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
The lower traveling
[0003]
The
A boom drive hydraulic cylinder (boom cylinder, hydraulic actuator) 105 for driving the
[0004]
Further, each of the
[0005]
With such a configuration, the
In the
[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
A pilot hydraulic circuit is provided to control each control valve. Accordingly, in order to operate the
[0007]
As described above, in the hydraulic excavator, the
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
[0008]
That is, in order to perform the stick-in operation and lower the
[0009]
In this way, when the stick-in operation is performed, hydraulic oil is supplied to the stick driving
[0010]
Here, when the
[0011]
For this reason, in order to prevent a sudden drop of the stick driving
Similarly, when lowering the
[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
For example, the diameter of the throttle interposed in the oil passage between the stick driving
[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
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
[0015]
In general, a predetermined pressure (about 40 kgf / cm) is required to lower the stick driving
[0016]
Pressure from the hydraulic pump = (actual back pressure-specified pressure) x cylinder area ratio
The same applies to the boom driving
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
[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
[0024]
The
The working
[0025]
A boom drive hydraulic cylinder (boom cylinder, hydraulic actuator) 105 for driving the
[0026]
With such a configuration, the
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
These
[0028]
Here, the
[0029]
That is, in these
[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
[0032]
Also for each of the
The
[0033]
For example, when the operator operates these
[0034]
Next, the
As shown in FIG. 2, the
Among these, the
[0035]
Then, the hydraulic oil from the first
[0036]
Further, a throttle (restriction with a relief valve) 81 is provided on the downstream side of the oil passage 61 of the
The
[0037]
Then, the hydraulic oil from the second
[0038]
Further, a throttle (restriction with a relief valve) 82 is provided on the downstream side of the
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
[0040]
For this reason, the first
[0041]
Similarly, in addition to the hydraulic oil from the first
For this reason, the first boom control valve 59 is interposed in the oil passage 61 of the
[0042]
In this embodiment, a
Similarly, boom regeneration valves 77 are also interposed in the
[0043]
Here, as shown in FIG. 3, each of the
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
[0044]
In FIG. 3, the
[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
[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
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
[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
[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
[0049]
It should be noted that in setting the diameters of the
Then, the opening area of the oil passages 61a, 66a that communicates the first
[0050]
The opening area of the
By the
[0051]
By the way, in this embodiment, as shown in FIG. 2, in order to control each control valve 57-60, 62-65, the
[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
[0053]
With such a configuration, for example, to operate the
[0054]
For example, in order to rotate the
[0055]
Conversely, to rotate the
[0056]
Further, in order to maintain the current state of the stick driving
[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
[0058]
Further, on the discharge side of the first
[0059]
Further, pressure sensors (P / S-N1) are respectively provided downstream of the
[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
[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
[0062]
Among these, the tilt angle control of the first
[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
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
[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
By the way, when the
[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
[0066]
When such horsepower control is performed, even if the operator fully operates the
For example, when operating a plurality of actuators simultaneously, even if each
[0067]
By the way, when the
For this reason, in this embodiment, each control valve 57-60, 62-65 is an open center (arranged so that the
[0068]
Thus, when the
On the other hand, when the
[0069]
Further, as described above, the restrictors (orifices) 81 and 82 are provided on the downstream side of the
[0070]
When the operator operates the
[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
[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
That is, the controller 1 adjusts the pilot hydraulic pressure to be applied to the
[0073]
Further, the controller 1 controls the
[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
[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
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
[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
[0078]
Here, the basic control amount is obtained by a map associating the operation amount of the
In this map, the basic control signal is set to increase as the operation amount of the
[0079]
The correction means 5 calculates the control signal rate (correction coefficient) of the proportional
[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
[0081]
The correction means 5 outputs a control signal corresponding to the correction control amount to the proportional
Thereby, the proportional
[0082]
Here, FIG. 6 is a map associating the correction control signal with the stroke amounts of the first
[0083]
In this way, the spools constituting the first
[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
For this reason, when the weight reduction control of the
[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
As shown in FIG. 8, in this embodiment, the CT opening area is controlled in proportion to the operation amount of the
[0086]
In other words, in this embodiment, when the
[0087]
Specifically, the maximum engine speed N max Thus, the
[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
[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
[0090]
In order to prevent the occurrence of cavitation, the hydraulic oil supply side pressure in the stick driving
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
[0091]
On the other hand, if the operating
[0092]
That is, the minimum engine speed (engine idle speed) N min Thus, when the
[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
[0095]
By the way, when the
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
[0096]
Further, the bypass passage opening area is maximized when the engine speed is maximum (the pump flow rate is maximum) and the
However, when the
[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
[0098]
That is, when the
[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
[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
[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
[0102]
In the present embodiment, the control characteristic of the CT opening area when the operation amount of the
[0103]
By the way, the PC opening area, the CT opening area, and the bypass passage opening area are all provided in the first
[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
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
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
[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
[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
[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
[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
[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
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
[0112]
Therefore, the operation amount signal from the
[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
[0114]
On the other hand, when the
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
[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
[0116]
Thus, the pump tilt angle control means 3 corresponds to the control amount of the tilt angle of the first
[0117]
Thereby, the tilt angles of the first
Therefore, according to the construction machine control device according to the present embodiment, since the extra horsepower consumption when the weight of the
[0118]
Further, since the pressure in the stick driving
Furthermore, since no extra back pressure is generated when the weight of the
[0119]
In the above-described embodiment, the weight drop control of the
In the above-described embodiment, in the case of the self-weight drop control of the
[0120]
Further, a control valve configured as a spool valve on the downstream side of the position where the
[0121]
By configuring in this way, the bypass passage opening area is adjusted during the weight drop control of the
[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)
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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