JP3766512B2

JP3766512B2 - Control device for hydraulic drive machine

Info

Publication number: JP3766512B2
Application number: JP20692497A
Authority: JP
Inventors: 誠治鎌田
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 1997-07-31
Filing date: 1997-07-31
Publication date: 2006-04-12
Anticipated expiration: 2017-07-31
Also published as: JPH1151006A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ショベル、クレーン等の油圧駆動機械において、操作子の操作量に応じて油圧アクチュエータを駆動制御する制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、建設機械のような油圧駆動機械では、複数の操作レバーの操作量を示す駆動指令信号が、対応する複数の操作弁（流量制御弁）に加えられ、これら複数の操作弁の開口面積が上記駆動指令信号に応じて変化され、それによって、対応する複数の油圧アクチュエータが駆動されるという構成がとられる。つまり、複数の操作レバーが同時に操作されると、油圧ポンプの吐出圧油は、複数の圧油供給路上の複数の操作弁を介して複数の油圧アクチュエータに供給され、これら複数の油圧アクチュエータが同時に駆動される。
【０００３】
かかる構成において、複合操作時の油圧アクチュエータの駆動速度のいわゆる負荷依存性を解消する技術として、ロードセンシングシステムと呼ばれるものがある。
【０００４】
このシステムでは、油圧ポンプと流量制御弁との間、あるいは流量制御弁と油圧アクチュエータとの間に、圧力補償弁と呼ばれるバルブが設けられ、流量制御弁を通過する圧油の弁の前後における圧力の差圧が、いずれの駆動軸（建設機械では、ブーム、アーム等のことである）についても同一の値になるように補償するようにしている。つまり、油圧回路の一般公式である、
Ｑ＝ｃ・Ａ・√（ ΔＰ）
（ただし、Ｑは流量制御弁の絞りを通過する流量、ｃは流量定数、Ａは絞りの開口面積、ΔＰは絞りの前後差圧である）
において、差圧ΔＰが、各駆動軸について同一となるようにすることで、オペレータが指令する駆動指令値（開口面積Ａ）に比例した流量Ｑが得られるようにしている。
【０００５】
また、油圧ポンプの吐出圧が、操作中の油圧アクチュエータの負荷圧の最大値に、上記前後差圧が加算された圧力となるように、油圧ポンプの吐出圧の制御を行うようにしており、これによって複合操作時の各油圧アクチュエータの負荷圧の違いによる速度の変化（負荷圧依存性）が防止される。
【０００６】
一方、このシステムでは、バルブの構造が複雑となり、また油圧の安定性の悪さからハンチングを生じやすいという欠点があった。
【０００７】
そこで、この問題点を解決すべく、本出願人に係る先願（特願平８−４３１０１号、特願平８−４１５５４号）では、上記圧力補償弁を使用しないでシステムを構成するようにしている。
【０００８】
上記先願に開示されたものでは、上記油圧回路の一般公式、
Ｑ＝ｃ・Ａ・√（ ΔＰ）
において、複合操作時の各油圧アクチュエータの負荷圧の違いによって生ずる各油圧アクチュエータの速度、つまり各油圧アクチュエータの流量Ｑi（以下、添え字iはi番目の駆動軸を示す）の変化（負荷依存性）を防止するために、オペレータの操作に応じて駆動された操作弁の絞りの前後差圧△Ｐi、つまり操作弁に流入する圧油の圧力Ｐpと操作弁から流出する圧油の圧力ＰLの差圧ΔＰi を検出し、以下のような補正処理を行うようにしている。
【０００９】
すなわち、上記検出した各差圧△Ｐiの中の最小値ΔＰminを求め、各駆動軸ごとに、差圧△Ｐiと最小差圧△Ｐmin の比の平方根を、操作弁の開口面積補正係数Ｋi（Ｋi＝√（△Ｐmin ／△Ｐi））として演算し、これを操作レバーによる駆動速度指令である操作弁の開口面積Ａiに乗じるという開口補正を行なうというものである。これを式で示すと、
Ｑi＝ｃ・（Ａi・Ｋi）・√（△Ｐi）＝ｃ・Ａi・√（△Ｐmin／△Ｐi)・√（△Ｐi）＝ｃ・Ａi・√（△Ｐmin）
となり、i番目の油圧アクチュエータに流入する流量Ｑiは、複合操作中どの軸も共通である最小差圧△Ｐmin を基準にして、各軸の開口面積指令Ａiの比で分流されるという作用をなす。
【００１０】
ここで、差圧ΔＰiが最小差圧ΔＰminとなっている駆動軸では、上記補正係数Ｋiの分母分子の値は同一となる（Ｋi＝１）。したがって、負荷圧ＰLが最大負荷圧となっている駆動軸（差圧ΔＰiは最小差圧ΔＰmin）では、開口面積Ａiは絞られないことになる。
【００１１】
このような補正を行うことにより、複合操作時に、ポンプ圧Ｐpと各油圧アクチュエータの負荷圧ＰLの差圧ΔＰiの如何に関わらず、レバー操作通りの分流性能を、簡単な制御でショックなく、連続性を保持しつつ取得することができる。
【００１２】
また、上記先願では、上記補正係数Ｋi（０≦Ｋi≦１）に対して下限値ＫLiを設け、この下限値ＫLiを０とすることにより、完全な圧力補償機能を働かせるようにしたり、また下限値ＫLiを１とすることにより、完全に負荷なりの流量分配を実現するようにしている。
【００１３】
すなわち、補正係数のとれる範囲を、レバー操作量、あるいは圧力等の関数により、ＫLi≦Ｋi≦１と制限することにより、上記圧力補償の機能を強めたり、弱めたりするようにしている。
【００１４】
例えば、レバー操作量の関数を用いて上記補正係数下限値ＫLiを可変にすることにより、微操作時は圧力補償を効かせたレバーなりの流量分配（ＫLi＝０）にしたり、フルレバーのラフ操作時は圧力補償を弱めて負荷なりの流量分配（ＫLi＝０．５）にしたりという具合に、流量分配の仕方を連続的に変えることができる。
【００１５】
これにより、例えば、吊り作業や法面の整正作業などのファイコン作業時には、オペレータとしては負荷によらずに操作レバー通りの精密作業を行うことができるとともに、一方、掘削時の放土作業や荒スキトリ作業（刃先で平地をラフにならす作業）などの複数の操作レバーをフルに操作するフルレバー作業時には、オペレータとしては操作レバーの操作比に気を遣うことなく、負荷なりの作業を行うことができる。
【００１６】
以上のように、上記先願に記載された発明は、圧力補償の機能を作業の内容に応じて、あるいはオペレータの操作感覚に合わせて、容易に変えることができるという利点を得ている。
【００１７】
【発明が解決しようとする課題】
上述した補正係数Ｋiによる分流補償では、最大負荷となっている駆動軸では、補正係数Ｋi＝√（△Ｐmin ／△Ｐi）の分母分子の値が同一であり（Ｋi＝１）、最大負荷圧となっている駆動軸の操作弁の開口面積は絞られず、圧力補償の度合いは作業内容が同じであれば変わらないため、つぎのような問題が招来する。
【００１８】
すなわち、上述した荒スキトリ作業等などのフルレバー複合操作時には、フルレバーの状態から、高負荷となっている駆動軸のレバーのみを中立側にゆっくり戻していったときに、軽負荷側の油圧アクチュエータの速度を、加速させたいとの要求がある。
【００１９】
しかし、上記先願に開示された発明によれば、高負荷側の駆動軸の補正係数Ｋiは常に１のままであり、圧力補償の度合は変わらず、かつポンプ圧は高負荷となっている油圧アクチュエータの負荷圧にならってしまうので、高負荷側のレバーをゆっくり戻したとしても、軽負荷側の油圧アクチュエータの速度は変化しないことになる。このように、フルレバー操作時に、フルレバーの状態から、高負荷となっている駆動軸のレバーのみを中立側にゆっくり戻していったときに、軽負荷側の油圧アクチュエータの速度が、加速されるという操作感覚を得ることができないことになっていた。
【００２０】
また、ブーム、旋回体などの慣性体を対象とした分流補償では、駆動指令を与えてから油圧アクチュエータが実際に動き出すまでにしばらく時間がかかるために、起動加速時に流量があまり流れず、負荷圧がそのときのポンプ圧にならってしまうという現象が生じることになる。
【００２１】
例えば、油圧ショベルでダンプトラックへの積込み作業を行う場合には、ブーム上げと旋回の複合操作が行なわれるが、このような慣性体同士の作業では、お互いに差圧Ｐiの値がほぼ同じになるために、上述した差圧の大きさに応じた開口面積補正制御を実行しても、圧力補償の度合いに大きく差をつけることができない。
【００２２】
ここに、上記ブーム上げと旋回の複合操作時には、バケットの積荷の多少によらずにダンプへの積込み位置を一定に保つために（バケット移動軌跡を一定に保持するために）、比較的軽負荷となっている旋回側の操作弁の開口面積を、より絞りこんでやり、レバーの微操作性を向上させるとともに、高負荷側のブームに多量の流量を供給したいとの要求がある。
【００２３】
しかし、差圧の大きさの応じた開口面積補正制御だけでは、ブームと旋回の両駆動軸の負荷圧がポンプ圧にならってしまうため、こうした圧力補償の過補償制御（軽負荷側となっている駆動軸の開口面積を、より絞る制御）を実現することが不可能であり、上述したレバー微操作性を向上させるとともに高負荷側の多量の流量を供給したいとのオペレータの要求が満たされないことになっていた。
【００２４】
本発明は、こうした実状に鑑みてなされたものであり、操作弁の前後差圧を検出し、差圧の大きさに応じて圧力補償を定める制御を行う際に、圧力補償の度合いを弱めて、より「負荷なり」となる補償を行えるようにすることを第１の解決課題としており、また、圧力補償の度合いを強め過補償にすることにより、レバー微操作性を向上させるとともに高負荷側に多量の圧油を供給させるようにすること第２の解決課題としており、これらにより作業効率を向上させることを共通の課題としている。
【００２５】
【課題を解決するための手段および効果】
そこで、請求項２に係る発明では、上記第１の解決課題達成のために、
油圧ポンプと、この油圧ポンプの吐出圧油が供給されることにより駆動される複数の油圧アクチュエータと、これら複数の油圧アクチュエータ毎に設けられた複数の操作子と、これら複数の操作子毎に設けられ、操作子の操作量に応じて開口面積が変化され、この開口面積に応じた流量の圧油を、対応する油圧アクチュエータに供給する複数の操作弁と、操作弁の流入側の圧油の圧力と流出側の圧油の圧力との前後差圧が大きくなるほど、所定の圧力補償度合いをもって、この操作弁の開口面積を小さくする圧力補償手段とを具えた油圧駆動機械の制御装置において、
前記複数の操作子のうちの特定の操作子の操作量の大きさに応じて、前記圧力補償手段による圧力補償度合いを小さくするように、圧力補償度合いを補正する圧力補償度合い補正手段
を具えるようにしている。
【００２６】
すなわち、かかる構成によれば、複数の操作子のうちの特定の操作子の操作量の大きさに応じて、圧力補償手段による圧力補償度合いが小さくなるように、圧力補償度合いが補正される。請求項３に係る発明においても同様に、圧力補償手段による圧力補償度合いが小さくなるように、圧力補償度合いが補正される。
【００２７】
具体的には、操作弁の前後の検出差圧が大きくなればなるほど、対応する操作弁の開口面積を絞る度合いを大きくする補正量をもって補正係数が演算される。これにより、油圧ポンプの圧力は最小差圧となっている油圧アクチュエータの負荷圧力（最大負荷圧）以上に保たれることになる。
【００２８】
そこで、上記演算された補正係数が、複数の操作子のうちの特定の操作子の操作量に応じて、差圧の大きさに応じた補正量を減らすように、さらに補正される。
【００２９】
そして、最終的に、この補正係数を用いて、対応する操作子の操作量が補正される。
【００３０】
具体的には、特定の操作レバーの操作量、例えば最小差圧となっている操作弁に対応する操作レバーの操作量が小さくなればなるほど、上記差圧の大きさに応じた補正量を減らすように、つまり操作弁の開口面積を絞る度合いを減らすように、補正係数が、補正され、この補正係数を用いて操作レバーの操作量が補正されることになる。このように、操作弁の開口面積を絞る度合いが減ったことにより、軽負荷側の操作弁への流量が増大することになる。さらに、油圧ポンプが流量飽和（要求流量がポンプ吐出可能量を越えている）している場合、油圧ポンプが最大負荷圧を保てなくなり、ポンプ圧力−流量等馬力性能カーブより、ポンプ吐出圧の低下に応じて、吐出可能流量が増え、軽負荷側の操作弁への流量がより増大される。
【００３１】
したがって、フルレバー操作時に、フルレバーの状態から、高負荷となっている駆動軸のレバー（特定の操作子）のみを中立側にゆっくり戻していった場合に、軽負荷側の操作弁の開口面積を絞る度合いを減らすような補正がなされるので、この軽負荷側の油圧アクチュエータの速度が、加速されるという操作感覚を得ることができる。
【００３２】
請求項５に係る発明では、上記第２の解決課題達成のために、
油圧ポンプと、この油圧ポンプの吐出圧油が供給されることにより駆動される複数の油圧アクチュエータと、これら複数の油圧アクチュエータ毎に設けられた複数の操作子と、これら複数の操作子毎に設けられ、操作子の操作量に応じて開口面積が変化され、この開口面積に応じた流量の圧油を、対応する油圧アクチュエータに供給する複数の操作弁と、操作弁の流入側の圧油の圧力と流出側の圧油の圧力との前後差圧が大きくなるほど、所定の圧力補償度合いをもって、この操作弁の開口面積を小さくする圧力補償手段とを具えた油圧駆動機械の制御装置において、
前記複数の操作弁のうちの特定の操作弁に対応する油圧アクチュエータに流入する圧油の圧力に応じて、前記圧力補償手段による圧力補償度合いを大きくするように、圧力補償度合いを補正する圧力補償度合い補正手段
を具えるようにしている。
【００３３】
すなわち、かかる構成によれば、複数の操作弁のうちの特定の操作弁に対応する油圧アクチュエータに流入する圧油の圧力に応じて、圧力補償手段による圧力補償度合いが大きくなるように、圧力補償度合いが補正される。請求項４に係る発明、請求項６に係る発明、請求項７に係る発明においても同様に、圧力補償手段による圧力補償度合いが大きくなるように、圧力補償度合いが補正される。
【００３４】
具体的には、操作弁の前後の検出差圧が大きくなればなるほど、対応する操作弁の開口面積を絞る度合いを大きくする補正量をもって補正係数が演算される。つまり、軽負荷となっている操作弁への多大な圧油の流入が抑制されるような補正がなされる。
【００３５】
そこで、上記演算された補正係数が、複数の操作弁のうちの特定の操作弁に対応する油圧アクチュエータに流入する圧油の圧力に応じて、差圧の大きさに応じた補正量が増やされるように、さらに補正される。そして、最終的に、この補正係数を用いて、対応する操作子の操作量が補正される。
【００３６】
