JP2009108987A - Hydraulic control device for construction machine - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic control device for a construction machine having, in positive control of a variable displacement type pump employing load sensing, a differential pressure adjusting part comprised of an electromagnetic variable pressure reducing valve, and introducing an external signal generated according to the operation state of the hydraulic actuator to the pressure reducing valve. <P>SOLUTION: Delivery pressure Pd of a pump 22 and pressure Ps of the hydraulic actuator are provided to a differential pressure adjusting means 28 as electric signal E(Pd), E(Ps) via hydraulic pressure-electricity conversion parts 202, 204 respectively. An operation part 200 subtracts a spring component E(Spr) and an external signal component E(Z) from a component (E(Pd)-E(Ps)) corresponding to differential pressure. In this case, signs (-, +) of E(Z) correspond to goodness of response and goodness of stability of characteristics of a control system of the hydraulic control device respectively. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、油圧ショベル等の建設機械を操作中、各油圧アクチュエータに圧油を供給する可変容量型ポンプのポジコン制御に関する。   The present invention relates to positive control of a variable displacement pump that supplies pressure oil to each hydraulic actuator during operation of a construction machine such as a hydraulic excavator.

可変容量型ポンプのポジコン制御は、一般に図７（特許文献１の図１５に対応する）に示されるように、センターバイパス通路１００を有する切換弁Ｖ１、Ｖ２、Ｖ３にポンプ吐出容量調整機構１０２を有する可変容量型ポンプＰＭの吐出油を供給し、当該可変容量型ポンプＰＭの吐出容量を前記切換弁の操作信号（ａ１、ｂ１）、（ａ２、ｂ２）、（ａ３、ｂ３）にて調整し、各切換弁の操作量の増加に従い、当該可変容量型ポンプＰＭの吐出流量を増加するよう構成するものである。   As shown in FIG. 7 (corresponding to FIG. 15 of Patent Document 1), the positive displacement control of the variable displacement pump is generally performed by providing a pump discharge capacity adjusting mechanism 102 to the switching valves V1, V2, and V3 having the center bypass passage 100. The discharge capacity of the variable displacement pump PM is supplied, and the discharge capacity of the variable displacement pump PM is adjusted by the operation signals (a1, b1), (a2, b2), (a3, b3) of the switching valve. The discharge flow rate of the variable displacement pump PM is increased as the operation amount of each switching valve increases.

このポジコンシステムの場合、切換弁の中立および操作途中では、可変容量ポンプＰＭの吐出油の一部をセンターバイパス通路１００からタンクＴへ放出しているのでネガコンシステムの場合と同様、操作性においては良好であるもののシステム効率および複合操作時の操作性等においては、問題点を有する。特に可変容量型ポンプＰＭの吐出容量はセンターバイパス通路１００の開度如何にかかわらず、切換弁の操作信号に対応して一義的に定まるので、センターバイパス通路１００の開度とシリンダポートへの開口通路との面積およびタイミング調整が難しく、ポンプ供給ラインには異常高圧または供給圧力の立ち遅れ等の問題が生ずる恐れがある。なお、可変容量型ポンプＰＭの吐出容量は、前記切換弁の操作信号と並行して出力される信号により調整されるのでシステムの応答性は比較的良好である。   In the case of this positive control system, since part of the oil discharged from the variable displacement pump PM is discharged from the center bypass passage 100 to the tank T during the neutral and operation of the switching valve, the operability is the same as in the negative control system. Although it is good, there are problems in system efficiency and operability during complex operation. In particular, the discharge capacity of the variable displacement pump PM is uniquely determined in accordance with the operation signal of the switching valve regardless of the opening of the center bypass passage 100, so that the opening of the center bypass passage 100 and the opening to the cylinder port are determined. It is difficult to adjust the area and timing with the passage, and there is a possibility that problems such as abnormally high pressure or delay in supply pressure may occur in the pump supply line. In addition, since the discharge capacity of the variable displacement pump PM is adjusted by a signal output in parallel with the operation signal of the switching valve, the response of the system is relatively good.

次に、ネガコンシステムの油圧回路図を図８（特許文献１の図１４に対応する）に示す。   Next, a hydraulic circuit diagram of the negative control system is shown in FIG. 8 (corresponding to FIG. 14 of Patent Document 1).

このシステムでは、センターバイパス１００を有する切換弁Ｖ３のセンターバイパス出口に圧力発生手段１０４を設け当該圧力発生手段１０４の上流側圧力を可変容量ポンプＰＭの吐出容量調整機構１０２へ信号圧力Ｐｎとして作用させ、且つ当該吐出流量調整機構１０２は前記信号圧力の低下に応じて吐出容量を増加するよう構成されている。本システムは切換弁からポンプへフィードバックされる信号が低圧であることや、ポンプ吐出油の一部をブリードオフしつつ油圧アクチュエータへ圧油を供給するので、人が操作する油圧ショベル等には操作性に優れており多用されている。しかし、この場合、可変容量ポンプＰＭから切換弁へ供給される圧油は、その切換弁が中立又は操作途中では一部がセンターバイパス通路１００を経てタンクへ放出されるので、この分のエネルギーが熱に変換され捨てられている。特に、切換弁に接続された油圧アクチュエータの負荷が大きい場合には始動までの切換弁の操作量が大きく、この間に絞り捨てされる圧油は、当該圧油によってポンプＰＭの吐出容量は小容量に維持されてはいるが、依然としてエネルギーを無駄に捨てている点において問題がある。   In this system, the pressure generating means 104 is provided at the center bypass outlet of the switching valve V3 having the center bypass 100, and the upstream pressure of the pressure generating means 104 is caused to act as the signal pressure Pn to the discharge capacity adjusting mechanism 102 of the variable capacity pump PM. In addition, the discharge flow rate adjusting mechanism 102 is configured to increase the discharge capacity in accordance with a decrease in the signal pressure. In this system, the signal fed back from the switching valve to the pump is low pressure, and pressure oil is supplied to the hydraulic actuator while part of the pump discharge oil is bleed off. It has excellent properties and is widely used. However, in this case, the pressure oil supplied from the variable displacement pump PM to the switching valve is partly discharged to the tank through the center bypass passage 100 when the switching valve is neutral or in the middle of operation. It is converted into heat and discarded. In particular, when the load of the hydraulic actuator connected to the switching valve is large, the operation amount of the switching valve until the start is large, and the pressure oil that is squeezed out during this time has a small discharge capacity of the pump PM by the pressure oil. However, there is a problem in that it still wastes energy.

一方、このセンターバイパス通路１００から放出される油量を例えば、切換弁のセンターバイパス通路１００を小さくして、比較的小容量とすることは可能であるが、当該シリンダポートへの開口通路との適切な面積およびタイミング調整が非常に困難であり、加工精度や切換弁の操作によってはポンプ吐出油が供給ライン封入されて異常高圧が発生し、却ってエネルギー効率の悪化を招く恐れがある。又、油圧ショベルにおける油圧制御システムでは複数の油圧アクチュエータを同時に操作した場合の操作性つまり可変容量ポンプＰＭからの各油圧アクチュエータへの流量配分特性が極めて重要であるが、この特性は一般には所定のポンプ回転数における流量に対して各切換弁における開口面積によって一義的に定まるものであり、従って、エンジン回転数や負荷圧力が変化した場合には、良好な操作性が維持されない恐れがあるという問題がある。   On the other hand, the amount of oil discharged from the center bypass passage 100 can be made relatively small by reducing the center bypass passage 100 of the switching valve, for example. It is very difficult to adjust the appropriate area and timing, and depending on the processing accuracy and the operation of the switching valve, the pump discharge oil is enclosed in the supply line and an abnormally high pressure is generated, which may lead to deterioration of energy efficiency. In a hydraulic control system for a hydraulic excavator, the operability when a plurality of hydraulic actuators are operated simultaneously, that is, the flow distribution characteristic from the variable displacement pump PM to each hydraulic actuator is extremely important. It is uniquely determined by the opening area of each switching valve with respect to the flow rate at the pump rotation speed. Therefore, there is a possibility that good operability may not be maintained when the engine rotation speed or load pressure changes. There is.

また、図９（特許文献１の図１６に対応する）に示されるように、ロードセンシングシステムにおいては、油圧アクチュエータ１０６への供給油量は切換弁Ｖ１、Ｖ２が操作された時、当該切換弁のメータイン側の差圧が一定となる様、可変容量ポンプＰＭの吐出容量が調整される。従って、ネガコンシステムやポジコンシステムの様に絞り捨てされる油がないのでその分、システム効率は改善される。   Further, as shown in FIG. 9 (corresponding to FIG. 16 of Patent Document 1), in the load sensing system, the amount of oil supplied to the hydraulic actuator 106 is changed when the switching valves V1 and V2 are operated. The discharge capacity of the variable displacement pump PM is adjusted so that the differential pressure on the meter-in side becomes constant. Therefore, since there is no oil to be squeezed out unlike the negative control system and the positive control system, the system efficiency is improved accordingly.

しかし、ポンプ吐出容量を適切に調整するためには前記メータイン側の差圧はある程度、例えば２０ｂａｒ程度以上維持しなければならず、その結果、各切換弁Ｖ１、Ｖ２を通過する毎に通過油量に関らず圧力損失が生じ、システム効率上は依然として問題がある。   However, in order to appropriately adjust the pump discharge capacity, the differential pressure on the meter-in side must be maintained to a certain extent, for example, about 20 bar or more. Regardless, pressure loss occurs and there are still problems with system efficiency.

さらには、ポンプ吐出容量の調整に関して、先ず切換弁を操作し、その結果としてポンプ容量が調整されるため、応答遅れが生ずる等の問題がある。   Furthermore, regarding the adjustment of the pump discharge capacity, first, the switching valve is operated, and as a result, the pump capacity is adjusted.

こうした問題を解消する方法として、図１０（特許文献１の図１に対応する）のブロック線図に示されるように、可変容量型ポンプの吐出流量を吐出容量調整部により制御することが開示されている。この可変容量型ポンプから供給される圧油は、１つまたは複数の切換弁およびその周辺油圧回路を含む切換弁ユニットを介して１つまたは複数の油圧アクチュエータへ与えられる。   As a method for solving such a problem, as shown in the block diagram of FIG. 10 (corresponding to FIG. 1 of Patent Document 1), it is disclosed that the discharge flow rate of the variable displacement pump is controlled by the discharge capacity adjusting unit. ing. The pressure oil supplied from the variable displacement pump is supplied to one or more hydraulic actuators via a switching valve unit including one or more switching valves and a peripheral hydraulic circuit.

