JP3629382B2 - Construction machine control equipment - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、建設機械におけるブームシリンダやスティックシリンダ等の油圧アクチュエータの作動を制御する、建設機械の制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、油圧ショベル等の建設機械は、図１６に示すように、上部旋回体１０２と下部走行体１００と作業装置１１８とからなっている。
下部走行体１００は、互いに独立して駆動しうる右トラック１００Ｒ及び左トラック１００Ｌをそなえており、一方、上部旋回体１０２は、下部走行体１００に対して水平面内で旋回可能に設けられている。
【０００３】
また、作業装置１１８は、主にブーム１０３，スティック１０４，バケット１０８等からなっており、ブーム１０３は、上部旋回体１０２に対して回動可能に枢着されている。また、ブーム１０３の先端には、同じく鉛直面内に回動可能にスティック１０４が接続されている。
また、上部旋回体１０２とブーム１０３との間には、ブーム１０３を駆動するためのブーム駆動用油圧シリンダ（ブームシリンダ，油圧アクチュエータ）１０５が設けられるとともに、ブーム１０３とスティック１０４との間には、スティック１０４を駆動するためのスティック駆動用油圧シリンダ（スティックシリンダ，油圧アクチュエータ）１０６が設けられている。また、スティック１０４とバケット１０８との間には、バケット１０８を駆動するためのバケット駆動用油圧シリンダ（バケットシリンダ，油圧アクチュエータ）１０７が設けられている。
【０００４】
また、上述の各シリンダ１０５〜１０７には、エンジン（主に、ディーゼルエンジン）により駆動される油圧ポンプ、ブーム用制御弁，スティック用制御弁，バケット用制御弁等の複数の制御弁を備える油圧回路（図示せず）が接続されており、油圧ポンプから各制御弁を介して所定の油圧の作動油が供給され、このようにして供給された作動油圧に応じて駆動されるようになっている。
【０００５】
このような構成により、ブーム１０３は図中ａ方向及びｂ方向に、スティック１０４は図中ｃ方向及びｄ方向に、バケット１０７は図中ｅ方向及びｆ方向に回動可能に構成されている。なお、ブーム１０３の図中ｂ方向への回動をブームダウンといい、スティック１０４の図中ｄ方向への回動をスティックインという。
また、運転操作室１０１には、油圧ショベルの作動（走行，旋回，ブーム回動，スティック回動及びバケット回動）を制御するための操作部材として、左レバー，右レバー，左ペダル及び右ペダル等がそなえられている。
【０００６】
そして、例えばオペレータがこれらのレバーやペダル等の操作部材を操作することにより、油圧回路の各制御弁が制御されて、各シリンダ１０５〜１０７が駆動され、これにより、ブーム１０３，スティック１０４及びバケット１０８等を回動させうるようになっている。
また、各制御弁を制御するために、パイロット油圧回路が設けられている。これにより、ブーム１０３やスティック１０４を作動させるには、運転操作室１０１内のブーム操作部材やスティック操作部材を操作して、パイロット油圧が、パイロット油路を通じて、ブーム用制御弁やスティック用制御弁に作用させて、ブーム用制御弁やスティック用制御弁を所要の位置に駆動させる。これにより、ブーム駆動用油圧シリンダ１０５やスティック駆動用油圧シリンダ１０６への作動油が給排調整され、これらのシリンダ１０５，１０６が所要の長さに伸縮駆動されることになる。
【０００７】
上述のように、油圧ショベルでは、各シリンダ１０５〜１０７を伸縮駆動させ、ブーム１０３，スティック１０４等の作業装置１１８を駆動させることで、掘削作業等の各種作業を行なうようになっている。
ところで、このような各種作業における一動作として、例えば図１６中ｄ方向へのスティックインが行なわれる場合があり、この場合、スティック１０４は、以下のようにして駆動される。
【０００８】
つまり、スティックイン操作が行なわれ、スティック１０４を下降させるには、スティック駆動用油圧シリンダ１０６を伸長させればよい。この場合には、パイロット油路を通じてパイロット油圧をスティック用制御弁に作用させる。これにより、スティック用制御弁のスプール位置がスティック下げ位置となって、油圧ポンプからの作動油が油路を通じてスティック駆動用油圧シリンダ１０６の一室へ供給される。この一方で、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の他室内の作動油が、油路を通じてタンクへ排出される。これにより、スティック駆動用油圧シリンダ１０６が伸長しながら、スティック１０４を図１６中、矢印ｄで示すように下側へ回動させる。
【０００９】
このようにして、スティックイン操作が行なわれるとスティック駆動用油圧シリンダ１０６への作動油の供給が行なわれるが、スティック１０４を下降させる場合にはこれを駆動するスティック駆動用油圧シリンダ１０６に重力が作用するため、スティック駆動用油圧シリンダ１０６から作動油が過剰に排出されてしまい、スティック駆動用油圧シリンダ１０６が必要以上に降下してしまうことが考えられる。
【００１０】
ここで、スティック１０４を下降させる場合、スティック駆動用油圧シリンダ１０６は重力の作用する方向へ自重降下することになるが、そのスピードはスティック駆動用油圧シリンダ１０６に作用する重量（スティック１０４，バケット１０８の重量及びバケット積載荷重）とスティック駆動用油圧シリンダ１０６からの作動油の排出量とによって決まる。つまり、スティック１０４の下降スピードは、スティック駆動用油圧シリンダ１０６とリザーバタンクとの間の油路（作動油排出通路）の開口面積の大きさによって決まる。
【００１１】
このため、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の急激な降下を防止すべく、スティック駆動用油圧シリンダ１０６とリザーバタンクとの間の油路には絞りが介装されており、スティック駆動用油圧シリンダ１０６から排出された作動油が必要以上にリザーバタンクへ排出されないようになっている。
また、同様に、ブーム１０３を下降させる場合やバケット１０８を下降させる場合についても、ブーム駆動用油圧シリンダ１０５やバケット駆動用油圧シリンダ１０７に重力が作用し、ブーム駆動用油圧シリンダ１０５やバケット駆動用油圧シリンダ１０７が必要以上に降下してしまうことになるため、ブーム駆動用油圧シリンダ１０５とリザーバタンクとの間の油路やバケット駆動用油圧シリンダ１０７とリザーバタンクとの間の油路にも同様に絞りが介装されており、ブーム駆動用油圧シリンダ１０５やバケット駆動用油圧シリンダ１０７から排出された作動油が必要以上にリザーバタンクへ排出されないようになっている。
【００１２】
これらの絞りの径は、特にエンジン回転数が低く、ポンプ吐出流量が少ない場合に各シリンダ１０５〜１０７から過剰に作動油が排出されないように各シリンダからリザーバタンクへと通じる油路の開口面積（作動油排出通路）が小さくなるように設定されている。
例えば、スティック駆動用油圧シリンダ１０６とリザーバタンクとの間の油路に介装される絞りの径は、スティックイン操作時にスティック駆動用油圧シリンダ１０６を重力を利用しながら下降させる場合、図１８に示すように、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の重力降下方向とは逆の方向へスティック駆動用油圧シリンダ１０６を押し戻すように作用する背圧（バックプレッシャー）が所定の基準負荷（積み荷）条件で約４０ｋｇｆ／ｃｍ２ 程度となるように設定されている。
【００１３】
これにより、エンジン回転数が低く、ポンプ吐出流量が少ない場合であっても、各シリンダが必要以上に下降してしまい、各シリンダ内に負圧（バキューム）が生じ、これにより、キャビテーションが発生し、異音や振動が発生するのを防止するようにしている。
【００１４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、これらの絞りの径は固定であり、図１７に示すように、エンジン回転数にかかわらず、スティック駆動用油圧シリンダ１０６とリザーバタンクとの間の油路等の作動油排出通路の開口面積は一定である。
このため、エンジン回転数が高くなり、ポンプ吐出流量が多くなると、これらの絞りによって抵抗損失が生じ、各シリンダに作用する背圧が次第に高くなってしまい、スティック１０４等のスムーズな下降が妨げられることになり、作業効率が悪化するという課題がある。
【００１５】
また、一般にスティックイン操作時にスティック駆動用油圧シリンダ１０６を重力を利用しながら下降させるには所定圧力（約４０ｋｇｆ／ｃｍ２ ）をスティック駆動用油圧シリンダ１０６に作用させれば十分であるのに、図１８に示すように、エンジン回転数が高くなり、ポンプ吐出流量が多くなると、スティック駆動用油圧シリンダ１０６とリザーバタンクとの間の油路に介装された絞りによって抵抗損失が生じ、スティック駆動用油圧シリンダ１０６に背圧（約１４５ｋｇｆ／ｃｍ２ ）が作用することになるため、スティック駆動用油圧シリンダ１０６を重力を利用しながら下降させるのに、次式で示す背圧分に相当する余計な油圧ポンプからの圧力（ポンプ吐出圧）が必要になる。
【００１６】
油圧ポンプからの圧力＝（実背圧−所定圧力）×シリンダ面積比率
これについては、ブーム駆動用油圧シリンダ１０５やバケット駆動用油圧シリンダ１０７についても同様である。
このため、このようなポンプ吐出圧を確保すべく、余分なエンジン馬力が必要となり、パワーロス，燃費の悪化，熱損失が生じることになる。また、各シリンダ内の圧力が高くなると各シリンダの温度も高まってしまうため、クーリング性能も低下することになる。
【００１７】
また、実際の作業では、作業機１１８の持ち上げ操作や旋回操作が伴い、これらのスピードを確保するために、通常運転は最大エンジン回転数で行なわれるため、スティック１０４等の自重降下制御時に余分なエンジン馬力の消費が生じると作業効率の悪化につながり、燃費も悪くなり、ヒートバランスも悪化することになる。
【００１８】
本発明は、このような課題に鑑み創案されたもので、油圧アクチュエータの自重降下制御時の作業効率の向上を図るとともに、パワーロスの低減，燃費の改善，熱損失の低減，クーリング性能の向上を図れるようにした、建設機械の制御装置を提供することを目的とする。
【００１９】
【課題を解決するための手段】
このため、請求項１記載の本発明の建設機械の制御装置は、エンジンにより駆動され、タンク内の作動油を吐出する油圧ポンプと、該油圧ポンプにより吐出される作動油により駆動される油圧アクチュエータと、該油圧アクチュエータから該タンクへ作動油を排出する作動油排出通路と、該油圧ポンプから供給される作動油を該タンクに戻すバイパス通路と、該作動油排出通路及び該バイパス通路に介装され、スプール弁として構成される制御弁と、該エンジンの回転数を検出するエンジン回転数センサと、該作動油排出通路及び該バイパス通路の開口面積を調整すべく該制御弁の移動量を制御する制御手段とを備え、該制御手段が、オペレータによる操作部材の操作量に基づいて該制御弁の移動量を制御するための基本制御量を設定する基本制御量設定手段と、該エンジン回転数センサにより検出されるエンジン回転数が低くなるにつれて該作動油排出通路の開口面積が小さくなるように該基本制御量を補正して補正制御量を設定する補正手段と、該バイパス通路の下流側の圧力に基づいてポンプ流量制御を行なうべく基本傾転角制御量を設定する基本傾転角制御量設定手段と、該操作部材の操作量が最大で、かつ、該エンジン回転数センサにより検出されるエンジン回転数が最大でない場合、該基本傾転角制御量設定手段によって設定される基本傾転角制御量に代えて、ポンプ流量が最大となる最大傾転角制御量を傾転角制御量として設定する傾転角制御量補正手段とを備えることを特徴としている。
【００２０】
請求項２記載の本発明の建設機械の制御装置は、請求項１記載の装置において、該油圧ポンプから該油圧アクチュエータへの作動油供給通路を備え、該作動油排出通路の開口面積が、該操作部材の操作量が最大で、かつ該エンジン回転数センサにより検出されるエンジン回転数が最大の場合に該作動油供給通路を通じて供給される作動油の最大供給流量に応じた流量の作動油が該作動油排出通路を通じて排出されるように設定されることを特徴としている。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、図面により、本発明の実施の形態について説明する。
まず、本実施形態にかかる建設機械について説明する。
本建設機械は、従来技術（図１６参照）で既に説明したように、油圧ショベル等の建設機械（作業機械）であって、上部旋回体１０２と下部走行体１００と作業装置１１８とからなっている。
【００２４】
下部走行体１００は、互いに独立して駆動しうる右トラック１００Ｒ及び左トラック１００Ｌをそなえており、一方、上部旋回体１０２は、下部走行体１００に対して水平面内で旋回可能に設けられている。
また、作業装置１１８は、主にブーム１０３，スティック１０４，バケット１０８等からなっており、ブーム１０３は、上部旋回体１０２に対して回動可能に枢着されている。また、ブーム１０３の先端には、同じく鉛直面内に回動可能にスティック１０４が接続されている。
【００２５】
また、上部旋回体１０２とブーム１０３との間には、ブーム１０３を駆動するためのブーム駆動用油圧シリンダ（ブームシリンダ，油圧アクチュエータ）１０５が設けられるとともに、ブーム１０３とスティック１０４との間には、スティック１０４を駆動するためのスティック駆動用油圧シリンダ（スティックシリンダ，油圧アクチュエータ）１０６が設けられている。また、スティック１０４とバケット１０８との間には、バケット１０８を駆動するためのバケット駆動用油圧シリンダ（バケットシリンダ，油圧アクチュエータ）１０７が設けられている。
【００２６】
そして、このような構成により、ブーム１０３は図中ａ方向及びｂ方向に、スティック１０４は図中ｃ方向及びｄ方向に、バケット１０８は図中ｅ方向及びｆ方向に回動可能に構成されている。
ここで、図２はこのような油圧ショベルの油圧回路の要部を模式的に示す図である。
【００２７】
図２に示すように、上述の左トラック１００Ｌ及び右トラック１００Ｒには、それぞれ独立した動力源としての走行モータ１０９Ｌ，１０９Ｒが設けられ、また、上部旋回体１０２には、下部走行体１００に対して上部旋回体１０２を旋回駆動させるための旋回モータ１１０が設けられている。
これらの走行モータ１０９Ｌ，１０９Ｒや旋回モータ１１０は、油圧により作動する油圧モータとして構成されており、後述するようにエンジン（主に、ディーゼルエンジン）５０により駆動される複数（ここでは２つ）の油圧ポンプ５１，５２からの作動油が油圧回路５３を介して所定圧力とされて供給され、このようにして供給される作動油圧に応じて各油圧モータ１０９Ｌ，１０９Ｒ，１１０が駆動されるようになっている。
【００２８】
ここで、油圧ポンプ５１，５２は、リザーバタンク７０内の作動油を所定油圧として吐出するもので、ここでは、斜板回転式ピストンポンプ（ピストン型可変容量ポンプ，可変吐出量形ピストンポンプ）として構成されている。これらの油圧ポンプ５１，５２は、油圧ポンプ内に設けられたピストン（図示略）のストローク量を変更することでポンプ吐出流量を調整しうるようになっている。
【００２９】
つまり、これらの油圧ポンプ５１，５２では、上記ピストンの一端が斜板（クリーププレート：図示略）に当接するように構成されており、この斜板の傾き（傾転角）を後述するコントローラ１からの作動信号に基づいて変更することでピストンのストローク量を変更してポンプ吐出流量を調整しうるようになっている。
【００３０】
このようにコントローラ１からの作動信号に基づいて斜板の傾きを変更しうるようになっており、油圧回路を構成する油路内の作動油の圧力のほかに、オペレータによる各操作部材５４の操作量をも加味することができるため、従来のように油路内の作動油の圧力を導いて斜板の傾きを変更するものに比べ、オペレータの運転フィーリングを向上させることができることになる。
【００３１】
また、エンジン５０は、オペレータがエンジン回転数設定ダイヤルを切り替えることでエンジン回転数を設定できるようになっており、ここでは、最大エンジン回転数（例えば約２０００ｒｐｍ）と最小エンジン回転数（例えば約１０００ｒｐｍ）との間で複数段階に切り換えられるようになっている。なお、エンジン回転数はこのように段階的に切り換えるものに限られず、滑らかに変更しうるものであっても良い。また、エンジン５０の全馬力はこれらの油圧ポンプ５１，５２及び後述するパイロットポンプ８３を駆動するために消費される。
【００３２】
また、各シリンダ１０５〜１０７についても、これらの走行モータ１０９Ｌ，１０９Ｒや旋回モータ１１０と同様に、エンジン５０により駆動される複数（ここでは２つ）の油圧ポンプ５１，５２から供給される作動油の油圧により駆動されるようになっている。
また、運転操作室１０１には、油圧ショベルの作動（走行，旋回，ブーム回動，スティック回動及びバケット回動）を制御するために左レバー，右レバー，左ペダル及び右ペダル等の複数の操作部材５４が備えられている。これらの操作部材５４は電気式操作部材（例えば電気式操作レバー）として構成され、その操作量に応じた電気信号を後述するコントローラ（制御手段）１へ出力するようになっている。
【００３３】
そして、例えばオペレータがこれらの操作部材５４を操作することにより、油圧回路５３に介装される各制御弁５７〜６０，６２〜６５が制御されて、各シリンダ１０５〜１０７や油圧モータ１０９Ｌ，１０９Ｒ，１１０が駆動される。これにより、上部旋回体１０２を旋回させたり、ブーム１０３，スティック１０４及びバケット１０８等を回動させたり、油圧ショベルを走行させることができるのである。
【００３４】
次に、これらの各シリンダ等を制御するための油圧回路５３について説明する。
油圧回路５３は、図２に示すように、第１回路部５５と、第２回路部５６とを備える。
このうち、第１回路部５５は、第１油圧ポンプ５１に接続される油路６１と、油路６１に介装される右走行モータ用制御弁５７，バケット用制御弁５８，第１ブーム用制御弁５９，第２スティック用制御弁６０等の制御弁とを備えて構成される。
【００３５】
そして、第１油圧ポンプ５１からの作動油が、油路６１，右走行モータ用制御弁５７を介して右走行モータ１０９Ｒへ供給され、右走行モータ１０９Ｒを駆動するようになっている。また、第１油圧ポンプ５１からの作動油は、油路６１，バケット用制御弁５８を介してバケット駆動用油圧シリンダ１０７へ供給されるとともに、油路６１，第１ブーム用制御弁５９を介してブーム駆動用油圧シリンダ１０５へ供給され、さらに油路６１，第２スティック用制御弁６０を介してスティック駆動用油圧シリンダ１０６へ供給され、これにより、各シリンダ１０５，１０６，１０７が駆動されるようになっている。
【００３６】