具体的には、特定の操作弁から油圧アクチュエータに流入する圧油の圧力、例えば、最小差圧となっている操作弁から油圧アクチュエータに流入する圧油の圧力が大きくなればなるほど、上記差圧の大きさに応じた補正量を増やすように、つまり操作弁の開口面積を絞る度合いを増やすように、補正係数が、補正され、この補正係数を用いて操作レバーの操作量が補正されることになる。このように、操作弁の開口面積を絞る度合いが増えたことにより、軽負荷側の操作弁への圧油の流入がさらに抑制されることになる。
【００３７】
したがって、たとえば、ブーム上げと旋回の複合操作を行う場合のように、差圧の大きさに応じた補正だけでは、ブーム側と旋回側とで圧力補償の度合いに大きく差をつけることができない場合であったとしても、軽負荷側である旋回側の操作弁の開口面積を、より絞りこむ補正ができるようになり、レバー微操作性が向上するとともに、高負荷側へは、より多くの流量の圧油が流れるようになり、バケットの積荷の多少いかんによらずに、常にダンプトラックへの積込み位置を一定に保つ（バケット移動軌跡を一定に保持する）ことが可能となる。
【００３８】
また、請求項１に係る発明では、第１の解決課題、第２の解決課題達成のために、特定の操作子の操作量の大きさに応じて、圧力補償の度合いを弱めたり、圧力補償の度合いを強めたりするように圧力補償度合いが補正される。
以上のように、本発明によれば、特定の操作レバーの操作量、特定の駆動軸の負荷圧などに応じて、圧力補償の度合いを弱めたり、圧力補償の度合いを強めたりすることで、オペレータの要求する操作感覚に、より合致させることができるので、作業効率が飛躍的に向上する。また、かかる制御の実現には、個々の制御内容に応じて機械的な部品を追加することを要しないので、コストを最小限に抑えることができる。
【００３９】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明に係る油圧駆動機械の制御装置の実施の形態について説明する。
【００４０】
なお、この実施の形態では、油圧駆動機械として、油圧ショベルのような建設機械を想定している。
【００４１】
図１は、油圧ショベルの制御装置の構成を示している。
【００４２】
同図に示すように、この装置は、図示せぬエンジンによって駆動され、制御部８から出力される駆動指令に応じて斜板傾転角が変化され、これによって吐出流量が変化される可変容量型の油圧ポンプ１と、２つの操作子としての操作レバー６，７にそれぞれ対応して設けられた２つの油圧アクチュエータとしての油圧シリンダ２，３と、油圧ポンプ１と上記油圧シリンダ２，３との間の２つの圧油供給路３１，３２にそれぞれ設けられ、制御部８から出力される駆動指令Ｓ1，Ｓ2に応じて、その開口面積が変化され、その変化された開口面積に応じた流量の圧油を、それぞれ対応する油圧シリンダ２，３に供給する２つの操作弁としての流量制御弁４，５と、上記操作レバー６，７の操作量Ｖ1，Ｖ2を、後述するように補正する等の処理を行い、この補正された操作量に応じた駆動指令信号Ｓ1，Ｓ2を、それぞれ対応する流量制御弁４，５に対して出力し、それに応じて、それぞれ対応する油圧シリンダ２，３を駆動制御する制御部８とから構成されている。
【００４３】
上記操作レバー６は図示せぬ作業機であるブーム（油圧シリンダ２に接続されている）を駆動させるための電気レバーであり、オペレータが操作した量に比例した電気信号を出力する。同様に操作レバー７は、図示せぬ作業機であるアーム（油圧シリンダ３に接続されている）を駆動させるための電気レバーであり、オペレータが操作した量に比例した電気信号を出力するものである。
【００４４】
上記圧油供給路３１，３２に分岐される圧油供給路３０上には、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐｐを検出する圧力センサ９が配設されている。
【００４５】
また圧油供給路３１のうち、油圧シリンダ２のボトム室に連通する供給路上、同シリンダ２のヘッド室に連通する供給路上には、それぞれブームの負荷圧力Ｐ1B，Ｐ1Hを検出する圧力センサ１０ａ，１０ｂが配設されている。
【００４６】
同様に、圧油供給路３２のうち、油圧シリンダ３のボトム室に連通する供給路上、同シリンダ３のヘッド室に連通する供給路上には、それぞれアームの負荷圧Ｐ2B，Ｐ2Hを検出する圧力センサ１１ａ，１１ｂが配設されている。
【００４７】
これら各圧力センサの検出信号は、上記操作レバー６，７の操作量を示す電気信号とともに、制御部８に入力され、図２に示される処理が実行される。
【００４８】
図２は、制御部８で行なわれる演算処理を説明するブロック図である。なお、この図２では、説明の便宜のため演算処理が各演算器で行われるものとして説明しているが、もちろん全てソフトウェアで処理するようにしてもよい。
【００４９】
いま、図２の矢印に示すように、操作レバー６がブーム用油圧シリンダ２を伸長させる方向に操作されており、操作レバー７がアーム用油圧シリンダ３を縮退させる方向に操作されている場合を想定する。
【００５０】
制御部８の差圧検出手段８ａには、操作レバー６，７の操作量Ｖ1，Ｖ2を示す信号、圧力センサ９，１０ａ，１０ｂ，１１ａ，１１ｂの各圧力検出信号Ｐｐ，Ｐ1B，Ｐ1H，Ｐ2B，Ｐ2Hが入力される。
【００５１】
そして、操作レバー６の方向（伸長方向）に応じて、Ｐ1B，Ｐ1Hの中から、Ｐ1B（油圧シリンダ２に圧油が流入する側であるボトム室側）が選択されて、ブ−ム用流量制御弁４の前後差圧△Ｐ1＝Ｐｐ−Ｐ1Bが演算される。一方、操作レバ−７の方向（縮退方向）に応じて、Ｐ2B，Ｐ2Hの中から、Ｐ2H（油圧シリンダ３に圧油が流入する側であるヘッド室側）が選択されて、ア−ム用流量制御弁５の前後差圧△Ｐ2＝Ｐｐ−Ｐ2Hが演算される。
【００５２】
制御部８の第１の補正係数演算手段８ｂでは、上記差圧検出手段８ａで検出、演算された検出差圧△Ｐ1、△Ｐ2が入力され、これらの内で最小の差圧△Ｐminが選択される。
【００５３】
さらに、この最小差圧ΔＰminを用いて、ブ−ム用操作レバ−６の操作量Ｖ1を補正するための補正係数Ｋ1が、Ｋ1＝√（△Ｐmin ／△Ｐ1）と演算されるとともに、アーム用操作レバー７の操作量Ｖ2を補正するための補正係数Ｋ2が、Ｋ2＝√（△Ｐmin ／△Ｐ2）と演算される。
【００５４】
つぎに、第２の補正係数演算手段８ｃでは、上記第１の補正係数演算手段８ｂにおける最小差圧ΔＰminの選択処理に連動して、最小差圧ΔＰminとなっている駆動軸側のレバ−操作量を最小差圧側操作量Ｖminとして選択する処理が実行される。すなわち、上記第１の補正係数演算手段８ｂで最小差圧ΔＰminがブ−ム側の差圧ΔＰ1である場合には、最小差圧側操作量Ｖminとして、ブ−ム用操作レバ−６の操作量Ｖ1が選択（Ｖmin＝Ｖ1）され、また、最小差圧ΔＰminがア−ム側の差圧ΔＰ2である場合には、最小差圧側操作量Ｖminとして、ア−ム用操作レバ−７の操作量Ｖ2が選択（Ｖmin＝Ｖ2）されることになる。
【００５５】
第２の補正係数演算手段８ｃには、最小差圧側操作量Ｖminと補正係数Ｋ1、Ｋ2の下限値ＫLとの対応関係が、操作量Ｖminの値が小さくなるにつれて補正係数下限値ＫLが大きくなるような関係をもって、記憶テーブルとして記憶されている。そこで、現在の最小差圧側操作量Ｖminの大きさに対応する補正係数下限値ＫLがこの記憶テーブルから読み出される。なお、最小差圧側操作量Ｖminと補正係数下限値ＫLとの対応関係を記憶テーブルとして記憶しておく代わりに、最小差圧側操作量Ｖminから補正係数下限値ＫLを演算する演算式を用意しておき、演算により直接補正係数下限値ＫLを求めるようにしてもよい。
【００５６】
そこで、こうして求められた補正係数下限値ＫLと、ブ−ム側の操作量を補正する補正係数Ｋ1、ア−ム側の操作量を補正する補正係数Ｋ2との大小比較がそれぞれ行われ、大きな方が、新たに補正係数Ｋ1′，Ｋ2′として選択出力される。
【００５７】
操作量補正手段８ｄには、上記補正係数Ｋ1、Ｋ2をさらに補正した補正係数Ｋ1´、Ｋ2´が入力されるとともに、操作レバー６、７からの駆動指令値としての操作量Ｖ1、Ｖ2が入力される。
【００５８】
そこで、予め設定されている操作ストローク量（流量制御弁４のスプールストローク量）Ｖ1と、流量制御弁４のスプールの開口面積Ａ1との関係に基づき、現在の操作量Ｖ1に対応する開口面積Ａ1が求められる。同様にして、現在の操作量Ｖ2に対応する開口面積Ａ2が求められる。ここで、上記スプールストローク−開口面積の関係は、スプールの形状から一義的に定まるものである。
【００５９】
こうして得られた開口面積Ａ1、Ａ2に対して、上記求められた補正係数Ｋ1´、Ｋ2´がそれぞれ乗じられ、補正開口面積Ａ1’＝Ｋ1´・Ａ1、Ａ2’＝Ｋ2´・Ａ2が求められる。
【００６０】
さらに、予め設定された、上記スプールストローク−開口面積の逆の関係より、上記補正開口面積Ａ1’、Ａ2’に対応するスプールストローク量Ｓ1、Ｓ2が求められ、このスプールストローク量Ｓ1、Ｓ2を示す信号が、ブーム用流量制御弁４のメインスプールを駆動する電磁比例パイロット弁１２、アーム用流量制御弁５のメインスプールを駆動する電磁比例パイロット弁１３の各ソレノイドに対して加えられる。この結果、これらパイロット弁１２、１３から、各入力電気信号に比例するパイロット圧が、流量制御弁４、５に対してそれぞれ加えられ、流量制御弁４、５の各メインスプールが、上記補正開口面積Ａ1’Ａ2’になるように駆動される。
以上の内容を具体的な数値を挙げて説明する。
【００６１】
いま、オペレータがブーム上げとアームダンプの複合操作を行い、圧油の流入側であるブームボトム圧力Ｐ1Bが１００kg／ｃｍ2、アームヘッド圧力Ｐ2Hが１６０kg／ｃｍ2、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐｐが１８０kg／ｃｍ2であったものとすると、差圧検出手段８ａでは、ブーム用流量制御弁４の前後差圧は、
△Ｐ1＝Ｐｐ−Ｐ1B＝１８０−１００＝８０kg／ｃｍ2
と演算され、アーム用流量制御弁５の前後差圧は、
△Ｐ2＝Ｐｐ−Ｐ2H＝１８０−１６０＝２０kg／ｃｍ2
と演算される。
【００６２】
つぎに、第１の補正係数演算手段８ｂでは、各差圧△Ｐ1，△Ｐ2のうちで最も小さい値を最小差圧△Ｐminとして選択するのであるから、
最小差圧△Ｐmin＝△Ｐ2＝２０kg／ｃｍ2
となる。さらに、
ブーム側補正係数Ｋ1＝√（△Ｐmin／△Ｐ1）＝√（２０／８０）＝０．５
アーム側補正係数Ｋ2＝√（△Ｐmin／△Ｐ2）＝√（２０／２０）＝１．０と
演算される。
【００６３】
ここで、最小差圧ΔＰminが得られている駆動軸（この場合はアーム）の補正係数（Ｋ2）は、常に１になることがわかる。
【００６４】
ここで、仮に、上記補正係数Ｋ1、Ｋ2がそのまま操作量補正手段８ｄに入力されたものと仮定すると（第２の補正係数演算手段８ｃが存在しないと仮定すると）、この操作量補正手段８ｄでは、各レバー操作量Ｖiに応じて定まる開口面積Ａiに対して、補正係数Ｋiを乗算して求めた補正開口面積Ｋi・Ａiに相当する駆動指令信号Ｓ1、Ｓ2を出力するのであるから、ブーム用流量制御弁４に対しては本来の開口面積Ａ1を０．５倍した駆動指令が、アーム用流量制御弁５に対しては本来の開口面積Ａ2を１．０倍した駆動指令が出力されることになる。
【００６５】
すなわち、最小差圧ΔＰminが得られているアーム側の開口面積Ａ2は補正されることなく、差圧ΔＰ1がより大きな値を示しているブーム側の開口面積Ａ1については、差圧ΔＰ1の大きさに応じた補正量だけ補正される。つまり差圧ΔＰ1の大きさに応じた分だけ開口面積Ａ1を絞るような補正がなされ、圧力補償が実現される。
【００６６】
ここに、第２の補正係数演算手段８ｃでは、最小差圧ΔＰminが得られている駆動軸がアーム側となっているため、アーム側のレバー操作量Ｖ2が最小差圧側操作量Ｖminとして選択される。
【００６７】
いま、アーム側操作レバー７の操作量Ｖmin が１００％（フルレバー操作）であったものとすると、上記記憶テーブルより、操作量Ｖmin最大値に対応する補正係数下限値ＫL＝０．２が読み出され、この補正係数下限値ＫLと上記各補正係数Ｋ1，Ｋ2との大小比較がそれぞれ行われる。Ｋ1＝０．５，Ｋ2＝１．０となっており、補正係数Ｋ1，Ｋ2の方が補正係数下限値ＫLよりも大きいので、補正係数下限値ＫLに影響されることなく、補正係数Ｋ1，Ｋ2がそのままＫ1′，Ｋ2′として第２の補正係数演算手段８ｃから出力されることになる。
【００６８】
ところが、アーム側操作レバー７が上記フルレバー位置（操作量Ｖmin ＝１００％）から中立位置（操作量Ｖmin＝０％）に戻されると、操作量Ｖmin最小値に対応する補正係数下限値ＫL＝０．８が、上記記憶テーブルから読み出され、この補正係数下限値ＫLと上記各補正係数Ｋ1，Ｋ2との大小比較がそれぞれ行われる。Ｋ1＝０．５，Ｋ2＝１．０となっており、補正係数Ｋ2（＝１．０）に関しては補正係数下限値ＫL（＝０．８）よりも大きいので、補正係数Ｋ2がそのままＫ2´として第２の補正係数演算手段８ｃから出力されることになるが、補正係数Ｋ1（＝０．５）に関しては補正係数下限値ＫL（＝０．８）の方が大きな値を示しているので、補正係数下限値ＫLがＫ1の代わりにＫ1´として第２の補正係数演算手段８ｃから出力されることになる。
【００６９】
これを、オペレータの操作感覚で説明すると、ブーム上げとアームダンプというフルレバー作業を行っているときに、高負荷圧側になっているアーム用の操作レバー７をフルレバー位置から中立位置に徐々に戻していくと、低負荷側になっているブーム側の流量制御弁４の開口面積Ａ1を絞る度合いが減少されるように、つまり圧力補償の度合いが緩やかになるように補正がなされるので（補正係数Ｋ1を大きくする）、油圧ポンプ１から低負荷側であるブーム側流量制御弁４に流入する圧油の流量が多くなり、ブーム側油圧シリンダ２の速度が、加速されるという操作感覚を得ることができ、オペレータの望む操作感覚に合致させることができる。
【００７０】
また、このように軽負荷のブーム側の流量制御弁４の開口面積Ａ1を絞らないようにすることで、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpが高負荷のアーム側の負荷圧以下に落ち込むので、アーム用操作レバー７の操作にかかわらず、ポンプ全流量をブーム側に供給させて、加速化を図ることができる。
【００７１】
以上説明した実施の形態によれば、油圧シリンダの各室ごとに圧力センサを配設しているが、図３（ａ）に示すように、流量制御弁４（あるいは５）のスプールストローク方向に応じて自動的に油圧シリンダ２（あるいは３）へ流入する側の圧油の負荷圧を導く管路１４（あるいは管路１５）を設け、この管路１４（あるいは管路１５）上に、油圧シリンダ２（あるいは３）に流入する側の圧油の負荷圧Ｐ1（あるいはＰ2）を検出する圧力センサ１０ｃ（あるいは１１ｃ）を設けるようにしてもよい。このようにすることで圧力センサの数を減らすことができる。しかも、この場合には、図４（ａ）に示すように、制御部８の差圧検出手段８ａ’において、図２で必要であった、ボトム側の圧力Ｐ1B（あるいはＰ2B）と、ヘッド側の圧力Ｐ1H（あるいはＰ2H）とを選択するための構成を設けなくて済むという効果が得られる。
【００７２】
