil chamber 4b of the hydraulic cylinder 4 with the main hydraulic pump 1 or the tank 7 according to the position of the spool of the direction control valve 21, and the other position 22b is the pressure oil chamber 4b of the hydraulic cylinder 4 And the hydraulic motor 30. The recovery valve 22 is switched according to a position switching signal R from the controller 25.
[0032]
In the present embodiment, a plurality of direction control valves 21, hydraulic cylinders 4, work implements 5, and recovery valves 22 are provided in plurality, respectively, and the return pressure oil output from the hydraulic cylinders 4 is selected by the controller 24. Only the energy of the return pressure oil output from one of the hydraulic cylinders 4 is recovered.
[0033]
The rotating shafts of the variable displacement hydraulic motor 30 and the variable displacement hydraulic pump 40 are connected to each other. The hydraulic motor 30 rotates when the return pressure oil output from the pressure oil chamber 4 b of the hydraulic cylinder 4 is input, and the rotation of the hydraulic motor 30 causes the hydraulic pump 40 to rotate. In this specification, the hydraulic motor 30 and the hydraulic pump 40 are described as being of a swash plate type, but the present invention is not limited to this.
[0034]
The capacity changing unit 31 includes a cylinder 31a, a piston 31b, and a spring 31c. A piston 31b connected to a swash plate of the hydraulic motor 30 is slidably provided in the cylinder 31a. The pressure of the pressure oil acts on one end of the piston 31b, and the spring force of the spring 31c acts on the other end. When the pressure of the pressure oil acting on one end of the piston 31b is larger than the spring force acting on the other end, the piston 31b slides in the cylinder 31a, and the tilt angle of the swash plate of the hydraulic motor 30 decreases. Then, the capacity of the hydraulic motor 30 decreases. When the pressure of the pressure oil acting on one end of the piston 31b is smaller than the spring force acting on the other end, the piston 31b slides in the cylinder 31a, and the tilt angle of the swash plate of the hydraulic motor 30 increases. Then, the capacity of the hydraulic motor 30 increases.
[0035]
When the pressure of the hydraulic oil acting on one end of the piston 31b is larger than the spring force acting on the other end, the capacity of the hydraulic motor 30 is increased, and the pressure of the hydraulic oil acting on one end of the piston 31b is increased. May be configured so that the capacity of the hydraulic motor 30 is reduced when the spring force acting on the hydraulic motor 30 is smaller.
[0036]
The electromagnetic proportional valve 33 switches between supply of pressure oil from the pressure source 12 to the capacity change unit 31 and discharge of pressure oil from the capacity change unit 31 to the tank 7 in accordance with the capacity control signal ZA from the controller 25. The pressure of the pressure oil acting on the piston 31b is controlled.
[0037]
The configuration of the capacity changing unit 41 is the same as the configuration of the capacity changing unit 31, and the configuration of the electromagnetic proportional valve 43 is the same as the configuration of the electromagnetic proportional valve 33.
[0038]
The controller 25 inputs signals from various sensors 51 to 56, outputs a position switching signal R to the recovery valve 22, and outputs capacity control signals ZA and ZB to the electromagnetic proportional valves 33 and 43. Assuming that a virtual throttle is provided between the hydraulic cylinder 4 and the hydraulic motor 30, the controller 25 preliminarily determines the relationship between the displacement X of the operation lever 24 and the opening area A of the virtual throttle at that time. It is memorized. It is desirable that the characteristics of the virtual throttle be equal to the characteristics of the spool of the direction control valve 21. The displacement amount X of the operation lever 24 and the opening area A of the virtual stop are:
A = f (X) (1)
It can be expressed by the relational expression. Equation (1) is stored in the controller 25. When a plurality of working machines 5 are provided as shown in FIG. 1 and return hydraulic oil is output from the plurality of hydraulic cylinders 4, the controller 25 determines that only the return hydraulic oil having the largest flow rate is a hydraulic motor. The switching positions of the plurality of recovery valves 22 are controlled so as to be input to the recovery valve 30.