オペレータ操作指令部からは、前記各油圧アクチュエータの駆動方向および駆動量が前記切換弁ユニットにパイロット圧油として指令される。さらに、オペレータ操作指令部からは信号圧力としての調整信号Ｘが調整量修正部に与えられている。この調整信号Ｘは切換弁ユニットの切換弁に与えられるパイロット圧油の中で最高圧が選択される。   From the operator operation command section, the drive direction and drive amount of each hydraulic actuator are commanded to the switching valve unit as pilot pressure oil. Further, an adjustment signal X as a signal pressure is given to the adjustment amount correction unit from the operator operation command unit. As the adjustment signal X, the highest pressure is selected from among the pilot pressure oils supplied to the switching valve of the switching valve unit.

一方、前記切換弁ユニットを挟んで、可変容量型ポンプの吐出油圧力Ｐｄと油圧アクチュエータへ供給される圧油の圧力Ｐｓが検出され、その差圧が差圧生成部で形成される。差圧生成部から信号圧力として出力される調整信号Ｙは前記調整量修正部に与えられている。調整量修正部では前記調整信号Ｘに対し調整信号Ｙを作用させて調整信号Ｘを低減させるようになっている。そして、調整量修正部の出力が前記吐出流量調整部に与えられている。   On the other hand, the discharge oil pressure Pd of the variable displacement pump and the pressure Ps of the pressure oil supplied to the hydraulic actuator are detected across the switching valve unit, and the differential pressure is formed by the differential pressure generating unit. The adjustment signal Y output as a signal pressure from the differential pressure generating unit is given to the adjustment amount correcting unit. The adjustment amount correcting unit reduces the adjustment signal X by causing the adjustment signal Y to act on the adjustment signal X. The output of the adjustment amount correction unit is given to the discharge flow rate adjustment unit.

即ち、切換弁への駆動信号の最高圧が差圧（Ｐｄ−Ｐｓ）に対応して修正され、吐出流量調整部に与えられるようになっている。（特許文献１）   That is, the maximum pressure of the drive signal to the switching valve is corrected in accordance with the differential pressure (Pd−Ps) and applied to the discharge flow rate adjusting unit. (Patent Document 1)

なお、前記調整信号Ｙを油電変換して得た電気信号を制御信号として、市販の電磁可変減圧弁（電磁比例減圧弁）を用いて前記調整量修正部を構成することも可能である。（特許文献２）   It is also possible to configure the adjustment amount correcting unit using a commercially available electromagnetic variable pressure reducing valve (electromagnetic proportional pressure reducing valve) using an electric signal obtained by hydroelectric conversion of the adjustment signal Y as a control signal. (Patent Document 2)

しかしながら、前記図１０において、調整量修正部の機能は、オペレータ操作指令部からの調整信号Ｘは差圧生成部からの信号Ｙにより修正するものである。すなわち、この機能を切換弁スプールの開口特性の点から考察すると、油圧アクチュエータの圧力とポンプ吐出圧力との差圧が一定となるように当該差圧により切換弁スプールの開口特性を見かけ上変化させるものではあるが、この差圧によりオペレータ操作指令部からの調整信号Ｘを修正する機能だけでは、オペレータの油圧アクチュエータに対する操作性の点からは違和感がある。   However, in FIG. 10, the function of the adjustment amount correction unit is that the adjustment signal X from the operator operation command unit is corrected by the signal Y from the differential pressure generation unit. That is, considering this function in terms of opening characteristics of the switching valve spool, the opening characteristics of the switching valve spool are apparently changed by the differential pressure so that the differential pressure between the pressure of the hydraulic actuator and the pump discharge pressure is constant. However, only the function of correcting the adjustment signal X from the operator operation command unit by this differential pressure is uncomfortable from the viewpoint of the operability of the operator with respect to the hydraulic actuator.

例えば、図１１のＱ２に示されるように、オペレータが操作量（Ｐｍ）を増加させていく場合、操作量Ｐｍ１まではポンプの理論吐出量に対し相対的に少ない流量が供給され、操作量Ｐｍ１より大きい範囲では相対的に大きい流量が供給されるよう油圧アクチュエータを駆動させたい場合がある。こうした要求を満たすためには、参照符号Ｑ１で示されるように、単に差圧により操作量（Ｐｍ）を修正するだけでは実現できない。こうした切換弁スプールの開口特性を修正するために、スプール外周にノッチなどの切り欠きを設けてその特性を変化させることも行われているが、こうした対策は熟練を要し、ノウハウとして扱われ、明確でなかった。また、特定の切り欠きに形成したスプールを変更しようとしても再加工することは事実上不可能であり、同一のスプールが複数の開口特性を備えるようなことはできない。   For example, as shown by Q2 in FIG. 11, when the operator increases the operation amount (Pm), a relatively small flow rate is supplied up to the operation amount Pm1, and the operation amount Pm1. There is a case in which it is desired to drive the hydraulic actuator so that a relatively large flow rate is supplied in a larger range. In order to satisfy such a requirement, as indicated by reference numeral Q1, it cannot be realized simply by correcting the operation amount (Pm) by the differential pressure. In order to modify the opening characteristics of such a switching valve spool, notches and other notches are provided on the outer periphery of the spool to change its characteristics, but such measures require skill and are treated as know-how. It was not clear. In addition, it is virtually impossible to rework a spool formed in a specific notch, and the same spool cannot have a plurality of opening characteristics.

また、前記図１０のシステムにおいては、操作中において、前述した建設機械のブーム、アーム等の構造物がその固有振動数で振動を起こし、スムースな作業を遂行できない場合がある。図１１のＱ１上に重畳された破線で示す波形Ｖｗは構造物が振動しているとき、ポンプ吐出量が変化する状態を例示するものである。   Further, in the system shown in FIG. 10, during the operation, the structure such as the boom and arm of the construction machine described above may vibrate at its natural frequency and the smooth operation may not be performed. A waveform Vw indicated by a broken line superimposed on Q1 in FIG. 11 illustrates a state in which the pump discharge amount changes when the structure vibrates.

本発明者等の知見に拠れば、この振動の種類（固有振動数）が１つとは限らないが、その振動数はせいぜい数ヘルツ程度である。例えば、ブーム下降操作中に振動が発生すると、同ブームはスムースに下降せず、間歇的な下降動作となり、それに伴い騒音も発生し、こうした現象が頻繁に続くと、ブーム自体やその結合部分の構造物を損傷する恐れがある。   According to the knowledge of the present inventors, the type of vibration (natural frequency) is not always one, but the frequency is at most about several hertz. For example, if vibration occurs during the boom lowering operation, the boom will not move down smoothly, but will move down intermittently, resulting in noise, and if this phenomenon continues frequently, There is a risk of damaging the structure.

また、オペレータにとっては、こうした振動の発生や終息のタイミングが予測できないこともあり、上記の操作上の違和感のみならず、建設機械自体が破損するかもしれないといった恐れを感じることとなる。   In addition, the operator may not be able to predict the timing of occurrence and termination of such vibrations, and thus feels not only the above-mentioned operational discomfort, but also that the construction machine itself may be damaged.

特開２００４−２８３３３号公報JP 2004-28333 A 特開平５−３２４０９２号公報JP-A-5-324092

本発明者等は、上述した点に鑑み、種々検討した結果、前記差圧調整部に対し、差圧信号とは別の油圧アクチュエータの操作状況応じて生成される外部信号を与えることにより前述した問題が基本的に解決できることを見出した。   As a result of various studies in view of the above-mentioned points, the present inventors have described above by giving an external signal generated according to the operation state of the hydraulic actuator different from the differential pressure signal to the differential pressure adjusting unit. I found that the problem could be solved basically.

従って、本発明の目的は、ロードセンシングを採用した可変容量型ポンプのポジコン制御における差圧調整部に油圧アクチュエータの操作状況応じて生成される外部信号を導入してオペレータに操作上の違和感を可及的に少なくできるようにした建設機械の油圧制御装置を提供することにある。   Therefore, an object of the present invention is to introduce an external signal generated according to the operation state of the hydraulic actuator to the differential pressure adjustment unit in the positive control of the variable displacement pump adopting load sensing, thereby allowing the operator to feel uncomfortable in operation. An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for a construction machine that can be reduced as much as possible.

本発明の他の目的は、ロードセンシングを採用した可変容量型ポンプのポジコン制御における差圧調整部に油圧アクチュエータの操作状況応じて生成される外部信号を導入して、差圧の変化に対する切換弁スプールの移動を敏捷または緩慢にし、それにより負荷の変動に対し応答性の良好な、または安定性の良好な操作感をオペレータに与えることができる建設機械の油圧制御装置を提供することにある。   Another object of the present invention is to introduce an external signal generated in accordance with the operation status of the hydraulic actuator into the differential pressure adjusting unit in the positive control of the variable displacement pump adopting load sensing, and to switch the valve to the change in the differential pressure. It is an object of the present invention to provide a hydraulic control device for a construction machine that can make the movement of a spool quick or slow, thereby giving an operator a sense of operation with good response or stability with respect to load fluctuations.

本発明のさらに他の目的は、ロードセンシングを採用した可変容量型ポンプのポジコン制御における差圧調整部に油圧アクチュエータの操作状況応じて生成される外部信号を導入して、構造物の固有振動を抑制する建設機械の油圧制御装置を提供することにある。   Still another object of the present invention is to introduce an external signal generated in accordance with the operation state of the hydraulic actuator to the differential pressure adjustment unit in the positive control of the variable displacement pump adopting load sensing, and to reduce the natural vibration of the structure. It is an object of the present invention to provide a hydraulic control device for a construction machine that is suppressed.

本発明のさらに他の目的は、上記の各目的を達成するため、前記差圧調整部を電磁可変減圧弁で構成した建設機械の油圧制御装置を提供することにある。   Still another object of the present invention is to provide a hydraulic control device for a construction machine in which the differential pressure adjusting part is constituted by an electromagnetic variable pressure reducing valve in order to achieve each of the above objects.