さらに、図３（ｂ）に示すように、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpと上記流入側負荷圧Ｐ1（あるいはＰ2）との差圧ΔＰ1（あるいはΔＰ2）を直接検出する差圧センサ１０ｄ（あるいは１１ｄ）を設けるようにすれば、油圧ポンプ１用の圧力センサ９の配設をも省略することが可能となる。しかも、この場合には、図４（ｂ）に示すように、制御部８の差圧演算手段８ａ’’において、図４（ａ）で必要であった、ポンプ吐出圧Ｐpと、負荷圧Ｐ1（あるいはＰ2）と差圧ΔＰ1（あるいはΔＰ2）を演算するための構成を設けなくて済むという効果が得られる。
【００７３】
本発明としては、図５に示すようないわゆるロードセンシング制御が行われる油圧回路に適用してもよい。この図５に対応する制御ブロック図を図６に示す。なお、図１、図２、図３（ｂ）、図４（ｂ）と同一の要素には同一の符号を付けて説明を省略する。
【００７４】
図５に示される油圧ショベルの制御装置では、流量制御弁４，５のそれぞれの流出側の負荷圧を導く管路１４，１５が配設されており、シャトル弁１６によって、これら各負荷圧の内で高圧側の圧力ＰLが選択されるようになっている。シャトル弁１６によって選択された最大負荷圧力ＰLの圧油が管路１７を介して可変容量型ポンプ１の斜板傾転角を制御するサーボ弁１９の一方に導きかれるとともに、このサーボ弁１９の反対側には油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpの圧油が管路１８を介して導かれるようになっている。また、このサーボ弁１９には、所定のばね力Ｆ＝ΔＰのバネが付設されている。したがって、このサーボ弁１９では、上記ポンプ１の吐出圧Ｐpが、最大負荷圧ＰLよりも、バネ力に応じた一定値、つまり差圧予設定値ΔＰだけ高くなるように、油圧ポンプ１の斜板傾転角が制御される。つまり、常に、差圧Ｐp−ＰLが差圧予設定値ΔＰになるようなロードセンシング制御がなされる。
【００７５】
ここで、油圧ポンプ１の吐出量に十分余裕があるものとすると、図２で説明した最小差圧△Ｐmin を上記差圧予設定値ΔＰとみなすことができる。したがって、図６に示される第１の補正係数演算手段８ｂ´では、最小差圧ΔＰminを、上記ロードセンシング制御の目標差圧ΔＰに固定設定することができる。この結果、図２の第１の補正係数演算手段８ｂのごとく差圧検出手段８ａから出力される差圧検出値ΔＰ1、ΔＰ2の中から最小差圧△Ｐminを選択する処理を行う必要がなく、同様の制御を、より簡易な構成で行うことが可能となる。
【００７６】
なお、この方式をとった場合には、目標差圧ΔＰ（＝ΔＰmin）と、実際に検出される差圧Ｐp−ＰLとの間にずれがあることにより、圧力補償としては完全に正確でなく誤差が生じる可能性もあるが、図２に示す制御と概略同等の効果は得られる。
【００７７】
また、図７に示すように、最小差圧ΔＰminを上記目標差圧ΔＰに固定するするのではなくて、上記誤差を低減させるために、操作レバーの操作量の和に基づいて最小差圧ΔＰminを予測するような実施も可能である。
【００７８】
すなわち、油圧ポンプ１が目標差圧ΔＰを保持できなくなり誤差が生じるのは、油圧ポンプ１の吐出可能量よりも操作レバーの操作量に応じた要求流量の方が大きくなっている場合であるので、吐出可能量と要求流量との比較結果に応じて最小差圧ΔＰminを推定するようにしたものである。
【００７９】
図７の第１の補正係数演算手段８ｂ″には、各流量制御弁４、５に対する駆動指令信号（開口面積）Ｓ1，Ｓ2、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐｐが入力される。ここで、駆動指令（開口面積）Ｓ1，Ｓ2と要求流量Ｑ1、Ｑ2（操作レバー６、７の操作量に応じた要求流量Ｑ1、Ｑ2）との対応関係は、予め記憶テーブルに記憶されている。そこで、入力された駆動指令（開口面積）Ｓ1、Ｓ2に対応する要求流量Ｑ1、Ｑ2がこの記憶テーブルから読み出され、この読み出された要求流量Ｑ1、Ｑ2の和が、全体の要求流量Ｑrとして求められる。
【００８０】
一方、油圧ポンプ１に関して、ポンプ吐出圧Ｐpと吐出可能流量Ｑpとの対応関係を示す等馬力カーブが予め記憶テーブルに記憶されている。そこで、入力された油圧ポンプ１の検出吐出圧Ｐpに対応する吐出可能流量Ｑpがこの記憶テーブルから読み出される。
【００８１】
また、ポンプ吐出可能流量Ｑｐと全体要求流量Ｑｒとの差△Ｑと、最小差圧ΔＰminとの対応関係について、予め記憶テーブルに記憶されている。そこで、現在の差ΔＱに対応する最小差圧ΔＰminがこの記憶テーブルから読み出されることで、最小差圧が推定される。すなわち、ポンプ吐出圧Ｐpと最大負荷圧ＰLとの実際の差圧が十分大きい場合には、油圧ポンプ１で目標差圧が保持されるようになり、この実際の差圧が０になると、目標差圧が０になるような推定がなされる。
【００８２】
このように、本実施形態によれば、ポンプ吐出可能流量Ｑpと全体要求流量Ｑrとの差ΔＱに応じて最小差圧ΔＰminをきわめて高い精度で、最小差圧ΔＰminを検出することなく求めることができる。
【００８３】
図２に示す第２の補正係数演算手段８ｃでは、第１の補正係数演算手段８ｂによる最小差圧ΔＰminの選択処理に連動して、最小差圧ΔＰminとなっている駆動軸の操作量を最小差圧側操作量Ｖmin として選択するようにしているが、最小差圧ΔＰminになっている駆動軸の操作量Ｖminを逐次選択するのではなくて、特定の駆動軸の操作量をＶminに固定してしまう実施も可能である。
【００８４】
図８は、これを実現する制御ブロック図を例示したものである。
【００８５】
同図８に示す第２の補正係数演算手段８ｃ″では、最小差圧ΔＰminになっている駆動軸がブーム、アームのいずれであろうとも、ブーム用操作レバー６の操作量Ｖ1が一義的にＶminとされ、現在の操作量Ｖminに対応する補正係数下限値ＫLが記憶テーブルから読み出されるようになっている。
【００８６】
この場合の現象を説明すると、いま、前述したのと同様にブーム上げとアームダンプの複合操作がなされており、ブーム側が高負荷圧になっている状態で、最大負荷圧であるブーム側の操作レバー６をフルレバー位置から中立位置に戻していくものとすると、図２の制御ブロック図の場合と同様にして、補正係数下限値ＫLが増大することにより低負荷側であるアーム用流量制御弁５の開口面積の絞り込みの度合いが弱まり、低負荷側のアーム用油圧シリンダ３に多くの流量が流れ込むようになり、負荷なりの流量分配が得られることになる。
【００８７】
逆に、ブーム側が低負荷圧側になっている状態であるとして、このブーム側の操作レバー６をフルレバー位置から中立位置に戻していくものとすると、同様に補正係数下限値ＫLが増大することにより低負荷圧側であるブーム用流量制御弁４の開口面積の絞り込みの度合いが弱まり、低負荷側のブーム用油圧シリンダ２に多くの流量が流れ込むようになり、結果的に、負荷なりの流量分配を同様にして得ることができる。
【００８８】
このように、Ｖmin を常時ブーム用操作レバー６の操作量Ｖ1として固定しておくことにより、ブームのファイコン操作時には油圧システム全体が負荷なりの動きとなり、またフルレバー操作時には油圧システム全体で圧力補償が十分かかった状態にもっていくことができ、オペレータの操作感覚に合致させることができる。
【００８９】
以上のように、特定の駆動軸の操作量をＶminに固定しておく場合であっても、この特定軸の操作に連動した負荷なりの流量分配を実現することができる。
【００９０】
なお、ブームが単独操作されている場合には、第１の補正係数演算手段８ｂにおいて、ブーム用流量制御弁４の前後差圧△Ｐ1が最小差圧△Ｐminとして選択されており、補正係数Ｋ1は１になっているので、ブーム側は、第２の補正係数演算手段８ｃ″で得られた補正係数下限値ＫL（≦１）の制限の影響を受けることはない。つまり、通常と同様に単独操作を行うことができる。
【００９１】
また、Ｖminとなる駆動軸を一の駆動軸に固定するのではなく、作業内容に応じて適宜変更するような実施も可能である。
【００９２】
図９は、これを実現する制御ブロック図を例示したものである。
【００９３】
同図９に示す第２の補正係数演算手段８ｃ″´のＶmin選択処理部３０では、複数の操作レバー６、７，４０、４１の内で同時に操作されているレバーの組合せに応じて、その中の特定の操作レバーの操作量がＶminとして選択される。
【００９４】
なお、図９において、４０はバケットを駆動するための操作レバーであり、操作量Ｖ3が出力されるようになっており、４１は油圧ショベルの上部旋回体を駆動するための操作レバーであり、操作量Ｖ4が出力されるようになっているものとする。
【００９５】
例えば、第２の補正係数演算手段８ｃ″´のＶmin選択処理部３０では、ブームと旋回用の操作レバーが同時操作されていると、ブーム用操作レバー６の操作量Ｖ1がＶminとして選択され、またブームとアーム用の操作レバーが同時操作されていると、これら両操作レバー６、７の操作量の和Ｖ1＋Ｖ2がＶminとして選択され、またアームとバケット用の操作レバーが同時操作されていると、バケット用操作レバー４０の操作量Ｖ3がＶminとして選択され、これら以外の操作レバーの組合せでは、Ｖminが０に設定される。
以上説明した実施形態の第２の補正係数演算手段８ｃ〜８ｃ″´では、Ｖminの大きさに対応する補正係数下限値ＫLを求め、この補正係数下限値ＫLと第１の補正係数演算手段８ｂから出力される補正係数Ｋ1，Ｋ2との大小比較を行うようにしているが、図１０に示すような処理にてこれと同等の処理を行うようにしてもよい。
【００９６】
すなわち、図１０に示す第２の補正係数演算手段８ｃ″″では、操作量Ｖminと補正ゲインＧ（Ｇ≧１）との対応関係が予め記憶テーブルに記憶されている。そこで、図２の制御ブロック図と同様にして、現在最小差圧ΔＰminになっている駆動軸の操作量Ｖmin（Ｖ1）に対応する補正ゲインＧが、この記憶テーブルから読み出される。この読み出された補正ゲインＧは、補正係数Ｋ1，Ｋ2に乗算され、この値Ｇ・Ｋ1、Ｇ・Ｋ2と、１．０との大小比較がそれぞれ実行され、小さい方の値が新たな補正係数Ｋ1´、Ｋ2´としてそれぞれ出力される。
【００９７】
つまり、図２のように補正係数の下限を設定するのではなくて、いわば補正係数の上限を１．０でサチュレーションするという手法である。
【００９８】
この図１０に示す実施形態によれば、最小差圧側操作量Ｖminの大きさに応じて、補正係数Ｋ1，Ｋ2が１．０以下の範囲内で、１．０に、より近づくように補正されるので、図２の制御と同様に、低負荷圧側の流量制御弁の開口面積の絞りの度合いを（圧力補償の度合い）を減少させることができ、負荷なりの流量分配が実現されることになる。
【００９９】
図１１は図１０の変形例である。
【０１００】
すなわち、この図１１では、最小差圧△Ｐminに前もって上記補正ゲインＧ（Ｇ≧１）が乗算され（最小差圧△Ｐminを実際よりも過大評価しておき）、補正係数Ｋ1，Ｋ2を予め大きめに演算しておくようにしている。そして、その後、１以上になった最小差圧側の駆動軸の補正係数の上限を、１以下に制限するようにしており、図１０と同等の効果が得られる。
【０１０１】
以上説明した実施形態では、Ｖminと補正係数下限値ＫLあるいは補正ゲインＧとの対応関係、つまり特性を、各補正係数Ｋ1，Ｋ2に共通のものとしているが、各補正係数Ｋ1、Ｋ2毎に補正係数下限値ＫLあるいは補正ゲインＧの特性を異ならせる実施も可能である。
【０１０２】
図１２は、これを実現する制御ブロック図であり、同図１２の第２の補正係数演算手段８ｃ″″″には、ブーム側とアーム側とで、最小差圧側操作量Ｖminと補正係数下限値ＫLとの対応関係、つまり特性がそれぞれ異なるものとして設定されている。この場合、アーム側の特性の方がブーム側の特性よりも、補正係数下限値ＫLの増大し始めるポイントが、より操作量Ｖminの小側に位置されるように、設定されている。
【０１０３】
このため、最大負荷圧側がブームであるときには、ＶminとＫL1との特性にしたがい、操作レバーが僅かに中立側に戻されただけで、負荷なりの制御、つまり圧力補償を弱めた制御がなされることになるが、最大負荷圧側がアームであるときには、ＶminとＫL2との特性にしたがい、操作レバーが相当中立側に戻されない限り、負荷なりの制御、つまり圧力補償を弱めた制御がなされないことになる。
【０１０４】
以上説明した実施形態の操作量補正手段８ｄでは、レバー操作量Ｖに対応する開口面積Ａを演算し、これに補正係数Ｋ´を乗じることにより補正開口面積が得られる駆動指令Ｓを生成するようにしているが、図１３（ａ）、（ｂ）に示すように、より簡易に操作量補正手段８ｄを構成してもよい。
【０１０５】
図１３（ａ）は、第２の補正係数演算手段８ｃから出力された補正係数Ｋ1′、Ｋ2´を、乗算部２２、２３にて操作量Ｖ1、Ｖ2に直接乗算することにより駆動指令Ｓ1、Ｓ2を生成するように構成したものである。
【０１０６】
図１３（ｂ）は、第２の補正係数演算手段８ｃから出力された補正係数Ｋ1′、Ｋ2´を、操作量最大値Ｖmaxに乗算したものと、操作量Ｖ1、Ｖ2との大小比較を最小値選択部２２´、２３´で行い、小さいものを駆動指令Ｓ1、Ｓ2として出力するように構成したものである。
【０１０７】
図１３（ａ）、（ｂ）に示す構成では、駆動指令Ｓ1、Ｓ2と開口面積Ａ1、Ａ2との対応関係あるいは操作量Ｖ1、Ｖ2と開口面積Ａ1、Ａ2との対応関係（略二次曲線である）を厳密に考慮していないので、完全に正確なる圧力補償を実現することはできないが、当該対応関係を厳密に考慮した場合と比較して遜色なく同等の負荷なりの制御を実現することができる。
【０１０８】
図１４は、図１３（ａ）、（ｂ）に示す構成を実現するための全体構成図である。
【０１０９】
同図１４に示すように、図１の電気操作レバー６、７の代わりに、油圧パイロット式操作レバー（いわゆるＰＰＣレバー）６´、７´が設けられている。
【０１１０】
この操作レバー６´、７´の操作量を示すパイロット圧Ｖ1、Ｖ2は、圧力センサ２０，２１によってそれぞれ検出され、この検出された操作量Ｖ1，Ｖ2に基づいて前述したのと同様に補正係数演算処理が実行される。一方、操作レバー６´、７´の操作量を示す信号は、図１３（ａ）あるいは（ｂ）の操作量補正手段８ｄの乗算部２２、２３あるいは最小値選択部２２´、２３´に出力される。これらは、電磁減圧弁で構成されている。また、電磁減圧弁２２、２３あるいは２２´、２３´には、補正係数Ｋ1´、Ｋ2´が入力される。
【０１１１】
そこで、この電磁減圧弁２２、２３あるいは２２´、２３´に入力されている補正係数Ｋ1´、Ｋ2´が１のときには、油圧パイロット式操作レバー６´、７´から出力されているパイロット圧Ｖ1、Ｖ2は減圧されないで、そのまま出力されることになる。一方、補正係数Ｋ1´、Ｋ2´が１よりも小さくなると、操作レバ−６´、７´から出力されたパイロット圧が減圧されて、出力される。そして、この減圧されたパイロット圧Ｖ1、Ｖ2がそれぞれ流量制御弁４、５に対して加えられる。
【０１１２】
また、図１４に示すごとく操作レバー６´、７´から出力されるパイロット圧Ｖ1、Ｖ2を、流量制御弁４、５までの管路の途中で減圧するという構成をとる代わりに、図１５に示すように、操作レバー６´、７´の出力信号Ｖ1、Ｖ2をそのまま流量制御弁４、５にそれぞれ加えつつ流量制御弁４、５に付与される力を調整することにより、同様の効果を得るようにしてもよい。