また、第１回路部５５の油路６１の下流側には絞り（リリーフ弁付き絞り）８１が備えられており、この絞り８１を通じて第１油圧ポンプ５１からの作動油をリザーバタンク７０へ戻すようになっている。
第２回路部５６は、第２油圧ポンプ５２に接続される油路６６と、油路６６に介装される左走行モータ用制御弁６２，旋回モータ用制御弁６３，第１スティック用制御弁６４，第２ブーム用制御弁６５等の制御弁と、絞り８２とを備えて構成される。
【００３７】
そして、第２油圧ポンプ５２からの作動油が、油路６６，左走行モータ用制御弁６２を介して左走行モータ１０９Ｌへ供給され、これにより、左走行モータ１０９Ｌが駆動されるようになっている。また、第２油圧ポンプ５２からの作動油は、油路６６，旋回モータ用制御弁６３を介して旋回モータ１１０へ供給され、これにより、旋回モータ１１０が駆動されるようになっている。さらに、第２油圧ポンプ５２からの作動油は、油路６６，第１スティック用制御弁６４を介してスティック駆動用油圧シリンダ１０６へ供給されるとともに、油路６６，第２ブーム用制御弁６５を介してブーム駆動用油圧シリンダ１０５へ供給され、これにより、各シリンダ１０５，１０６が駆動されるようになっている。
【００３８】
また、第２回路部５６の油路６６の下流側には絞り（リリーフ弁付き絞り）８２が備えられており、この絞り８２を通じて第２油圧ポンプ５２からの作動油をリザーバタンク７０へ戻すようになっている。
なお、各制御弁５７〜６０，６２〜６５は、図示しないコントロールユニット内に収納されている。
【００３９】
このように、本実施形態では、建設機械の作業において重要なスティック１０４に他の作業機１１８との同時操作時においても十分な作動油が供給されるように、第２回路部５６の第２油圧ポンプ５２からの作動油に加え、第１回路部５５の第１油圧ポンプ５１からの作動油もスティック駆動用油圧シリンダ１０６へ供給されるようになっている。
【００４０】
このため、第２回路部５６の油路６６に第１スティック用制御弁６４が介装され、第１回路部５５の油路６１に第２スティック用制御弁６０が介装されている。そして、第１スティック用制御弁６４を比例制御弁６４ａ，６４ｂにより制御するとともに、第２スティック用制御弁６０を比例制御弁６０ａ，６０ｂにより制御することにより、スティック駆動用油圧シリンダ１０６への作動油の給排を行なえるようになっている。
【００４１】
同様に、他の作業機１１８との同時操作時においてもブーム１０３に十分な作動油が供給されるように、第１回路部５５の第１油圧ポンプ５１からの作動油に加え、第２回路部５６の第２油圧ポンプ５２からの作動油もブーム駆動用油圧シリンダ１０５へ供給されるようになっている。
このため、第１回路部５５の油路６１に第１ブーム用制御弁５９が介装され、第２回路部５６の油路６６に第２ブーム用制御弁６５が介装されている。そして、第１ブーム用制御弁５９を比例制御弁５９ａ，５９ｂにより制御するとともに、第２ブーム用制御弁６５を比例制御弁６５ａ，６５ｂにより制御することにより、ブーム駆動用油圧シリンダ１０５への作動油の給排を行なえるようになっている。
【００４２】
また、本実施形態では、スティック駆動用油圧シリンダ１０６への作動油の給排を行なう油路６７，６８にはスティック用再生弁７６が介装されており、作動油排出側油路から作動油供給側油路へ所定量の作動油を再生できるようになっている。
同様に、ブーム駆動用油圧シリンダ１０５への作動油の給排を行なう油路７８，７９にもブーム用再生弁７７が介装されており、作動油排出側油路から作動油供給側油路へ所定量の作動油を再生できるようになっている。
【００４３】
ここで、各制御弁５７〜６０，６２〜６５は、図３に示すように、スプール弁として構成され、いずれも複数（ここでは５つ）の絞りを備えて構成される。
つまり、各制御弁５７〜６０，６２〜６５は、図３に示すように、第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２とスティック駆動用油圧シリンダ１０６とを連通する油路（作動油供給通路，Ｐ−Ｃ通路）６１ａ，６６ａに介装されるＰ−Ｃ絞り８と、スティック駆動用油圧シリンダ１０６とリザーバタンク７０とを連通する油路（作動油排出通路，Ｃ−Ｔ通路）６６ｂ，６９に介装されるＣ−Ｔ絞り９と、第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２とリザーバタンク７０とを連通する油路（バイパス通路）６１ｂ，６６ｃに介装されるバイパス通路絞り１０とを備えて構成される。
【００４４】
なお、図３ではスティック用制御弁６０，６４はスティック下げ位置になっているが、スティック用制御弁６０，６４を、図３中、上方向へ移動させて、スティック用制御弁６０，６４のバイパス通路絞り１０をバイパス通路６１ｂ，６６ｃに介装させることで、スティック用制御弁６０，６４を中立位置とすることができ、また、スティック用制御弁６０，６４を、図３中、最も上方向へ移動させて、スティック用制御弁６０，６４のＰ−Ｃ絞り８をＰ−Ｃ通路６１ａ，６６ａに介装させるとともに、スティック用制御弁６０，６４のＣ−Ｔ絞り９をＣ−Ｔ通路６６ｂ，６９に介装させることで、スティック用制御弁６０，６４をスティック上げ位置にすることができる。
【００４５】
ここで、本実施形態では、最大エンジン回転数でポンプ流量が最大となり、操作部材がフル操作された場合にも、Ｃ−Ｔ絞り９によって過剰に絞られることなく、その最大ポンプ流量に応じた流量の作動油がスムーズに、かつ確実にＣ−Ｔ通路６６ｂ，６９を通じて排出されるように、Ｃ−Ｔ絞り９の径の大きさを従来のものに比べ十分に大きく設定する。
【００４６】
つまり、Ｃ−Ｔ開口面積は、操作部材５４の操作量が最大で、かつエンジン回転数が最大の場合にＰ−Ｃ通路６１ａ，６６ａを通じて供給される作動油の流量に応じた流量の作動油がＣ−Ｔ通路６６ｂ，６９を通じて排出されるように設定されることになる。
このＣ−Ｔ開口面積の設定に際しては、スティック駆動用油圧シリンダ１０６のヘッド側油室とロッド側油室とで断面積差があるため、これらの油室の断面積の比率が加味される。つまり、Ｐ−Ｃ通路６１ａ，６６ａからスティック駆動用油圧シリンダ１０６のヘッド側油室内へ供給される作動油の流量と、スティック駆動用油圧シリンダ１０６のロッド側油室内からＣ−Ｔ通路６６ｂ，６９へ排出される作動油の流量との比率が、スティック駆動用油圧シリンダ１０６のヘッド側油室の断面積とロッド側油室の断面積との比率を加味して求められ、これに応じて、Ｃ−Ｔ開口面積、即ちＣ−Ｔ絞り９の径の大きさが設定される。
【００４７】
なお、各油室の断面積（即ち、容積）が異なり、ヘッド側の油室内の作動油の体積に対してロッド側の油室内の作動油の体積は少ないため、Ｐ−Ｃ通路６１ａ，６６ａからヘッド側油室内へ作動油が供給されてスティック駆動用油圧シリンダ１０６を構成するピストンが移動した場合にロッド側油室内からＣ−Ｔ通路６６ｂ，６９へ排出される作動油の流量はＰ−Ｃ通路６１ａ，６６ａからヘッド側油室内へ供給される作動油の流量に対して減ることになるが、供給される作動油の流量と排出される作動油の流量は同一圧力下では略同量となる。
【００４８】
なお、スティック駆動用油圧シリンダ１０６のヘッド側油室とロッド側油室とで断面積差があるため、これらの油室の断面積の比率に応じた流量の作動油がスティック駆動用油圧シリンダ１０６のロッド側油室内からＣ−Ｔ通路６６ｂ，６９へ排出されることになるが、油圧アクチュエータの作動油供給側と作動油排出側とで断面積差（例えばシリンダ等の断面積差）がない油圧アクチュエータの場合は、Ｐ−Ｃ通路６１ａ，６６ａを介して供給される作動油の流量と略同量の作動油がＣ−Ｔ通路６６ｂ，６９から排出されることになる。
【００４９】
なお、絞り８，９，１０の径の設定においては、ブーム１０３やスティック１０４等の作業装置１１８の連動性を確保すべく、各操作部材がフル操作されている場合に全ての作業装置１１８が動くように考慮される。
そして、Ｐ−Ｃ絞り８によって、第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２とスティック駆動用油圧シリンダ１０６とを連通する油路６１ａ，６６ａの開口面積（作動油供給通路の開口面積，Ｐ−Ｃ開口面積）が調整される。
【００５０】
Ｃ−Ｔ絞り９によって、スティック駆動用油圧シリンダ１０６とリザーバタンク７０とを連通する油路６６ｂ，６９の開口面積（作動油排出通路の開口面積，Ｃ−Ｔ開口面積）が調整される。
バイパス通路絞り１０によって、第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２とリザーバタンク７０とを連通する油路６１ｂ，６６ｃの開口面積（バイパス通路の開口面積）が調整される。
【００５１】
ところで、本実施形態では、図２に示すように、各制御弁５７〜６０，６２〜６５を制御するために、パイロットポンプ８３と、比例減圧弁５７ａ〜６０ａ，５７ｂ〜６０ｂ，６２ａ〜６５ａ，６２ｂ〜６５ｂとを備えるパイロット油圧回路が設けられている。なお、図２では、パイロット油圧回路に備えられるパイロットポンプ８３及び比例減圧弁５７ａ〜６０ａ，５７ｂ〜６０ｂ，６２ａ〜６５ａ，６２ｂ〜６５ｂのみを図示し、パイロット油路を省略してパイロット油圧を符号Ｐで示している。
【００５２】
ここで、比例減圧弁５７ａ〜６０ａ，５７ｂ〜６０ｂ，６２ａ〜６５ａ，６２ｂ〜６５ｂは、電磁弁であって、後述するコントローラ１からの作動信号により作動されるようになっている。これにより、パイロットポンプ８３からのパイロット油圧をコントローラ１からの作動信号に基づいて所定圧として各制御弁５７〜６０，６２〜６５に作用させるようになっている。
【００５３】
このような構成により、例えばスティック１０４を作動させるには、運転操作室１０１内の操作部材５４を操作して、パイロットポンプ８３からのパイロット油圧Ｐを図示しないパイロット油路を通じて、スティック用制御弁６０，６４に作用させて、スティック用制御弁６０，６４を所要の位置に駆動させるようにする。これにより、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の作動油が給排調整され、これらのシリンダ１０５，１０６が所要の長さに伸縮駆動され、これにより、スティック１０４が作動される。
【００５４】
例えば、スティック１０４を内側へ回動させる（スティックイン）には、スティック駆動用油圧シリンダ１０６を伸長させればよい。この場合には、パイロット油路を通じてパイロット油圧を第２スティック用制御弁６０に作用させる。これにより、第２スティック用制御弁６０のスプール位置がスティック内側回動位置（スティックイン位置）となって、第１回路部５５の第１油圧ポンプ５１からの作動油が油路６１，６７を経て、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の一室へ供給される。この一方で、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の他室内の作動油が、油路６８，６９を経てリザーバタンク７０へ排出される。これにより、スティック駆動用油圧シリンダ１０６が伸長しながら、スティック１０４を図１６中、矢印ｄで示すように内側へ回動させる。
【００５５】
逆に、スティック１０４を外側へ回動させる（スティックアウト）には、スティック駆動用油圧シリンダ１０６を収縮させればよい。この場合には、パイロット油路を通じてパイロット油圧を第２スティック用制御弁６０に作用させる。これにより、第２スティック用制御弁６０のスプール位置がスティック外側回動位置（スティックアウト位置）となって、第１回路部５５の第１油圧ポンプ５１からの作動油が油路６１，６８を経て、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の他室へ供給される。この一方で、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の一室内の作動油が、油路６７，６９を経てリザーバタンク７０へ排出される。これにより、スティック駆動用油圧シリンダ１０６が収縮しながら、スティック１０４を図１６中、矢印ｃで示すように外側へ回動させる。
【００５６】
さらに、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の現状態を保持するには、パイロット油圧を第２スティック用制御弁６０に適宜作用させて、第２スティック用制御弁６０の各スプールの位置を中立位置（油圧給排路遮断位置）にすればよい。これにより、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の各油室における作動油の給排が停止され、スティック１０４が現位置に保持される。
【００５７】
ところで、このように構成される建設機械には、種々のセンサが取り付けられており、各センサからの検出信号は後述するコントローラ１へ送られるようになっている。
例えば、油圧ポンプ５１，５２を駆動するエンジン５０にはエンジン回転数センサ７１が取り付けられており、このエンジン回転数センサ７１からの検出信号は後述するコントローラ１へ送られるようになっている。そして、コントローラ１は、実際のエンジン回転数がオペレータによりエンジン回転数設定ダイヤルで設定された目標エンジン回転数になるようにフィードバック制御するようになっている。
【００５８】
また、第１回路部５５の第１油圧ポンプ５１及び第２回路部５６の第２油圧ポンプ５２の吐出側には、ポンプ吐出圧を検出すべくそれぞれ圧力センサ（Ｐ／Ｓ−Ｐ１）７２，圧力センサ（Ｐ／Ｓ−Ｐ２）７３が備えられており、これらの圧力センサ７２，７３からの検出信号は後述するコントローラ１へ送られるようになっている。
【００５９】
また、第１回路部５５の油路６１の各制御弁５７〜６０及び第２回路部５６の油路６６の各制御弁６２〜６５の下流側には、それぞれ圧力センサ（Ｐ／Ｓ−Ｎ１）７４，圧力センサ（Ｐ／Ｓ−Ｎ２）７５が備えられており、これらの圧力センサ７４，７５からの検出信号は後述するコントローラ１へ送られるようになっている。
【００６０】
また、ブーム駆動用油圧シリンダ１０５への作動油の給排を行なう油路には圧力センサ（Ｐ／Ｓ−ＢＭｄ）８０が設けられており、この圧力センサ８０によってブーム駆動用油圧シリンダ１０５のロッド側圧力（負荷圧力）を検出できるようになっている。そして、この圧力センサ８０からの検出信号は後述するコントローラ１へ送られるようになっている。
【００６１】
そして、本実施形態では、上述のように構成される建設機械を制御すべく、コントローラ１が備えられている。
コントローラ１は、上述の各センサ７１〜７５，８０からの検出信号や操作部材５４からの電気信号に基づいて、第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２，各再生弁７６，７７，各制御弁５７〜６０，６２〜６５へ作動信号を出力することにより、第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２の傾転角制御，各制御弁５７〜６０，６２〜６５の位置制御，各再生弁７６，７７の位置制御等を行なうようになっている。
【００６２】
このうち、コントローラ１による第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２の傾転角制御は、第１回路部５５のバイパス通路６１ｂの下流側及び第２回路部５６のバイパス通路６６ｃの下流側に設けられたそれぞれの圧力センサ７４，７５からの検出信号に基づいてネガティブフローコントロールにより行なわれるようになっている。なお、圧力センサ７４，７５により検出される圧力に基づいてネガティブフローコントロールが行なわれるため、圧力センサ７４，７５により検出される圧力をネガコン圧ともいう。
【００６３】
ここで、ネガティブフローコントロール（電子式ネガティブフローコントローシステム）とは、バイパス通路６１ｂ，６６ｃの下流側の圧力が上がったらポンプ吐出流量を減らすようなネガティブな特性のポンプ流量制御をいう。
ここで、ネガティブフローコントロールは、操作部材５４の操作量、即ちネガコン圧に応じてポンプ吐出流量が制御される流量制御と、アクチュエータにかかる負荷圧力、即ちポンプ吐出圧力に応じてポンプ吐出流量が制御される馬力制御とに分けられる。
【００６４】
このうち、流量制御は、許容馬力内でアクチュエータ（各シリンダ）のスピードを制御しうるものである。つまり、ポンプ吐出流量を操作部材５４の操作量、即ちネガコン圧に応じて制御でき、これにより、アクチュエータのスピードを制御できるものである。
ところで、操作部材５４がフル操作され、ポンプ吐出流量が最大となり、アクチュエータのスピードが最大となる場合、ポンプ吐出流量（即ち、アクチュエータのスピード）は、次式により決定される。
【００６５】
ポンプ吐出流量Ｑ＝許容馬力Ｗ／ポンプ吐出圧力Ｐ
この状態で、アクチュエータにかかる負荷圧力が変動するとポンプ吐出圧力Ｐも変動し、上式より、ポンプ吐出流量Ｑも変動することになるため、これにより、アクチュエータのスピードも変動することになる。
このように、ポンプ吐出流量Ｑが、操作部材５４の操作量に応じて制御されるのではなく、アクチュエータにかかる負荷圧力、即ちポンプ吐出圧力Ｐに応じて制御され、ポンプ吐出流量Ｑの大小は第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２を駆動するエンジン５０の許容馬力Ｗに依存するような状態における制御を馬力制御という。
【００６６】
このような馬力制御が行なわれる場合には、オペレータが操作部材５４をフル操作し、アクチュエータの最大スピードを要求しても、実際のアクチュエータのスピードは負荷圧力の大きさによって決まることになる。この場合、エンジン５０の馬力は許容最大値となる。
また、例えば複数のアクチュエータを同時操作するような場合、各々の操作部材５４がフル操作されていない状態であっても、それぞれのアクチュエータへ作動油が供給されてネガコン圧が低下し、要求流量が許容馬力によって決定される許容流量を超えているときは馬力制御における許容流量になるようにポンプ傾転角制御が行なわれる。
【００６７】
ところで、操作部材５４が中立位置の場合、即ちオペレータが操作部材５４を操作していない場合は、作業機１１８は何ら仕事せず、各アクチュエータ（シリンダ等）を駆動させる必要がないため、油圧ポンプ５１，５２からのポンプ吐出流量は望ましくはゼロにしたい。
このため、本実施形態では、各制御弁５７〜６０，６２〜６５はオープンセンタ（スプール中立位置でバイパス通路６１ｂ，６６ｃがオープンになるように配設すること）にして、操作部材５４が中立位置の場合は、油圧ポンプ５１，５２から供給される作動油はバイパス通路６１ｂ，６６ｃを通じてリザーバタンク７０へ戻るようになっている。
【００６８】
これにより、操作部材５４が中立位置の場合は、バイパス通路６１ｂ，６６ｃの下流側に介装された絞り８１，８２の直上流側の圧力が大きくなり、ネガティブフローコントロールによって、可変容量油圧ポンプ５１，５２からのポンプ吐出流量が減少するように制御されるようになっている。