上記の目的を達成するため、本発明による建設機械の油圧制御装置は、吐出流量調整機構を備えた可変容量型ポンプの吐出流量が、操作弁から与えられる操作圧信号（Ｘ）に基づいて生成される前記吐出流量調整機構への流量調整信号（Ｐｍ）に応じて制御されるとともに、油圧アクチュエータ圧力を検出し、切換制御弁のメータイン側ポンプ圧力と油圧アクチュエータ圧力との差圧が予め定めた所定値（α）以下に維持されるよう前記流量調整信号（Ｐｍ）を調整する差圧調整手段を有する建設機械の油圧制御装置において、前記差圧調整手段は、前記油圧アクチュエータの操作状況応じて生成される電気的外部信号（Ｅ（Ｚ））ならびに、前記切換制御弁のメータイン側ポンプ圧力（Ｐｄ）および油圧アクチュエータ圧力（Ｐｓ）のそれぞれ油電変換された信号から演算形成される電気制御信号（ｉＳＧ）を供給する演算部と、前記操作圧信号（Ｘ）を一次圧とし前記流量調整信号（Ｐｍ）を二次圧とし、前記演算部からの電気制御信号（ｉＳＧ）により減圧制御を行う電磁可変減圧弁と、からなることを特徴とする。   In order to achieve the above object, a hydraulic control apparatus for a construction machine according to the present invention generates a discharge flow rate of a variable displacement pump provided with a discharge flow rate adjusting mechanism based on an operation pressure signal (X) given from an operation valve. Is controlled in accordance with a flow rate adjustment signal (Pm) to the discharge flow rate adjustment mechanism, the hydraulic actuator pressure is detected, and a differential pressure between the meter-in side pump pressure of the switching control valve and the hydraulic actuator pressure is determined in advance. In the hydraulic control apparatus for a construction machine having a differential pressure adjusting unit that adjusts the flow rate adjustment signal (Pm) so as to be maintained at a predetermined value (α) or less, the differential pressure adjusting unit corresponds to an operation state of the hydraulic actuator. The generated electrical external signal (E (Z)) and that of the meter-in side pump pressure (Pd) and hydraulic actuator pressure (Ps) of the switching control valve A calculation unit that supplies an electric control signal (iSG) that is calculated and formed from the oil-electrically converted signal, the operation pressure signal (X) as a primary pressure, and the flow rate adjustment signal (Pm) as a secondary pressure, And an electromagnetic variable pressure reducing valve that performs pressure reduction control by an electric control signal (iSG) from a calculation unit.

その場合、前記電気的外部信号（Ｅ（Ｚ））は、前記操作弁の操作量に応じて与えられる操作圧信号（Ｘ）の油電変換された電気信号（Ｅｉｎ）の関数値として与える関数発生手段により生成される第１外部信号（ＳＧ１）であることができる。   In this case, the electric external signal (E (Z)) is a function given as a function value of an electric signal (Ein) obtained by hydroelectric conversion of the operation pressure signal (X) given according to the operation amount of the operation valve. It can be the first external signal (SG1) generated by the generating means.

またその場合、前記電気的外部信号（Ｅ（Ｚ））は、前記油圧アクチュエータの操作状況に応じて発生する建設機械構造物の振動を抑制する位相波形を有する第２外部信号（ＳＧ２）であることができる。   In this case, the electrical external signal (E (Z)) is a second external signal (SG2) having a phase waveform that suppresses the vibration of the construction machine structure that is generated according to the operation state of the hydraulic actuator. be able to.

またその場合、前記電気的外部信号（Ｅ（Ｚ））は、前記操作弁の操作量に応じて与えられる操作圧信号（Ｘ）の油電変換された電気信号（Ｅｉｎ）の関数値として与える関数発生手段により生成される第１外部信号（ＳＧ１）と前記油圧アクチュエータの操作状況に応じて発生する建設機械構造物の振動を抑制する位相波形を有する第２外部信号（ＳＧ２）とを加算した信号であることができる。   Further, in that case, the electrical external signal (E (Z)) is given as a function value of the electric signal (Ein) obtained by oil-electric conversion of the operation pressure signal (X) given according to the operation amount of the operation valve. The first external signal (SG1) generated by the function generating means is added to the second external signal (SG2) having a phase waveform that suppresses the vibration of the construction machine structure generated according to the operation state of the hydraulic actuator. It can be a signal.

さらにその場合、前記演算部において、前記油圧制御装置の制御系の応答性を良好にするか、または安定性を良好にするかに応じて、前記電気的信号（Ｅ（Ｚ））の符号を前記メータイン側ポンプ圧力に対応する電気信号（Ｅ（Ｐｄ））と同符号、または逆符号に指定することができる。   Furthermore, in that case, the sign of the electrical signal (E (Z)) is changed in the arithmetic unit depending on whether the response of the control system of the hydraulic control device is good or the stability is good. The electric signal (E (Pd)) corresponding to the meter-in side pump pressure can be designated with the same sign or the opposite sign.

さらにその場合、前記演算部において、前記メータイン側ポンプ圧力と油圧アクチュエータ圧力との差圧が所定値（α）を越えた場合には前記差圧として所定値（α）と定義することができる。   Further, in that case, in the calculation unit, when the differential pressure between the meter-in side pump pressure and the hydraulic actuator pressure exceeds a predetermined value (α), the differential pressure can be defined as a predetermined value (α).

請求項１に記載された本発明によれば、差圧調整手段は、前記油圧アクチュエータの操作状況応じて生成される電気的外部信号（Ｅ（Ｚ））ならびに、前記切換制御弁のメータイン側ポンプ圧力（Ｐｄ）および油圧アクチュエータ圧力（Ｐｓ）のそれぞれ油電変換された信号から演算形成される電気制御信号（ｉＳＧ）を供給する演算部と、前記操作信号（Ｘ）を一次圧とし前記流量調整信号（Ｐｍ）を二次圧とし、前記演算部からの電気制御信号（ｉＳＧ）により減圧制御を行う電磁可変減圧弁と、から構成されているので、前記演算部中では、前記流量調整信号（Ｐｍ）の生成に関わるすべての油圧信号を電気信号として取り扱うことができ各種設定値の調整も容易である。   According to the present invention as set forth in claim 1, the differential pressure adjusting means includes an electric external signal (E (Z)) generated in accordance with an operation state of the hydraulic actuator, and a meter-in side pump of the switching control valve. A calculation unit for supplying an electric control signal (iSG) calculated from the hydroelectrically converted signals of the pressure (Pd) and the hydraulic actuator pressure (Ps), and the flow rate adjustment using the operation signal (X) as a primary pressure. Since the signal (Pm) is a secondary pressure, and the electromagnetic variable pressure reducing valve performs pressure reduction control by the electric control signal (iSG) from the calculation unit, the flow rate adjustment signal ( All hydraulic signals related to the generation of (Pm) can be handled as electrical signals, and various set values can be easily adjusted.

また前記電磁可変減圧弁は汎用性のある市販のものを利用できるので、油圧制御装置の製造コストの点からも有利である。   Further, since the electromagnetic variable pressure reducing valve can be a commercially available one having versatility, it is advantageous from the viewpoint of manufacturing cost of the hydraulic control device.

請求項２に記載された本発明によれば、操作弁の操作量に応じて与えられる操作圧信号（Ｘ）の油電変換された電気信号（Ｅｉｎ）の関数値として与える関数発生手段を備えているので、当該関数発生手段中に予め種々の関数を用意することにより操作弁の操作量に対する吐出流量特性を種々選択することができ、オペレータの操作中における違和感を解消することができる。   According to the second aspect of the present invention, there is provided function generating means for giving the operation pressure signal (X) given in accordance with the operation amount of the operation valve as a function value of the electro-electrically converted electric signal (Ein). Therefore, by preparing various functions in advance in the function generating means, various discharge flow rate characteristics with respect to the operation amount of the operation valve can be selected, and the uncomfortable feeling during the operation of the operator can be eliminated.

請求項３に記載された本発明によれば、電気的外部信号（Ｅ（Ｚ））により前記油圧アクチュエータの操作状況に応じて発生する建設機械構造物の振動を抑制することが可能である。   According to the third aspect of the present invention, it is possible to suppress the vibration of the construction machine structure generated according to the operation state of the hydraulic actuator by the electrical external signal (E (Z)).

請求項４に記載された本発明によれば、電気的外部信号（Ｅ（Ｚ））は、操作弁の操作量に応じて与えられる操作圧信号（Ｘ）の油電変換された電気信号（Ｅｉｎ）の関数値として与える関数発生手段により生成される第１外部信号（ＳＧ１）と前記油圧アクチュエータの操作状況に応じて発生する建設機械構造物の振動を抑制する位相波形を有する第２外部信号（ＳＧ２）とを加算した信号であるので、前記第１外部信号により建設機械の運転操作中において、前記構造物に振動が発生した場合でも当該振動を抑制するように第２外部信号が加えられるので、当該振動を直ちに抑制することができ、オペレータに作業進行に対する不安を与えない。   According to the present invention as set forth in claim 4, the electrical external signal (E (Z)) is an electro-electrically converted electrical signal (X) of the operation pressure signal (X) given in accordance with the operation amount of the operation valve. A first external signal (SG1) generated by the function generating means given as a function value of Ein) and a second external signal having a phase waveform that suppresses vibration of the construction machine structure generated according to the operation state of the hydraulic actuator (SG2) is a signal obtained by adding the second external signal so as to suppress the vibration even when the structure is vibrated during the operation of the construction machine by the first external signal. Therefore, the vibration can be suppressed immediately, and the operator is not worried about the progress of work.

請求項５に記載された本発明によれば、演算部において、前記油圧制御装置の制御系の応答性を良好にするか、または安定性を良好にするかに応じて、前記電気的信号（Ｅ（Ｚ））の符号を前記メータイン側ポンプ圧力に対応する電気信号（Ｅ（Ｐｄ））と同符号、または逆符号に指定することができるので油圧制御装置としての柔軟性を備えることができる。   According to the fifth aspect of the present invention, in the calculation unit, the electrical signal (in accordance with whether the control system of the hydraulic control device has good responsiveness or good stability. Since the sign of E (Z)) can be designated as the same sign or the opposite sign as the electric signal (E (Pd)) corresponding to the meter-in side pump pressure, flexibility as a hydraulic control device can be provided. .