【０１１３】
同図１５では、操作レバー６´、７´の操作量を示すパイロット圧Ｖ1、Ｖ2がそのまま流量制御弁４、５にそれぞれ加えられる。
【０１１４】
流量制御弁４、５では、操作レバー６´、７´からのパイロット圧が作用する側の反対側に、電磁弁１２，１３から出力されたパイロット圧に比例した力がストローク規制部２４、２５によって付与される。ストローク規制部２４、２５は、流量制御弁４、５を付勢するバネに対して電磁比例弁１２、１３から出力されたパイロット圧に応じた力を加えるものである。
【０１１５】
すなわち、電磁弁１２、１３に、制御部８で生成された駆動指令Ｓ1、Ｓ2が入力されると、これら駆動指令Ｓ1、Ｓ2に比例したパイロット圧の圧油が、上記ストローク規制部２４、２５にそれぞれ加えられる。したがって、ストローク規制部２４、２５は、駆動指令Ｓ1、Ｓ2に応じたスプール位置を越えて、操作レバー６´、７´の操作量Ｖ1、Ｖ2に応じたスプール位置まで、流量制御弁４、５のスプールがストロークされてしまうことを防止する作用をなす。
【０１１６】
操作レバー６´、７´の操作量Ｖ1、Ｖ2がそれぞれ駆動指令Ｓ1、Ｓ2以下である場合には、このストローク規制部２４、２５によるストロークの制限は受けないが、操作レバー６´、７´の操作量Ｖ1、Ｖ2がそれぞれ駆動指令Ｓ1、Ｓ2よりも大きくなった場合には、ストローク規制部２４、２５によるストロークの規制を受けることになり、この図１５に示す構成のものでも、図１４の構成のものと同様の効果が得られる。
【０１１７】
以上説明した実施形態では、圧力補償の制御を、流量制御弁４、５の開口面積Ａ1、Ａ2を補正することにより実現しているが、図１６に示すように、流量制御弁４、５に、流量分配を調整する圧力補償弁２６、２７がそれぞれ設けられている場合には、この圧力補償弁２６、２７を用いて同様の圧力補償の制御を行うようにしてもよい。
【０１１８】
すなわち、図１６において、操作レバー６´、７´は、図１４、図１５と同様に油圧式ＰＰＣレバーであるものとする。
【０１１９】
流量制御弁４，５それぞれには、これら流量制御弁４、５の前後差圧ΔＰ1、ΔＰ2をそれぞれ制御する圧力補償弁２６，２７が付設されている。
【０１２０】
圧力補償弁２６、２７には、それぞれ、管路１４，１５を介して、流量制御弁４、５から流出する側の圧油が、弁の一方側に導かれるとともに、弁の他方側には、圧力補償弁２６、２７をそれぞれ通過し、流量制御弁４、５に流入する側の圧油が導かれている。さらに、圧力補償弁２６、２７には、これら両圧油に所定の差圧を持たせるように、電磁比例弁１２，１３から出力されるパイロット圧に応じた力と、バネによる付勢力が付与されている。
【０１２１】
いま、操作レバー６´、７´がフルレバー位置まで操作され、このフルレバー操作に応じたパイロット圧が流量制御弁４、５にそれぞれ加えられたときに、流量制御弁４、５の前後差圧ΔＰ1、ΔＰ2がそれぞれ所定の差圧、例えば２０kg／ｃｍ2になるように設定されているものとする。
【０１２２】
ここで、操作レバー６´、７´を徐々に戻して、流量制御弁４、５に加えられるパイロット圧を小さくしていくと、圧力補償弁２６、２７がそれぞれ左側（開き側）に駆動されることになる。これにより、流量制御弁４、５の流入側の圧油の圧力が上昇することになり、この圧力が油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpに近くなる。すなわち、流量制御弁４、５の前後差圧ΔＰ1、ΔＰ2が大になるので、流量制御弁４、５の開口面積Ａ1、Ａ2が同じであっても、より多くの流量が駆動軸に流れるようになり、開口面積Ａ1、Ａ2を補正する実施形態と同様に、負荷なりの流量分配が実現されることになる。
【０１２３】
図１７は、図１６に示す制御部８の構成を示す制御ブロック図である。
【０１２４】
同図１７に示すように、差圧検出手段８ａ″では、流量制御弁と圧力補償弁とをまとめて１つの操作弁４´、５´とみなしている。すなわち、操作弁４´、５´に流入する圧油の圧力、つまり圧力補償弁２６、２７の前圧（ポンプ吐出圧）Ｐpが圧力センサ９で検出されるともに、この操作弁４´、５´から流出する圧油の圧力、つまり流量制御弁４、５の後圧（油圧シリンダ負荷圧）Ｐ1、Ｐ2がそれぞれ圧力センサ１０ｃ、１０ｃで検出され、これらの差圧ΔＰ1、ΔＰ2(前後差圧)が演算される。
【０１２５】
第１の補正係数演算手段８ｂでは、補正係数Ｋ1、Ｋ2が、上記演算された前後差圧ΔＰ1、ΔＰ2に基づいて演算される。ただし、流量制御弁４、５の前後差圧自体は、圧力補償弁２６、２７の働きによって各駆動軸で所定の差圧に近くなるように制御されているので、補正係数Ｋ1，Ｋ2の値がゼロに近いほど圧力補償弁２６、２７にて圧力補償をかけている度合いが高いことになる。
【０１２６】
第２の補正係数演算手段８ｃ7´には、パイロット圧センサ２０、２１でそれぞれ検出された操作レバー６´、７´の操作量Ｖ1，Ｖ2が入力され、これらの内で最小差圧側の操作量Ｖminが選択され、この最小差圧側操作量Ｖminに対応する補正係数下限値ＫLが記憶テーブルから読み出される。
【０１２７】
ここで、最小差圧側操作量Ｖminと補正係数下限値ＫLとの対応関係を示す特性は、最小差圧側操作量Ｖminが小さくなるにつれて、補正係数ＫLの値がゼロから１に徐々に近づく特性に設定されている。
【０１２８】
そこで、第１の補正係数演算手段８ｂで演算された補正係数Ｋ1，Ｋ2と、記憶テーブルから読み出された補正係数下限値ＫLとの差Ｋ1−ＫL、Ｋ2−ＫLがそれぞれ求められ、この差が新たな補正係数Ｋ1′，Ｋ2′（−１≦Ｋ′≦１）として出力される。
【０１２９】
操作量補正手段８ｄ´には、補正係数Ｋ´（Ｋ1´、Ｋ2´）と電磁比例弁１２、１３に対する駆動指令Ｓ´（Ｓ1´、Ｓ2´）との対応関係を示す特性が予め記憶テーブルとして記憶されている。この特性は補正係数Ｋ1´、Ｋ2´がマイナスの値になるに従い、駆動指令Ｓ1´、Ｓ2´の値が小さくなるようなものとして設定されている。
【０１３０】
そこで、第２の補正係数演算手段８ｃ7´から出力された補正係数Ｋ1′Ｋ2′が入力されると、この補正係数Ｋ1´、Ｋ2´に対応する駆動指令Ｓ1´、Ｓ2´がこの記憶テーブルから読み出され、圧力補償弁２６、２７の差圧を制御する電磁比例弁１２、１３に対してそれぞれ出力される。
【０１３１】
ここで、いま、ブームが最小差圧ΔＰminとなっている駆動軸であるものとすると、第１の補正係数演算手段８ｂにおいて、このブーム側の補正係数Ｋ1が１と求められる。このため、第２の補正係数演算手段８ｃ7´で補正係数下限値のＫLとの差として求められるＫ1′は、最小差圧側操作量Ｖminの大きさにかかわらずに、常にプラスの値を示す。よって、最大の駆動指令Ｓ1´が操作量補正手段８ｄ´から電磁比例弁１２を介して圧力補償弁２６に加えられ、圧力補償弁２６は流量制御弁４の前後差圧ΔＰ1を、所定の差圧（２０kg／ｃｍ2）に保持する作用をなす。
一方、最小差圧ΔＰminになってい駆動軸以外の軸、たとえばアームでは、補正係数Ｋ2が１よりも小さくなっているので、補正係数Ｋ2の値が小さいほど、最小差圧側操作量Ｖminの操作量が小さいほど、補正係数Ｋ2′の負の絶対値は大きくなる。このため、操作量補正手段８ｄ´から出力される駆動指令Ｓ2´としては、最大値よりも小さな値をとる。駆動指令Ｓ2´が小さくなると、圧力補償弁２７を右側（閉じ側）に押す力が弱くなるので、圧力補償機能が弱まることになり、これにより、負荷なりの流量分配が実現されることになる。
【０１３２】
このように、高負荷圧側の操作レバーがフルレバー位置から中立位置に少しでも戻されると、最小差圧側操作量Ｖminが小さくなることにより、補正係数Ｋ2が小さいほど、つまり低負荷側の駆動軸（圧力補償弁での圧力補償が強い駆動軸）ほど、圧力補償の度合いが、減少されることになる。よって、たとえば、放土から掘削開始点への戻し操作など、ラフでスピードが要求される作業を行う場合に、オペレータとしては、最大負荷圧となっている駆動軸の操作レバーの操作を加減することにより（フルレバー位置から中立位置に戻すと）、より低負荷圧になっている駆動軸のみを加速させることができ、オペレータの望む操作感覚に合致させることができるとともに、作業効率を向上させることができる。
【０１３３】
・圧力補償の度合いを増大させる制御
以上説明した実施形態では、圧力補償の度合いを減少させる制御を行う場合について説明したが、逆に、圧力補償の度合いを増大させる制御を行う場合について、以下説明する。
【０１３４】
こうした、いわゆる圧力の過補償を行う方法として、第１の補正係数演算手段８ｂに入力される差圧を、実際に検出される差圧よりも大きめに補正しておく方法と、第１の補正係数演算手段８ｂで演算、出力される補正係数を、小さめに求める方法の２種類がある。
【０１３５】
そこで、まず、前者の第１の補正係数演算手段８ｂに入力される差圧を、実際に検出される差圧よりも大きめに補正しておく方法を実現する実施形態について図１８を参照して説明する。
【０１３６】
図１８は、図１の全体構成を前提として制御部８で実行される制御内容を示す制御ブロック図である。
【０１３７】
同図１８に示すように、過補償補正手段８ｅでは、差圧検出手段８ａ″″を介して、油圧シリンダ２、３に流入される圧油の圧力Ｐ1，Ｐ2が取り込まれ、これら圧力Ｐ1，Ｐ2の内で、大きな方が最大圧Ｐmaxとして選択される。
【０１３８】
ここで、最大圧Ｐmax と、圧力補正ゲインＧpとの対応関係が記憶テーブルに記憶されている。この対応関係を示す特性は、最大圧Ｐmaxが大きい程、圧力補正ゲインＧpの値が１から０に徐々に変化する特性となるように設定されている。なお、圧力補正ゲインＧpの値を、最大圧Ｐmaxの大きさいかんにかかわらずに、一定値に設定してもよい。
【０１３９】
そこで、現在の最大圧Ｐmaxに対応する圧力補正ゲインＧｐがこの記憶テーブルから読み出され、この読み出された圧力補正ゲインＧpが、切換スイッチ３１の３つの入力端子の内の一つの入力端子に加えられる。この切換スイッチ３１の他の２つの入力端子には、常時１となる信号が加えられており、２つの出力端子からは検出圧力Ｐ1を補正するためのゲインＧ1、検出圧力Ｐ2を補正するためのゲインＧ2がそれぞれ出力される。
【０１４０】
この切換スイッチ３１は、検出圧力Ｐ1、Ｐ2の中から最大圧Ｐmaxを選択する動作に連動して切換え作動される。検出圧力Ｐ1が最大圧Ｐmaxとして選択された場合には、切換スイッチ３１からは１．０を示すゲインＧ1が出力されるとともに、圧力補正ゲインＧpを示すゲインＧ2が出力されるように切り換えられ（上側に切り換えられ）、検出圧力Ｐ2が最大圧Ｐmaxとして選択された場合には、切換スイッチ３１からは圧力補正ゲインＧpを示すゲインＧ1が出力されるとともに、１．０を示すゲインＧ2が出力されるように切り換えられる（下側に切り換えられる）。
【０１４１】
いま、最大圧Ｐmaxがアーム側の検出圧力Ｐ2であるものとすると、切換スイッチ３１からはゲインＧ１＝Ｇｐ（Ｇｐ＜１）、ゲインＧ２＝１が切換出力され、これらゲインＧ１，Ｇ２が、実際の検出圧力Ｐ1，Ｐ2にそれぞれ乗算され、検出圧Ｐ1がＰ1´に補正されるとともに、検出圧Ｐ2がＰ2´に補正される。このため、補正圧力Ｐ1´は、実際の検出圧力Ｐ1よりも小さくなり、補正圧力Ｐ2´は、実際の検出圧力Ｐ2と同じ値をとる。
【０１４２】
この補正圧力Ｐ1´、Ｐ2´は、差圧検出手段８ａ″″に戻され、この補正圧力Ｐ1´、Ｐ2´とポンプ吐出圧の検出値Ｐpを用いて差圧ΔＰ1、ΔＰ2がそれぞれ求められ、これらが第１の補正係数演算手段８ｂに出力される。以下、
第１の補正係数演算手段８ｂでは、補正係数Ｋ1、Ｋ2が演算され、この補正係数Ｋ1、Ｋ2が操作量補正手段８ｄに出力され、この操作量補正手段８ｄから駆動指令Ｓ1、Ｓ2が生成、出力される。
【０１４３】
このように、軽負荷圧側であるブーム側の補正圧力Ｐ1´は、実際の検出圧力Ｐ1よりも小さく、つまり、より軽負荷なものと仮想されて、差圧ΔＰ1が求められる。したがって、差圧ΔＰ1としては、より大きな値をとることになり、補正係数Ｋ1は、より小さな値をとることになる。よって、ブーム側の流量制御弁４に出力される駆動指令Ｓ1は、より小さな値をとることにより、流量制御弁４の開口面積Ａ1は、より絞られ、軽負荷側の駆動軸に流れる流量は、より制限されることになる。一方、高負荷側であるアーム側の補正圧力Ｐ2´は実際の検出圧力Ｐ2と同じで、補正係数Ｋ1は１．０のままであるので、高負荷側の駆動軸には流量が多く流れることになる。
【０１４４】
このように、本実施形態によれば、軽負荷側の駆動軸に関して、ポンプ吐出圧Ｐｐとの差圧を、実際の差圧よりも大きくなるように補正するようにしているので、低負荷圧側の流量制御弁の開口面積を、より絞り、流量を、より制限することができるとともに、その分だけ、高負荷側の流量を、より多く流すことができるという過補償の作用がもたらされる。
【０１４５】
たとえば、ブーム上げと旋回とを同時に操作してダンプへの積込み作業を行う場合に、本実施形態の制御を適用することができる。掘削位置から放土位置までの旋回角が９０度の場合に、旋回側を過補償すると、旋回体側の操作レバーによる微操作性が向上するとともに、ブームをきわめて速く上昇させることができるようになり、オペレータの望む操作感覚に合致させることができ、作業効率を向上させることができる。また、掘削位置から放土位置までの旋回角が１８０度の場合に、ブーム側を過補償すると、ブームの操作レバーによる微操作性が向上するとともに、旋回体をきわめて速く動かせることができるようになり、オペレータの望む操作感覚に合致させることができ、作業効率を向上させることができる。
【０１４６】
なお、上記実施形態では、最大圧Ｐmaxを圧力Ｐ1、Ｐ2の中から選択することにより求めるようにしているが、この最大圧Ｐmaxは、通常、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpに非常に近い値を示すので、補正ゲインＧpを記憶テーブルから求める際に、最大圧Ｐmaxの代わりにポンプ吐出圧Ｐpを使用してもよい。
【０１４７】
また、上記実施形態では、最大圧Ｐmaxを示す駆動軸の種類に応じて、過補償とすべき駆動軸を選択するようにしているが、作業の目的に応じて過補償にすべき駆動軸を指示、設定する実施も可能である。
【０１４８】
図１９は、これを実現する制御ブロック図である。
【０１４９】
同図１９に示すように、過補償補正手段８ｅ´には、差圧検出手段８ａ″″´を介してポンプ吐出圧Ｐｐ、検出負荷圧Ｐ1，Ｐ2が入力されており、現在のポンプ吐出圧Ｐｐに対応する補正ゲインＧｐが記憶テーブルから読み出され、これがモード選択スイッチ３２に入力される。
【０１５０】
このモード選択スイッチ３２は、作業種類を示す作業モードを選択するスイッチであり、選択された作業モードに応じて過補償すべき駆動軸が切り換えられる。たとえば、作業モードとして、第１の作業モードを選択すると、モード選択スイッチ３２は上側に切り換えられ、補正ゲインＧ１＝１，補正ゲインＧ２＝Ｇｐが出力される。また、他の第２の作業モードを選択すると、モード選択スイッチ３２は下側に切り換えられ、補正ゲインＧ１＝Ｇp，補正ゲインＧ２＝１が出力される。