[0039]
Various sensors 51 to 56 are provided in the hydraulic circuit. The displacement sensor 51 detects a displacement X of the operation lever 24. The displacement sensor 51 is a kind of potentiometer. The rotation sensor 52 detects the rotation speed n of the hydraulic motor 30 and the hydraulic pump 40. The pressure sensor 53 detects the pressure PA of the return pressure oil input to the hydraulic motor 30. The pressure sensor 54 detects the pressure PB of the pressure oil discharged from the hydraulic pump 40. The stroke sensor 55 detects a stroke SA of the piston 31b, and the stroke sensor 56 detects a stroke SB of the piston 41b.
[0040]
The pressure oil energy recovery operation according to the present embodiment will be described.
[0041]
When a predetermined operation is performed on the operation lever 24, the direction control valve 21 communicates the main hydraulic pump 1 with the pressure oil chamber 4a of the hydraulic cylinder 4. The recovery valve 22 communicates the pressure oil chamber 4 b of the hydraulic cylinder 4 with the hydraulic motor 30. Then, the pressure oil discharged from the main hydraulic pump 1 is input to the pressure oil chamber 4 a of the hydraulic cylinder 4 via the direction control valve 21. On the other hand, return pressure oil is output from the pressure oil chamber 4b. The return pressure oil is input to the hydraulic motor 30 via the recovery valve 22. Further, the rotation of the hydraulic motor 30 causes the hydraulic pump 40 to rotate. The pressure oil discharged from the hydraulic pump 40 is combined with the pressure oil discharged from the main hydraulic pump 1.
[0042]
Next, each control performed by the controller 25 at the time of the hydraulic oil energy recovery operation will be described.
[0043]
When the return pressure oil is output from the pressure oil chamber 4 b of the hydraulic cylinder 4 by the operation on the operation lever 24, the controller 25 outputs a position switching signal R to the recovery valve 22. The recovery valve 22 is switched to the position 22b according to the position switching signal R. Then, the return pressure oil is input to the hydraulic motor 30 via the recovery valve 22.
[0044]
The controller 25 calculates the virtual aperture area A corresponding to the displacement amount X of the operation lever 24 and the displacement amount X of the operation lever 24 by the above equation (1). Subsequently, based on the opening area A, the pressure PA of the return pressure oil output from the hydraulic cylinder 4 and input to the hydraulic motor 30, and the general formula Q = CA (√P) of the throttle,
Q0 = C1 · A (√PA) (2)
Is calculated. In the equation (2), Q0 is a target flow rate of the return pressure oil output from the pressure oil chamber 4b, and C1 is a flow rate coefficient. Subsequently, by the target flow rate Q0 of the return pressure oil and the rotation speed n of the hydraulic motor 30,
qA0 = (Q0 / n) · C2 (3)
Is calculated. In the equation (3), qA0 is the target capacity of the hydraulic motor 30 for inputting the return pressure oil of the target flow rate Q0, and C2 is the motor efficiency. Then, a displacement control signal ZA is generated to set the displacement qA of the hydraulic motor 30 to the target displacement qA0, and is output to the electromagnetic proportional valve 33.
[0045]
The electromagnetic proportional valve 33 is controlled based on the displacement control signal ZA. When qA0> qA, the displacement control signal ZA is a command to increase the displacement of the hydraulic motor 30. The electromagnetic proportional valve 33 controls the pressure of the pressure oil output from the pressure source 12 and outputs the pressure to the cylinder 31 a of the capacity changing unit 31. Then, the stroke SA of the piston 31b changes, and the capacity qA of the hydraulic motor 30 increases. When qA0 <qA, the displacement control signal ZA is a command to decrease the displacement of the hydraulic motor 30. The electromagnetic proportional valve 33 discharges the pressure oil in the cylinder 31 a of the capacity changing unit 31 to the tank 7. Then, the stroke SA of the piston 31b changes, and the capacity qA of the hydraulic motor 30 decreases. When qA0 = qA, the capacity control signal ZA is a command to maintain the current state.
[0046]
The stroke SA of the piston 31b is fed back to the controller 25. Since the stroke SA of the piston 31b is proportional to the capacity qA of the hydraulic motor 30, the capacity qA of the hydraulic motor 30 is calculated based on the stroke SA of the piston 31b. Then, the displacement control of the hydraulic motor 30 is performed so that qA = qA0.