請求項６に記載された本発明によれば、演算部において、前記メータイン側ポンプ圧力と油圧アクチュエータ圧力との差圧が所定値（α）を越えた場合には前記差圧として所定値（α）と定義することができるので、当該差圧が前記所定値を越えないように制御することが可能である。   According to the sixth aspect of the present invention, when the differential pressure between the meter-in side pump pressure and the hydraulic actuator pressure exceeds a predetermined value (α), the arithmetic unit calculates a predetermined value (α ) Can be defined so that the differential pressure does not exceed the predetermined value.

以下、本発明の実施の形態に基づく実施例について添付図面の図１乃至図６Ｂを参照して詳細に説明する。   Hereinafter, examples based on embodiments of the present invention will be described in detail with reference to FIGS. 1 to 6B of the accompanying drawings.

図１は、本発明が適用される建設機械として代表的な油圧ショベル全体の概略構成を示す。同図１において、油圧ショベルＳＨＶは、油圧モータにより駆動される下部走行体ＤＲＶの上に旋回機構ＲＭを介して上部旋回体６が旋回自在に載置されている。上部旋回体６には、その前方一側部にキャブ８が設けられ、且つ、前方中央部にブームＢｍが俯仰可能に取り付けられている。又、ブームＢｍの先端にアームＡｍが上下回動自在に取り付けられ、更にアームＡｍの先端にバケットＢｋが取り付けられている。なお、参照符号ＢＣＬはブーム駆動用の油圧シリンダ、ＡｍＣＬはアーム駆動用の油圧シリンダ、ＢＣＬはバケット駆動用の油圧シリンダである。同図１から明らかなように、ブームＢｍが水平な姿勢からブームアップ操作されるときは、ブームシリンダＢＣＬへの負荷圧が非常に大きくなる。参照符号Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３は振動検知用のセンサであって、センサＳ１は運転操縦席近傍に、Ｓ２はブームＢｍに、Ｓ３はアームＡｍにそれぞれ設けられている。   FIG. 1 shows a schematic configuration of an entire hydraulic excavator as a typical construction machine to which the present invention is applied. In FIG. 1, an excavator SHV has an upper swing body 6 mounted on a lower traveling body DRV driven by a hydraulic motor via a swing mechanism RM. The upper swing body 6 is provided with a cab 8 on one front side thereof, and a boom Bm is attached to the front center portion so as to be able to be raised and lowered. Further, an arm Am is attached to the tip of the boom Bm so as to be rotatable up and down, and a bucket Bk is attached to the tip of the arm Am. Reference numeral BCL is a hydraulic cylinder for driving the boom, AmCL is a hydraulic cylinder for driving the arm, and BCL is a hydraulic cylinder for driving the bucket. As is apparent from FIG. 1, when the boom Bm is operated from the horizontal posture, the load pressure on the boom cylinder BCL becomes very large. Reference numerals S1, S2, and S3 are vibration detection sensors. The sensor S1 is provided in the vicinity of the driver's cockpit, S2 is provided in the boom Bm, and S3 is provided in the arm Am.

図２は、本発明のコンセプトを説明する制御ブロック図である。同図において、建設機械の油圧アクチュエータ１０には可変容量型ポンプ２２からの圧油が切換制御弁２０を介して供給される。オペレータ操作指令部１４からは切換制御弁２０および差圧調整手段２８に操作圧信号Ｘが与えられる。破線で示すように、差圧調整手段２８にはポンプ２２の吐出圧力Ｐｄと油圧アクチュエータ１０の圧力Ｐｓとが与えられている。さらに、差圧調整手段２８には外部信号生成部３２からの外部信号Ｚが与えられている。差圧調整手段２８の出力Ｐｍは可変容量型ポンプ２２の斜板角度を調整する吐出流量調整機構２６に与えられるようになっている。外部信号生成部３２は、油圧アクチュエータ１０の操作状況応じて生成される外部信号Ｚを生成する。   FIG. 2 is a control block diagram illustrating the concept of the present invention. In the figure, the hydraulic oil 10 of the construction machine is supplied with pressure oil from a variable displacement pump 22 via a switching control valve 20. From the operator operation command section 14, an operation pressure signal X is given to the switching control valve 20 and the differential pressure adjusting means 28. As indicated by the broken line, the differential pressure adjusting means 28 is supplied with the discharge pressure Pd of the pump 22 and the pressure Ps of the hydraulic actuator 10. Further, the differential pressure adjusting means 28 is supplied with an external signal Z from the external signal generating unit 32. The output Pm of the differential pressure adjusting means 28 is supplied to a discharge flow rate adjusting mechanism 26 that adjusts the swash plate angle of the variable displacement pump 22. The external signal generator 32 generates an external signal Z that is generated according to the operation status of the hydraulic actuator 10.

図３Ａ、３Ｂは、本発明の好適実施例であり、さらに、図４Ａ、４Ｂ、４Ｃは、図３Ａ、３Ｂ中の差圧調整手段２８の機能・作用の理解を容易にするために例示されたものであり、差圧調整手段２８の等価的な油圧回路である。   3A and 3B are preferred embodiments of the present invention, and FIGS. 4A, 4B, and 4C are illustrated to facilitate understanding of the function and operation of the differential pressure adjusting means 28 in FIGS. 3A and 3B. This is an equivalent hydraulic circuit of the differential pressure adjusting means 28.

図３Ａは、図２に示したコンセプトを可変容量型ポンプのポジコン制御系に適用した電気・油圧回路の模式図である。同図３Ａにおいて、参照符号２０は、図１のブームＢｍを駆動する油圧シリンダＢｍＣＬ用の切換制御弁を模式的に示し、ΔＰはそのスプール開口特性に関係する絞りの程度に応じた差圧である。参照符号Ｑａｃは図示してない前記油圧シリンダＢｍＣＬへの供給流量を示す。可変容量型ポンプ２２の斜板２４の角度は、吐出流量調整機構２６のばね２６ｂの弾発力に対抗する油室２６ａへの電磁可変減圧弁３００からの供給圧力（二次圧）Ｐｍによって一義的に定められる。図示の例では供給圧力Ｐｍが大きくなるとポンプ２２の理論吐出量Ｑｔｈは増大する関係となっている。   FIG. 3A is a schematic diagram of an electric / hydraulic circuit in which the concept shown in FIG. 2 is applied to a positive control system of a variable displacement pump. In FIG. 3A, reference numeral 20 schematically shows a switching control valve for the hydraulic cylinder BmCL that drives the boom Bm in FIG. 1, and ΔP is a differential pressure corresponding to the degree of restriction related to the spool opening characteristics. is there. Reference sign Qac indicates a supply flow rate to the hydraulic cylinder BmCL (not shown). The angle of the swash plate 24 of the variable displacement pump 22 is uniquely determined by the supply pressure (secondary pressure) Pm from the electromagnetic variable pressure reducing valve 300 to the oil chamber 26 a that opposes the elastic force of the spring 26 b of the discharge flow rate adjusting mechanism 26. Determined. In the illustrated example, the theoretical discharge amount Qth of the pump 22 increases as the supply pressure Pm increases.

鎖線で示す参照符号２８は図２の差圧調整手段であって、図２中の外部信号生成部３２からの外部信号は電気信号Ｅ（Ｚ）として示されている。さらに、差圧調整手段２８へは前述したポンプ２２の吐出圧力Ｐｄと油圧アクチュエータ１０の圧力Ｐｓとがそれぞれ油圧・電気変換部２０２、２０４を介して電気信号Ｅ（Ｐｄ）、Ｅ（Ｐｓ）として与えられている。   Reference numeral 28 indicated by a chain line is the differential pressure adjusting means in FIG. 2, and the external signal from the external signal generating unit 32 in FIG. 2 is shown as an electric signal E (Z). Further, the discharge pressure Pd of the pump 22 and the pressure Ps of the hydraulic actuator 10 are supplied to the differential pressure adjusting means 28 as electric signals E (Pd) and E (Ps) via the hydraulic / electric converters 202 and 204, respectively. Is given.

参照符号２００は入力信号の演算部であって、差圧に相当する成分（Ｅ（Ｐｄ）−Ｅ（Ｐｓ））から、後述するばね成分Ｅ（Ｓｐｒ）と、外部信号成分Ｅ（Ｚ）とが差し引かれる。なおその場合、Ｅ（Ｚ）の符号−、＋は後述するように、油圧制御装置の制御系の特性を応答性の良好さ、安定性の良好さにそれぞれ対応する。   Reference numeral 200 denotes an input signal calculation unit, which includes a component (E (Pd) -E (Ps)) corresponding to a differential pressure, a spring component E (Spr), which will be described later, and an external signal component E (Z). Is deducted. In this case, the signs-and + of E (Z) correspond to the characteristics of the control system of the hydraulic control device, respectively, with good responsiveness and good stability, as will be described later.

参照符号３００は、本発明で定義された電磁可変減圧弁であって、例えば、市販の電磁比例減圧弁で構成することができる。電磁可変減圧弁３００の油圧記号がその中に表示されている。   Reference numeral 300 is an electromagnetic variable pressure reducing valve defined in the present invention, and can be constituted by, for example, a commercially available electromagnetic proportional pressure reducing valve. The hydraulic pressure symbol of the electromagnetic variable pressure reducing valve 300 is displayed therein.

参照符号３０は、操作弁の操作圧信号Ｐａ、Ｐｂの高圧選択手段を模式的に示す。以下の説明では操作圧信号Ｘは、高圧選択された操作圧信号の意としている。   Reference numeral 30 schematically indicates high pressure selection means for the operation pressure signals Pa and Pb of the operation valve. In the following description, the operation pressure signal X is an operation pressure signal selected as a high pressure.

図３Ｂは、外部信号生成部３２として、図６Ａに具体例が示される関数発生手段３２Ａと、振動抑制信号発生部１００とを備えた場合であって、それぞれ３２Ａ、１００からの電気信号ＳＧ１、ＳＧ２が加算部１０２で加算され電気的外部信号Ｅ（Ｚ）を形成している。なお、電気信号ＳＧ１、ＳＧ２は、それぞれ本発明における第１外部信号、第２外部信号を構成している。   FIG. 3B shows the case where the external signal generation unit 32 includes a function generation unit 32A whose specific example is shown in FIG. 6A and a vibration suppression signal generation unit 100, and the electrical signals SG1 from 32A and 100, respectively. SG2 is added by the adder 102 to form an electrical external signal E (Z). The electrical signals SG1 and SG2 constitute a first external signal and a second external signal in the present invention, respectively.