【０１５１】
よって、第１の作業モードが選択されると、モード選択スイッチ３２から出力された補正ゲインＧ１＝１，補正ゲインＧ２＝Ｇｐ（＜１）が、それぞれ検出負荷圧Ｐ1，Ｐ2に乗算され、補正圧力Ｐ1´、Ｐ2´として、差圧検出手段８ａ″″´に戻される。以下、図１８に示す制御ブロック図と同様の演算処理が実行されることになる。
【０１５２】
この結果、差圧ΔＰ2が実際の差圧よりも大きく求められることになり、流量制御弁５の開口面積Ａ2は、より絞られ、アーム側に流れる流量は、より制限されることになる。一方、ブーム側の補正圧力Ｐ1´は実際の検出圧力Ｐ1と同じであり、差圧ΔＰ1は実際の差圧と同じであるので、補正係数Ｋ1は１．０のままとなり、ブーム側には流量が多く流れることになる。
【０１５３】
このように本実施形態では、第１の作業モードが選択されたならば、アーム側の圧力Ｐ2の方がブーム側の圧力よりも低い、軽負荷であると仮定して、アーム側の過補償制御がなされることになる。一方、逆に第２の作業モードが選択されたならば、ブーム側の圧力Ｐ1の方がアーム側の圧力よりも低い、軽負荷であると仮定して、ブーム側の過補償制御がなされる。
【０１５４】
この場合、記憶テーブルの内容として、Ｐpが小さい値（例えば100kg／ｃｍ2）を示すときに、補正ゲインＧpの値として１．０が得られるように、Ｐpが高い値（例えば200kg／ｃｍ2）を示すときに、補正ゲインＧpの値として０．５程度が得られるような特性に設定しておき、旋回体側を過補償する場合を想定すると、以下に示すような効果が得られる。
【０１５５】
ここで、過補償制御を行わない場合を想定する。
【０１５６】
すると、ダンプトラックへの積込み作業において、バケットが空荷の状態で、ブーム上げと旋回のフルレバー同時操作を行うと、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpは100kg／ｃｍ2程度となり、短時間で、ブーム上げに必要な上昇位置まで速く上昇させることができる。しかし、バケットに土砂などの積荷を多量に積んだ状態で、同じ操作を行ったとすると、今度は、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpは、200kg／ｃｍ2程度に上昇してしまい、ポンプ吐出圧Ｐpと吐出可能流量Ｑpの特性（等馬力曲線）で定まる吐出可能流量Ｑpによる流量制限によって、各油圧アクチュエータに流入する流量が減ってしまい、ブーム上昇に時間がかかってしまうことになる、なお、旋回体は、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpが高いため、最初に加速されてしまうので、比較的遅くはならない。
【０１５７】
このようにして、バケットに土砂等の積荷が多量が積み込まれている場合には、空荷の場合に比較して、ブームが速く上昇しないことになり、バケットの移動軌跡が、本来の軌跡よりも下側に落ちてしまうことになる。
【０１５８】
そこで、かかる作業時に、本実施形態の過補償制御を適用すると、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpが高いとき、つまりバケットに積荷が多量に積み込まれているときに、吐出圧Ｐpが高くなるほど旋回体側の流量制御弁の開口面積が、より絞られ、旋回体側への流量が、より抑制されることになる。そして、この流量が減った分だけ、ブーム側へ、より多くの流量の圧油を供給させることができる。このため、バケットに多量の積荷が積み込まれている場合であったとしても、ブームを、より速く上昇させることができる。つまり、バケットの移動軌跡は、下側に落ちてしまうことはなくなる。
【０１５９】
このように、本実施形態によれば、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpが大きくなるほど、旋回体側の流量制御弁の開口面積が、より絞られ、より過補償となるような制御がなされるので、バケットの積荷の多小いかんにかかわらず、常にバケットの移動軌跡を上方に維持することができ、オペレータとしては、バケットと地面との接触、ダンプトラックへの積込み高さを気にすることなく、フルレバー操作を行うことができる。この結果、作業効率を飛躍的に向上させることができる。
【０１６０】
さて、上述した実施形態では、圧力の過補償を行う方法として、第１の補正係数演算手段８ｂに入力される差圧を、実際に検出される差圧よりも大きめに補正しておく方法について説明したが、つぎに、第１の補正係数演算手段８ｂで演算、出力される補正係数を、小さめに求めておく他の方法について説明する。
【０１６１】
図２０は、この方法を実施するための制御ブロック図である。
【０１６２】
同図２０に示すように、過補償補正手段８ｅ″には、第１の補正係数演算手段８ｂから出力された補正係数Ｋ1，Ｋ2が入力される。そこで、この入力された補正係数Ｋ1、Ｋ２がそれぞれｎ乗（ｎ≧２）され、これが新たな補正係数Ｋ1´、Ｋ2´として操作量補正手段８ｄに出力される。そして、この操作量補正手段８ｄから駆動指令Ｓ1、Ｓ2がそれぞれ生成出力される。
【０１６３】
このように過補償補正手段８ｅ″では、補正係数Ｋ1、Ｋ2をｎ乗することにより、補正係数Ｋ1、Ｋ2が小さな値を示すほど、つまり軽負荷圧になっている駆動軸ほど、より小さな値になるように補正している。
【０１６４】
たとえば、ｎ乗を３乗とし、ブーム側が高負荷側であるとすると、ブーム側の補正係数Ｋ1は１であり、これを３乗したとしても、新たな補正係数Ｋ1´は１のままとなる。これに対して軽負荷側であるアーム側の補正係数Ｋ2が０．８であるとすると、これを３乗した結果は、０．５１２となる。新たな補正係数Ｋ2´が０．５１２となり、元の０．８に較べて、より小さな値となるので、アーム側の流量制御弁５の開口面積Ａ2は、より絞られることになり、過補償が有効に実現されているのがわかる。
【０１６５】
また、ｎ＝２の場合には、第１の補正係数演算手段８ｂで演算、出力されたＫ1＝√（ΔＰmin/ΔＰ1）、Ｋ2＝√（ΔＰmin/ΔＰ2）を、過補償補正手段８ｅ″であらためて２乗して、Ｋ1´＝ΔＰmin/ΔＰ1、Ｋ2´＝ΔＰmin/ΔＰ2を求めることになるので、第１の補正係数演算手段８ｂで、最初から、Ｋ1´＝ΔＰmin/ΔＰ1、Ｋ2´＝ΔＰmin/ΔＰ2を演算しておき、これをそのまま操作量補正手段８ｄに出力させてもよい。
【０１６６】
また、過補償補正手段８ｅ″´を図２１に示すように構成してもよい。
【０１６７】
すなわち、同図２１に示す過補償補正手段８ｅ″´では、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpと補正係数Ｋ1、Ｋ2の上限を制限するリミットＫLとの対応関係が、記憶テーブルに予め記憶されている。そこで、現在の油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpに対応する補正係数上限値ＫLがこの記憶テーブルから読み出される。モード選択スイッチ３２は、この補正係数上限値ＫLにより補正係数の上限を制限すべき駆動軸を選択するものであり、記憶テーブルから読み出された補正係数上限値ＫLと、モード選択スイッチ３２で選択された駆動軸側の補正係数、たとえばＫ1との大小比較が行われ、小さい方の値が、新たな補正係数Ｋ1´として出力される。よって、補正係数Ｋ1´は、元のＫ1に較べてより小さくなるように補正されることになり、ブーム側の流量制御弁４の開口面積Ａ1は、より絞られるようになり、過補償が実現される。他方の補正係数Ｋ2は、１と大小比較がなされるので、補正係数Ｋ2´は、元の補正係数Ｋ2の値のままとなる。
【０１６８】
また、図２２に示すように過補償補正手段８ｅ″″を構成してもよい。
【０１６９】
同図２２に示すように、この過補償補正手段８ｅ″″には、操作レバー６、７の操作量Ｖ1，Ｖ2が入力される。また、操作レバー６、７の操作量Ｖ1、Ｖ2のうちで選択された操作量Ｖと、補正係数上限値ＫLとの対応関係を示す記憶テーブルが設定されている。上記選択操作量Ｖは、モード選択スイッチ３２の選択操作に連動して、操作レバー６、７の操作量Ｖ1、Ｖ2の中から選択される。
【０１７０】
モード選択スイッチ３２で第１の作業モードが選択され、上側に切り換えられると、選択操作量Ｖとしてブーム用操作レバー６の操作量Ｖ1が選択されるとともに、モード選択スイッチ３２からアーム側の補正係数Ｋ2の上限値を制限する補正係数上限値ＫLが出力されることになる。この場合には、ブーム用操作レバー６の操作量Ｖが大きくなるに伴い、他の駆動軸であるアーム側の流量制御弁５の開口面積Ａ2が、より多く絞られる。そして、ブーム側の流量はより増大することになる。
【０１７１】
一方、モード選択スイッチ３２で第２の作業モードが選択され、下側に切り換えられると、選択操作量Ｖとしてアーム操作レバー７の操作量Ｖ2が選択されるとともに、モード選択スイッチ３２からブーム側の補正係数Ｋ1の上限値を制限する補正係数上限値ＫLが出力されることになる。この場合には、アーム用操作レバー７の操作量Ｖが大きくなるに伴い、他の駆動軸であるブーム側の流量制御弁４の開口面積Ａ1が、より多く絞られる。そして、アーム側の流量はより増大することになる。
【０１７２】
なお、以上説明した実施形態では、油圧ショベルのような建設機械を想定して説明したが、もちろん任意の油圧駆動機械に適用可能である。また、主に、ブーム、アームといった２つの作業機の制御に適用されることを想定したが、３以上の作業機に適用することも当然可能である。
【０１７３】
また、油圧アクチュエータとして、主に油圧シリンダを想定して説明したが、旋回体駆動用、走行用などに用いる油圧モータに対しても同様に本発明は適用可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】図１は、本発明に係る油圧駆動機械の制御装置の実施の形態の構成を示す図である。
【図２】図２は、図１に示す制御部の構成を示すブロック図である。
【図３】図３（ａ），（ｂ）は、図２に示す差圧検出手段の別の実施構成図である。
【図４】図４（ａ），（ｂ）は、図３の各構成に対応した制御ブロック図である。
【図５】図５は、図１とは異なる全体構成を例示した図である。
【図６】図６は、図５に示す制御部の構成を示すブロック図である。
【図７】図７は、図５に示す制御部の構成を示すブロック図である。
【図８】図８は制御部の第２の補正係数演算手段の構成を示すブロック図である。
【図９】図９は、制御部の第２の補正係数演算手段の構成を示すブロック図である。
【図１０】図１０は、制御部の第２の補正係数演算手段の構成を示すブロック図である。
【図１１】図１１は制御部の第２の補正係数演算手段の構成を示すブロック図である。
【図１２】図１２は、制御部の第２の補正係数演算手段の構成を示すブロック図である。
【図１３】図１３（ａ），（ｂ）は、制御部の操作量補正手段の構成を示すブロック図である。
【図１４】図１４は、図１とは異なる全体構成を例示した図である。
【図１５】図１５は、図１とは異なる全体構成を例示した図である。
【図１６】図１６は、図１とは異なる全体構成を例示した図である。
【図１７】図１７は、図１６に示す制御部の構成を示すブロック図である。
【図１８】図１８は制御部の過補償補正手段の構成を示すブロック図である。
【図１９】図１９は制御部の過補償補正手段の構成を示すブロック図である。
【図２０】図２０は制御部の過補償補正手段の構成を示すブロック図である。
【図２１】図２１は制御部の過補償補正手段の構成を示すブロック図である。
【図２２】図２２は制御部の過補償補正手段の構成を示すブロック図である。
【符号の説明】
１可変容量型油圧ポンプ
２ブーム用油圧シリンダ
３アーム用油圧シリンダ
４ブーム用流量制御弁
５アーム用流量制御弁
６ブーム用操作レバー
７アーム用操作レバー
８制御部
９油圧ポンプ用圧力センサ
１０ａ、１０ｂブーム油圧シリンダ用圧力センサ
１１ａ、１１ｂアーム油圧シリンダ用圧力センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device that drives and controls a hydraulic actuator in accordance with an operation amount of an operator in a hydraulic drive machine such as a hydraulic excavator or a crane.
[0002]
[Prior art]
In general, in a hydraulic drive machine such as a construction machine, a drive command signal indicating an operation amount of a plurality of operation levers is applied to a plurality of corresponding operation valves (flow control valves), and an opening area of the plurality of operation valves is reduced. It changes according to the said drive command signal, and the structure by which a corresponding some hydraulic actuator is driven by it is taken. That is, when a plurality of operation levers are operated simultaneously, the discharge pressure oil of the hydraulic pump is supplied to a plurality of hydraulic actuators via a plurality of operation valves on a plurality of pressure oil supply paths, and the plurality of hydraulic actuators are simultaneously Driven.
[0003]
In such a configuration, a technique called a load sensing system is known as a technique for eliminating the so-called load dependency of the driving speed of the hydraulic actuator during combined operation.
[0004]