[0047]
The capacity qB of the hydraulic pump 40 is controlled within a rotatable range by the torque of the hydraulic motor 30. For example, in the controller 25, the maximum capacity rotatable by the rotational force of the hydraulic motor 30 is the capacity qA of the hydraulic motor 30, the pressure PA of the return pressure oil input to the hydraulic motor 30, and the pressure oil discharged from the hydraulic pump 40. Is calculated using the pressure PB, and the target capacity qB0 is obtained. Then, a displacement control signal ZB is generated to set the displacement qB of the hydraulic pump 40 to the target displacement qB0, and is output to the electromagnetic proportional valve 43.
[0048]
The electromagnetic proportional valve 43 is controlled based on the displacement control signal ZB. When qB0> qB, the displacement control signal ZB is a command to increase the displacement of the hydraulic pump 40. The electromagnetic proportional valve 43 controls the pressure of the pressure oil output from the pressure source 12 and outputs the pressure to the cylinder 41 a of the capacity changing unit 41. Then, the stroke SB of the piston 41b changes, and the capacity qB of the hydraulic pump 40 increases. When qB0 <qB, the displacement control signal ZB is a command to reduce the displacement of the hydraulic pump 40. The electromagnetic proportional valve 43 discharges the pressure oil in the cylinder 41 a of the capacity changing unit 41 to the tank 7. Then, the stroke SB of the piston 41b changes, and the capacity qB of the hydraulic pump 40 decreases. When qB0 = qB, the capacity control signal ZB is a command to maintain the current state.
[0049]
The stroke SB of the piston 41b is fed back to the controller 25. Since the stroke SB of the piston 41b is proportional to the capacity qB of the hydraulic pump 40, the capacity qB of the hydraulic pump 40 is calculated based on the stroke SB of the piston 41b. Then, the displacement control of the hydraulic pump 40 is performed so that qB = qB0.
[0050]
According to the first embodiment, the capacity of the hydraulic motor for energy recovery is controlled so that the flow rate of the return pressure oil is equal to the case where the flow rate of the return pressure oil is controlled by the throttle. It becomes equivalent to the characteristics of the spool. Therefore, hunting of the working machine is suppressed, and stable operability is obtained.
[0051]
In the first embodiment, it is assumed that the hydraulic motor 30 having a quick response to the displacement control signal ZA of the controller 25 is used. Next, a case where the hydraulic motor 30 having a slow response to the displacement control signal ZA of the controller 25 is used will be described as second to fourth embodiments.
[0052]
FIG. 2 shows a hydraulic circuit according to a second embodiment. The same components as those in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals.
[0053]
This embodiment has a configuration in which a bleed valve 61 is added to the configuration of the first embodiment. The opening area A1 of the bleed valve 61 changes according to the spool stroke Y1, and the spool operates according to a stroke command Ys1 from the controller 25. The relationship shown in FIG. 3 exists between the opening area A and the stroke Y of the spool. In the controller 25, the opening area A1 of the bleed valve 61 is calculated, the stroke Y1 of the spool is specified from the opening area A1, and a stroke command Ys1 corresponding to the stroke Y1 is generated.
[0054]
Next, each control performed by the controller 25 at the time of the hydraulic oil energy recovery operation in the present embodiment will be described.
[0055]
Among the controls of the controller 25, the displacement control of the hydraulic motor 30 and the hydraulic pump 40 is the same as in the first embodiment. In the present embodiment, since the response of the hydraulic motor 30 is slow, an excess flow occurs between the target flow Q0 of the return pressure oil and the flow QA that can be actually input by the hydraulic motor 30. Therefore, the surplus flow rate is temporarily discharged to the tank 7 by the bleed valve 61, and a rapid pressure increase of the return pressure oil is suppressed.
[0056]
In the controller 25, the rotational speed n of the hydraulic motor 30 and the capacity qA of the hydraulic motor 30 calculated based on the stroke SA of the piston 31b,
QA = n · qA · C2 (4)
Is calculated. In the equation (4), QA is the flow rate of the return pressure oil input to the hydraulic motor 30.
[0057]
The surplus flow rate of the pressure oil to be discharged by the bleed valve 61 is obtained as a target bleed flow rate Q10. The target bleed flow rate Q10 is determined by the flow rate QA of the return pressure oil input to the hydraulic motor 30 and the target flow rate Q0 of the return pressure oil output from the pressure oil chamber 4b.