一方、操作部材５４が操作された場合には、その操作量に応じた量の作動油が各アクチュエータ（シリンダ等）へ供給され、残りの作動油がバイパス通路６１ｂ，６６ｃを通じてリザーバタンク７０へ戻るようになっている。
【００６９】
また、バイパス通路６１ｂ，６６ｃの下流側には、上述したように絞り（オリフィス）８１，８２が設けられている。そして、これらの絞り８１，８２の直上流側のバイパス通路６１ｂ，６６ｃに圧力センサ７４，７５が介装され、これらの圧力センサ７４，７５により検出される絞り８１，８２の直上流側の圧力に基づいて油圧ポンプ５１，５２の傾転角制御が行なわれるようになっている。
【００７０】
そして、オペレータが操作部材５４を操作すると、操作部材５４の操作量に応じて制御弁５７〜６０，６２〜６５が移動してバイパス通路６１ｂ，６６ｃが絞られ、バイパス通路６１ｂ，６６ｃを流れる作動油の流量が減少するが、絞り８１，８２の径は一定であるため、流量が減った分だけ絞り８１，８２の直上流側の圧力、即ち圧力センサ７４，７５により検出される圧力が低下し、この低下した圧力に応じてポンプ吐出流量が多くなるように可変容量油圧ポンプ５１，５２の傾転角制御が行なわれることになる。
【００７１】
これは、オペレータの要求、即ちオペレータによる操作部材５４の操作量に応じてポンプ吐出流量が多くなるように制御されることを意味し、これはオペレータが操作部材５４を操作することで油圧ポンプ５１，５２からのポンプ吐出流量を制御して各アクチュエータ（各シリンダ等）のスピードを制御できることを意味する。
【００７２】
ところで、本実施形態では、コントローラ１による各制御弁５７〜６０，６２〜６５の位置制御として、オペレータによる操作部材５４の操作に応じた各制御弁５７〜６０，６２〜６５の位置制御に加え、エンジン回転数に応じた各制御弁５７〜６０，６２〜６５の位置制御も行なわれるようになっている。
つまり、コントローラ１は、操作部材５４からの電気信号に基づいて、各制御弁５７〜６０，６２〜６５へ作用させるパイロット油圧を調整する比例減圧弁（パイロット圧力制御弁）５７ａ〜６０ａ，５７ｂ〜６０ｂ，６２ａ〜６５ａ，６２ｂ〜６５ｂの作動を制御すべく作動信号を出力するようになっている。
【００７３】
さらに、コントローラ１は、第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２を駆動するエンジン５０に付設されたエンジン回転数センサ７１からの検出信号に基づいて、各制御弁５７〜６０，６２〜６５へ作用させるパイロット油圧を調整する比例減圧弁（パイロット圧力制御弁）５７ａ〜６０ａ，５７ｂ〜６０ｂ，６２ａ〜６５ａ，６２ｂ〜６５ｂの作動を制御すべく作動信号を出力するようになっている。
【００７４】
そして、このような作動信号に基づいて比例減圧弁５７ａ〜６０ａ，５７ｂ〜６０ｂ，６２ａ〜６５ａ，６２ｂ〜６５ｂが作動され、これにより、パイロットポンプ８３から供給されるパイロット油圧の圧力が調整されて各制御弁５７〜６０，６２〜６５のスプールストローク量（スプール移動量）が調整されるようになっている。
【００７５】
本実施形態にかかる建設機械の制御装置は、上述のように構成され、コントローラ１による各種の制御が行なわれ、例えばスティック１０４を重力の作用する方向へ自重降下させる場合はスティック１０４の自重降下制御が行なわれる。
次に、本実施形態にかかる建設機械の制御装置において特徴となるスティックの自重降下制御について説明する。
【００７６】
ここで、図１は本実施形態にかかる建設機械の制御装置によるスティックの自重降下制御を説明するための制御ブロック図である。
本実施形態では、スティック１０４の自重降下制御を行なうべく、図１に示すように、コントローラ１には、比例減圧弁制御手段２と、ポンプ傾転角制御手段３とが備えられている。
【００７７】
このうち、比例減圧弁制御手段２は、基本制御量設定手段４と、補正手段５とを備えて構成される。
基本制御量設定手段４は、操作部材５４からの操作量に応じた電気信号に基づいて比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂの基本制御量を算出し、この基本制御量を補正手段５へ出力するものである。
【００７８】
ここで、基本制御量は、図４に示すような操作部材５４の操作量と比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂの基本制御信号とを関係づけたマップにより求められる。
このマップでは、操作部材５４の操作量が多いほど比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂの移動量が多くなるように操作部材５４の操作量が多くなるほど基本制御信号が大きくなるように設定されている。なお、図４中、所定操作量以上では基本制御信号が一定になっているのは、所定操作量で比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂの移動量が最大になることを示している。
【００７９】
補正手段５は、エンジン回転数センサ７１からの検出信号に基づいて比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂの制御信号率（補正係数）を算出し、この制御信号率を基本制御量設定手段４により算出された基本制御量に乗算することにより比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂの基本制御量を補正して補正制御量を算出し、この補正制御量を比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂへ出力するものである。
【００８０】
ここで、制御信号率は、図５に示すようなエンジン回転数と比例減圧弁の制御信号率とを関係づけたマップにより求められる。
このマップでは、制御信号率はエンジン回転数センサ７１により検出されるエンジン回転数が小さくなるほど比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂの制御信号率が小さくなるように式Ｎ／Ｎｍａｘ で示すように設定されている。つまり、制御信号率は、エンジン回転数が小さくなるほど第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４を構成するスプールのストローク量が小さくなるように設定されている。なお、エンジン回転数が最大の場合には比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂの制御信号率が１．０（＝Ｎｍａｘ ／Ｎｍａｘ ）になり、エンジン回転数が最小の場合には比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂの制御信号率がＮｍｉｎ ／Ｎｍａｘ になる。
【００８１】
そして、補正手段５は、補正制御量に応じた制御信号を比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂへ出力するようになっている。
これにより、比例減圧弁制御手段２により算出された制御量に応じて比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂが作動され、パイロットポンプ８３からのパイロット油圧が比例減圧弁６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂによって所定圧力に減圧されて第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４に作用し、第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４を構成するスプールが移動することになる。
【００８２】
ここで、図６は補正制御信号と第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４のストローク量とを関係づけたマップであり、図６に示すように、第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４を構成するスプールは、補正制御信号（基本制御信号×制御信号率）が大きくなるほど大きいストローク量になるように制御される。
【００８３】
このようにして第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４を構成するスプールが移動し、この結果、図７に示すように、スプールストローク量に応じて、第１油圧ポンプ５１又は第２油圧ポンプ５２とスティック駆動用油圧シリンダ１０６とを連通する油路の開口面積（Ｐ−Ｃ開口面積），スティック駆動用油圧シリンダ１０６とリザーバタンク７０とを連通する油路の開口面積（Ｃ−Ｔ開口面積），第１油圧ポンプ５１又は第２油圧ポンプ５２とリザーバタンク７０とを連通する油路の開口面積（バイパス通路開口面積）がそれぞれ変化することになる。
【００８４】
ところで、本実施形態にかかるネガティブフローコントロールでは、操作部材５４の操作量に応じて調整されるバイパス通路開口面積に応じてネガコン圧が変化し、変化したネガコン圧に応じて油圧ポンプ５１，５２の傾転角制御が行なわれ、ポンプ流量が制御されるようになっている。
このため、スティック１０４の自重降下制御を行なう場合、図８に示すように操作部材５４のフル操作時のＣ−Ｔ開口面積の制御特性がエンジン回転数に応じて異なるように設定された制御特性に基づいて、操作部材５４の操作量に応じてＣ−Ｔ開口面積が制御されることになる。なお、図８では、エンジン回転数が最大の場合のＣ−Ｔ開口面積の制御特性を実線Ａで示し、エンジン回転数が最小の場合のＣ−Ｔ開口面積の制御特性を実線Ｂで示している。また、図８中、破線Ｃは従来のＣ−Ｔ開口面積の制御特性を示している。
【００８５】
なお、エンジン回転数の設定が最大，最小のみならず、任意に設定できるのであれば、操作部材５４のフル操作時のＣ−Ｔ開口面積の制御特性をエンジン回転数に応じてそれぞれ設定すれば良い。
図８に示すように、本実施形態では、Ｃ−Ｔ開口面積は操作部材５４の操作量及びエンジン回転数に比例して制御されるが、操作部材５４の操作量が最大の場合（フル操作の場合）に、オペレータによる操作部材５４の操作にかかわらず、エンジン回転数が最小の場合のＣ−Ｔ開口面積がエンジン回転数が最大の場合のＣ−Ｔ開口面積よりも小さくなるように第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４を構成するスプールストローク量（スプール移動量）を制御するようになっている。
【００８６】
つまり、本実施形態では、エンジン回転数が最大の場合（ポンプ流量が最大の場合）に操作部材５４がフル操作されると、図８中、実線Ａで示す制御特性でＣ−Ｔ開口面積が最大になるように第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４を構成するスプールストローク量を設定し、これにより、Ｃ−Ｔ絞り９により過剰な背圧が生じないようにして作業効率の改善を図るようにしている。
【００８７】
具体的には、最大エンジン回転数Ｎｍａｘ で、オペレータにより操作部材５４がフル操作されてスプールを最大ストロークＳｍａｘ させ、最大Ｐ−Ｃ開口面積として最大ポンプ流量をスティック駆動用油圧シリンダ１０６に供給し、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の最大降下スピードが得られるようにしながらスティック１０４を自重降下させようとする場合、スプールストローク量を小さくして、スプール位置がオペレータによる操作部材５４の操作量に応じて最も移動した位置から中立位置側へ少し戻された位置になるように制御される。
【００８８】
なお、ここでは、エンジン回転数が最大の場合にスプールストローク量を小さくしてスプール位置が中立位置側へ戻されるように制御を行なっているが、スプールの中立位置側への戻し量がゼロになるように設定し、スプール位置が中立位置側へ戻されるような制御を行なわず、スプールストローク量を操作部材５４の操作量に応じて制御されたままとしても良い。
【００８９】
この場合、スプールは最大ストロークＳｍａｘ であるため、Ｃ−Ｔ開口面積は最大となるが、最大Ｃ−Ｔ開口面積Ａｍａｘ はＣ−Ｔ絞り９によって絞られることによって、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の作動油排出側から過剰に作動油が排出されないようになっており、これにより、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の作動油供給側にキャビテーションが発生しないようになっている。
【００９０】
なお、キャビテーションが発生しないようにするためには、スティック駆動用油圧シリンダ１０６内の作動油供給側圧力は、正の圧力（自重降下方向への圧力）で、所定圧力（例えば約５ｋｇｆ／ｃｍ２ 程度）を確保する必要がある。
上述のように、エンジン回転数が最大の場合にＣ−Ｔ開口面積が最大になるようにスプールストローク量を設定しているのは、エンジン回転数が最小の場合（ポンプ流量が最小の場合）にＣ−Ｔ開口面積が最大になるようにスプールストローク量を設定し、各シリンダへの作動油供給側（即ち、ポンプと各シリンダとの間の油路）にキャビテーションが発生しない程度のシリンダ下降スピードになるようにＣ−Ｔ絞り９の径を設定すると、Ｃ−Ｔ絞り９によりエンジン回転数が高い場合（ポンプ流量が増加した場合）に過剰絞りの状態となって作業効率が低下してしまうからである。
【００９１】
一方、エンジン回転数が低い場合（ポンプ流量が減少した場合）に、オペレータにより操作部材５４がフル操作されたら、図８中、実線Ｂで示す制御特性でＣ−Ｔ開口面積が最大になるようにスプールストローク量が設定されることで、第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４を構成するスプールが中立方向へ戻されるように制御され、これにより、エンジン回転数が低い場合にエンジン回転数が高い場合に比べてＣ−Ｔ開口面積を減少させるようになっている。
【００９２】
すなわち、最小エンジン回転数（エンジンアイドル回転数）Ｎｍｉｎ で、オペレータにより操作部材５４がフル操作され、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の最大降下スピードが得られるようにしながらスティック１０４を自重降下させようとする場合、オペレータによる操作部材５４の操作量にかかわらず、スプールストローク量を図８中、実線Ｂで示すような制御特性に基づいて設定してスプールが中立方向へ戻されるように制御し、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の作動油供給側にキャビテーションが発生しないように最小エンジン回転数Ｎｍｉｎ （ポンプ流量が最小）に応じた最小Ｃ−Ｔ開口面積Ａｍｉｎ とする。なお、この最小Ｃ−Ｔ開口面積Ａｍｉｎ が得られるときのスプールストローク量をＳｍｉｎ とする。
【００９３】
これにより、エンジン回転数が最大の場合は、余分な馬力消費や燃費の悪化、クーリング性能の低下を招かないようにすることができるとともに、エンジン回転数が最小の場合であっても、キャビテーションの発生を防止することができるのである。
このため、エンジン回転数Ｎ，キャビテーション限界に対応したＣ−Ｔ開口面積Ａ，Ｃ−Ｔ開口面積Ａに対応したスプールストローク量Ｓを関係付けたデータシート（マップ）がコントローラ１に備えられている。なお、詳細については後述する。
【００９４】
このように、本実施形態では、第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４を構成するスプールのストローク量を変化させることによってＣ−Ｔ開口面積を調整しているが、Ｃ−Ｔ開口面積は、例えばエンジン回転数が所定回転数（約１０００ｒｐｍ）で背圧が所定圧力（約４０ｋｇｆ／ｃｍ２ 程度）になるように調整される。
【００９５】
ところで、エンジン回転数が最大の場合（ポンプ流量が最大の場合）に操作部材５４がフル操作されると、Ｐ−Ｃ開口面積は最大となるが、この場合にも圧損が生じないようにＰ−Ｃ開口面積を調整するＰ−Ｃ絞り８の径は十分大きく設定される。
このように、Ｐ−Ｃ開口面積はポンプ流量に対して十分大きく設定されるため、エンジン回転数が低い場合（ポンプ流量が減少した場合）に、上述のように、第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４を構成するスプールがエンジン回転数に応じて中立方向へ戻されるように制御され、Ｐ−Ｃ開口面積が減少したとしても、Ｐ−Ｃ絞り８によって圧損等が生じることはなく、建設機械の性能に影響を及ぼすことはない。
【００９６】
また、バイパス通路開口面積は、エンジン回転数が最大（ポンプ流量が最大）で、操作部材５４が操作されていない状態で、バイパス通路開口面積は最大となるが、この場合にも圧損等が生じないようにバイパス通路開口面積を調整するバイパス通路絞り１０の径が設定される。
しかし、エンジン回転数が最大でない場合に操作部材５４がフル操作されると、Ｃ−Ｔ開口面積を減少させるために第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４を構成するスプールが中立方向へ戻されるように制御され、バイパス通路開口面積が増加するため、ネガコン圧が上昇し、これにより、ポンプ流量が減少することになるので、建設機械の性能に影響を及ぼすことになる。
【００９７】
このため、本実施形態では、後述（図１３参照）するように、傾転角制御量補正手段７によってネガティブフローコントロールにおける基本傾転角制御量に代えて最大傾転角制御量を傾転角制御量として設定するようになっている。
このようにして制御される第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４の動作は、以下のようになる。
【００９８】
つまり、オペレータにより操作部材５４がフル操作されると、スプールストローク量は最大となり、スプールは最も移動させられ、Ｃ−Ｔ絞り９により絞られるＣ−Ｔ開口面積は最大になるが、本実施形態では、エンジン回転数が低い場合、オペレータによる操作部材５４のフル操作によりスプールストローク量を最大とされて最も移動した位置にあるスプールは、Ｃ−Ｔ開口面積が小さくなるように中立位置側へ多く戻されるように制御される（スプールの戻り量は大）一方、エンジン回転数が高い場合は、最も移動した位置にあるスプールはＣ−Ｔ開口面積が大きくなるように中立位置側へ少し戻されるように制御される（スプールの戻り量は小又はゼロ）。
【００９９】