前記振動抑制信号発生部１００は、ブームＢｍ、アームＡｍ等のショベル構造物に取付けられた振動検知部１００ａ（図１のＳ１，Ｓ２、Ｓ３等）と、同検知部１００ａからの検知信号が前記構造物の固有振動であることを判定する判定部１００ｂと、判定された検知信号の振動波形の位相反転信号波形を生成する波形生成部１００ｃから構成されている。   The vibration suppression signal generator 100 includes a vibration detector 100a (S1, S2, S3, etc. in FIG. 1) attached to an excavator structure such as a boom Bm and an arm Am, and a detection signal from the detector 100a. It is comprised from the determination part 100b which determines that it is the natural vibration of a structure, and the waveform generation part 100c which produces | generates the phase inversion signal waveform of the vibration waveform of the determined detection signal.

図５に示すように、各センサＳ１〜Ｓ３の検知出力は、常時、判定部１００ｂに与えられる。判定部１００ｂでは、各センサからの振動波形の周波数、振幅、継続時間等により当該構造物の固有振動であるか否かを判定する。図示では、ブームＢｍに取付けたセンサＳ２からの振動波形Ｖｗ（Ｓ２）が固有振動の発生に該当しており、他のＳ１、Ｓ３からは、周波数が高く、振幅の小さい振動波形が供給されている例を示す。   As shown in FIG. 5, the detection output of each sensor S1-S3 is always given to the determination part 100b. In the determination part 100b, it is determined whether it is the natural vibration of the said structure by the frequency, amplitude, duration, etc. of the vibration waveform from each sensor. In the figure, the vibration waveform Vw (S2) from the sensor S2 attached to the boom Bm corresponds to the occurrence of natural vibration, and the other S1 and S3 are supplied with vibration waveforms having a high frequency and a small amplitude. An example is shown.

これらＳ１、Ｓ３からの振動波形は、例えば建設機械の原動機やポンプの回転軸の回転に伴う振動に相当する。位相反転波形生成部１００ｃでは前記信号Ｖｗ（Ｓ２）が反転され、破線で示すように、−Ｖｗ（Ｓ２）となる。同信号はさらに振幅（ゲイン）が調整されて信号ＳＧ１が生成される。この際、ゲイン調整は、信号ＳＧ１の振幅を徐々に増大し、検知信号Ｖｗ（Ｓ２）の振幅がゼロになるように自動的に設定できるが、オペレータが手動で調整するようにしてもよい。   The vibration waveforms from S1 and S3 correspond to vibrations associated with the rotation of, for example, a prime mover of a construction machine or a rotary shaft of a pump. In the phase inversion waveform generation unit 100c, the signal Vw (S2) is inverted and becomes -Vw (S2) as indicated by a broken line. The amplitude of the signal is further adjusted to generate a signal SG1. At this time, the gain adjustment can be automatically set so that the amplitude of the signal SG1 is gradually increased and the amplitude of the detection signal Vw (S2) becomes zero, but it may be manually adjusted by the operator.

なお、図３Ｂにおいて、上述した外部信号生成部３２Ａからの信号ＳＧ２が供給されている状態で、構造物に固有振動が発生したとすると、同固有振動の振動波形が位相反転されそのゲインが調整されて信号ＳＧ２が加算部で前記信号ＳＧ１に重畳され電気的外部信号Ｅ（Ｚ）が生成される。この電気的外部信号Ｅ（Ｚ）のうち信号ＳＧ２の圧力成分により電磁可変減圧弁３００のスプールをその軸方向に振動させ、それによりポンプ流量調整機構２６への二次圧力Ｐｍが変化し、その結果として、ポンプ２２の吐出圧は、検知された固有振動波形を相殺するように作用することとなる。   In FIG. 3B, if natural vibration has occurred in the structure while the signal SG2 from the external signal generation unit 32A is supplied, the vibration waveform of the natural vibration is phase-inverted and the gain is adjusted. Then, the signal SG2 is superimposed on the signal SG1 by the adder to generate the electrical external signal E (Z). The spool of the electromagnetic variable pressure reducing valve 300 is vibrated in the axial direction by the pressure component of the signal SG2 in the electrical external signal E (Z), thereby changing the secondary pressure Pm to the pump flow rate adjusting mechanism 26. As a result, the discharge pressure of the pump 22 acts to cancel the detected natural vibration waveform.

なお、構造物の固有振動数は、油圧ショベルの大きさ、重量にも拠るが最大でも数ヘルツ程度であり、１周期の時間間隔は、位相反転信号生成の電気的処理や前記スプールの位置変化、二次圧力Ｐｍが斜板２４の転動角に反映するまで要する時間すなわち、外部信号Ｅ（Ｚ）が電磁可変減圧弁３００を経てポンプ吐出量へ反映するまでに要する時間に比べ十分大きいので振動の抑制を正確、迅速に行うことができる。   Although the natural frequency of the structure depends on the size and weight of the hydraulic excavator, it is about several hertz at the maximum. The time interval of one cycle is the electrical processing for generating the phase inversion signal and the position change of the spool. The time required for the secondary pressure Pm to be reflected on the rolling angle of the swash plate 24, that is, the time required for the external signal E (Z) to be reflected on the pump discharge amount via the electromagnetic variable pressure reducing valve 300 is sufficiently large. Vibration can be controlled accurately and quickly.

図３Ｃは、図３Ａ、３Ｂの演算部２００の詳細説明図である。同図において、ケース１は、ポンプ２２の吐出圧力Ｐｄと油圧アクチュエータ１０の圧力Ｐｓとの差圧ΔＰが予め定めた所定値αを超えた状態、すなわち、電気信号で表示すれば、Ｅ（Ｐｄ）−Ｅ（Ｐｓ）＞Ｅ（α）のときの電磁可変減圧弁３００への電気制御信号ｉＳＧが示されている。   FIG. 3C is a detailed explanatory diagram of the calculation unit 200 of FIGS. 3A and 3B. In the figure, Case 1 shows a state where the differential pressure ΔP between the discharge pressure Pd of the pump 22 and the pressure Ps of the hydraulic actuator 10 exceeds a predetermined value α, that is, E (Pd ) -E (Ps)> E (α), the electric control signal iSG to the electromagnetic variable pressure reducing valve 300 is shown.

また、ケース２は、ポンプ２２の吐出圧力Ｐｄと油圧アクチュエータ１０の圧力Ｐｓとの差圧ΔＰが予め定めた所定値α以下の状態、すなわち、電気信号で表示すれば、Ｅ（Ｐｄ）−Ｅ（Ｐｓ）＜＝Ｅ（α）のときの電磁可変減圧弁３００への電気制御信号ｉＳＧが示されている。   Further, in the case 2, if the pressure difference ΔP between the discharge pressure Pd of the pump 22 and the pressure Ps of the hydraulic actuator 10 is not more than a predetermined value α, that is, an electric signal, E (Pd) −E The electric control signal iSG to the electromagnetic variable pressure reducing valve 300 when (Ps) <= E (α) is shown.

なお、ばね成分Ｅ（Ｓｐｒ）は、プリセットされていることを示す。このばね成分Ｅ（Ｓｐｒ）は、後述する図４Ａ、４Ｂに示すばね２８ｂの弾発力に対応しており、スプール２８ａを圧力Ｐｄに抗して所定のばね力Ｓｐｒで右方に付勢するものであり、その付勢力を電気的に換算したものである。   Note that the spring component E (Spr) is preset. This spring component E (Spr) corresponds to the resilient force of a spring 28b shown in FIGS. 4A and 4B described later, and biases the spool 28a to the right with a predetermined spring force Spr against the pressure Pd. It is an electrical conversion of the urging force.

また、演算部２００は、アナログ電気信号を演算処理する演算増幅器を用いて構成することができる。   The arithmetic unit 200 can be configured using an operational amplifier that performs arithmetic processing on an analog electrical signal.

図４Ａは、図３Ａ中の差圧調整手段２８を、機能的に等価な単一の弁体構造からなる油圧回路で構成した例である。同図４Ａにおいて、参照符号２８ａは弁体内部に形成した開口Ｈに摺動可能に挿入されているスプールであって、その中間部に３つの径大部Ｄ１、Ｄ２、Ｄ３が設けられている。径大部Ｄ１の左側の油室ＲＭ１にはばね２８ｂが収納されている。また、同油室ＲＭ１には、破線のラインＬ１で示すように、ポートＰＴ１を介して油圧アクチュエータ側の圧力Ｐｓが導かれている。   FIG. 4A is an example in which the differential pressure adjusting means 28 in FIG. 3A is configured by a hydraulic circuit having a functionally equivalent single valve body structure. In FIG. 4A, reference numeral 28a denotes a spool that is slidably inserted into an opening H formed inside the valve body, and has three large diameter portions D1, D2, and D3 at the middle portion thereof. . A spring 28b is accommodated in the oil chamber RM1 on the left side of the large diameter portion D1. Further, the pressure Ps on the hydraulic actuator side is guided to the oil chamber RM1 through the port PT1, as indicated by a broken line L1.

一方、径大部Ｄ２の右側には油室ＲＭ２が設けられており、同油室ＲＭ２に設けられたポートＰＴ５には、破線のラインＬ２で示すように、ポートＰＴ５を介してポンプ２２の吐出口側の圧力Ｐｄが導かれている。   On the other hand, an oil chamber RM2 is provided on the right side of the large diameter portion D2, and the port PT5 provided in the oil chamber RM2 is discharged to the pump 22 via the port PT5 as indicated by a broken line L2. An outlet side pressure Pd is introduced.

径大部Ｄ３の左側には油室ＲＭ３が設けられており、同油室ＲＭ３に隣接して設けられたポートＰＴ２には、破線のラインＬ３で示すように、ポートＰＴ２を介してオペレータの指令による操作弁からの操作圧信号Ｘすなわち、高圧選択手段３０により選択された最大操作圧力Ｐｍａｘが導かれている。さらに、径大部Ｄ３の右側には油室ＲＭ４が設けられており、同油室ＲＭ４に隣接して設けられたポートＰＴ４はタンクラインＴに導かれている。スプール２８ａの右端面は油室ＲＭ５に臨んでおり、この油室ＲＭ５には、外部信号Ｚが与えられており、さらにスプール２８ａの右方向の停止位置を定めるストッパ２８ｃが設けられている。   An oil chamber RM3 is provided on the left side of the large-diameter portion D3, and an operator command is given to the port PT2 provided adjacent to the oil chamber RM3 via the port PT2, as indicated by a broken line L3. The operation pressure signal X from the operation valve, that is, the maximum operation pressure Pmax selected by the high pressure selection means 30 is derived. Further, an oil chamber RM4 is provided on the right side of the large diameter portion D3, and a port PT4 provided adjacent to the oil chamber RM4 is led to the tank line T. The right end surface of the spool 28a faces the oil chamber RM5, the external signal Z is given to the oil chamber RM5, and a stopper 28c for determining the stop position in the right direction of the spool 28a is provided.