Q10 = Q0−QA (5)
Can be expressed as Further, the target bleed flow rate Q10 is calculated based on the general formula Q = CA (＝ P) of the restriction.
Q10 = C3 · A10 (√PA) (6)
Can also be expressed. In the equation (6), A10 is a target opening area of the bleed valve 61, and C3 is a flow coefficient. According to equations (5) and (6),
A10 = (Q0−QA) / {C3 ({PA)} (7)
Is calculated. Then, the stroke Y1 of the bleed valve 61 is determined from FIG. 3 so that the opening area A1 of the bleed valve 61 becomes the target opening area A10. Further, a stroke command Ys1 corresponding to the stroke Y1 is generated and output to the bleed valve 61.
[0058]
Thus, the spool of the bleed valve 61 is operated based on the stroke command Ys1, and the return pressure oil having the target bleed flow rate Q10 is discharged to the tank 7. When Q0 = n · qA · C2, the bleed valve 61 is closed, and the discharge of the return pressure oil to the tank 7 is stopped.
[0059]
FIG. 4 shows a hydraulic circuit according to the third embodiment. 1 and 2 are denoted by the same reference numerals.
[0060]
This embodiment has a configuration in which a recovery valve 62 is provided instead of the two-position recovery valve 22 of the first embodiment.
[0061]
The recovery valve 62 communicates the hydraulic oil chamber 4b of the hydraulic cylinder 4 with the main hydraulic pump 1 or the tank 7, or communicates the hydraulic oil chamber 4b of the hydraulic cylinder 4 with the hydraulic motor 30, depending on the position of the spool. Alternatively, the hydraulic oil chamber 4b of the hydraulic cylinder 4 communicates with the main hydraulic pump 1 or the tank 7, and the hydraulic oil chamber 4b of the hydraulic cylinder 4 communicates with the hydraulic motor 30. The opening area A2 on the direction control valve 21 side and the opening area A3 on the hydraulic motor 30 side of the recovery valve 62 change according to the stroke Y2 of the spool, and the spool operates according to a stroke command Ys2 from the controller 25. There is a relationship between the opening area A and the stroke Y of the spool as shown in FIG. In the controller 25, the opening area A2 of the collection valve 62 on the direction control valve 21 side is calculated, the stroke Y2 of the spool is specified from the opening area A2, and a stroke command Ys2 corresponding to the stroke Y2 is generated.
[0062]
The hydraulic circuit is provided with pressure sensors 57 and 58 in addition to the various sensors 51 to 56. The pressure sensor 57 detects the pressure Pcyl of the return pressure oil that is output from the pressure oil chamber 4 b of the hydraulic cylinder 4 and is not input to the recovery valve 62. The pressure sensor 58 detects the pressure Ps of the return pressure oil output from the recovery valve 62 and discharged to the tank 7. The pressures Pcyl and Ps detected by the pressure sensors 57 and 58 are input to the controller 25.
[0063]
Next, each control performed by the controller 25 at the time of the hydraulic oil energy recovery operation in the present embodiment will be described.
[0064]
Among the controls of the controller 25, the displacement control of the hydraulic motor 30 and the hydraulic pump 40 is the same as in the first and second embodiments. In the present embodiment, since the response of the hydraulic motor 30 is slow, an excess flow occurs between the target flow Q0 of the return pressure oil and the flow QA that can be actually input by the hydraulic motor 30. Therefore, the surplus flow rate is temporarily discharged to the tank 7 by the recovery valve 62, and a rapid pressure increase of the return pressure oil is suppressed.
[0065]
In the controller 25, the rotational speed n of the hydraulic motor 30 and the capacity qA of the hydraulic motor 30 calculated based on the stroke SA of the piston 31b,
QA = n · qA · C2 (4)
Is calculated. In the equation (4), QA is the flow rate of the return pressure oil input to the hydraulic motor 30.
[0066]
The surplus flow rate of the pressure oil to be discharged by the recovery valve 62 is obtained as a target bleed flow rate Q20. The target bleed flow rate Q20 is determined by the flow rate QA of the return pressure oil input to the hydraulic motor 30 and the target flow rate Q0 of the return pressure oil output from the pressure oil chamber 4b.