このようにして、本実施形態では、図１４に示すように、エンジン回転数に応じてスティック駆動用油圧シリンダ１０６とリザーバタンク７０との間の油路の開口面積（Ｃ−Ｔ開口面積）を変化させる。つまり、本実施形態では、エンジン回転数が高くなるにしたがってＣ−Ｔ開口面積が大きくなるように、第１スティック用制御弁６０及び第２スティック用制御弁６４を構成するスプールのストローク量が制御される。
【０１００】
これにより、例えばエンジン回転数が所定回転数（約１０００ｒｐｍ）で背圧が所定圧力（約４０ｋｇｆ／ｃｍ２ ）になるように制御されるので、エンジン回転数が高くなり、ポンプ吐出流量が多くなったとしても、従来技術のようにＣ−Ｔ絞り９によって抵抗損失が生じてスティック駆動用油圧シリンダ１０６に作用する背圧が例えば約１４５ｋｇｆ／ｃｍ２ 程度の圧力まで次第に高くなってしまうのを防止することができ、圧損の低減を図ることができ、クーリング性能を高めることもできる。また、背圧によりスティック１０４の下降が妨げられ、作業効率が悪化するのを防止することもできる。
【０１０１】
また、本実施形態によれば、エンジン回転数が高くなり、ポンプ吐出流量が多くなっても、Ｃ−Ｔ絞り９によって抵抗損失が生じることがなく、図１５に示すように、エンジン回転数にかかわらず背圧が一定となるため、スティックイン操作時にスティック駆動用油圧シリンダ１０６を重力を利用しながら下降させるのに必要な所定圧力（約４０ｋｇｆ／ｃｍ２ ）をスティック駆動用油圧シリンダ１０６に作用させれば良く、従来技術のように背圧分に相当する余分の圧力を作用させる必要がないため、パワーロスを低減することができる。
【０１０２】
なお、本実施形態では、操作部材５４の操作量が最大の場合のＣ−Ｔ開口面積の制御特性をエンジン回転数に応じて設定するようにしているが、これに限られるものではなく、図９に示すように、操作部材５４の操作量が最大の場合だけでなく、操作部材５４の操作量に応じたＣ−Ｔ開口面積の制御特性をエンジン回転数毎に設定しても良い。ここでは、エンジン回転数が最大の場合と最小の場合とを示しており、エンジン回転数が最大の場合を実線Ａで示し、エンジン回転数が最小の場合を実線Ｂで示している。
【０１０３】
ところで、Ｐ−Ｃ開口面積，Ｃ−Ｔ開口面積，バイパス通路開口面積は、いずれも１つのスプール弁として構成される第１スティック用制御弁６４，第２スティック用制御弁６０に備えられるＰ−Ｃ絞り８，Ｃ−Ｔ絞り９，バイパス通路絞り１０により決定されるものであるため、スティック１０４の自重降下制御に際してＣ−Ｔ開口面積を調整するために第１スティック用制御弁６４や第２スティック用制御弁６０を移動させると、バイパス通路開口面積も調整されてしまい、このバイパス通路６１ｂ，６６ｃを流れる作動油のバイパス流量も変化してしまうことになり、ネガティブフローコントロールにおいて用いられるバイパス通路下流側の作動油の圧力が変化してしまうことになる。
【０１０４】
このため、本実施形態では、後述するように、ポンプ傾転角制御手段３の傾転角制御量補正手段７によってポンプ傾転角制御量に補正を加えるようにしている。
ポンプ傾転角制御手段３は、基本傾転角制御量設定手段６と、傾転角制御量補正手段７とを備えて構成される。
【０１０５】
このうち、基本傾転角制御量設定手段６は、圧力センサ７４，７５からの検出信号に基づいて第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２の基本傾転角制御量を設定し、この基本傾転角制御量を傾転角制御量補正手段７へ出力するものである。
ここで、基本傾転角制御量は、ネガティブフローコントロールにおいて設定されるもので、具体的には以下のように設定される。
【０１０６】
つまり、基本傾転角制御量設定手段６は、圧力センサ７４，７５によって検出された第１回路部５５及び第２回路部５６のバイパス通路６１ｂ，６６ｃの下流側での作動油圧（ネガコン圧）ＰＮ１，ＰＮ２を読み込んで、ネガコン圧ＰＮ と要求流量ＱＮ とを関係づけた図１０に示すようなマップから、読み込まれたネガコン圧ＰＮ１，ＰＮ２に対応する要求流量ＱＮ１，ＱＮ２（具体的には要求流量ＱＮ１，ＱＮ２に相当するポンプ傾転角ＶＮ１，ＶＮ２）を設定するようになっている。なお、要求流量とは、ネガティブフローコントロールにおいて要求される流量をいう。また、図１０ではネガコン圧ＰＮ１に対応する要求流量ＱＮ１（具体的には要求流量ＱＮ１，に相当するポンプ傾転角ＶＮ１）のみ示している。
【０１０７】
一方、基本傾転角制御量設定手段６は、圧力センサ７２，７３によって検出された第１油圧ポンプ５１及び第２油圧ポンプ５２のポンプ吐出圧ＰＰ１，ＰＰ２を読み込んで、ポンプ吐出圧ＰＰ と許容流量ＱＰ とを関係づけた図１１に示すようなマップから、読み込まれたポンプ吐出圧ＰＰ１，ＰＰ２に対応する許容流量ＱＰ１，ＱＰ２（具体的には許容流量ＱＰ１，ＱＰ２に相当するポンプ傾転角ＶＰ１，ＶＰ２）を設定するようになっている。なお、許容流量とは第１油圧ポンプ５１及び第２油圧ポンプ５２を駆動するエンジン５０の許容馬力に応じたポンプ吐出流量をいう。また、図１１ではポンプ吐出圧ＰＰ１に対応する許容流量ＱＰ１（具体的には許容流量ＱＰ１に相当するポンプ傾転角ＶＰ１）のみ示している。
【０１０８】
そして、基本傾転角制御量設定手段６は、上述の要求流量ＱＮ１，ＱＮ２と許容流量ＱＰ１，ＱＰ２とを比較し、小さい方のポンプ流量（要求流量ＱＮ１，ＱＮ２又は許容流量ＱＰ１，ＱＰ２）になるようにポンプ傾転角（ポンプ傾転角ＶＮ１，ＶＮ２又はポンプ傾転角ＶＰ１，ＶＰ２）を設定し、これを傾転角制御信号として第１油圧ポンプ５１及び第２油圧ポンプ５２へ出力するようになっている。
【０１０９】
基本傾転角制御量設定手段６は、上述のように構成され、図１２のフローチャートに示すように動作する。
つまり、まずステップＳ１０でネガコン圧ＰＮ１，ＰＮ２を読み込むとともに、ステップＳ２０でポンプ吐出圧ＰＰ１，ＰＰ２を読み込む。
次に、ステップＳ３０でステップＳ１０で読み込まれたネガコン圧ＰＮ１，ＰＮ２に対応する要求流量ＱＮ１，ＱＮ２を図１０のマップから算出するとともに、ステップ４０でステップＳ２０で読み込まれたポンプ吐出圧ＰＰ１，ＰＰ２に対応する許容流量ＱＰ１，ＱＰ２を図１１のマップから算出する。
【０１１０】
そして、ステップＳ５０で要求流量ＱＮ１，ＱＮ２が許容流量ＱＰ１，ＱＰ２よりも小さいか否かを判定し、この判定の結果、要求流量ＱＮ１，ＱＮ２が許容流量ＱＰ１，ＱＰ２よりも小さいと判定された場合は、ステップＳ６０に進み、要求流量ＱＮ１，ＱＮ２をポンプ流量として設定し、リターンする。これにより、第１油圧ポンプ５１及び第２油圧ポンプ５２の傾転角が要求流量ＱＮ１，ＱＮ２に応じた傾転角となるように設定される。
【０１１１】
一方、要求流量ＱＮ１，ＱＮ２が許容流量ＱＰ１，ＱＰ２以上であると判定された場合は、ステップＳ７０に進み、許容流量ＱＰ１，ＱＰ２をポンプ流量として設定し、リターンする。これにより、第１油圧ポンプ５１及び第２油圧ポンプ５２の傾転角が許容流量ＱＰ１，ＱＰ２に応じた傾転角となるように設定される。
傾転角制御量補正手段７は、操作部材５４がフル操作されており、かつ、エンジン回転数が最大でない場合に、基本傾転角制御量設定手段６により設定された基本傾転角制御信号に代えて、第１油圧ポンプ５１及び第２油圧ポンプ５２の双方のポンプ傾転角が最大になるような最大傾転角制御信号を補正傾転角制御信号として第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２へ出力するものである。
【０１１２】
このため、傾転角制御量補正手段７には、操作部材５４からの操作量信号，エンジン回転数センサ７１からの検出信号が入力され、これらの信号に基づいて、操作部材５４がフル操作されているか、エンジン回転数が最大になっているかを判定し、この判定の結果、操作部材５４がフル操作されており、かつ、エンジン回転数が最大でないと判断された場合は第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２の傾転角が最大になるような最大傾転角制御信号を傾転角制御信号として第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２へ出力するようになっている。
【０１１３】
傾転角制御量補正手段７は、上述のように構成されており、図１３のフローチャートに示すように動作する。
つまり、まずステップＡ１０で操作部材５４からの操作量信号を読み込むとともに、ステップＡ２０でエンジン回転数センサ７１からの検出信号を読み込む。そして、ステップＡ３０で操作部材５４がフル操作されているか否かを判定し、この判定の結果、操作部材５４がフル操作されている場合はステップＡ４０に進む。
【０１１４】
一方、操作部材５４がフル操作されていない場合は基本傾転角制御量設定手段６により設定された基本傾転角制御信号を傾転角制御信号として第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２へ出力すべく、リターンする。
ステップＡ４０ではエンジン回転数が最大であるか否かを判定し、この判定の結果、エンジン回転数が最大であると判断された場合は傾転角制御量補正手段７による補正は行なわずにステップ６０へ進み、基本傾転角制御量設定手段６により設定された基本傾転角制御信号を傾転角制御信号として第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２へ出力する。
【０１１５】
一方、エンジン回転数が最大でないと判断された場合は、ステップＡ５０に進み、基本傾転角制御量設定手段６により設定された基本傾転角制御信号に代えて、第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２の傾転角が最大になるような最大傾転角制御信号を傾転角制御信号として設定し、ステップＡ６０で傾転角制御信号を第１油圧ポンプ５１，第２油圧ポンプ５２へ出力する。
【０１１６】
このように、ポンプ傾転角制御手段３は、圧力センサ７２，７３，７４，７５からの検出信号に基づいて第１油圧ポンプ５１及び第２油圧ポンプ５２の傾転角の制御量に相当する制御信号を算出し、この制御信号を操作部材５４からの操作量信号，エンジン回転数センサ７１からの検出信号に基づいて補正して補正傾転角制御量を算出する。そして、この補正傾転角制御量に相当する制御信号を第１油圧ポンプ５１及び第２油圧ポンプ５２へ出力するようになっている。
【０１１７】
これにより、第１油圧ポンプ５１及び第２油圧ポンプ５２の傾転角がポンプ傾転角制御手段３により算出された制御量に制御されて、所定のポンプ容量に設定される。この結果、第１油圧ポンプ５１及び第２油圧ポンプ５２からのポンプ流量が調整される。
したがって、本実施形態にかかる建設機械の制御装置によれば、スティック１０４の自重降下時の余分な馬力消費が低減されるため、パワーロスの低減，燃費の改善，熱損失の低減を図ることができるという利点がある。
【０１１８】
また、スティック駆動用油圧シリンダ１０６内の圧力が高くならず、スティック駆動用油圧シリンダ１０６の温度も高まることがないため、ヒートバランスの改善，クーリング性能の向上を図ることができるという利点もある。
さらに、スティック１０４の自重降下時に余分な背圧が生じないため余分な馬力が必要となることがなく、作業効率が改善されるという利点もある。
【０１１９】
なお、上述の実施形態では、スティック１０４の自重降下制御について説明したが、これに限られるものではなく、自重降下するアクチュエータであれば適用することができ、例えばブーム１０３やバケット１０８についても同様の自重降下制御を行なうことができる。
また、上述の実施形態では、スティック１０４の自重降下制御の場合に、Ｃ−Ｔ絞り９の径をエンジン回転数が最大の場合にも対応できるように従来のものよりも大きく設定するとともに、制御弁６０，６４を構成するスプールのストローク量をエンジン回転数に応じて変えることで、Ｃ−Ｔ開口面積を調整しているが、Ｃ−Ｔ開口面積の調整方法はこれに限られるものではなく、例えばＣ−Ｔ絞り９の径を変更するのに代えて制御弁６０，６４を構成するスプールに形成されるＣ−Ｔ絞り９の位置を変えても良いし、Ｃ−Ｔ絞り９は従来と同様とし、制御弁６０，６４を構成するスプールのストローク量のみを変えるようにしても良い。
【０１２０】
さらに、スティック駆動用油圧シリンダ１０６とリザーバタンク７０との間の油路の制御弁６０，６４の配設位置の下流側に、制御弁６０，６４とは別に、スプール弁として構成される制御弁を設け、エンジン回転数が高くなるにしたがってスティック駆動用油圧シリンダ１０６とリザーバタンク７０との間の油路の開口面積（Ｃ−Ｔ開口面積）が大きくなるように制御弁を構成するスプールのストローク量を制御するようにしても良い。
【０１２１】
このように構成することで、スティック１０４の自重降下制御に際してバイパス通路開口面積が調整され、このバイパス通路６１ｂ，６６ｃを流れる作動油のバイパス流量が変化してしまうことがないため、ネガティブフローコントロールにおいて用いられるバイパス通路下流側の作動油の圧力が変化してしまうのを防止することができる。
【０１２２】
また、上述の実施形態では、パイロット圧によりスプールを移動されるようにしているが、これに限られるものではなく、電磁石等によりスプールを移動させるものでも良い。
また、上述の実施形態では、本発明をネガティブフローコントロールを行なう建設機械の制御装置に適用する場合について説明しているが、本発明をポジティブフローコントロールを行なう建設機械の制御装置に適用しても良い。
【０１２３】
【発明の効果】
以上詳述したように、請求項１，２記載の本発明の建設機械の制御装置によれば、油圧アクチュエータの自重降下時の余分な馬力消費が低減されるため、パワーロスの低減，燃費の改善，熱損失の低減を図ることができるという利点がある。また、油圧アクチュエータ内の圧力が高くならず、油圧アクチュエータの温度も高まることがないため、ヒートバランスの改善，クーリング性能の向上を図ることができるという利点もある。さらに、油圧アクチュエータの自重降下時に余分な背圧が生じないため余分な馬力が必要となることがなく、作業効率が改善されるという利点もある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置におけるスティックの自重降下制御を説明するための制御ブロック図である。
【図２】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置の全体構成図である。
【図３】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置の制御弁を説明するための模式図である。
【図４】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置における操作部材の操作量と比例減圧弁の基本制御信号とを関係づけたマップを示す図である。
【図５】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置におけるエンジン回転数と比例減圧弁の制御信号率とを関係づけたマップを示す図である。
【図６】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置における補正制御信号とスプールストロークとを関係づけたマップを示す図である。
【図７】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置におけるスプールストローク量とＰ−Ｃ通路，Ｃ−Ｔ通路，バイパス通路の開口面積との関係を示す図である。
【図８】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置におけるエンジン回転数に応じたＣ−Ｔ開口面積の制御特性を示す図である。
【図９】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置におけるエンジン回転数に応じたＣ−Ｔ開口面積の制御特性の変形例を示す図である。
【図１０】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置におけるネガティブフローコントロールの要求流量とネガコン圧との関係を示す図である。
【図１１】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置におけるネガティブフローコントロールの許容流量とポンプ吐出圧との関係を示す図である。
【図１２】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置の基本傾転角制御量設定手段による傾転角制御を説明するためのフローチャートである。
【図１３】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置の傾転角制御量補正手段における傾転角制御の補正を説明するためのフローチャートである。
【図１４】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置におけるエンジン回転数とＣ−Ｔ開口面積との関係を示す図である。
【図１５】本発明の一実施形態にかかる建設機械の制御装置におけるエンジン回転数と背圧との関係を示す図である。
【図１６】従来の建設機械を示す模式的斜視図である。
【図１７】従来の建設機械の制御装置におけるエンジン回転数とＣ−Ｔ開口面積との関係を示す図である。
【図１８】従来の建設機械の制御装置におけるエンジン回転数と背圧との関係を示す図である。
【符号の説明】
１ コントローラ（制御手段）
２ 比例減圧弁制御手段
３ ポンプ傾転角制御手段
４ 基本制御量設定手段
５ 補正手段
６ 基本傾転角制御量設定手段
７ 傾転角制御量補正手段
８ Ｐ−Ｃ絞り
９ Ｃ−Ｔ絞り
１０ バイパス通路絞り
５１ 第１油圧ポンプ
５２ 第２油圧ポンプ
５４ 操作部材
５８ バケット用制御弁
５９ 第１ブーム用制御弁
６０ 第１スティック用制御弁
６０ａ，６０ｂ，６４ａ，６４ｂ 比例減圧弁
６１ａ，６６ａ 油路（作動油供給通路，Ｐ−Ｃ通路）
６１ｂ，６６ｃ 油路（バイパス通路）
６４ 第２スティック用制御弁
６５ 第２ブーム用制御弁
６６ｂ，６９ 油路（作動油排出通路，Ｃ−Ｔ通路）
７１ エンジン回転数センサ
７２，７３，７４，７５ 圧力センサ
１０３ ブーム
１０４ スティック
１０８ バケット
１０５ ブーム駆動用油圧シリンダ（油圧アクチュエータ）
１０６ スティック駆動用油圧シリンダ（油圧アクチュエータ）
１０７ バケット駆動用油圧シリンダ（油圧アクチュエータ）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for a construction machine that controls the operation of a hydraulic actuator such as a boom cylinder or a stick cylinder in the construction machine.