なお、外部信号生成部３２へは油電変換部３２ａで電気信号に変換された前記操作弁からの操作圧信号Ｘが入力されている。また、外部信号生成部３２の出力は電油変換部３２ｂで圧油信号に変換され外部信号Ｚとなる。   Note that the external signal generation unit 32 is supplied with the operation pressure signal X from the operation valve converted into an electric signal by the hydroelectric conversion unit 32a. Further, the output of the external signal generation unit 32 is converted into a pressure oil signal by the electro-oil conversion unit 32b and becomes an external signal Z.

外部信号生成部３２の具体例を図６Ａにて模式的に示す。同図６Ａにおいて、関数の波形ｆ１、ｆ２、ｆ３は操作圧信号Ｘの油電された電気信号Ｅｉｎの値に対する各関数の値ＳＧ１の変化の様子を示す。例えば、関数ｆ１では、Ｅｉｎの変化に対するＳＧ１は上に凸の変換特性を有する。これに対し関数ｆ２は、Ｅｉｎの増加の途中まではＳＧ１は緩慢な増加にとどまり、ある値以降の増加に対しＳＧ１は比較的急激に増加する場合である。   A specific example of the external signal generation unit 32 is schematically shown in FIG. 6A. In FIG. 6A, function waveforms f1, f2, and f3 indicate changes in the value SG1 of each function with respect to the value of the electrical signal Ein of the operation pressure signal X. For example, in the function f1, SG1 with respect to the change in Ein has an upward convex conversion characteristic. On the other hand, the function f2 is a case where SG1 stays slowly increasing until Ein increases, and SG1 increases relatively rapidly with respect to an increase after a certain value.

さらに、関数ｆ３は、Ｅｉｎの増加の途中まではＳＧ１は急激に増加し、それ以降の増加に対しＳＧ１は比較的緩慢な増加にとどまる場合である。なお、関数ｆ０は、ＳＧ１が常時ゼロであり、外部信号Ｚ（図４Ａ参照）がない場合である。参照符号３４は各関数波形を選択する押しボタンを示す。なお、オペレータがボタン選択を瞬時、正確におこなえるよう記号ｆ０〜ｆ３の代わりに、波形特性そのものや、絵文字などで表示することができる。またその場合、選択ボタンは変換波形そのものではなく、オペレータが要求する操作特性を表示するようにすることが好ましい。さらにその場合、選択操作の代わりに音声で選択するようにしてもよい。   Furthermore, the function f3 is a case where SG1 increases rapidly until the middle of the increase of Ein, and SG1 stays at a relatively slow increase with respect to the subsequent increase. The function f0 is a case where SG1 is always zero and there is no external signal Z (see FIG. 4A). Reference numeral 34 indicates a push button for selecting each function waveform. In addition, it is possible to display the waveform characteristics themselves or pictographs instead of the symbols f0 to f3 so that the operator can select the button instantaneously and accurately. In this case, it is preferable that the selection button displays the operation characteristics required by the operator, not the converted waveform itself. Furthermore, in that case, you may make it select with a voice instead of selection operation.

図６Ａではアナログ電気信号Ｅｉｎ、ＳＧ１による関数を例示したが、Ａ／Ｄ変換器、Ｄ／Ａ変換器によりデジタル処理を行うことも可能である。その場合には、関数ｆ０〜ｆ３はそれぞれ対応するメモリテーブルとして形成されることができる。   In FIG. 6A, functions by the analog electric signals Ein and SG1 are illustrated, but digital processing can also be performed by an A / D converter and a D / A converter. In that case, the functions f0 to f3 can be formed as corresponding memory tables.

次に図４Ａ、図６Ａを参照して作用を説明する。   Next, the operation will be described with reference to FIGS. 4A and 6A.

まず、関数ｆ０が選択されており、したがって、油室ＲＭ５には圧油が供給されない場合を説明する。今、油圧アクチュエータへの操作圧信号Ｘがゼロとすると、圧力ＰｄとＰｓとの差圧ΔＰもゼロで、ばね２８ｂの弾発力によりスプール２８ａは図示よりも若干右方の、ストッパ２８ｃによる停止位置にあり、油室ＲＭ３とポートＰＴ３は導通している。   First, the case where the function f0 is selected and therefore no pressure oil is supplied to the oil chamber RM5 will be described. If the operation pressure signal X to the hydraulic actuator is now zero, the differential pressure ΔP between the pressures Pd and Ps is also zero, and the spool 28a is stopped by the stopper 28c slightly to the right by the elastic force of the spring 28b. The oil chamber RM3 and the port PT3 are electrically connected.

この状態で、油圧アクチュエータを駆動すべく操作圧信号ＸがポートＰＴ２に与えられると、油室ＲＭ３からポートＰＴ３を介して吐出流量調整機構２６の油室２６ａへ操作圧信号Ｘに対応する圧力Ｐｍが与えられ、斜板２４が傾転して可変容量型ポンプ２２は吐出口から圧油を吐出する。このときの吐出流量Ｑａｃにより切換制御弁２０内で差圧ΔＰが生じる。この差圧によりポートＰＴ５へは吐出圧力Ｐｄが与えられ、ポートＰＴ１へは圧力Ｐｓが与えられる。操作圧信号Ｘが徐々に増加されて流量Ｑａｃが増加するにつれ差圧ΔＰも増大する。圧力Ｐｄの値が圧力Ｐｓとばね２８ｂの弾発力の加算値より大きくなると、スプール２８ａは左方へ移動し、その結果、ポートＰＴ３と油室ＲＭ４とが導通するので、直ちに油室２６ａの圧力が降下して可変容量型ポンプ２２の吐出流量を減少させるので、差圧ΔＰが小さくなり、スプール２８ａは右方へ戻り油室ＲＭ４とポートＰＴ３は遮断される。   In this state, when the operation pressure signal X is given to the port PT2 to drive the hydraulic actuator, the pressure Pm corresponding to the operation pressure signal X from the oil chamber RM3 to the oil chamber 26a of the discharge flow rate adjusting mechanism 26 via the port PT3. , The swash plate 24 tilts and the variable displacement pump 22 discharges the pressure oil from the discharge port. A differential pressure ΔP is generated in the switching control valve 20 by the discharge flow rate Qac at this time. Due to this differential pressure, the discharge pressure Pd is applied to the port PT5, and the pressure Ps is applied to the port PT1. As the operation pressure signal X is gradually increased and the flow rate Qac is increased, the differential pressure ΔP is also increased. When the value of the pressure Pd becomes larger than the added value of the pressure Ps and the spring force of the spring 28b, the spool 28a moves to the left. As a result, the port PT3 and the oil chamber RM4 are electrically connected. Since the pressure drops and the discharge flow rate of the variable displacement pump 22 decreases, the differential pressure ΔP decreases, the spool 28a returns to the right, and the oil chamber RM4 and the port PT3 are shut off.

このようにして、ある操作圧信号Ｘが与えられると、ポートＰＴ１とＰＴ５での差圧（ｐｄ−Ｐｓ）とばね２８ｂのばね力とがバランスするようにスプール２８ａの位置が保持される。すなわち、差圧ΔＰがばね２８ｂの弾発力と等しくなるようにスプール位置が制御される。   In this way, when a certain operation pressure signal X is given, the position of the spool 28a is maintained so that the differential pressure (pd-Ps) at the ports PT1 and PT5 and the spring force of the spring 28b are balanced. That is, the spool position is controlled so that the differential pressure ΔP becomes equal to the elastic force of the spring 28b.

次に、予めｆ０以外の特定の関数ｆｉが選択されており、操作圧信号Ｘの関数変換された外部信号Ｚが油室ＲＭ５へ供給される場合について説明する。   Next, a case where a specific function fi other than f0 is selected in advance and the external signal Z obtained by converting the operation pressure signal X into a function is supplied to the oil chamber RM5 will be described.

説明を簡単にするため、今、図３Ａに示す状態で操作圧信号Ｘが与えられ油圧アクチュエータが駆動中であり、スプール２８ａが前述したように、バランスした位置にあるとする。   To simplify the explanation, it is assumed that the operation pressure signal X is given in the state shown in FIG. 3A and the hydraulic actuator is being driven, and the spool 28a is in a balanced position as described above.

その場合、油室ＲＭ５に関数ｆｉに基づきある大きさの外部信号圧力Ｚが与えられているとその圧力Ｚはスプール２８ａの右端面に作用しているのでばね２８ｂの弾発力を弱めるよう作用しており、したがって、操作圧信号ＸがさらにΔＸ増加された場合、それによるポンプ２２の流量増加で圧力ＰｄもΔＰｄだけ増加するよう変化して新たにバランス状態に到るまでに要する時間は、スプール２８ａに対しΔＰｄに前記圧力Ｚが加算された力が作用するので圧力Ｚが与えられていない場合と比べ短時間となる。このことは、操作圧信号Ｘの変化に対し応答性が速くなることを意味し、見かけ上、ばね２８ｂのばね定数を小さくしたことに対応している。   In this case, when an external signal pressure Z having a certain magnitude is applied to the oil chamber RM5 based on the function fi, the pressure Z acts on the right end surface of the spool 28a, and thus acts to weaken the elastic force of the spring 28b. Therefore, when the operation pressure signal X is further increased by ΔX, the time required for the pressure Pd to increase by ΔPd by the increase in the flow rate of the pump 22 and to reach a new balanced state is as follows: Since a force obtained by adding the pressure Z to ΔPd acts on the spool 28a, the time is shorter than when no pressure Z is applied. This means that the responsiveness becomes faster with respect to the change in the operation pressure signal X, and apparently corresponds to the reduction of the spring constant of the spring 28b.