Q20 = Q0-QA (8)
Can be expressed as Further, the target bleed flow rate Q20 is calculated based on the general formula Q = CA (√P) of the restriction.
Q20 = C4 · A20 {(Pcyl-Ps)} (9)
Can also be expressed. In the expression (9), A20 is a target opening area of the collection valve 62 on the direction control valve 21 side, and C4 is a flow coefficient. According to equations (8) and (9),
A20 = (Q0−QA) / {C4 · {(Pcyl−Ps)}} (10)
Is calculated. Then, the stroke Y2 of the recovery valve 62 is determined from FIG. 5 so that the opening area A2 of the recovery valve 62 becomes the target opening area A20. Further, a stroke command Ys2 corresponding to the stroke Y2 is generated and output to the recovery valve 62.
[0067]
Thus, the spool of the recovery valve 62 is operated based on the stroke command Ys2, and the return pressure oil having the target bleed flow rate Q20 is discharged to the tank 7. Then, when Q0 = n · qA · C2, the opening of the recovery valve 62 on the tank 7 side is closed, and the discharge of the return pressure oil to the tank 7 is stopped.
[0068]
In the present embodiment, the pressures Pcyl and Ps can be obtained by calculation without using the pressure sensors 57 and 58, and the target opening area A20 of the recovery valve 62 can be obtained. This will be described below.
[0069]
The flow rate QA that can be input by the hydraulic motor 30 is based on the general formula Q = CA (＝ P) of the throttle,
QA = C5 · A3 · √ (Pcyl-PA) (11)
Pcyl = {QA / (C5 · A3)} 2 + PA (12)
Can be expressed as In equations (11) and (12), A3 is the opening area of the recovery valve 62 on the hydraulic motor 30 side, and C5 is the flow coefficient. If the stroke Y2 of the spool of the recovery valve 62 is determined, A3 is determined according to FIG.
[0070]
On the other hand, the opening area A4 of the direction control valve 21 on the tank 7 side and the stroke Y3 of the spool of the direction control valve 21 have a relationship as shown in FIG. The controller 25 has a relationship between the displacement X output from the displacement sensor 51 and the lever displacement of the operation lever 24, a relationship between the lever displacement of the operation lever 24 and the pressure P11 applied to the direction control valve 21, and a pressure P11. The relationship between the stroke Y3 and the relationship between the stroke Y3 and the opening area A4 (FIG. 3) is set in advance. Therefore, the opening area A4 can be calculated from the displacement X.
[0071]
For the directional control valve 21, the target bleed flow Q20 is
Q20 = C6 ・ A4 ・ √PS (13)
PS = {Q20 / (C6 · A4)} 2 ... (14)
And expressed by equations (8) and (14)
PS = {(Q0-QA) / (C6 · A4)} 2 ... (14) '
Can be expressed as In the equations (13), (14) and (14) ′, C6 is a flow coefficient.
[0072]
Therefore, the target opening area A20 of the recovery valve 62 can be obtained by substituting the equations (12) and (14) 'into the equation (10). As described above, it is also possible to obtain the pressures Pcyl and Ps by calculation without using the pressure sensors 57 and 58, and to obtain the target opening area A20 of the collection valve 62.
[0073]
According to the second and third embodiments, a hydraulic motor having a slower response than the hydraulic motor used in the first embodiment can be used. The cost can be reduced when a hydraulic motor having a slow response is used as compared with a case where a hydraulic motor having a fast response is used.
[0074]
FIG. 6 shows a hydraulic circuit according to a fourth embodiment. 1, 2, and 4 are denoted by the same reference numerals.
[0075]
This embodiment is a configuration in which the second embodiment and the third embodiment are combined, that is, a configuration in which the bleed valve 61 and the collection valve 62 are provided in the first embodiment.
[0076]
The configuration and operation of each unit are the same as in the second embodiment and the third embodiment, and a description thereof will be omitted.
[0077]
According to the fourth embodiment, a hydraulic motor having a slower response than the hydraulic motors used in the second and third embodiments can be used. The cost can be reduced when a hydraulic motor having a slow response is used as compared with a case where a hydraulic motor having a fast response is used.