In this system, a valve called a pressure compensation valve is provided between the hydraulic pump and the flow control valve, or between the flow control valve and the hydraulic actuator, and the pressure before and after the pressure oil valve passing through the flow control valve is provided. The differential pressure is compensated so as to have the same value for any drive shaft (for a construction machine, such as a boom or an arm). In other words, it is a general formula for hydraulic circuits,
Q = c · A · √ (ΔP)
(Where Q is a flow rate passing through the throttle of the flow control valve, c is a flow rate constant, A is an opening area of the throttle, and ΔP is a differential pressure before and after the throttle)
In FIG. 5, the flow rate Q proportional to the drive command value (opening area A) commanded by the operator is obtained by making the differential pressure ΔP the same for each drive shaft.
[0005]
Further, the discharge pressure of the hydraulic pump is controlled so that the discharge pressure of the hydraulic pump becomes a pressure obtained by adding the differential pressure before and after the maximum value of the load pressure of the hydraulic actuator being operated. This prevents a change in speed (load pressure dependency) due to a difference in load pressure of each hydraulic actuator during combined operation.
[0006]
On the other hand, this system has the disadvantages that the valve structure is complicated and that hunting is likely to occur due to poor hydraulic stability.
[0007]
Therefore, in order to solve this problem, in the prior application (Japanese Patent Application No. 8-43101, Japanese Patent Application No. 8-41554) related to the present applicant, the system is configured without using the pressure compensation valve. ing.
[0008]
In what is disclosed in the prior application, the general formula of the hydraulic circuit,
Q = c · A · √ (ΔP)
, The change in the speed of each hydraulic actuator caused by the difference in load pressure of each hydraulic actuator during combined operation, that is, the flow rate Qi of each hydraulic actuator (hereinafter subscript i indicates the i-th drive shaft) (load dependence) ) To prevent the differential pressure ΔPi of the throttle of the operating valve driven according to the operation of the operator, that is, the pressure Pp of the pressure oil flowing into the operating valve and the pressure PL of the pressure oil flowing out of the operating valve The differential pressure ΔPi is detected, and the following correction process is performed.
[0009]
That is, the minimum value ΔPmin among the detected differential pressures ΔPi is obtained, and the square root of the ratio of the differential pressure ΔPi to the minimum differential pressure ΔPmin is calculated for each drive shaft as the opening area correction coefficient Ki ( Ki = √ (ΔPmin / ΔPi)) is calculated, and opening correction is performed by multiplying this by the opening area Ai of the operating valve, which is a drive speed command by the operating lever. This can be expressed as an equation:
Qi = c · (Ai · Ki) · √ (ΔPi) = c · Ai · √ (ΔPmin / ΔPi) · √ (ΔPi) = c · Ai · √ (ΔPmin)
Thus, the flow rate Qi flowing into the i-th hydraulic actuator is divided by the ratio of the opening area command Ai of each axis on the basis of the minimum differential pressure ΔPmin common to all axes during the combined operation. .
[0010]
Here, in the drive shaft in which the differential pressure ΔPi is the minimum differential pressure ΔPmin, the value of the denominator of the correction coefficient Ki is the same (Ki = 1). Therefore, the opening area Ai cannot be reduced in the drive shaft where the load pressure PL is the maximum load pressure (the differential pressure ΔPi is the minimum differential pressure ΔPmin).
[0011]
By performing such a correction, the shunting performance according to the lever operation can be continuously performed without any shock by simple control regardless of the differential pressure ΔPi between the pump pressure Pp and the load pressure PL of each hydraulic actuator during the combined operation. It is possible to acquire it while maintaining the sex.
[0012]
In the prior application, a lower limit value KLi is provided for the correction coefficient Ki (0 ≦ Ki ≦ 1), and the lower limit value KLi is set to 0 so that a complete pressure compensation function can be used. By setting the lower limit value KLi to 1, a flow distribution that is completely loaded is realized.
[0013]
That is, by limiting the range in which the correction coefficient can be obtained to KLi ≦ Ki ≦ 1 by a function of lever operation amount or pressure, the pressure compensation function is strengthened or weakened.
[0014]
For example, by making the correction coefficient lower limit value KLi variable using a function of lever operation amount, the flow rate distribution (KLi = 0) with pressure compensation applied during fine operation, or rough operation of the full lever In some cases, it is possible to continuously change the flow rate distribution method, such as reducing the pressure compensation and distributing the flow rate to a load (KLi = 0.5).
[0015]
As a result, for example, during fine control work such as suspension work and slope leveling work, the operator can perform precision work according to the operating lever without depending on the load. During full lever work, such as rough skimming work (work that roughens the flat ground with the blade edge), the operator must perform heavy work without paying attention to the operation ratio of the operation lever. Can do.
[0016]
As described above, the invention described in the above-mentioned prior application has an advantage that the function of pressure compensation can be easily changed according to the contents of work or according to the operation feeling of the operator.
[0017]
[Problems to be solved by the invention]
In the shunt compensation using the correction coefficient Ki described above, the value of the denominator numerator of the correction coefficient Ki = √ (ΔPmin / ΔPi) is the same (Ki = 1) on the drive shaft that is at the maximum load, and the maximum load pressure. Since the opening area of the operation valve of the drive shaft is not reduced and the degree of pressure compensation does not change if the work contents are the same, the following problems arise.
[0018]
That is, during full lever combined operation such as the rough skid work described above, when only the lever of the drive shaft that is heavily loaded is slowly returned to the neutral side from the full lever state, the hydraulic actuator on the light load side There is a demand to increase the speed.