[0002]
[Prior art]
In general, a construction machine such as a hydraulic excavator includes an upper swing body 102, a lower traveling body 100, and a work device 118 as shown in FIG.
The lower traveling body 100 includes a right truck 100R and a left truck 100L that can be driven independently from each other. On the other hand, the upper revolving body 102 is provided so as to be able to swivel in a horizontal plane with respect to the lower traveling body 100. .
[0003]
The working device 118 mainly includes a boom 103, a stick 104, a bucket 108, and the like. The boom 103 is pivotally attached to the upper swing body 102. A stick 104 is connected to the tip of the boom 103 so as to be rotatable in the same vertical plane.
A boom drive hydraulic cylinder (boom cylinder, hydraulic actuator) 105 for driving the boom 103 is provided between the upper swing body 102 and the boom 103, and between the boom 103 and the stick 104. A stick driving hydraulic cylinder (stick cylinder, hydraulic actuator) 106 for driving the stick 104 is provided. Further, a bucket driving hydraulic cylinder (bucket cylinder, hydraulic actuator) 107 for driving the bucket 108 is provided between the stick 104 and the bucket 108.
[0004]
Further, each of the cylinders 105 to 107 described above includes a plurality of control valves such as a hydraulic pump driven by an engine (mainly a diesel engine), a boom control valve, a stick control valve, and a bucket control valve. A circuit (not shown) is connected, hydraulic oil of a predetermined hydraulic pressure is supplied from the hydraulic pump via each control valve, and driven in accordance with the supplied hydraulic pressure in this way. Yes.
[0005]
With such a configuration, the boom 103 is configured to be rotatable in directions a and b in the drawing, the stick 104 is rotatable in directions c and d in the drawing, and the bucket 107 is rotated in directions e and f in the drawing. Note that the rotation of the boom 103 in the direction b in the drawing is called boom down, and the rotation of the stick 104 in the direction d in the drawing is called stick-in.
In the operation operation chamber 101, a left lever, a right lever, a left pedal, and a right pedal are provided as operation members for controlling the operation of the hydraulic excavator (running, turning, boom turning, stick turning, and bucket turning). Etc. are provided.
[0006]
For example, when the operator operates the operation members such as the levers and the pedals, the control valves of the hydraulic circuit are controlled, and the cylinders 105 to 107 are driven, whereby the boom 103, the stick 104, and the bucket are driven. 108 etc. can be rotated.
A pilot hydraulic circuit is provided to control each control valve. Accordingly, in order to operate the boom 103 and the stick 104, the boom operation member and the stick operation member in the operation operation chamber 101 are operated, and the pilot hydraulic pressure is supplied to the boom control valve and the stick control valve through the pilot oil passage. The boom control valve and the stick control valve are driven to required positions. As a result, the hydraulic oil to the boom driving hydraulic cylinder 105 and the stick driving hydraulic cylinder 106 is supplied and discharged, and the cylinders 105 and 106 are extended and driven to a required length.
[0007]
As described above, in the hydraulic excavator, the cylinders 105 to 107 are driven to extend and retract, and the work devices 118 such as the boom 103 and the stick 104 are driven to perform various operations such as excavation work.
By the way, as one operation in such various operations, there is a case where, for example, a stick-in in the direction d in FIG. 16 is performed. In this case, the stick 104 is driven as follows.
[0008]
That is, in order to perform the stick-in operation and lower the stick 104, the stick driving hydraulic cylinder 106 may be extended. In this case, the pilot hydraulic pressure is applied to the stick control valve through the pilot oil passage. As a result, the spool position of the stick control valve becomes the stick lowering position, and the hydraulic oil from the hydraulic pump is supplied to one chamber of the stick driving hydraulic cylinder 106 through the oil passage. On the other hand, the hydraulic oil in the other chamber of the stick driving hydraulic cylinder 106 is discharged to the tank through the oil passage. Accordingly, the stick 104 is rotated downward as indicated by an arrow d in FIG. 16 while the stick driving hydraulic cylinder 106 is extended.
[0009]
In this way, when the stick-in operation is performed, hydraulic oil is supplied to the stick driving hydraulic cylinder 106. When the stick 104 is lowered, gravity is applied to the stick driving hydraulic cylinder 106 that drives the stick 104. Therefore, it is conceivable that the hydraulic oil is excessively discharged from the stick driving hydraulic cylinder 106 and the stick driving hydraulic cylinder 106 is lowered more than necessary.
[0010]
Here, when the stick 104 is lowered, the stick driving hydraulic cylinder 106 falls by its own weight in the direction in which gravity acts, but the speed is the weight acting on the stick driving hydraulic cylinder 106 (stick 104, bucket 108). And the load on the bucket) and the amount of hydraulic oil discharged from the hydraulic cylinder 106 for stick drive. That is, the lowering speed of the stick 104 is determined by the size of the opening area of the oil passage (hydraulic oil discharge passage) between the stick driving hydraulic cylinder 106 and the reservoir tank.
[0011]
For this reason, in order to prevent a sudden drop of the stick driving hydraulic cylinder 106, a throttle is interposed in the oil path between the stick driving hydraulic cylinder 106 and the reservoir tank. The discharged hydraulic oil is prevented from being discharged to the reservoir tank more than necessary.
Similarly, when lowering the boom 103 or lowering the bucket 108, gravity acts on the boom driving hydraulic cylinder 105 or bucket driving hydraulic cylinder 107, and the boom driving hydraulic cylinder 105 or bucket driving is performed. Since the hydraulic cylinder 107 is lowered more than necessary, the same applies to the oil path between the boom driving hydraulic cylinder 105 and the reservoir tank and the oil path between the bucket driving hydraulic cylinder 107 and the reservoir tank. A throttle is interposed between the hydraulic cylinder 105 and the hydraulic cylinder 107 for driving the bucket so that the hydraulic oil is not discharged to the reservoir tank more than necessary.
[0012]
The diameters of these throttles are the opening areas of the oil passages leading from each cylinder to the reservoir tank so that the hydraulic oil is not excessively discharged from each cylinder 105 to 107 particularly when the engine speed is low and the pump discharge flow rate is small. The hydraulic oil discharge passage) is set to be small.
For example, the diameter of the throttle interposed in the oil passage between the stick driving hydraulic cylinder 106 and the reservoir tank is as shown in FIG. 18 when the stick driving hydraulic cylinder 106 is lowered using gravity during the stick-in operation. As shown, back pressure (back pressure) acting to push the stick driving hydraulic cylinder 106 back in the direction opposite to the gravity descent direction of the stick driving hydraulic cylinder 106 is about 40 kgf under a predetermined reference load (loading) condition. / Cm 2 It is set to be about.
[0013]
As a result, even when the engine speed is low and the pump discharge flow rate is low, each cylinder descends more than necessary, and negative pressure (vacuum) is generated in each cylinder, which causes cavitation. In order to prevent abnormal noise and vibration.
[0014]
[Problems to be solved by the invention]
However, the diameters of these throttles are fixed, and as shown in FIG. 17, the opening area of the hydraulic oil discharge passage such as an oil passage between the stick driving hydraulic cylinder 106 and the reservoir tank, regardless of the engine speed. Is constant.
For this reason, when the engine speed increases and the pump discharge flow rate increases, resistance loss occurs due to these throttles, and the back pressure acting on each cylinder gradually increases, preventing smooth lowering of the stick 104 and the like. As a result, there is a problem that work efficiency deteriorates.
[0015]
In general, a predetermined pressure (about 40 kgf / cm) is required to lower the stick driving hydraulic cylinder 106 while using gravity during the stick-in operation. 2 ) Is sufficient to act on the stick driving hydraulic cylinder 106, but as shown in FIG. 18, when the engine speed increases and the pump discharge flow rate increases, the stick driving hydraulic cylinder 106, the reservoir tank, A resistance loss occurs due to the restriction placed in the oil passage between the two, and back pressure (about 145 kgf / cm) is applied to the hydraulic cylinder 106 for driving the stick. 2 In order to lower the stick driving hydraulic cylinder 106 using gravity, an extra pressure from the hydraulic pump (pump discharge pressure) corresponding to the back pressure shown by the following equation is required. become.
[0016]
Pressure from the hydraulic pump = (actual back pressure-specified pressure) x cylinder area ratio
The same applies to the boom driving hydraulic cylinder 105 and the bucket driving hydraulic cylinder 107.
For this reason, extra engine horsepower is required to ensure such pump discharge pressure, resulting in power loss, deterioration of fuel consumption, and heat loss. Moreover, since the temperature of each cylinder will also rise if the pressure in each cylinder becomes high, cooling performance will also fall.
[0017]
Further, in the actual work, the lifting operation and the turning operation of the work machine 118 are accompanied. In order to ensure these speeds, the normal operation is performed at the maximum engine speed. When engine horsepower is consumed, work efficiency is deteriorated, fuel consumption is deteriorated, and heat balance is also deteriorated.
[0018]
The present invention was devised in view of the above problems, and aims to improve the working efficiency at the time of controlling the weight drop of the hydraulic actuator, and to reduce power loss, improve fuel efficiency, reduce heat loss, and improve cooling performance. An object of the present invention is to provide a construction machine control device that can be designed.
[0019]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, the construction machine control device according to the first aspect of the present invention includes a hydraulic pump that is driven by an engine and discharges hydraulic oil in a tank, and a hydraulic actuator that is driven by the hydraulic oil discharged by the hydraulic pump. A hydraulic oil discharge passage for discharging hydraulic oil from the hydraulic actuator to the tank, a bypass passage for returning the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump to the tank, and the hydraulic oil discharge passage and the bypass passage. A control valve configured as a spool valve, an engine speed sensor for detecting the engine speed, and a movement amount of the control valve to control the opening area of the hydraulic oil discharge passage and the bypass passage And a control unit configured to set a basic control amount for controlling a movement amount of the control valve based on an operation amount of the operation member by the operator. A correction for setting the correction control amount by correcting the basic control amount so that the opening area of the hydraulic oil discharge passage decreases as the engine speed detected by the control amount setting means and the engine speed sensor decreases. Means, a basic tilt angle control amount setting means for setting a basic tilt angle control amount to perform pump flow rate control based on the pressure on the downstream side of the bypass passage, and an operation amount of the operation member is maximum, and When the engine speed detected by the engine speed sensor is not the maximum, instead of the basic tilt angle control amount set by the basic tilt angle control amount setting means, Po And a tilt angle control amount correcting means for setting a maximum tilt angle control amount that maximizes the pump flow rate as the tilt angle control amount.
[0020]
According to a second aspect of the present invention, there is provided a control device for a construction machine according to the first aspect, further comprising a hydraulic oil supply passage from the hydraulic pump to the hydraulic actuator, wherein an opening area of the hydraulic oil discharge passage is When the operation amount of the operation member is the maximum and the engine speed detected by the engine speed sensor is the maximum, the hydraulic oil having a flow rate corresponding to the maximum supply flow rate of the hydraulic oil supplied through the hydraulic oil supply passage is It is characterized by being set to be discharged through the hydraulic oil discharge passage.
[0023]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
First, the construction machine according to the present embodiment will be described.
This construction machine is a construction machine (working machine) such as a hydraulic excavator as already described in the prior art (see FIG. 16), and includes an upper turning body 102, a lower traveling body 100, and a working device 118. Yes.
[0024]
The lower traveling body 100 includes a right truck 100R and a left truck 100L that can be driven independently from each other. On the other hand, the upper revolving body 102 is provided so as to be able to swivel in a horizontal plane with respect to the lower traveling body 100. .
The working device 118 mainly includes a boom 103, a stick 104, a bucket 108, and the like. The boom 103 is pivotally attached to the upper swing body 102. A stick 104 is connected to the tip of the boom 103 so as to be rotatable in the same vertical plane.
[0025]
A boom drive hydraulic cylinder (boom cylinder, hydraulic actuator) 105 for driving the boom 103 is provided between the upper swing body 102 and the boom 103, and between the boom 103 and the stick 104. A stick driving hydraulic cylinder (stick cylinder, hydraulic actuator) 106 for driving the stick 104 is provided. Further, a bucket driving hydraulic cylinder (bucket cylinder, hydraulic actuator) 107 for driving the bucket 108 is provided between the stick 104 and the bucket 108.
[0026]
With such a configuration, the boom 103 can be rotated in directions a and b in the drawing, the stick 104 can be rotated in directions c and d in the drawing, and the bucket 108 can be rotated in directions e and f in the drawing. Yes.
Here, FIG. 2 is a diagram schematically showing the main part of the hydraulic circuit of such a hydraulic excavator.
[0027]
As shown in FIG. 2, the left track 100L and the right track 100R described above are provided with traveling motors 109L and 109R as independent power sources. A turning motor 110 for turning the upper turning body 102 is provided.
These travel motors 109L and 109R and the turning motor 110 are configured as hydraulic motors that are operated by hydraulic pressure, and as described later, a plurality of (here, two) driven by an engine (mainly a diesel engine) 50. The hydraulic oil from the hydraulic pumps 51, 52 is supplied at a predetermined pressure via the hydraulic circuit 53, and the hydraulic motors 109L, 109R, 110 are driven in accordance with the hydraulic pressure supplied in this way. It has become.
[0028]
Here, the hydraulic pumps 51 and 52 discharge hydraulic oil in the reservoir tank 70 as a predetermined hydraulic pressure. Here, as the swash plate rotary piston pump (piston type variable capacity pump, variable discharge amount type piston pump) It is configured. The hydraulic pumps 51 and 52 can adjust the pump discharge flow rate by changing the stroke amount of a piston (not shown) provided in the hydraulic pump.
[0029]
That is, in these hydraulic pumps 51 and 52, one end of the piston is configured to come into contact with a swash plate (creep plate: not shown), and the inclination (tilt angle) of the swash plate is described later. The pump discharge flow rate can be adjusted by changing the stroke amount of the piston by changing it based on the operation signal from.
[0030]
As described above, the inclination of the swash plate can be changed based on the operation signal from the controller 1, and in addition to the pressure of the hydraulic oil in the oil passage constituting the hydraulic circuit, Since the amount of operation can be taken into account, the operator's driving feeling can be improved as compared with the conventional one in which the pressure of the hydraulic oil in the oil passage is guided to change the inclination of the swash plate. .
[0031]
Further, the engine 50 can set the engine speed by an operator switching the engine speed setting dial. Here, the maximum engine speed (for example, about 2000 rpm) and the minimum engine speed (for example, about 1000 rpm) are set. ) Can be switched to multiple levels. It should be noted that the engine speed is not limited to switching in stages as described above, and may be one that can be changed smoothly. Further, the total horsepower of the engine 50 is consumed to drive these hydraulic pumps 51 and 52 and a pilot pump 83 described later.
[0032]
Also for each of the cylinders 105 to 107, hydraulic oil supplied from a plurality (two in this case) of hydraulic pumps 51 and 52 driven by the engine 50 is the same as the traveling motors 109 </ b> L and 109 </ b> R and the turning motor 110. It is driven by the hydraulic pressure.
The operation chamber 101 includes a plurality of levers such as a left lever, a right lever, a left pedal, and a right pedal for controlling the operation of the excavator (running, turning, boom turning, stick turning, and bucket turning). An operation member 54 is provided. These operation members 54 are configured as electric operation members (for example, electric operation levers), and output an electric signal corresponding to the operation amount to a controller (control means) 1 described later.
[0033]
For example, when the operator operates these operation members 54, the control valves 57 to 60 and 62 to 65 interposed in the hydraulic circuit 53 are controlled, and the cylinders 105 to 107 and the hydraulic motors 109L and 109R are controlled. 110 are driven. Accordingly, the upper swing body 102 can be turned, the boom 103, the stick 104, the bucket 108, and the like can be turned, and the hydraulic excavator can be run.
[0034]
Next, the hydraulic circuit 53 for controlling each of these cylinders will be described.
As shown in FIG. 2, the hydraulic circuit 53 includes a first circuit unit 55 and a second circuit unit 56.
Among these, the 1st circuit part 55 is the oil path 61 connected to the 1st hydraulic pump 51, the right travel motor control valve 57 interposed in the oil path 61, the bucket control valve 58, and 1st boom use. And a control valve 59, a control valve such as a second stick control valve 60, and the like.
[0035]
Then, the hydraulic oil from the first hydraulic pump 51 is supplied to the right travel motor 109R via the oil passage 61 and the right travel motor control valve 57 to drive the right travel motor 109R. The hydraulic oil from the first hydraulic pump 51 is supplied to the bucket drive hydraulic cylinder 107 via the oil passage 61 and the bucket control valve 58, and via the oil passage 61 and the first boom control valve 59. Is supplied to the boom driving hydraulic cylinder 105, and further supplied to the stick driving hydraulic cylinder 106 via the oil passage 61 and the second stick control valve 60, whereby each cylinder 105, 106, 107 is driven. It is like that.