[0078]
In the first to fourth embodiments, the rotation shaft of the energy recovery hydraulic pump 40 is connected to the rotation shaft of the energy recovery hydraulic motor 30. However, another actuator may be connected to the rotation shaft of the hydraulic motor 30. For example, as shown in FIG. 7, the rotation shaft of the engine 1 may be connected to the rotation shaft of the hydraulic motor 30 to assist the driving of the main hydraulic pump 2.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a hydraulic circuit according to a first embodiment.
FIG. 2 is a diagram illustrating a hydraulic circuit according to a second embodiment.
FIG. 3 is a diagram showing a relationship between an opening area and a stroke of a spool.
FIG. 4 is a diagram illustrating a hydraulic circuit according to a third embodiment.
FIG. 5 is a diagram illustrating a relationship between an opening area and a stroke of a spool.
FIG. 6 is a diagram illustrating a hydraulic circuit according to a fourth embodiment.
FIG. 7 is a diagram showing another embodiment of the first to fourth embodiments.
FIG. 8 is a diagram showing a conventional hydraulic circuit.
9A is a diagram illustrating characteristics of a spool, and FIG. 9B is a diagram illustrating characteristics of a hydraulic motor.
[Explanation of symbols]
4 Hydraulic cylinder
24 Operation lever
25 Controller
30 Hydraulic motor
40 hydraulic pump
31, 41 Capacity change unit
33, 43 Electromagnetic proportional valve
61 Bleed valve
62 directional control valve

Claims (5)

操作子（２４）の変位量に応じて速度が制御される油圧アクチュエータ（４）と、前記油圧アクチュエータ（４）から出力される戻り圧油が入力されて回転駆動するエネルギー回収用の油圧モータ（３０）とを備えた圧油エネルギー回収装置において、
前記操作子の変位量Ｘと仮想の絞りの開口面積Ａとの対応関係を予め記憶しておき、前記操作子に対する操作に応じて、その変位量Ｘに対応する前記仮想の絞りの開口面積Ａを求めると共に、求めた開口面積Ａと、戻り圧油の圧力Ｐと、絞りの一般公式Ｑ＝Ｃ・Ａ（√Ｐ）（Ｃは流量係数）と、を用いて戻り圧油の目標流量Ｑ０を演算し、前記油圧モータ（３０）の制御指令を出力する制御部（２５）と、
制御指令を入力し、目標流量Ｑ０の戻り圧油を入力すべく前記油圧モータ（３０）の容量を制御する制御機構（３１、３３）と、を備えたこと
を特徴とする圧油エネルギー回収装置。A hydraulic actuator (4) whose speed is controlled in accordance with the displacement amount of the operation element (24); and a hydraulic motor for energy recovery (rotationally driven by inputting return pressure oil output from the hydraulic actuator (4)) 30) in the pressure oil energy recovery device comprising:
The correspondence between the displacement X of the operation element and the opening area A of the virtual stop is stored in advance, and the opening area A of the virtual stop corresponding to the displacement X in accordance with the operation on the operation element. And a target flow rate Q0 of the return pressure oil using the determined opening area A, the pressure P of the return pressure oil, and the general formula of the throttle Q = CA (√P) (C is a flow coefficient). And a control unit (25) that calculates the hydraulic motor (30) and outputs a control command for the hydraulic motor (30).