すなわち、上記関数ｆ０の場合のように、切換制御弁内を通過する吐出流量Ｑａｃが過大となった時の差圧の増大化を利用してスプール２８ａを左方へ移動させ、それによりポートＰＴ３とＰＴ４をタンクラインに連通させ油室２６ａの圧力が減少することで差圧を所定の範囲に保持する場合において、さらに関数ｆｉによる外部信号Ｚでスプール２８ａを右方から押圧しているときは、等価的には、切換制御弁内のスプールの開口特性を見かけ上変化させたこととなり、しかもその変化の様子を操作圧信号Ｘの指令範囲で圧力Ｚを可変とすることで任意に設定可能とするものである。   That is, as in the case of the function f0, the spool 28a is moved to the left by utilizing the increase in the differential pressure when the discharge flow rate Qac passing through the switching control valve becomes excessive, thereby the port PT3. And PT4 are communicated with the tank line, and the pressure in the oil chamber 26a is decreased to maintain the differential pressure within a predetermined range. When the spool 28a is further pressed from the right side by the external signal Z by the function fi Equivalently, the opening characteristic of the spool in the switching control valve is apparently changed, and the state of the change can be arbitrarily set by making the pressure Z variable within the command pressure signal X command range. It is what.

図４Ｂは、図４Ａにおいてスプール２８ａの左端側に外部信号Ｚを作用させるようにした例である。   FIG. 4B is an example in which an external signal Z is applied to the left end side of the spool 28a in FIG. 4A.

次に、図４Ｂ、図６Ｂを参照して作用を説明する。今、予めｆ０以外の特定の関数ｆｉが選択されており、操作圧信号Ｘの関数変換された外部信号Ｚが油室ＲＭ５へ供給される場合について説明する。   Next, the operation will be described with reference to FIGS. 4B and 6B. Now, a case where a specific function fi other than f0 is selected in advance and the external signal Z obtained by converting the operation pressure signal X into a function is supplied to the oil chamber RM5 will be described.

説明を簡単にするため、今、図３Ａに示す状態で操作指令圧力Ｘが与えられ油圧アクチュエータが駆動中であり、スプール２８ａが前述したように、バランスした位置にあるとする。   To simplify the explanation, it is assumed that the operation command pressure X is applied in the state shown in FIG. 3A and the hydraulic actuator is being driven, and the spool 28a is in a balanced position as described above.

その場合、油室ＲＭ５に関数ｆｉに基づきある大きさの外部信号圧力Ｚが与えられているとその圧力Ｚはスプール２８ａの左端面に作用しているのでばね２８ｂの弾発力を増大するよう作用しており、したがって、操作圧信号ＸがさらにΔＸ増加指令された場合、それによるポンプ２２の流量増加で圧力ＰｄもΔＰｄだけ増加するよう変化して新たにバランス状態に到る経過は、スプール２８ａに対しΔＰｄに前記圧力Ｚが加算された力が作用するので圧力Ｚが与えられていない場合と比べ、その間での負荷変動に伴うスプール２８ａのバランス位置の変化を抑制しつつ、操作圧信号Ｘに対しより忠実にバランス位置へ到達させることができる。このことは、見かけ上、ばね２８ｂのばね定数を大きくしたことに対応し、操作圧信号Ｘの変化に対し安定した応答性が得られることを意味している。   In this case, if an external signal pressure Z having a certain magnitude is given to the oil chamber RM5 based on the function fi, the pressure Z acts on the left end surface of the spool 28a, so that the spring force of the spring 28b is increased. Therefore, when the operation pressure signal X is further commanded to increase by ΔX, the pressure Pd also changes to increase by ΔPd due to the increase in the flow rate of the pump 22, and the process of reaching the new balance state is Compared with the case where the pressure Z is not applied because the force obtained by adding the pressure Z to ΔPd is applied to 28a, the operation pressure signal is suppressed while suppressing the change in the balance position of the spool 28a due to the load fluctuation during that time. The balance position can be reached more faithfully with respect to X. This apparently corresponds to an increase in the spring constant of the spring 28b, and means that a stable response to changes in the operating pressure signal X is obtained.

すなわち、上記関数ｆ０の場合のように、切換制御弁内を通過する吐出流量Ｑａｃが過大となった時の差圧の増大化を利用してスプール２８ａを左方へ移動させ、それによりポートＰＴ３とＰＴ４をタンクラインに連通させ油室２６ａの圧力が減少することで差圧を所定の範囲に保持する場合において、さらに関数ｆｉによる外部信号Ｚでスプール２８ａを左方から押圧しているときは、等価的には、切換制御弁内のスプールの開口特性を見かけ上、増大するよう変化させたこととなり、しかもその変化の様子は操作圧信号Ｘの指令範囲で圧力Ｚを可変とすることで任意に設定可能とするものである。   That is, as in the case of the function f0, the spool 28a is moved to the left by utilizing the increase in the differential pressure when the discharge flow rate Qac passing through the switching control valve becomes excessive, thereby the port PT3. And PT4 are communicated with the tank line, and the pressure in the oil chamber 26a is reduced to maintain the differential pressure within a predetermined range. When the spool 28a is further pressed from the left side with the external signal Z by the function fi Equivalently, the opening characteristic of the spool in the switching control valve is apparently increased, and the state of the change is changed by making the pressure Z variable within the command range of the operation pressure signal X. It can be set arbitrarily.

図６Ｂは、こうした作用を説明するグラフである。同図において、横軸Ｓｔは切換制御弁２０の操作量（スプールストローク量）、縦軸Ｑは切換制御弁２０の流量（開口特性）を示す。ｑ１は外部信号Ｚを与えない場合で、メータイン側の差圧ΔＰが一定となる流量特性を示し、ｑ２は、ポンプへのリモートパイロット圧指令で定まる流量特性すなわち、可変容量ポンプ２２自体の流量特性であり、ｑ３は、差圧ΔＰを増大させたときのメータイン側の差圧ΔＰが一定となるような流量特性を示す。ここで前記特性ｑ３は理論上の特性を示すが、実際に流れる流量はポンプ２２の最大吐出流量に対応する特性ｑ２を超えることはない。すなわち、例えば、操作量Ｓｔｊにおける特性ｑ１上の値Ｑａに対し、外部信号Ｚを与え、特性ｑ３上の値Ｑｃとすると、その時の実際の流量はＱｃとなる。このことは、特性ｑ３で示すように、特性ｑ２よりも大きくなるように外部信号Ｚを与えると、実際に流れる流量はＱｂすなわち、操作量Ｓｔｊに対応するポンプ２２の最大流量となり、流量ＱａからＱｂへ到達するまでの経過において、負荷等の変動によりスプール２８ａの位置が影響されることなく安定して到達する。   FIG. 6B is a graph illustrating such an operation. In the figure, the horizontal axis St represents the operation amount (spool stroke amount) of the switching control valve 20, and the vertical axis Q represents the flow rate (opening characteristic) of the switching control valve 20. q1 represents a flow characteristic in which the differential pressure ΔP on the meter-in side is constant when no external signal Z is given, and q2 represents a flow characteristic determined by a remote pilot pressure command to the pump, that is, a flow characteristic of the variable displacement pump 22 itself. Q3 indicates a flow rate characteristic such that the differential pressure ΔP on the meter-in side when the differential pressure ΔP is increased is constant. Here, the characteristic q3 indicates a theoretical characteristic, but the actual flow rate does not exceed the characteristic q2 corresponding to the maximum discharge flow rate of the pump 22. That is, for example, when the external signal Z is given to the value Qa on the characteristic q1 at the manipulated variable Stj and the value Qc on the characteristic q3 is set, the actual flow rate at that time becomes Qc. As shown by the characteristic q3, when the external signal Z is applied so as to be larger than the characteristic q2, the actual flow rate is Qb, that is, the maximum flow rate of the pump 22 corresponding to the operation amount Stj. In the process until reaching Qb, the position of the spool 28a is stably reached without being affected by the fluctuation of the load or the like.

なお、図６Ｂにおいて、参照符号Ｓｔ１、Ｓｔ２は中間操作の範囲を示す。一般に、この範囲では、オペレータは運転操作中の油圧アクチュエータに対する操作時の違和感を多く感じるため、安定的な、操作指令に忠実な油圧アクチュエータの駆動が求められているところである。   In FIG. 6B, reference symbols St1 and St2 indicate intermediate operation ranges. In general, in this range, since the operator feels a lot of discomfort during operation of the hydraulic actuator being operated, stable driving of the hydraulic actuator that is faithful to the operation command is required.

図４Ｃは、図３Ｂにおける演算部２００と電磁可変減圧弁３００を図４Ｂに示す差圧調整手段２８の構造とした場合である。この場合の差圧調整手段２８の作用については前述した図４Ｂで説明したので省略する。   FIG. 4C shows a case where the calculation unit 200 and the electromagnetic variable pressure reducing valve 300 in FIG. 3B have the structure of the differential pressure adjusting means 28 shown in FIG. 4B. Since the operation of the differential pressure adjusting means 28 in this case has been described with reference to FIG.

以上、本発明の好適な実施例について図面を参照して説明したが、当業者であれば、これら開示例に基づき種々変形をすることができる。例えば、信号Ｅｉｎは高圧選択手段３０からの操作圧信号Ｘを用いているが、必ずしもこれに限るものではなく、建設機械の操作中、オペレータが高圧選択手段とは別に設けられた電気信号発生装置を操作して信号Ｅｉｎを形成することも可能である。   The preferred embodiments of the present invention have been described above with reference to the drawings. However, those skilled in the art can make various modifications based on these disclosed examples. For example, the signal Ein uses the operation pressure signal X from the high pressure selection means 30, but is not necessarily limited thereto, and the electric signal generator provided by the operator separately from the high pressure selection means during operation of the construction machine It is also possible to operate to form the signal Ein.