[0036]
Further, a throttle (restriction with a relief valve) 81 is provided on the downstream side of the oil passage 61 of the first circuit unit 55, and the hydraulic oil from the first hydraulic pump 51 is returned to the reservoir tank 70 through the throttle 81. It has become.
The second circuit unit 56 includes an oil passage 66 connected to the second hydraulic pump 52, a left travel motor control valve 62, a swing motor control valve 63, and a first stick control valve interposed in the oil passage 66. 64, a control valve such as a second boom control valve 65, and a throttle 82.
[0037]
Then, the hydraulic oil from the second hydraulic pump 52 is supplied to the left travel motor 109L via the oil passage 66 and the left travel motor control valve 62, whereby the left travel motor 109L is driven. Yes. Further, the hydraulic oil from the second hydraulic pump 52 is supplied to the swing motor 110 via the oil passage 66 and the swing motor control valve 63, whereby the swing motor 110 is driven. Further, the hydraulic oil from the second hydraulic pump 52 is supplied to the stick driving hydraulic cylinder 106 via the oil passage 66 and the first stick control valve 64, and the oil passage 66 and the second boom control valve 65. Is supplied to the boom drive hydraulic cylinder 105, whereby the cylinders 105 and 106 are driven.
[0038]
Further, a throttle (restriction with a relief valve) 82 is provided on the downstream side of the oil passage 66 of the second circuit portion 56, and the hydraulic oil from the second hydraulic pump 52 is returned to the reservoir tank 70 through the throttle 82. It has become.
In addition, each control valve 57-60, 62-65 is accommodated in the control unit which is not shown in figure.
[0039]
As described above, in the present embodiment, the second circuit portion 56 of the second circuit unit 56 is supplied so that sufficient hydraulic oil is supplied to the stick 104 that is important in the work of the construction machine even during the simultaneous operation with the other work machines 118. In addition to the hydraulic oil from the hydraulic pump 52, the hydraulic oil from the first hydraulic pump 51 of the first circuit unit 55 is also supplied to the stick driving hydraulic cylinder 106.
[0040]
For this reason, the first stick control valve 64 is interposed in the oil passage 66 of the second circuit portion 56, and the second stick control valve 60 is interposed in the oil passage 61 of the first circuit portion 55. The first stick control valve 64 is controlled by the proportional control valves 64a and 64b, and the second stick control valve 60 is controlled by the proportional control valves 60a and 60b. Oil can be supplied and discharged.
[0041]
Similarly, in addition to the hydraulic oil from the first hydraulic pump 51 of the first circuit unit 55, the second circuit is provided so that sufficient hydraulic oil is supplied to the boom 103 during simultaneous operation with the other work implements 118. The hydraulic oil from the second hydraulic pump 52 of the part 56 is also supplied to the boom driving hydraulic cylinder 105.
For this reason, the first boom control valve 59 is interposed in the oil passage 61 of the first circuit portion 55, and the second boom control valve 65 is interposed in the oil passage 66 of the second circuit portion 56. The first boom control valve 59 is controlled by the proportional control valves 59a and 59b, and the second boom control valve 65 is controlled by the proportional control valves 65a and 65b. Oil can be supplied and discharged.
[0042]
In this embodiment, a stick regeneration valve 76 is interposed in the oil passages 67 and 68 for supplying and discharging the hydraulic oil to and from the hydraulic cylinder 106 for driving the stick, and the hydraulic oil is supplied from the hydraulic oil discharge side oil passage. A predetermined amount of hydraulic oil can be regenerated in the supply side oil passage.
Similarly, boom regeneration valves 77 are also interposed in the oil passages 78 and 79 for supplying and discharging the hydraulic oil to and from the boom drive hydraulic cylinder 105, and the hydraulic oil supply-side oil passage from the hydraulic oil discharge-side oil passage. A predetermined amount of hydraulic fluid can be regenerated.
[0043]
Here, as shown in FIG. 3, each of the control valves 57 to 60 and 62 to 65 is configured as a spool valve, and each includes a plurality of (here, five) throttles.
That is, as shown in FIG. 3, each control valve 57-60, 62-65 is provided with an oil passage (hydraulic oil supply passage) that connects the first hydraulic pump 51, the second hydraulic pump 52, and the stick driving hydraulic cylinder 106. , PC passages) 61a, 66a, an oil passage (hydraulic oil discharge passage, CT passage) 66b communicating with the PC throttle 8 and the stick driving hydraulic cylinder 106 and the reservoir tank 70, A bypass passage throttle 10 interposed in oil passages (bypass passages) 61b and 66c that connect the CT throttle 9 interposed in 69, the first hydraulic pump 51, the second hydraulic pump 52, and the reservoir tank 70. And is configured.
[0044]
In FIG. 3, the stick control valves 60 and 64 are in the stick lowering position, but the stick control valves 60 and 64 are moved upward in FIG. By interposing the bypass passage throttle 10 in the bypass passages 61b and 66c, the stick control valves 60 and 64 can be set to the neutral position, and the stick control valves 60 and 64 are at the top in FIG. And the P-C throttle 8 of the stick control valves 60, 64 is inserted in the PC passages 61a, 66a, and the C-T throttle 9 of the stick control valves 60, 64 is set to C-T. By interposing the passages 66b and 69, the stick control valves 60 and 64 can be set to the stick raising position.
[0045]
Here, in the present embodiment, the pump flow rate becomes maximum at the maximum engine speed, and even when the operation member is fully operated, it is not excessively throttled by the C-T throttle 9 and according to the maximum pump flow rate. The diameter of the CT throttle 9 is set to be sufficiently larger than that of the conventional one so that the flow rate of hydraulic oil is smoothly and reliably discharged through the CT passages 66b and 69.
[0046]
That is, the C-T opening area has a flow rate corresponding to the flow rate of the hydraulic oil supplied through the PC passages 61a and 66a when the operation amount of the operation member 54 is the maximum and the engine speed is the maximum. Is set to be discharged through the C-T passages 66b and 69.
In setting the CT opening area, there is a difference in cross-sectional area between the head-side oil chamber and the rod-side oil chamber of the stick driving hydraulic cylinder 106, and therefore the ratio of the cross-sectional areas of these oil chambers is taken into account. That is, the flow rate of the hydraulic oil supplied from the P-C passages 61a and 66a to the head-side oil chamber of the stick driving hydraulic cylinder 106, and the C-T passages 66b and 69 from the rod-side oil chamber of the stick driving hydraulic cylinder 106. The ratio of the flow rate of the hydraulic oil discharged to the cylinder is obtained by taking into account the ratio of the cross-sectional area of the head-side oil chamber and the cross-sectional area of the rod-side oil chamber of the hydraulic cylinder 106 for stick drive, The CT opening area, that is, the diameter of the CT stop 9 is set.
[0047]
In addition, since the cross-sectional area (namely, volume) of each oil chamber differs and the volume of the hydraulic oil in the oil chamber on the rod side is smaller than the volume of the hydraulic oil in the oil chamber on the head side, the P-C passages 61a and 66a. When the hydraulic oil is supplied from the rod side oil chamber to the head side oil chamber and the piston constituting the stick driving hydraulic cylinder 106 moves, the flow rate of the hydraulic oil discharged from the rod side oil chamber to the CT passages 66b and 69 is P−. Although the flow rate of the hydraulic fluid supplied from the C passages 61a and 66a to the head side oil chamber is reduced, the flow rate of the supplied hydraulic fluid and the flow rate of the discharged hydraulic fluid are substantially the same under the same pressure. It becomes.
[0048]
Since there is a cross-sectional area difference between the head-side oil chamber and the rod-side oil chamber of the stick-driving hydraulic cylinder 106, the hydraulic oil having a flow rate corresponding to the ratio of the cross-sectional areas of these oil chambers is the stick-driving hydraulic cylinder 106. Is discharged from the rod side oil chamber to the CT passages 66b and 69, but there is no cross-sectional area difference (for example, a cross-sectional area difference of the cylinder or the like) between the hydraulic oil supply side and the hydraulic oil discharge side of the hydraulic actuator. In the case of a hydraulic actuator, the amount of hydraulic fluid substantially the same as the flow rate of hydraulic fluid supplied via the PC passages 61a and 66a is discharged from the CT passages 66b and 69.
[0049]
It should be noted that in setting the diameters of the apertures 8, 9, and 10, in order to ensure the interlocking of the work devices 118 such as the boom 103 and the stick 104, all the work devices 118 are operated when each operation member is fully operated. Considered to move.
Then, the opening area of the oil passages 61a, 66a that communicates the first hydraulic pump 51, the second hydraulic pump 52 and the stick driving hydraulic cylinder 106 by the PC throttle 8 (the opening area of the hydraulic oil supply passage, P− C opening area) is adjusted.
[0050]
The opening area of the oil passages 66b and 69 (the opening area of the hydraulic oil discharge passage, the C-T opening area) for communicating the stick driving hydraulic cylinder 106 and the reservoir tank 70 is adjusted by the CT throttle 9.
By the bypass passage throttle 10, the opening areas (opening areas of the bypass passages) of the oil passages 61 b and 66 c that communicate the first hydraulic pump 51, the second hydraulic pump 52, and the reservoir tank 70 are adjusted.
[0051]
By the way, in this embodiment, as shown in FIG. 2, in order to control each control valve 57-60, 62-65, the pilot pump 83 and proportional pressure reducing valve 57a-60a, 57b-60b, 62a-65a, A pilot hydraulic circuit having 62b to 65b is provided. In FIG. 2, only the pilot pump 83 and the proportional pressure reducing valves 57a to 60a, 57b to 60b, 62a to 65a, and 62b to 65b provided in the pilot hydraulic circuit are illustrated, and the pilot oil pressure is omitted. Indicated by P.
[0052]
Here, the proportional pressure reducing valves 57a to 60a, 57b to 60b, 62a to 65a, and 62b to 65b are electromagnetic valves and are operated by an operation signal from the controller 1 described later. As a result, the pilot hydraulic pressure from the pilot pump 83 is applied to the control valves 57 to 60 and 62 to 65 as a predetermined pressure based on the operation signal from the controller 1.
[0053]
With such a configuration, for example, to operate the stick 104, the operation member 54 in the operation operation chamber 101 is operated, and the pilot hydraulic pressure P from the pilot pump 83 is passed through a pilot oil passage (not shown) to the stick control valve 60. , 64 to drive the stick control valves 60, 64 to the required positions. As a result, the hydraulic oil in the stick driving hydraulic cylinder 106 is supplied and discharged, and the cylinders 105 and 106 are driven to extend and contract to a required length, whereby the stick 104 is operated.
[0054]
For example, in order to rotate the stick 104 inward (stick-in), the stick driving hydraulic cylinder 106 may be extended. In this case, the pilot hydraulic pressure is applied to the second stick control valve 60 through the pilot oil passage. As a result, the spool position of the second stick control valve 60 becomes the stick inner rotation position (stick-in position), and the hydraulic oil from the first hydraulic pump 51 of the first circuit section 55 passes through the oil passages 61 and 67. Then, it is supplied to one chamber of the stick driving hydraulic cylinder 106. On the other hand, hydraulic oil in the other chamber of the stick driving hydraulic cylinder 106 is discharged to the reservoir tank 70 through the oil passages 68 and 69. Accordingly, the stick 104 is rotated inward as indicated by an arrow d in FIG. 16 while the stick driving hydraulic cylinder 106 is extended.
[0055]
Conversely, to rotate the stick 104 outward (stick out), the stick driving hydraulic cylinder 106 may be contracted. In this case, the pilot hydraulic pressure is applied to the second stick control valve 60 through the pilot oil passage. As a result, the spool position of the second stick control valve 60 becomes the stick outer rotation position (stick-out position), and hydraulic oil from the first hydraulic pump 51 of the first circuit section 55 passes through the oil passages 61 and 68. Then, it is supplied to the other chamber of the stick driving hydraulic cylinder 106. On the other hand, hydraulic oil in one chamber of the stick driving hydraulic cylinder 106 is discharged to the reservoir tank 70 through the oil passages 67 and 69. As a result, the stick 104 is rotated outward as indicated by an arrow c in FIG. 16 while the stick driving hydraulic cylinder 106 contracts.
[0056]
Further, in order to maintain the current state of the stick driving hydraulic cylinder 106, pilot hydraulic pressure is appropriately applied to the second stick control valve 60, and the position of each spool of the second stick control valve 60 is set to the neutral position (hydraulic pressure). The supply / exhaust passage blocking position may be set. As a result, the supply and discharge of hydraulic oil in each oil chamber of the stick driving hydraulic cylinder 106 is stopped, and the stick 104 is held at the current position.
[0057]
By the way, various sensors are attached to the construction machine configured as described above, and detection signals from the respective sensors are sent to the controller 1 described later.
For example, an engine speed sensor 71 is attached to the engine 50 that drives the hydraulic pumps 51 and 52, and a detection signal from the engine speed sensor 71 is sent to the controller 1 described later. The controller 1 performs feedback control so that the actual engine speed becomes the target engine speed set by the operator using the engine speed setting dial.
[0058]
Further, on the discharge side of the first hydraulic pump 51 of the first circuit unit 55 and the second hydraulic pump 52 of the second circuit unit 56, pressure sensors (P / S-P1) 72, A pressure sensor (P / S-P2) 73 is provided, and detection signals from these pressure sensors 72 and 73 are sent to the controller 1 described later.
[0059]
Further, pressure sensors (P / S-N1) are respectively provided downstream of the control valves 57 to 60 of the oil passage 61 of the first circuit portion 55 and the control valves 62 to 65 of the oil passage 66 of the second circuit portion 56. ) 74 and pressure sensor (P / S-N2) 75 are provided, and detection signals from these pressure sensors 74 and 75 are sent to the controller 1 described later.
[0060]
Further, a pressure sensor (P / S-BMd) 80 is provided in an oil passage for supplying and discharging hydraulic oil to and from the boom driving hydraulic cylinder 105, and the rod of the boom driving hydraulic cylinder 105 is provided by the pressure sensor 80. The side pressure (load pressure) can be detected. And the detection signal from this pressure sensor 80 is sent to the controller 1 mentioned later.
[0061]
And in this embodiment, the controller 1 is provided in order to control the construction machine comprised as mentioned above.
The controller 1 controls the first hydraulic pump 51, the second hydraulic pump 52, the regenerative valves 76, 77, and the respective controls based on the detection signals from the sensors 71 to 75, 80 and the electrical signals from the operation member 54. By outputting an operation signal to the valves 57 to 60 and 62 to 65, the tilt angle control of the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52, the position control of each control valve 57 to 60, 62 to 65, and each regeneration The position of the valves 76 and 77 is controlled.
[0062]
Among these, the tilt angle control of the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 by the controller 1 is performed on the downstream side of the bypass passage 61 b of the first circuit portion 55 and the downstream side of the bypass passage 66 c of the second circuit portion 56. The negative flow control is performed based on detection signals from the respective pressure sensors 74 and 75 provided. Since negative flow control is performed based on the pressure detected by the pressure sensors 74 and 75, the pressure detected by the pressure sensors 74 and 75 is also referred to as a negative control pressure.
[0063]
Here, negative flow control (electronic negative flow control system) refers to pump flow control with negative characteristics that reduces the pump discharge flow rate when the pressure on the downstream side of the bypass passages 61b and 66c increases.
Here, the negative flow control is a flow control in which the pump discharge flow rate is controlled according to the operation amount of the operation member 54, that is, the negative control pressure, and the pump discharge flow rate is controlled according to the load pressure applied to the actuator, that is, the pump discharge pressure. Divided into horsepower control.
[0064]
Among these, the flow rate control can control the speed of the actuator (each cylinder) within the allowable horsepower. That is, the pump discharge flow rate can be controlled in accordance with the operation amount of the operation member 54, that is, the negative control pressure, and thereby the speed of the actuator can be controlled.
By the way, when the operation member 54 is fully operated, the pump discharge flow rate becomes maximum, and the actuator speed becomes maximum, the pump discharge flow rate (that is, the actuator speed) is determined by the following equation.
[0065]
Pump discharge flow rate Q = allowable horsepower W / pump discharge pressure P
In this state, if the load pressure applied to the actuator varies, the pump discharge pressure P also varies, and the pump discharge flow rate Q also varies from the above equation. Therefore, the actuator speed also varies.
As described above, the pump discharge flow rate Q is not controlled according to the operation amount of the operation member 54, but is controlled according to the load pressure applied to the actuator, that is, the pump discharge pressure P. Control in a state that depends on the allowable horsepower W of the engine 50 that drives the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 is referred to as horsepower control.
[0066]
When such horsepower control is performed, even if the operator fully operates the operation member 54 and requests the maximum speed of the actuator, the actual speed of the actuator is determined by the magnitude of the load pressure. In this case, the horsepower of the engine 50 is an allowable maximum value.
For example, when operating a plurality of actuators simultaneously, even if each operation member 54 is not fully operated, hydraulic oil is supplied to each actuator, the negative control pressure is reduced, and the required flow rate is reduced. When the allowable flow rate determined by the allowable horsepower is exceeded, the pump tilt angle control is performed so that the allowable flow rate in the horsepower control is obtained.
[0067]
By the way, when the operation member 54 is in the neutral position, that is, when the operator is not operating the operation member 54, the work machine 118 does not work at all, and it is not necessary to drive each actuator (cylinder or the like). Desirably, the pump discharge flow rate from 51 and 52 is set to zero.
For this reason, in this embodiment, each control valve 57-60, 62-65 is an open center (arranged so that the bypass passages 61b, 66c are open at the spool neutral position), and the operation member 54 is neutral. In the case of the position, the hydraulic oil supplied from the hydraulic pumps 51 and 52 returns to the reservoir tank 70 through the bypass passages 61b and 66c.