A control mechanism (31, 33) for inputting a control command and controlling the capacity of the hydraulic motor (30) so as to input a return pressure oil having a target flow rate Q0. . 操作子（２４）の操作量に応じて速度が制御される油圧アクチュエータ（４）と、前記油圧アクチュエータ（４）から出力される戻り圧油が入力されて回転駆動するエネルギー回収用の油圧モータ（３０）と、前記油圧モータ（３０）の回転力で駆動される回生用の油圧ポンプ（４０）とを備えた圧油エネルギー回収装置において、
前記操作子の変位量Ｘと仮想の絞りの開口面積Ａとの対応関係を予め記憶しておき、前記操作子に対する操作に応じて、その変位量Ｘに対応する前記仮想の絞りの開口面積Ａを求めると共に、求めた開口面積Ａと、戻り圧油の圧力Ｐと、絞りの一般公式Ｑ＝Ｃ・Ａ（√Ｐ）（Ｃは流量係数）と、を用いて戻り圧油の目標流量Ｑ０を演算し、前記油圧モータ（３０）と前記油圧ポンプ（４０）の制御指令を出力する制御部（２５）と、
制御指令を入力し、目標流量Ｑ０の戻り圧油を入力すべく前記油圧モータ（３０）の容量と前記油圧ポンプ（４０）の容量とを制御する制御機構（３１、３３、４１、４３）と、を備えたこと
を特徴とする圧油エネルギー回収装置。A hydraulic actuator (4) whose speed is controlled in accordance with the operation amount of the operation element (24), and a hydraulic motor for energy recovery (rotationally driven by inputting return pressure oil output from the hydraulic actuator (4)) 30) and a regenerative hydraulic pump (40) driven by the rotational force of the hydraulic motor (30).
The correspondence between the displacement X of the operation element and the opening area A of the virtual stop is stored in advance, and the opening area A of the virtual stop corresponding to the displacement X in accordance with the operation on the operation element. And a target flow rate Q0 of the return pressure oil using the determined opening area A, the pressure P of the return pressure oil, and the general formula of the throttle Q = CA (√P) (C is a flow coefficient). A control unit (25) that calculates the hydraulic motor (30) and the control command of the hydraulic pump (40),
A control mechanism (31, 33, 41, 43) for controlling a capacity of the hydraulic motor (30) and a capacity of the hydraulic pump (40) for inputting a control command and inputting return pressure oil having a target flow rate Q0; , A pressure oil energy recovery device comprising: 前記油圧アクチュエータ（４）と前記油圧モータ（３０）との間にブリード弁（６１）を備え、
前記制御部（２５）は、目標流量Ｑ０と前記油圧モータ（３０）に入力される戻り圧油の流量ＱＡとの差Ｑ０−ＱＡの圧油をタンク（７）に排出するように前記ブリード弁（６１）を制御すること
を特徴とする請求項１又は請求項２記載の圧油エネルギー回収装置。A bleed valve (61) between the hydraulic actuator (4) and the hydraulic motor (30);
The control unit (25) is configured to discharge the pressure oil having a difference Q0-QA between the target flow rate Q0 and the flow rate QA of the return pressure oil input to the hydraulic motor (30) to the tank (7). The pressure oil energy recovery device according to claim 1 or 2, wherein (61) is controlled. 前記油圧アクチュエータ（４）と前記油圧モータ（３０）との間に方向制御弁（６２）を備え、
前記制御部（２５）は、目標流量Ｑ０と前記油圧モータに入力される戻り圧油の流量Ｑとの差Ｑ０−ＱＡの圧油をタンク（７）に排出するように前記方向制御弁（６２）を制御すること
を特徴とする請求項１又は請求項２記載の圧油エネルギー回収装置。A direction control valve (62) between the hydraulic actuator (4) and the hydraulic motor (30);
The control unit (25) is configured to discharge the pressure oil having a difference Q0-QA between the target flow rate Q0 and the flow rate Q of the return pressure oil input to the hydraulic motor to the tank (7). The pressure oil energy recovery device according to claim 1 or 2, wherein the pressure oil energy recovery device is controlled. 前記油圧アクチュエータ（４）と前記油圧モータ（３０）との間にブリード弁（６１）と、方向制御弁（６２）と、を備え、
前記制御部（２５）は、目標流量Ｑ０と前記油圧モータ（３０）に入力される戻り圧油の流量Ｑとの差Ｑ０−ＱＡの圧油をタンク（７）に排出するように前記ブリード弁（６１）及び前記方向制御弁（６２）を制御すること
を特徴とする請求項１又は請求項２記載の圧油エネルギー回収装置。A bleed valve (61) and a direction control valve (62) between the hydraulic actuator (4) and the hydraulic motor (30);
The control unit (25) is configured to discharge the pressure oil having a difference Q0-QA between the target flow rate Q0 and the flow rate Q of the return pressure oil input to the hydraulic motor (30) to the tank (7). The pressure oil energy recovery device according to claim 1 or 2, wherein the pressure oil energy recovery device controls the direction control valve (62).
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