[0019]
However, according to the invention disclosed in the prior application, the correction coefficient Ki of the drive shaft on the high load side always remains 1, the degree of pressure compensation does not change, and the pump pressure is high. Since it becomes the load pressure of the hydraulic actuator, even if the lever on the high load side is slowly returned, the speed of the hydraulic actuator on the light load side does not change. In this way, during full lever operation, when only the lever of the drive shaft that is heavily loaded is slowly returned to the neutral side from the full lever state, the speed of the hydraulic actuator on the light load side is accelerated. I couldn't get a sense of operation.
[0020]
Also, in shunt compensation for inertial bodies such as booms and swiveling bodies, it takes a while for the hydraulic actuator to actually move after a drive command is given. Will become the pump pressure at that time.
[0021]
For example, when loading work onto a dump truck with a hydraulic excavator, a combined operation of raising the boom and turning is performed. In such work between inertia bodies, the value of the differential pressure Pi is substantially the same. For this reason, even if the opening area correction control according to the above-described differential pressure is executed, the degree of pressure compensation cannot be greatly varied.
[0022]
Here, during combined operation of raising the boom and turning, a relatively light load is used to keep the dumping position constant (to keep the bucket movement trajectory constant) regardless of the load of the bucket. There is a demand to further narrow down the opening area of the operation valve on the turning side to improve the fine operability of the lever and to supply a large amount of flow to the boom on the high load side.
[0023]
However, since the load pressure on both the boom and swivel drive shafts becomes the pump pressure only by opening area correction control corresponding to the magnitude of the differential pressure, such pressure compensation overcompensation control (on the light load side) It is impossible to realize the control of further reducing the opening area of the drive shaft, and the operator's request to improve the lever fine operability described above and supply a large flow rate on the high load side is not satisfied. I was supposed to.
[0024]
The present invention has been made in view of such a situation, and when the control for determining the pressure compensation according to the magnitude of the differential pressure is performed by detecting the differential pressure across the operation valve, the degree of pressure compensation is reduced. Therefore, the first solution is to make compensation for “loading” more, and by increasing the degree of pressure compensation to overcompensation, the lever operability is improved and the high load side is improved. The second problem to be solved is to supply a large amount of pressure oil to the tank, and the common problem is to improve the work efficiency.
[0025]
[Means for solving the problems and effects]
Therefore, in the invention according to claim 2, in order to achieve the first problem to be solved,
A hydraulic pump, a plurality of hydraulic actuators driven by being supplied with the discharge pressure oil of the hydraulic pump, a plurality of operators provided for each of the plurality of hydraulic actuators, and provided for each of the plurality of operators The opening area is changed in accordance with the operation amount of the operation element, and a plurality of operation valves for supplying pressure oil at a flow rate corresponding to the opening area to the corresponding hydraulic actuator, and pressure oil on the inflow side of the operation valve In the control device of the hydraulic drive machine comprising pressure compensation means for reducing the opening area of the operation valve with a predetermined pressure compensation degree as the differential pressure between the pressure and the pressure oil pressure on the outflow side increases,
Pressure compensation degree correction means for correcting the pressure compensation degree so as to reduce the pressure compensation degree by the pressure compensation means in accordance with the amount of operation of a specific operator among the plurality of operators.
It is intended to have.
[0026]
That is, according to such a configuration, the degree of pressure compensation is corrected so that the degree of pressure compensation by the pressure compensation means is reduced according to the magnitude of the operation amount of a specific operator among the plurality of operators. Similarly, in the invention according to claim 3, the degree of pressure compensation is corrected so that the degree of pressure compensation by the pressure compensating means is reduced.
[0027]
Specifically, the correction coefficient is calculated with a correction amount that increases the degree of narrowing the opening area of the corresponding operation valve as the detected differential pressure before and after the operation valve increases. As a result, the pressure of the hydraulic pump is kept higher than the load pressure (maximum load pressure) of the hydraulic actuator having the minimum differential pressure.
[0028]
Therefore, the calculated correction coefficient is further corrected so as to reduce the correction amount according to the magnitude of the differential pressure in accordance with the operation amount of a specific operation element among the plurality of operation elements.
[0029]
Finally, using this correction coefficient, the operation amount of the corresponding operator is corrected.
[0030]
Specifically, as the operation amount of a specific operation lever, for example, the operation lever corresponding to the operation valve having the minimum differential pressure becomes smaller, the correction amount corresponding to the magnitude of the differential pressure is reduced. Thus, that is, the correction coefficient is corrected so as to reduce the degree of reducing the opening area of the operation valve, and the operation amount of the operation lever is corrected using this correction coefficient. Thus, the flow rate to the operation valve on the light load side increases because the degree of reducing the opening area of the operation valve is reduced. In addition, when the hydraulic pump is saturated (the requested flow rate exceeds the pump discharge capacity), the hydraulic pump cannot maintain the maximum load pressure. From the horsepower performance curve such as pump pressure-flow rate, the pump discharge pressure In accordance with the decrease, the dischargeable flow rate increases, and the flow rate to the operation valve on the light load side is further increased.
[0031]
Therefore, when operating only the lever (specific operating element) of the drive shaft that is heavily loaded from the full lever state to the neutral side during full lever operation, the opening area of the light load side operation valve is reduced. Since correction that reduces the degree of squeezing is performed, it is possible to obtain an operational feeling that the speed of the hydraulic actuator on the light load side is accelerated.
[0032]
In the invention according to claim 5, in order to achieve the second problem to be solved,
A hydraulic pump, a plurality of hydraulic actuators driven by being supplied with the discharge pressure oil of the hydraulic pump, a plurality of operators provided for each of the plurality of hydraulic actuators, and provided for each of the plurality of operators The opening area is changed in accordance with the operation amount of the operation element, and a plurality of operation valves for supplying pressure oil at a flow rate corresponding to the opening area to the corresponding hydraulic actuator, and pressure oil on the inflow side of the operation valve In the control device of the hydraulic drive machine comprising pressure compensation means for reducing the opening area of the operation valve with a predetermined pressure compensation degree as the differential pressure between the pressure and the pressure oil pressure on the outflow side increases,
Pressure compensation for correcting the degree of pressure compensation so that the degree of pressure compensation by the pressure compensation means is increased according to the pressure of the pressure oil flowing into the hydraulic actuator corresponding to a specific operation valve of the plurality of operation valves. Degree correction means
It is intended to have.
[0033]
That is, according to such a configuration, the pressure compensation is performed so that the degree of pressure compensation by the pressure compensation means increases according to the pressure of the pressure oil flowing into the hydraulic actuator corresponding to the specific operation valve among the plurality of operation valves. The degree is corrected. Similarly, in the invention according to claim 4, the invention according to claim 6, and the invention according to claim 7, the degree of pressure compensation is corrected so that the degree of pressure compensation by the pressure compensation means is increased.
[0034]
Specifically, the correction coefficient is calculated with a correction amount that increases the degree of narrowing the opening area of the corresponding operation valve as the detected differential pressure before and after the operation valve increases. In other words, correction is performed so that a large amount of pressure oil flows into the operation valve that is lightly loaded.
[0035]
Therefore, the calculated correction coefficient increases the correction amount according to the magnitude of the differential pressure in accordance with the pressure of the pressure oil flowing into the hydraulic actuator corresponding to the specific operation valve among the plurality of operation valves. As further corrected. Finally, the operation amount of the corresponding operator is corrected using the correction coefficient.
[0036]
Specifically, as the pressure of the pressure oil flowing into the hydraulic actuator from the specific operation valve, for example, the pressure oil flowing into the hydraulic actuator from the operation valve having the minimum differential pressure increases, the pressure difference becomes larger. The correction coefficient is corrected so as to increase the correction amount according to the size of the control valve, that is, to increase the degree of reducing the opening area of the operation valve, and the operation amount of the operation lever is corrected using this correction coefficient. become. As described above, the increase in the degree of reducing the opening area of the operation valve further suppresses the inflow of pressure oil to the operation valve on the light load side.
[0037]
Therefore, for example, when performing a combined operation of raising the boom and turning, it is not possible to make a large difference in the degree of pressure compensation between the boom side and the turning side only by correcting according to the magnitude of the differential pressure. Even if it is, the opening area of the operation valve on the swing side, which is the light load side, can be corrected to be more narrowed, the lever fine operability is improved, and the flow rate is increased to the high load side. Thus, it is possible to always keep the loading position on the dump truck constant (keeping the bucket movement trajectory constant) regardless of the amount of loading of the bucket.
[0038]
Further, in the invention according to claim 1, in order to achieve the first solution problem and the second solution problem, the degree of pressure compensation is reduced or the pressure compensation is performed in accordance with the magnitude of the operation amount of the specific operation element. The pressure compensation degree is corrected so as to increase the degree of.
As described above, according to the present invention, depending on the operation amount of a specific operation lever, the load pressure of a specific drive shaft, etc., by decreasing the degree of pressure compensation or increasing the degree of pressure compensation, Since the operation feeling required by the operator can be more closely matched, the work efficiency is dramatically improved. In addition, the realization of such control does not require the addition of mechanical parts according to the individual control contents, and thus the cost can be minimized.
[0039]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention will be described below with reference to the drawings.
[0040]
In this embodiment, a construction machine such as a hydraulic excavator is assumed as the hydraulic drive machine.
[0041]
FIG. 1 shows the configuration of a control device for a hydraulic excavator.
[0042]
As shown in the figure, this device is driven by an engine (not shown), and the swash plate tilt angle is changed in accordance with a drive command output from the control unit 8, thereby changing the discharge flow rate. Hydraulic pump 1, hydraulic cylinders 2 and 3 as two hydraulic actuators provided respectively corresponding to operating levers 6 and 7 as two operating elements, hydraulic pump 1 and hydraulic cylinders 2 and 3 Are provided in the two pressure oil supply passages 31 and 32, respectively, and the opening area is changed according to the drive commands S1 and S2 output from the control unit 8, and the flow rate according to the changed opening area. As described later, the flow control valves 4 and 5 as the two operation valves for supplying the pressure oil to the corresponding hydraulic cylinders 2 and 3 and the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7 are corrected. Etc. The drive command signals S1 and S2 corresponding to the corrected operation amount are output to the corresponding flow control valves 4 and 5, respectively, and the corresponding hydraulic cylinders 2 and 3 are driven and controlled accordingly. Part 8.
[0043]
The operation lever 6 is an electric lever for driving a boom (connected to the hydraulic cylinder 2), which is a work machine (not shown), and outputs an electric signal proportional to the amount operated by the operator. Similarly, the operation lever 7 is an electric lever for driving an arm (connected to the hydraulic cylinder 3) which is not shown, and outputs an electric signal proportional to the amount operated by the operator. is there.
[0044]
A pressure sensor 9 that detects the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 is disposed on the pressure oil supply path 30 that is branched into the pressure oil supply paths 31 and 32.
[0045]
Pressure sensors 10a for detecting the load pressures P1B and P1H of the booms are provided on the supply passage communicating with the bottom chamber of the hydraulic cylinder 2 and the supply passage communicating with the head chamber of the cylinder 2 in the pressure oil supply passage 31, respectively. 10b is arranged.
[0046]
Similarly, pressure sensors for detecting arm load pressures P2B and P2H are provided on the supply passage communicating with the bottom chamber of the hydraulic cylinder 3 and on the supply passage communicating with the head chamber of the cylinder 3 in the pressure oil supply passage 32, respectively. 11a and 11b are provided.
[0047]
The detection signals of these pressure sensors are input to the control unit 8 together with the electric signals indicating the operation amounts of the operation levers 6 and 7, and the processing shown in FIG. 2 is executed.
[0048]
FIG. 2 is a block diagram illustrating arithmetic processing performed by the control unit 8. In FIG. 2, for convenience of explanation, it is assumed that the arithmetic processing is performed by each arithmetic unit, but of course, all may be processed by software.
[0049]
Now, as shown by the arrow in FIG. 2, the operation lever 6 is operated in the direction in which the boom hydraulic cylinder 2 is extended, and the operation lever 7 is operated in the direction in which the arm hydraulic cylinder 3 is retracted. Suppose.
[0050]
The differential pressure detection means 8a of the control unit 8 includes signals indicating the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7, and pressure detection signals Pp, P1B, P1H and P2B of the pressure sensors 9, 10a, 10b, 11a and 11b. , P2H are input.
[0051]
Then, according to the direction of the operation lever 6 (extension direction), P1B (the bottom chamber side where hydraulic oil flows into the hydraulic cylinder 2) is selected from P1B and P1H, and the boom flow rate is selected. The front-rear differential pressure ΔP1 = Pp−P1B of the control valve 4 is calculated. On the other hand, P2H (the head chamber side on the side where pressure oil flows into the hydraulic cylinder 3) is selected from P2B and P2H according to the direction of the operation lever 7 (the contraction direction), and the arm is used. A differential pressure ΔP2 = Pp−P2H across the flow control valve 5 is calculated.
[0052]
The first correction coefficient calculation means 8b of the control unit 8 receives the detected differential pressures ΔP1 and ΔP2 detected and calculated by the differential pressure detection means 8a, and selects the smallest differential pressure ΔPmin among them. Is done.
[0053]
Further, using this minimum differential pressure ΔPmin, a correction coefficient K1 for correcting the operation amount V1 of the boom operation lever 6 is calculated as K1 = √ (ΔPmin / ΔP1), and the arm A correction coefficient K2 for correcting the operation amount V2 of the operating lever 7 is calculated as K2 = √ (ΔPmin / ΔP2).
[0054]
Next, in the second correction coefficient calculation means 8c, the lever operation on the drive shaft side having the minimum differential pressure ΔPmin is interlocked with the selection process of the minimum differential pressure ΔPmin in the first correction coefficient calculation means 8b. A process of selecting the amount as the minimum differential pressure side operation amount Vmin is executed. That is, when the minimum differential pressure ΔPmin is the boom-side differential pressure ΔP1 in the first correction coefficient calculating means 8b, the operation amount of the boom operation lever 6 is used as the minimum differential pressure-side operation amount Vmin. When V1 is selected (Vmin = V1) and the minimum differential pressure ΔPmin is the arm side differential pressure ΔP2, the operation amount of the arm operating lever 7 is set as the minimum differential pressure side operation amount Vmin. V2 is selected (Vmin = V2).