本発明が適用される油圧ショベル全体の概略構成を示す図である。It is a figure showing the schematic structure of the whole hydraulic excavator to which the present invention is applied. 本発明のコンセプトを説明するブロック図である。It is a block diagram explaining the concept of this invention. 図２に示したコンセプトを可変容量型ポンプのポジコン制御系に適用した電気・油圧回路の模式図である。FIG. 3 is a schematic diagram of an electric / hydraulic circuit in which the concept shown in FIG. 2 is applied to a positive control system of a variable displacement pump. 外部信号生成部として、関数発生手段と、振動抑制信号発生部とを備えた場合の電気・油圧回路の模式図である。It is a schematic diagram of an electric / hydraulic circuit when a function generation unit and a vibration suppression signal generation unit are provided as an external signal generation unit. 図３Ａ、３Ｂにおける演算部の詳細説明図である。It is detailed explanatory drawing of the calculating part in FIG. 3A and 3B. 図３Ａ中の差圧調整手段を機能的に等価な単一の弁体構造からなる油圧回路で構成した例を示す図である。It is a figure which shows the example which comprised the differential pressure | voltage adjustment means in FIG. 3A with the hydraulic circuit which consists of a functionally equivalent single valve body structure. 図４Ａにおいてスプール左端側に外部信号を作用させるようにした油圧回路で構成した例を示す図である。FIG. 4B is a diagram illustrating an example of a hydraulic circuit configured to apply an external signal to the left end side of the spool in FIG. 4A. 外部信号生成部として、関数発生手段と、振動抑制信号発生部とを備えた場合の油圧回路の模式図である。It is a schematic diagram of a hydraulic circuit when a function generation unit and a vibration suppression signal generation unit are provided as an external signal generation unit. 振動抑制信号発生部を説明する図である。It is a figure explaining a vibration suppression signal generation part. 外部信号生成部の一例として関数発生手段の詳細を説明するグラフである。It is a graph explaining the detail of a function generation means as an example of an external signal generation part. 切換制御弁の流量特性を説明するためのグラフである。It is a graph for demonstrating the flow volume characteristic of a switching control valve. 従来の一般的な可変容量型ポンプのポジコン制御の油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram of positive control control of a conventional general variable displacement pump. 従来の一般的な可変容量型ポンプのネガコン制御の油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram of the negative control of the conventional general variable displacement pump. 従来の一般的な可変容量型ポンプのロードセンシング制御の油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram of load sensing control of a conventional general variable displacement pump. 従来の可変容量型ポンプの吐出流量を吐出容量調整部により制御する方式の概念図である。It is a conceptual diagram of the system which controls the discharge flow volume of the conventional variable displacement pump by a discharge capacity adjustment part. オペレータが油圧アクチュエータを操作する際に感じる違和感の存在を説明するグラフである。It is a graph explaining presence of the sense of incongruity felt when an operator operates a hydraulic actuator.

符号の説明Explanation of symbols

６ 旋回台
８ キャブ
１０ 油圧アクチュエータ
１４ オペレータ操作指令部
２０ 切換制御弁
２２ 可変容量型ポンプ
２４ 斜板
２６ 吐出流量調整機構（斜板角度調整機構）
２６ａ 油室
２６ｂ ばね
２８ 差圧調整手段
２８ａ スプール
２８ｂ ばね
２８ｃ ストッパ
３０ 高圧選択手段
３２Ａ 外部信号生成部
３２ａ 油電変換部
３２ｂ 電油変換部
３４ 押しボタン
１００ 振動抑制信号発生部
１００ａ 振動検知部
１００ｂ 固有振動発生の判定部
１００ｃ 位相反転波形生成部
１０２ 加算部
２００ 演算部
３００ 電磁可変減圧弁
Ｄ１、Ｄ２、Ｄ３ 径大部
Ｈ 開口
Ｌ１、Ｌ２、Ｌ３ ライン
Ｐｄ 吐出圧力
Ｐｓ 最大検出負荷圧力
ＰＴ１、ＰＴ２、ＰＴ３、ＰＴ４、ＰＴ５ ポート
ＲＭ１、ＲＭ２、ＲＭ３、ＲＭ４、ＲＭ５ 油室
Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３ センサ
ＳＧ１ 第１の外部信号
ＳＧ２ 第２の外部信号
Ｘ 操作圧信号
Ｚ 外部信号 6 slewing base 8 cab 10 hydraulic actuator 14 operator operation command section 20 switching control valve 22 variable displacement pump 24 swash plate 26 discharge flow rate adjustment mechanism (swash plate angle adjustment mechanism)
26a Oil chamber 26b Spring 28 Differential pressure adjusting means 28a Spool 28b Spring 28c Stopper 30 High pressure selecting means 32A External signal generating unit 32a Oil-electric converting unit 32b Electro-oil converting unit 34 Push button 100 Vibration suppression signal generating unit 100a Vibration detecting unit 100b Inherent Vibration generation determination unit 100c Phase inversion waveform generation unit 102 Addition unit 200 Calculation unit 300 Electromagnetic variable pressure reducing valves D1, D2, D3 Large diameter portion H opening L1, L2, L3 line Pd discharge pressure Ps maximum detected load pressure PT1, PT2, PT3, PT4, PT5 Ports RM1, RM2, RM3, RM4, RM5 Oil chamber S1, S2, S3 Sensor SG1 First external signal SG2 Second external signal X Operation pressure signal Z External signal

Claims (6)

吐出流量調整機構を備えた可変容量型ポンプの吐出流量が、操作弁から与えられる操作圧信号（Ｘ）に基づいて生成される前記吐出流量調整機構への流量調整信号（Ｐｍ）に応じて制御されるとともに、油圧アクチュエータ圧力を検出し、切換制御弁のメータイン側ポンプ圧力と油圧アクチュエータ圧力との差圧が予め定めた所定値（α）以下に維持されるよう前記流量調整信号（Ｐｍ）を調整する差圧調整手段を有する建設機械の油圧制御装置において、
前記差圧調整手段は、
前記油圧アクチュエータの操作状況応じて生成される電気的外部信号（Ｅ（Ｚ））ならびに、前記切換制御弁のメータイン側ポンプ圧力（Ｐｄ）および油圧アクチュエータ圧力（Ｐｓ）のそれぞれ油電変換された信号から演算形成される電気制御信号（ｉＳＧ）を供給する演算部と、
前記操作圧信号（Ｘ）を一次圧とし前記流量調整信号（Ｐｍ）を二次圧とし、前記演算部からの電気制御信号（ｉＳＧ）により減圧制御を行う電磁可変減圧弁と、
からなることを特徴とする建設機械の油圧制御装置。 The discharge flow rate of the variable displacement pump provided with the discharge flow rate adjustment mechanism is controlled according to the flow rate adjustment signal (Pm) to the discharge flow rate adjustment mechanism generated based on the operation pressure signal (X) given from the operation valve. In addition, the flow rate adjustment signal (Pm) is detected so that the pressure difference between the meter-in side pump pressure of the switching control valve and the hydraulic actuator pressure is maintained below a predetermined value (α). In a hydraulic control device for a construction machine having a differential pressure adjusting means for adjusting,
The differential pressure adjusting means is
Electrically external signals (E (Z)) generated according to the operation status of the hydraulic actuator, and signals obtained by hydroelectric conversion of the meter-in side pump pressure (Pd) and the hydraulic actuator pressure (Ps) of the switching control valve, respectively. An arithmetic unit that supplies an electric control signal (iSG) calculated from
An electromagnetic variable pressure reducing valve that performs pressure reduction control by an electric control signal (iSG) from the calculation unit, wherein the operation pressure signal (X) is a primary pressure and the flow rate adjustment signal (Pm) is a secondary pressure;
A hydraulic control device for a construction machine, comprising: 前記電気的外部信号（Ｅ（Ｚ））は、前記操作弁の操作量に応じて与えられる操作圧信号（Ｘ）の油電変換された電気信号（Ｅｉｎ）の関数値として与える関数発生手段により生成される第１外部信号（ＳＧ１）であることを特徴とする請求項１に記載された建設機械の油圧制御装置。   The electric external signal (E (Z)) is supplied by a function generating means that provides a function value of an electric signal (Ein) obtained by oil-electric conversion of an operation pressure signal (X) given in accordance with an operation amount of the operation valve. The hydraulic control device for a construction machine according to claim 1, wherein the hydraulic control device is a first external signal (SG1) generated. 前記電気的外部信号（Ｅ（Ｚ））は、前記油圧アクチュエータの操作状況に応じて発生する建設機械構造物の振動を抑制する位相波形を有する第２外部信号（ＳＧ２）であることを特徴とする請求項１に記載された建設機械の油圧制御装置。   The electrical external signal (E (Z)) is a second external signal (SG2) having a phase waveform that suppresses vibration of a construction machine structure that is generated according to an operation state of the hydraulic actuator. The hydraulic control device for a construction machine according to claim 1. 前記電気的外部信号（Ｅ（Ｚ））は、前記操作弁の操作量に応じて与えられる操作圧信号（Ｘ）の油電変換された電気信号（Ｅｉｎ）の関数値として与える関数発生手段により生成される第１外部信号（ＳＧ１）と前記油圧アクチュエータの操作状況に応じて発生する建設機械構造物の振動を抑制する位相波形を有する第２外部信号（ＳＧ２）とを加算した信号であることを特徴とする請求項１に記載された建設機械の油圧制御装置。   The electric external signal (E (Z)) is supplied by a function generating means that provides a function value of an electric signal (Ein) obtained by oil-electric conversion of an operation pressure signal (X) given in accordance with an operation amount of the operation valve. It is a signal obtained by adding the generated first external signal (SG1) and the second external signal (SG2) having a phase waveform for suppressing the vibration of the construction machine structure generated according to the operation state of the hydraulic actuator. The hydraulic control device for a construction machine according to claim 1. 前記演算部において、前記油圧制御装置の制御系の応答性を良好にするか、または安定性を良好にするかに応じて、前記電気的外部信号（Ｅ（Ｚ））の符号を前記メータイン側ポンプ圧力に対応する電気信号（Ｅ（Ｐｄ））と同符号、または逆符号に指定することを特徴とする請求項１乃至４のいずれか１項に記載された建設機械の油圧制御装置。   In the arithmetic unit, the sign of the electrical external signal (E (Z)) is changed to the meter-in side according to whether the response of the control system of the hydraulic control device is good or the stability is good. The hydraulic control device for a construction machine according to any one of claims 1 to 4, wherein the electric signal (E (Pd)) corresponding to the pump pressure is designated by the same sign or a reverse sign. 前記演算部において、前記メータイン側ポンプ圧力と油圧アクチュエータ圧力との差圧が所定値（α）を越えた場合には前記差圧として所定値（α）と定義することを特徴とする請求項５に記載された建設機械の油圧制御装置。   6. The calculation unit according to claim 5, wherein when the differential pressure between the meter-in side pump pressure and the hydraulic actuator pressure exceeds a predetermined value (α), the differential pressure is defined as a predetermined value (α). Hydraulic control device for construction machinery described in 1.
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