[0068]
Thus, when the operation member 54 is in the neutral position, the pressure immediately upstream of the throttles 81 and 82 interposed downstream of the bypass passages 61b and 66c increases, and the variable displacement hydraulic pump 51 is controlled by negative flow control. , 52 is controlled so that the pump discharge flow rate decreases.
On the other hand, when the operation member 54 is operated, an amount of hydraulic oil corresponding to the operation amount is supplied to each actuator (cylinder, etc.), and the remaining hydraulic oil returns to the reservoir tank 70 through the bypass passages 61b and 66c. It is like that.
[0069]
Further, as described above, the restrictors (orifices) 81 and 82 are provided on the downstream side of the bypass passages 61b and 66c. Pressure sensors 74 and 75 are interposed in the bypass passages 61 b and 66 c immediately upstream of the throttles 81 and 82, and the pressure immediately upstream of the throttles 81 and 82 detected by these pressure sensors 74 and 75. The tilt angle control of the hydraulic pumps 51 and 52 is performed based on the above.
[0070]
When the operator operates the operation member 54, the control valves 57 to 60 and 62 to 65 are moved according to the operation amount of the operation member 54, the bypass passages 61b and 66c are throttled, and the operation flows through the bypass passages 61b and 66c. Although the flow rate of the oil is reduced, the diameters of the throttles 81 and 82 are constant, so that the pressure immediately upstream of the throttles 81 and 82, that is, the pressure detected by the pressure sensors 74 and 75 is decreased by the reduced flow rate. Then, the tilt angle control of the variable displacement hydraulic pumps 51 and 52 is performed so that the pump discharge flow rate increases in accordance with the reduced pressure.
[0071]
This means that the pump discharge flow rate is controlled to increase according to the operator's request, that is, the operation amount of the operation member 54 by the operator. This is because the operator operates the operation member 54 to operate the hydraulic pump 51. , 52, the speed of each actuator (each cylinder, etc.) can be controlled by controlling the pump discharge flow rate.
[0072]
By the way, in this embodiment, as position control of each control valve 57-60, 62-65 by the controller 1, in addition to position control of each control valve 57-60, 62-65 according to operation of the operation member 54 by an operator. The position control of each control valve 57-60, 62-65 according to the engine speed is also performed.
That is, the controller 1 adjusts the pilot hydraulic pressure to be applied to the control valves 57 to 60 and 62 to 65 based on the electrical signal from the operation member 54. The proportional pressure reducing valves (pilot pressure control valves) 57a to 60a and 57b to An operation signal is output to control the operations of 60b, 62a to 65a, 62b to 65b.
[0073]
Further, the controller 1 controls the control valves 57 to 60 and 62 to 65 based on detection signals from an engine speed sensor 71 attached to the engine 50 that drives the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52. An operation signal is output to control the operation of proportional pressure reducing valves (pilot pressure control valves) 57a to 60a, 57b to 60b, 62a to 65a, and 62b to 65b for adjusting the pilot oil pressure to be applied.
[0074]
Then, the proportional pressure reducing valves 57a to 60a, 57b to 60b, 62a to 65a, and 62b to 65b are operated based on such an operation signal, whereby the pressure of the pilot hydraulic pressure supplied from the pilot pump 83 is adjusted. The spool stroke amount (spool movement amount) of each control valve 57-60, 62-65 is adjusted.
[0075]
The construction machine control device according to the present embodiment is configured as described above, and various controls are performed by the controller 1. For example, when the weight of the stick 104 is lowered in the direction in which gravity acts, the weight reduction control of the stick 104 is performed. Is done.
Next, stick weight reduction control, which is a feature of the construction machine control device according to the present embodiment, will be described.
[0076]
Here, FIG. 1 is a control block diagram for explaining the self-weight drop control of the stick by the construction machine control device according to the present embodiment.
In the present embodiment, as shown in FIG. 1, the controller 1 is provided with a proportional pressure reducing valve control means 2 and a pump tilt angle control means 3 in order to perform the weight drop control of the stick 104.
[0077]
Among these, the proportional pressure reducing valve control means 2 includes a basic control amount setting means 4 and a correction means 5.
The basic control amount setting means 4 calculates the basic control amounts of the proportional pressure reducing valves 60 a, 60 b, 64 a, 64 b based on the electric signal corresponding to the operation amount from the operation member 54, and sends this basic control amount to the correction means 5. Output.
[0078]
Here, the basic control amount is obtained by a map associating the operation amount of the operation member 54 and the basic control signals of the proportional pressure reducing valves 60a, 60b, 64a, 64b as shown in FIG.
In this map, the basic control signal is set to increase as the operation amount of the operation member 54 increases so that the movement amount of the proportional pressure reducing valves 60a, 60b, 64a, 64b increases as the operation amount of the operation member 54 increases. ing. In FIG. 4, the basic control signal is constant above the predetermined operation amount indicates that the movement amount of the proportional pressure reducing valves 60 a, 60 b, 64 a, 64 b is maximized at the predetermined operation amount.
[0079]
The correction means 5 calculates the control signal rate (correction coefficient) of the proportional pressure reducing valves 60a, 60b, 64a, 64b based on the detection signal from the engine speed sensor 71, and uses this control signal rate as the basic control amount setting means 4 By multiplying the basic control amount calculated by the above, the basic control amount of the proportional pressure reducing valves 60a, 60b, 64a, 64b is corrected to calculate a corrected control amount, and this corrected control amount is calculated as the proportional pressure reducing valves 60a, 60b, 64a. , 64b.
[0080]
Here, the control signal rate is obtained by a map as shown in FIG. 5 that relates the engine speed and the control signal rate of the proportional pressure reducing valve.
In this map, the control signal rate is expressed by the equation N / N so that the control signal rate of the proportional pressure reducing valves 60a, 60b, 64a, 64b decreases as the engine speed detected by the engine speed sensor 71 decreases. max It is set as shown in. That is, the control signal rate is set so that the stroke amount of the spool constituting the first stick control valve 60 and the second stick control valve 64 decreases as the engine speed decreases. When the engine speed is maximum, the control signal rate of the proportional pressure reducing valves 60a, 60b, 64a, 64b is 1.0 (= N max / N max When the engine speed is minimum, the control signal rate of the proportional pressure reducing valves 60a, 60b, 64a, 64b is N. min / N max become.
[0081]
The correction means 5 outputs a control signal corresponding to the correction control amount to the proportional pressure reducing valves 60a, 60b, 64a, 64b.
Thereby, the proportional pressure reducing valves 60a, 60b, 64a, 64b are operated according to the control amount calculated by the proportional pressure reducing valve control means 2, and the pilot hydraulic pressure from the pilot pump 83 is changed to the proportional pressure reducing valves 60a, 60b, 64a, 64b. The pressure is reduced to a predetermined pressure by the first stick control valve 60 and the second stick control valve 64, and the spools constituting the first stick control valve 60 and the second stick control valve 64 are moved. Become.
[0082]
Here, FIG. 6 is a map associating the correction control signal with the stroke amounts of the first stick control valve 60 and the second stick control valve 64. As shown in FIG. 6, the first stick control valve is shown in FIG. The spools constituting the 60 and the second stick control valve 64 are controlled so that the stroke amount increases as the correction control signal (basic control signal × control signal rate) increases.
[0083]
In this way, the spools constituting the first stick control valve 60 and the second stick control valve 64 move, and as a result, as shown in FIG. 7, the first hydraulic pump 51 or The opening area (PC opening area) of the oil passage that communicates with the second hydraulic pump 52 and the stick driving hydraulic cylinder 106, and the opening area (C of the oil passage that communicates between the stick driving hydraulic cylinder 106 and the reservoir tank 70) -T opening area), the opening area (bypass passage opening area) of the oil passage that connects the first hydraulic pump 51 or the second hydraulic pump 52 and the reservoir tank 70 changes.
[0084]
By the way, in the negative flow control according to the present embodiment, the negative control pressure changes according to the bypass passage opening area adjusted according to the operation amount of the operation member 54, and the hydraulic pumps 51, 52 of the hydraulic pumps 51, 52 change according to the changed negative control pressure. Tilt angle control is performed to control the pump flow rate.
For this reason, when the weight reduction control of the stick 104 is performed, as shown in FIG. 8, the control characteristic of the CT opening area when the operating member 54 is fully operated is set to be different depending on the engine speed. Accordingly, the CT opening area is controlled in accordance with the operation amount of the operation member 54. In FIG. 8, the control characteristic of the CT opening area when the engine speed is maximum is indicated by a solid line A, and the control characteristic of the CT opening area when the engine speed is minimum is indicated by a solid line B. Yes. Further, in FIG. 8, a broken line C indicates a conventional control characteristic of the CT opening area.
[0085]
If the engine speed can be set arbitrarily as well as the maximum and minimum, the control characteristics of the CT opening area when the operating member 54 is fully operated can be set according to the engine speed. good.
As shown in FIG. 8, in this embodiment, the CT opening area is controlled in proportion to the operation amount of the operation member 54 and the engine speed, but when the operation amount of the operation member 54 is the maximum (full operation). In this case, regardless of the operation of the operation member 54 by the operator, the CT opening area when the engine speed is minimum is smaller than the CT opening area when the engine speed is maximum. The spool stroke amount (spool movement amount) constituting the one stick control valve 60 and the second stick control valve 64 is controlled.
[0086]
In other words, in this embodiment, when the operation member 54 is fully operated when the engine speed is maximum (when the pump flow rate is maximum), the CT opening area has the control characteristic indicated by the solid line A in FIG. The spool stroke amount constituting the first stick control valve 60 and the second stick control valve 64 is set so as to be maximized so that excessive back pressure is not generated by the CT throttle 9. It tries to improve efficiency.
[0087]
Specifically, the maximum engine speed N max Thus, the operation member 54 is fully operated by the operator, and the spool is moved to the maximum stroke S. max When the maximum pump flow rate is supplied to the stick driving hydraulic cylinder 106 as the maximum PC opening area, and the stick 104 is lowered by its own weight while the maximum lowering speed of the stick driving hydraulic cylinder 106 is obtained, The spool stroke amount is reduced, and the spool position is controlled so that it is slightly returned from the most moved position to the neutral position side according to the operation amount of the operation member 54 by the operator.
[0088]
Here, control is performed so that the spool stroke amount is reduced and the spool position is returned to the neutral position side when the engine speed is maximum, but the return amount to the neutral position side of the spool is zero. The spool stroke amount may be controlled in accordance with the operation amount of the operation member 54 without performing control such that the spool position is returned to the neutral position side.
[0089]
In this case, the spool has a maximum stroke S max Therefore, the CT opening area becomes the maximum, but the maximum CT opening area A max Is stopped by the CT throttle 9 so that the hydraulic oil is not excessively discharged from the hydraulic oil discharge side of the stick driving hydraulic cylinder 106, thereby supplying the hydraulic oil to the stick driving hydraulic cylinder 106. Cavitation does not occur on the side.
[0090]
In order to prevent the occurrence of cavitation, the hydraulic oil supply side pressure in the stick driving hydraulic cylinder 106 is a positive pressure (pressure in the direction of decreasing its own weight) and a predetermined pressure (for example, about 5 kgf / cm). 2 Degree).
As described above, the spool stroke amount is set so that the CT opening area is maximized when the engine speed is maximum when the engine speed is minimum (when the pump flow rate is minimum). Set the spool stroke amount so that the CT opening area is maximized, and lower the cylinder to the extent that cavitation does not occur on the hydraulic oil supply side to each cylinder (that is, the oil passage between the pump and each cylinder). When the diameter of the CT throttle 9 is set so that the speed is increased, the CT throttle 9 causes an excessive throttle state when the engine speed is high (when the pump flow rate is increased), and the work efficiency decreases. Because it ends up.
[0091]
On the other hand, if the operating member 54 is fully operated by the operator when the engine speed is low (when the pump flow rate is decreased), the CT opening area is maximized with the control characteristics indicated by the solid line B in FIG. When the spool stroke amount is set to the spool, the spools constituting the first stick control valve 60 and the second stick control valve 64 are controlled to return to the neutral direction, whereby the engine speed is low. In contrast, the CT opening area is reduced as compared with the case where the engine speed is high.
[0092]
That is, the minimum engine speed (engine idle speed) N min Thus, when the operation member 54 is fully operated by the operator and the stick 104 is lowered by its own weight while the maximum lowering speed of the stick driving hydraulic cylinder 106 is obtained, regardless of the operation amount of the operation member 54 by the operator. The spool stroke amount is set based on the control characteristic as shown by the solid line B in FIG. 8 and controlled so that the spool is returned to the neutral direction, and cavitation occurs on the hydraulic oil supply side of the stick driving hydraulic cylinder 106. Minimum engine speed N so as not to min Minimum CT opening area A according to (pump flow rate is minimum) min And This minimum CT opening area A min Spool stroke amount when S is obtained min And
[0093]
As a result, when the engine speed is the maximum, it is possible to prevent excessive horsepower consumption, fuel consumption, and cooling performance from being reduced, and even if the engine speed is the minimum, Occurrence can be prevented.
For this reason, the controller 1 is provided with a data sheet (map) relating the engine rotation speed N, the CT opening area A corresponding to the cavitation limit, and the spool stroke amount S corresponding to the CT opening area A. . Details will be described later.
[0094]
As described above, in the present embodiment, the CT opening area is adjusted by changing the stroke amount of the spool constituting the first stick control valve 60 and the second stick control valve 64. The T opening area is, for example, that the engine speed is a predetermined speed (about 1000 rpm) and the back pressure is a predetermined pressure (about 40 kgf / cm 2 Degree).
[0095]
By the way, when the operation member 54 is fully operated when the engine speed is maximum (when the pump flow rate is maximum), the PC opening area becomes maximum, but also in this case, P is prevented so as not to cause pressure loss. The diameter of the PC diaphragm 8 for adjusting the -C opening area is set sufficiently large.
As described above, since the PC opening area is set sufficiently large with respect to the pump flow rate, when the engine speed is low (when the pump flow rate is reduced), as described above, the first stick control valve 60 is used. Even if the spool constituting the second stick control valve 64 is controlled to return to the neutral direction according to the engine speed, and the PC opening area is reduced, pressure loss or the like is caused by the PC throttle 8. It will not affect the performance of the construction machine.
[0096]
Further, the bypass passage opening area is maximized when the engine speed is maximum (the pump flow rate is maximum) and the operation member 54 is not operated. In this case, pressure loss or the like occurs. The diameter of the bypass passage restrictor 10 that adjusts the opening area of the bypass passage is set so as not to be present.
However, when the operation member 54 is fully operated when the engine speed is not maximum, the spools constituting the first stick control valve 60 and the second stick control valve 64 are used to reduce the CT opening area. Since it is controlled to be returned to the neutral direction and the bypass passage opening area is increased, the negative control pressure is increased, thereby decreasing the pump flow rate, which affects the performance of the construction machine.
[0097]
Therefore, in the present embodiment, as will be described later (see FIG. 13), the tilt angle control amount correction means 7 sets the maximum tilt angle control amount to the tilt angle instead of the basic tilt angle control amount in the negative flow control. It is set as a controlled variable.
The operations of the first stick control valve 60 and the second stick control valve 64 controlled in this way are as follows.
[0098]
That is, when the operation member 54 is fully operated by the operator, the spool stroke amount is maximized, the spool is moved most, and the CT opening area narrowed by the CT throttle 9 is maximized. Then, when the engine speed is low, the spool at the most moved position with the spool stroke amount being maximized by the full operation of the operation member 54 by the operator is increased to the neutral position side so that the CT opening area is reduced. On the other hand, when the engine speed is high, the spool at the most moved position is slightly returned to the neutral position side so as to increase the CT opening area. (Spool return amount is small or zero).
[0099]
Thus, in the present embodiment, as shown in FIG. 14, the opening area (C-T opening area) of the oil passage between the stick driving hydraulic cylinder 106 and the reservoir tank 70 is set according to the engine speed. Change. In other words, in the present embodiment, the stroke amount of the spool constituting the first stick control valve 60 and the second stick control valve 64 is controlled so that the CT opening area increases as the engine speed increases. Is done.
[0100]
Thus, for example, the engine speed is a predetermined speed (about 1000 rpm) and the back pressure is a predetermined pressure (about 40 kgf / cm 2 Therefore, even if the engine speed increases and the pump discharge flow rate increases, a resistance loss occurs due to the CT throttle 9 as in the prior art, and the stick driving hydraulic cylinder 106 For example, the acting back pressure is about 145 kgf / cm. 2 It is possible to prevent the pressure from gradually increasing to a certain level, to reduce the pressure loss, and to improve the cooling performance. In addition, it is possible to prevent the lowering of the stick 104 due to the back pressure and the deterioration of work efficiency.
[0101]
Further, according to the present embodiment, even if the engine speed increases and the pump discharge flow rate increases, no resistance loss is caused by the CT throttle 9, and the engine speed is increased as shown in FIG. Regardless, since the back pressure is constant, a predetermined pressure (about 40 kgf / cm) required to lower the stick driving hydraulic cylinder 106 while using gravity during the stick-in operation. 2 ) May be applied to the hydraulic cylinder 106 for driving the stick, and it is not necessary to apply an extra pressure corresponding to the back pressure as in the prior art, so that power loss can be reduced.
[0102]
In the present embodiment, the control characteristic of the CT opening area when the operation amount of the operation member 54 is the maximum is set according to the engine speed. However, the present invention is not limited to this. As shown in FIG. 9, not only when the operation amount of the operation member 54 is the maximum, but also the control characteristic of the CT opening area corresponding to the operation amount of the operation member 54 may be set for each engine speed. Here, the case where the engine speed is the maximum and the case where the engine speed is the maximum are shown, and the case where the engine speed is the maximum is indicated by a solid line A, and the case where the engine speed is the minimum is indicated by a solid line B.
[0103]
By the way, the PC opening area, the CT opening area, and the bypass passage opening area are all provided in the first stick control valve 64 and the second stick control valve 60 that are configured as one spool valve. Since it is determined by the C throttle 8, the C-T throttle 9, and the bypass passage throttle 10, in order to adjust the C-T opening area during the weight drop control of the stick 104, the first stick control valve 64 and the second When the stick control valve 60 is moved, the opening area of the bypass passage is also adjusted, and the bypass flow rate of the hydraulic oil flowing through the bypass passages 61b and 66c is also changed, and the bypass passage used in the negative flow control. The pressure of the hydraulic fluid on the downstream side will change.
[0104]
For this reason, in this embodiment, as will be described later, the pump tilt angle control amount is corrected by the tilt angle control amount correcting means 7 of the pump tilt angle control means 3.
The pump tilt angle control means 3 includes a basic tilt angle control amount setting means 6 and a tilt angle control amount correction means 7.
[0105]
Among these, the basic tilt angle control amount setting means 6 sets the basic tilt angle control amounts of the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 based on the detection signals from the pressure sensors 74 and 75, and this basic The tilt angle control amount is output to the tilt angle control amount correction means 7.
Here, the basic tilt angle control amount is set in the negative flow control, and is specifically set as follows.
[0106]
That is, the basic tilt angle control amount setting means 6 is a hydraulic pressure (negative control pressure) on the downstream side of the bypass passages 61b and 66c of the first circuit portion 55 and the second circuit portion 56 detected by the pressure sensors 74 and 75. P N1 , P N2 Is read, negative control pressure P N And required flow rate Q N The negative control pressure P read from the map as shown in FIG. N1 , P N2 Required flow rate Q corresponding to N1 , Q N2 (Specifically, required flow rate Q N1 , Q N2 Equivalent to the pump tilt angle V N1 , V N2 ) Is set. The required flow rate refers to a flow rate required in negative flow control. In FIG. 10, the negative control pressure P N1 Required flow rate Q corresponding to N1 (Specifically, required flow rate Q N1 , Equivalent to the pump tilt angle V N1 Only).
[0107]
On the other hand, the basic tilt angle control amount setting means 6 is configured to detect the pump discharge pressure P of the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 detected by the pressure sensors 72 and 73. P1 , P P2 Is read and the pump discharge pressure P P And allowable flow rate Q P From the map as shown in FIG. P1 , P P2 Allowable flow rate Q corresponding to P1 , Q P2 (Specifically, allowable flow rate Q P1 , Q P2 Equivalent to the pump tilt angle V P1 , V P2 ) Is set. The allowable flow rate is a pump discharge flow rate corresponding to the allowable horsepower of the engine 50 that drives the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52. In FIG. 11, the pump discharge pressure P P1 Allowable flow rate Q corresponding to P1 (Specifically, allowable flow rate Q P1 Equivalent to the pump tilt angle V P1 Only).
[0108]
Then, the basic tilt angle control amount setting means 6 has the above-mentioned required flow rate Q. N1 , Q N2 And allowable flow rate Q P1 , Q P2 And the smaller pump flow rate (required flow rate Q N1 , Q N2 Or allowable flow rate Q P1 , Q P2 ) So that the pump tilt angle (pump tilt angle V N1 , V N2 Or pump tilt angle V P1 , V P2 ) And is output to the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 as a tilt angle control signal.
[0109]
The basic tilt angle control amount setting means 6 is configured as described above and operates as shown in the flowchart of FIG.
That is, first, in step S10, the negative control pressure P N1 , P N2 And at step S20 the pump discharge pressure P P1 , P P2 Is read.
Next, the negative control pressure P read in step S10 in step S30 N1 , P N2 Required flow rate Q corresponding to N1 , Q N2 Is calculated from the map of FIG. 10, and the pump discharge pressure P read in step S20 in step 40 is calculated. P1 , P P2 Allowable flow rate Q corresponding to P1 , Q P2 Is calculated from the map of FIG.
[0110]
In step S50, the required flow rate Q N1 , Q N2 Is allowable flow rate Q P1 , Q P2 Or less, and as a result of this determination, the required flow rate Q N1 , Q N2 Is allowable flow rate Q P1 , Q P2 When it is determined that the flow rate is smaller than the required flow rate Q, the process proceeds to step S60. N1 , Q N2 Set as the pump flow rate and return. As a result, the tilt angles of the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 become the required flow rate Q. N1 , Q N2 The tilt angle is set according to the angle.
[0111]
On the other hand, required flow rate Q N1 , Q N2 Is allowable flow rate Q P1 , Q P2 If it is determined that the flow rate is equal to or greater than the allowable flow rate Q, the process proceeds to step S70. P1 , Q P2 Set as the pump flow rate and return. As a result, the tilt angles of the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 become the allowable flow rate Q. P1 , Q P2 The tilt angle is set according to the angle.
The tilt angle control amount correction means 7 is a basic tilt angle control signal set by the basic tilt angle control amount setting means 6 when the operation member 54 is fully operated and the engine speed is not maximum. In place of the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 51, the maximum tilt angle control signal that maximizes the pump tilt angle of both the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 is used as the corrected tilt angle control signal. This is output to the hydraulic pump 52.
[0112]
Therefore, the operation amount signal from the operation member 54 and the detection signal from the engine speed sensor 71 are input to the tilt angle control amount correction means 7, and the operation member 54 is fully operated based on these signals. If it is determined that the operation member 54 is fully operated and the engine speed is not the maximum, the first hydraulic pump 51 is determined. The maximum tilt angle control signal that maximizes the tilt angle of the second hydraulic pump 52 is output to the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 as the tilt angle control signal.
[0113]
The tilt angle control amount correction means 7 is configured as described above and operates as shown in the flowchart of FIG.
That is, first, an operation amount signal from the operation member 54 is read in step A10, and a detection signal from the engine speed sensor 71 is read in step A20. Then, in step A30, it is determined whether or not the operation member 54 is fully operated. As a result of the determination, if the operation member 54 is fully operated, the process proceeds to step A40.
[0114]
On the other hand, when the operation member 54 is not fully operated, the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 use the basic tilt angle control signal set by the basic tilt angle control amount setting means 6 as the tilt angle control signal. Return to output.
In step A40, it is determined whether or not the engine speed is maximum. If it is determined that the engine speed is maximum as a result of the determination, the correction by the tilt angle control amount correction means 7 is not performed. Proceeding to 60, the basic tilt angle control signal set by the basic tilt angle control amount setting means 6 is output to the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 as the tilt angle control signal.
[0115]
On the other hand, if it is determined that the engine speed is not the maximum, the process proceeds to step A50, where instead of the basic tilt angle control signal set by the basic tilt angle control amount setting means 6, the first hydraulic pump 51, 2 A maximum tilt angle control signal that maximizes the tilt angle of the hydraulic pump 52 is set as the tilt angle control signal, and the tilt angle control signal is set to the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 in step A60. Output to.
[0116]
Thus, the pump tilt angle control means 3 corresponds to the control amount of the tilt angle of the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 based on the detection signals from the pressure sensors 72, 73, 74, 75. A control signal is calculated, and this control signal is corrected based on the operation amount signal from the operation member 54 and the detection signal from the engine speed sensor 71 to calculate a corrected tilt angle control amount. A control signal corresponding to the corrected tilt angle control amount is output to the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52.
[0117]
Thereby, the tilt angles of the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 are controlled to the control amount calculated by the pump tilt angle control means 3 and set to a predetermined pump capacity. As a result, the pump flow rates from the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 52 are adjusted.
Therefore, according to the construction machine control device according to the present embodiment, since the extra horsepower consumption when the weight of the stick 104 is lowered is reduced, it is possible to reduce power loss, improve fuel consumption, and reduce heat loss. There is an advantage.
[0118]
Further, since the pressure in the stick driving hydraulic cylinder 106 does not increase and the temperature of the stick driving hydraulic cylinder 106 does not increase, there is an advantage that heat balance can be improved and cooling performance can be improved.
Furthermore, since no extra back pressure is generated when the weight of the stick 104 is lowered, no extra horsepower is required, and there is an advantage that work efficiency is improved.
[0119]
In the above-described embodiment, the weight drop control of the stick 104 has been described. However, the present invention is not limited to this, and can be applied to any actuator that drops its weight. For example, the same applies to the boom 103 and the bucket 108. Self-weight drop control can be performed.
In the above-described embodiment, in the case of the self-weight drop control of the stick 104, the diameter of the CT throttle 9 is set larger than the conventional one so as to be able to cope with the case where the engine speed is maximum, and the control is performed. The CT opening area is adjusted by changing the stroke amount of the spools constituting the valves 60 and 64 according to the engine speed. However, the method for adjusting the CT opening area is not limited to this. For example, instead of changing the diameter of the CT throttle 9, the position of the CT throttle 9 formed on the spools constituting the control valves 60 and 64 may be changed. It is also possible to change only the stroke amount of the spool that constitutes the control valves 60 and 64 in the same manner.
[0120]
Further, a control valve configured as a spool valve on the downstream side of the position where the control valves 60 and 64 in the oil passage between the stick driving hydraulic cylinder 106 and the reservoir tank 70 are provided. And the stroke of the spool constituting the control valve so that the opening area (C-T opening area) of the oil passage between the stick driving hydraulic cylinder 106 and the reservoir tank 70 increases as the engine speed increases. The amount may be controlled.
[0121]
By configuring in this way, the bypass passage opening area is adjusted during the weight drop control of the stick 104, and the bypass flow rate of the hydraulic oil flowing through the bypass passages 61b and 66c does not change. It is possible to prevent the hydraulic oil pressure on the downstream side of the bypass passage used from changing.
[0122]
In the above-described embodiment, the spool is moved by the pilot pressure. However, the present invention is not limited to this, and the spool may be moved by an electromagnet or the like.
In the above-described embodiment, the case where the present invention is applied to a construction machine control device that performs negative flow control has been described. However, the present invention may be applied to a construction machine control device that performs positive flow control. good.
[0123]
【The invention's effect】
As detailed above, claim 1 , 2 According to the construction machine control device of the present invention described above, the extra horsepower consumption during the descent of the hydraulic actuator is reduced, so that it is possible to reduce power loss, improve fuel consumption, and reduce heat loss. There is. Further, since the pressure in the hydraulic actuator does not increase and the temperature of the hydraulic actuator does not increase, there is an advantage that heat balance can be improved and cooling performance can be improved. Furthermore, since no extra back pressure is generated when the hydraulic actuator is lowered by its own weight, no extra horsepower is required, and the working efficiency is improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a control block diagram for explaining stick weight drop control in a construction machine control device according to an embodiment of the present invention;
FIG. 2 is an overall configuration diagram of a construction machine control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a schematic diagram for explaining a control valve of the control device for the construction machine according to the embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a diagram showing a map associating an operation amount of an operation member with a basic control signal of a proportional pressure reducing valve in a construction machine control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a diagram showing a map associating the engine speed and the control signal rate of the proportional pressure reducing valve in the construction machine control device according to the embodiment of the present invention;
FIG. 6 is a diagram showing a map associating a correction control signal with a spool stroke in the control device for a construction machine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a diagram illustrating a relationship between a spool stroke amount and an opening area of a PC passage, a CT passage, and a bypass passage in the construction machine control apparatus according to the embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a diagram illustrating a control characteristic of a CT opening area according to an engine speed in the control device for a construction machine according to one embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a diagram showing a modification of the control characteristic of the CT opening area according to the engine speed in the construction machine control device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a diagram showing a relationship between a required flow rate of negative flow control and a negative control pressure in the control device for a construction machine according to one embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a diagram showing the relationship between the allowable flow rate of negative flow control and the pump discharge pressure in the construction machine control apparatus according to one embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a flowchart for explaining tilt angle control by basic tilt angle control amount setting means of the construction machine control device according to one embodiment of the present invention;
FIG. 13 is a flowchart for explaining correction of tilt angle control in a tilt angle control amount correcting means of the construction machine control apparatus according to one embodiment of the present invention;
FIG. 14 is a diagram showing a relationship between an engine speed and a CT opening area in the construction machine control device according to the embodiment of the present invention.
FIG. 15 is a diagram showing a relationship between engine speed and back pressure in the construction machine control apparatus according to the embodiment of the present invention.
FIG. 16 is a schematic perspective view showing a conventional construction machine.
FIG. 17 is a diagram showing a relationship between an engine speed and a CT opening area in a conventional construction machine control device.
FIG. 18 is a diagram showing the relationship between engine speed and back pressure in a conventional construction machine control apparatus.
[Explanation of symbols]
1 Controller (control means)
2 Proportional pressure reducing valve control means
3 Pump tilt angle control means
4 Basic control amount setting means
5 Correction means
6 Basic tilt angle control amount setting means
7 Tilt angle control amount correction means
8 PC aperture
9 C-T aperture
10 Bypass passage restriction
51 1st hydraulic pump
52 Second hydraulic pump
54 Operating members
58 Bucket control valve
59 Control valve for the first boom
60 Control valve for first stick
60a, 60b, 64a, 64b proportional pressure reducing valve
61a, 66a oil passage (hydraulic oil supply passage, PC passage)
61b, 66c oil passage (bypass passage)
64 Control valve for second stick
65 Second boom control valve
66b, 69 oil passage (hydraulic oil discharge passage, CT passage)
71 Engine speed sensor
72, 73, 74, 75 Pressure sensor
103 boom
104 stick
108 buckets
105 Hydraulic cylinder for boom drive (hydraulic actuator)
106 Hydraulic cylinder for stick drive (hydraulic actuator)
107 Hydraulic cylinder for bucket drive (hydraulic actuator)

Claims (2)

エンジンにより駆動され、タンク内の作動油を吐出する油圧ポンプと、
該油圧ポンプにより吐出される作動油により駆動される油圧アクチュエータと、
該油圧アクチュエータから該タンクへ作動油を排出する作動油排出通路と、
該油圧ポンプから供給される作動油を該タンクに戻すバイパス通路と、
該作動油排出通路及び該バイパス通路に介装され、スプール弁として構成される制御弁と、
該エンジンの回転数を検出するエンジン回転数センサと、
該作動油排出通路及び該バイパス通路の開口面積を調整すべく該制御弁の移動量を制御する制御手段とを備え、
該制御手段が、
オペレータによる操作部材の操作量に基づいて該制御弁の移動量を制御するための基本制御量を設定する基本制御量設定手段と、
該エンジン回転数センサにより検出されるエンジン回転数が低くなるにつれて該作動油排出通路の開口面積が小さくなるように該基本制御量を補正して補正制御量を設定する補正手段と、
該バイパス通路の下流側の圧力に基づいてポンプ流量制御を行なうべく基本傾転角制御量を設定する基本傾転角制御量設定手段と、
該操作部材の操作量が最大で、かつ、該エンジン回転数センサにより検出されるエンジン回転数が最大でない場合、該基本傾転角制御量設定手段によって設定される基本傾転角制御量に代えて、ポンプ流量が最大となる最大傾転角制御量を傾転角制御量として設定する傾転角制御量補正手段とを備えることを特徴とする、建設機械の制御装置。A hydraulic pump driven by the engine and discharging hydraulic oil in the tank;
A hydraulic actuator driven by hydraulic fluid discharged by the hydraulic pump;
A hydraulic oil discharge passage for discharging hydraulic oil from the hydraulic actuator to the tank;
A bypass passage for returning hydraulic oil supplied from the hydraulic pump to the tank;
A control valve configured as a spool valve interposed in the hydraulic oil discharge passage and the bypass passage;
An engine speed sensor for detecting the engine speed;
Control means for controlling the amount of movement of the control valve to adjust the opening area of the hydraulic oil discharge passage and the bypass passage;
The control means
Basic control amount setting means for setting a basic control amount for controlling the movement amount of the control valve based on the operation amount of the operation member by the operator;
Correction means for correcting the basic control amount and setting the correction control amount so that the opening area of the hydraulic oil discharge passage becomes smaller as the engine speed detected by the engine speed sensor becomes lower;
Basic tilt angle control amount setting means for setting a basic tilt angle control amount to perform pump flow rate control based on the pressure on the downstream side of the bypass passage;
When the operation amount of the operation member is the maximum and the engine speed detected by the engine speed sensor is not the maximum, the basic tilt angle control amount set by the basic tilt angle control amount setting means is used. Te, pump flow rate; and a tilting angle control amount correction means for setting the maximum tilt angle control amount becomes maximum as tilting angle control amount, the construction machine controller. 該油圧ポンプから該油圧アクチュエータへの作動油供給通路を備え、
該作動油排出通路の開口面積が、該操作部材の操作量が最大で、かつ該エンジン回転数センサにより検出されるエンジン回転数が最大の場合に該作動油供給通路を通じて供給される作動油の最大供給流量に応じた流量の作動油が該作動油排出通路を通じて排出されるように設定されることを特徴とする、請求項１記載の建設機械の制御装置。A hydraulic oil supply passage from the hydraulic pump to the hydraulic actuator;
The opening area of the hydraulic oil discharge passage is the amount of hydraulic oil supplied through the hydraulic oil supply passage when the operation amount of the operation member is maximum and the engine speed detected by the engine speed sensor is maximum. 2. The control device for a construction machine according to claim 1, wherein the control unit is configured to discharge the hydraulic oil at a flow rate corresponding to the maximum supply flow rate through the hydraulic oil discharge passage.
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