[0055]
In the second correction coefficient calculating means 8c, the correspondence between the minimum differential pressure side operation amount Vmin and the lower limit value KL of the correction coefficients K1 and K2 is such that the correction coefficient lower limit value KL increases as the value of the operation amount Vmin decreases. Such a relationship is stored as a storage table. Therefore, the correction coefficient lower limit value KL corresponding to the current minimum differential pressure side operation amount Vmin is read from this storage table. Instead of storing the correspondence relationship between the minimum differential pressure side manipulated variable Vmin and the correction coefficient lower limit value KL as a storage table, an arithmetic expression for calculating the correction coefficient lower limit value KL from the minimum differential pressure side manipulated variable Vmin is prepared. Alternatively, the correction coefficient lower limit value KL may be obtained directly by calculation.
[0056]
Therefore, the correction coefficient lower limit KL thus obtained is compared with the correction coefficient K1 for correcting the boom-side operation amount and the correction coefficient K2 for correcting the arm-side operation amount. Is newly selected and output as correction coefficients K1 'and K2'.
[0057]
Correction coefficients K1 ′ and K2 ′ obtained by further correcting the correction coefficients K1 and K2 are input to the operation amount correction means 8d, and operation amounts V1 and V2 as drive command values from the operation levers 6 and 7 are input. Is done.
[0058]
Therefore, based on the relationship between the preset operation stroke amount (spool stroke amount of the flow control valve 4) V1 and the opening area A1 of the spool of the flow control valve 4, the opening area A1 corresponding to the current operation amount V1. Is required. Similarly, an opening area A2 corresponding to the current operation amount V2 is obtained. Here, the relationship between the spool stroke and the opening area is uniquely determined from the shape of the spool.
[0059]
The opening areas A1 and A2 thus obtained are multiplied by the correction coefficients K1 ′ and K2 ′ obtained above, respectively, and correction opening areas A1 ′ = K1 ′ · A1 and A2 ′ = K2 ′ · A2 are obtained. .
[0060]
Further, spool stroke amounts S1 and S2 corresponding to the corrected opening areas A1 ′ and A2 ′ are obtained from a reverse relationship of the spool stroke and the opening area set in advance, and the spool stroke amounts S1 and S2 are indicated. A signal is applied to each solenoid of the electromagnetic proportional pilot valve 12 that drives the main spool of the boom flow control valve 4 and the electromagnetic proportional pilot valve 13 that drives the main spool of the arm flow control valve 5. As a result, a pilot pressure proportional to each input electrical signal is applied from the pilot valves 12 and 13 to the flow control valves 4 and 5, respectively, and the main spools of the flow control valves 4 and 5 Driven to have an area A1'A2 '.
The above contents will be described with specific numerical values.
[0061]
Now, the operator performs a combined operation of raising the boom and arm dump, the boom bottom pressure P1B on the pressure oil inflow side is 100 kg / cm2, the arm head pressure P2H is 160 kg / cm2, and the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 is 180 kg / cm2. If it is cm 2, the differential pressure detection means 8 a has the differential pressure across the boom flow control valve 4 as follows:
ΔP1 = Pp-P1B = 180-100 = 80 kg / cm @ 2
And the differential pressure across the arm flow control valve 5 is
ΔP2 = Pp-P2H = 180-160 = 20 kg / cm @ 2
Is calculated.
[0062]
Next, in the first correction coefficient calculation means 8b, the smallest value of the differential pressures ΔP1, ΔP2 is selected as the minimum differential pressure ΔPmin.
Minimum differential pressure △ Pmin = △ P2 = 20kg / cm2
It becomes. further,
Boom side correction coefficient K1 = √ (ΔPmin / ΔP1) = √ (20/80) = 0.5
Arm side correction coefficient K2 = √ (ΔPmin / ΔP2) = √ (20/20) = 1.0
Calculated.
[0063]
Here, it can be seen that the correction coefficient (K2) of the drive shaft (in this case, the arm) from which the minimum differential pressure ΔPmin is obtained is always 1.
[0064]
If it is assumed that the correction coefficients K1 and K2 are directly input to the operation amount correction means 8d (assuming that the second correction coefficient calculation means 8c does not exist), the operation amount correction means 8d The drive command signals S1 and S2 corresponding to the corrected opening area Ki · Ai obtained by multiplying the opening area Ai determined according to each lever operation amount Vi by the correction coefficient Ki are output. A drive command that multiplies the original opening area A1 by 0.5 is output to the flow control valve 4, and a drive command that outputs 1.0 times the original opening area A2 is output to the arm flow control valve 5. It will be.
[0065]
That is, the opening area A2 on the arm side where the minimum differential pressure ΔPmin is obtained is not corrected, and the magnitude of the differential pressure ΔP1 for the opening area A1 on the boom side where the differential pressure ΔP1 shows a larger value. The correction amount is corrected according to the above. That is, correction is made to reduce the opening area A1 by an amount corresponding to the magnitude of the differential pressure ΔP1, and pressure compensation is realized.
[0066]
Here, in the second correction coefficient calculation means 8c, since the drive shaft from which the minimum differential pressure ΔPmin is obtained is on the arm side, the lever operation amount V2 on the arm side is selected as the minimum differential pressure side operation amount Vmin. The
[0067]
Assuming that the operation amount Vmin of the arm side operation lever 7 is 100% (full lever operation), the correction coefficient lower limit value KL = 0.2 corresponding to the maximum operation amount Vmin is read from the storage table. Then, the magnitude comparison between the correction coefficient lower limit KL and each of the correction coefficients K1 and K2 is performed. Since K1 = 0.5 and K2 = 1.0, and the correction coefficients K1 and K2 are larger than the correction coefficient lower limit value KL, the correction coefficients K1 and K2 are not affected by the correction coefficient lower limit value KL. K2 is directly output from the second correction coefficient calculation means 8c as K1 'and K2'.
[0068]
However, when the arm-side operation lever 7 is returned from the full lever position (operation amount Vmin = 100%) to the neutral position (operation amount Vmin = 0%), the correction coefficient lower limit value KL = 0 corresponding to the operation amount Vmin minimum value. .8 is read from the storage table, and the magnitude comparison between the correction coefficient lower limit value KL and each of the correction coefficients K1 and K2 is performed. Since K1 = 0.5 and K2 = 1.0, the correction coefficient K2 (= 1.0) is larger than the correction coefficient lower limit value KL (= 0.8), so that the correction coefficient K2 remains as K2 ′. Is output from the second correction coefficient calculation means 8c, but the correction coefficient lower limit KL (= 0.8) is larger with respect to the correction coefficient K1 (= 0.5). The correction coefficient lower limit value KL is output from the second correction coefficient calculation means 8c as K1 'instead of K1.
[0069]
This will be explained in terms of the operator's sense of operation. During the full lever operation of raising the boom and arm dumping, the arm operating lever 7 on the high load pressure side is gradually returned from the full lever position to the neutral position. Accordingly, correction is performed so that the degree of reducing the opening area A1 of the boom-side flow control valve 4 on the low load side is reduced, that is, the degree of pressure compensation is moderate (correction coefficient (K1 is increased), the flow rate of the hydraulic oil flowing from the hydraulic pump 1 to the boom-side flow rate control valve 4 on the low load side is increased, and the operation feeling that the speed of the boom-side hydraulic cylinder 2 is accelerated is obtained. It is possible to match the operation feeling desired by the operator.
[0070]
Further, by not restricting the opening area A1 of the flow control valve 4 on the boom side of the light load in this way, the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 falls below the load pressure on the high load arm side. Regardless of the operation of the control lever 7, the pump can be accelerated by supplying the entire flow rate to the boom side.
[0071]
According to the embodiment described above, the pressure sensor is arranged for each chamber of the hydraulic cylinder. However, as shown in FIG. 3A, in the spool stroke direction of the flow control valve 4 (or 5). Correspondingly, a conduit 14 (or a conduit 15) for guiding the load pressure of the pressure oil that automatically flows into the hydraulic cylinder 2 (or 3) is provided, and the hydraulic pressure is provided on the conduit 14 (or the conduit 15). A pressure sensor 10c (or 11c) for detecting the load pressure P1 (or P2) of the pressure oil flowing into the cylinder 2 (or 3) may be provided. By doing so, the number of pressure sensors can be reduced. In addition, in this case, as shown in FIG. 4A, in the differential pressure detecting means 8a ′ of the control unit 8, the pressure P1B (or P2B) on the bottom side, which is necessary in FIG. Thus, there is an effect that it is not necessary to provide a configuration for selecting the pressure P1H (or P2H).
[0072]
Further, as shown in FIG. 3B, a differential pressure sensor 10d (or 11d) that directly detects a differential pressure ΔP1 (or ΔP2) between the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 and the inflow side load pressure P1 (or P2). ), The arrangement of the pressure sensor 9 for the hydraulic pump 1 can be omitted. In addition, in this case, as shown in FIG. 4 (b), in the differential pressure calculation means 8a '' of the control unit 8, the pump discharge pressure Pp and the load pressure P1 required in FIG. There is an effect that it is not necessary to provide a configuration for calculating (or P2) and the differential pressure ΔP1 (or ΔP2).
[0073]
The present invention may be applied to a hydraulic circuit in which so-called load sensing control as shown in FIG. 5 is performed. A control block diagram corresponding to FIG. 5 is shown in FIG. 1, 2, 3 (b), and 4 (b), the same reference numerals are given to the same elements, and description thereof is omitted.
[0074]
In the control device for the hydraulic excavator shown in FIG. 5, pipelines 14 and 15 for guiding the load pressure on the outflow side of each of the flow rate control valves 4 and 5 are arranged, and these load pressures are controlled by the shuttle valve 16. The pressure PL on the high pressure side is selected. The pressure oil of the maximum load pressure PL selected by the shuttle valve 16 is led to one of the servo valves 19 that controls the tilt angle of the swash plate of the variable displacement pump 1 via the pipe line 17. On the opposite side, the pressure oil of the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 is guided through the pipe 18. The servo valve 19 is provided with a spring having a predetermined spring force F = ΔP. Therefore, in the servo valve 19, the discharge pressure Pp of the pump 1 is increased by a fixed value corresponding to the spring force, that is, by the differential pressure preset value ΔP, higher than the maximum load pressure PL. The plate tilt angle is controlled. That is, load sensing control is always performed so that the differential pressure Pp−PL becomes the differential pressure preset value ΔP.
[0075]
Here, assuming that the discharge amount of the hydraulic pump 1 has a sufficient margin, the minimum differential pressure ΔPmin described in FIG. 2 can be regarded as the differential pressure preset value ΔP. Therefore, in the first correction coefficient calculation means 8b ′ shown in FIG. 6, the minimum differential pressure ΔPmin can be fixedly set to the target differential pressure ΔP of the load sensing control. As a result, there is no need to perform the process of selecting the minimum differential pressure ΔPmin from the differential pressure detection values ΔP1 and ΔP2 output from the differential pressure detection means 8a as in the first correction coefficient calculation means 8b of FIG. Similar control can be performed with a simpler configuration.
[0076]
When this method is adopted, there is a difference between the target differential pressure ΔP (= ΔPmin) and the actually detected differential pressure Pp−PL, so that the pressure compensation is not completely accurate. Although an error may occur, an effect substantially equivalent to the control shown in FIG. 2 can be obtained.
[0077]
Further, as shown in FIG. 7, instead of fixing the minimum differential pressure ΔPmin to the target differential pressure ΔP, in order to reduce the error, the minimum differential pressure ΔPmin is based on the sum of the operation amounts of the operation lever. It is also possible to implement such a method as to predict the above.
[0078]
That is, the hydraulic pump 1 cannot maintain the target differential pressure ΔP and an error occurs when the required flow rate according to the operation amount of the operation lever is larger than the dischargeable amount of the hydraulic pump 1. The minimum differential pressure ΔPmin is estimated according to the comparison result between the dischargeable amount and the required flow rate.
[0079]
7 is inputted with drive command signals (opening areas) S1 and S2 for the flow rate control valves 4 and 5 and the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1. Here, the first correction coefficient calculation means 8b ″ shown in FIG. The correspondence relationship between the commands (opening areas) S1 and S2 and the required flow rates Q1 and Q2 (required flow rates Q1 and Q2 corresponding to the operation amounts of the operation levers 6 and 7) is stored in advance in the storage table. The required flow rates Q1 and Q2 corresponding to the drive commands (opening areas) S1 and S2 are read from the storage table, and the sum of the read required flow rates Q1 and Q2 is obtained as the total required flow rate Qr. .
[0080]
On the other hand, for the hydraulic pump 1, an equal horsepower curve indicating the correspondence between the pump discharge pressure Pp and the dischargeable flow rate Qp is stored in the storage table in advance. Therefore, the dischargeable flow rate Qp corresponding to the input detected discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 is read from this storage table.
[0081]
The correspondence relationship between the difference ΔQ between the pump dischargeable flow rate Qp and the total required flow rate Qr and the minimum differential pressure ΔPmin is stored in advance in the storage table. Therefore, the minimum differential pressure ΔPmin corresponding to the current difference ΔQ is read from this storage table, so that the minimum differential pressure is estimated. That is, when the actual differential pressure between the pump discharge pressure Pp and the maximum load pressure PL is sufficiently large, the target differential pressure is held by the hydraulic pump 1, and when this actual differential pressure becomes zero, Estimation is made so that the differential pressure becomes zero.
[0082]
Thus, according to the present embodiment, the minimum differential pressure ΔPmin can be obtained with extremely high accuracy and without detecting the minimum differential pressure ΔPmin in accordance with the difference ΔQ between the pump dischargeable flow rate Qp and the total required flow rate Qr. it can.
[0083]
In the second correction coefficient calculation means 8c shown in FIG. 2, the operation amount of the drive shaft having the minimum differential pressure ΔPmin is minimized in conjunction with the selection process of the minimum differential pressure ΔPmin by the first correction coefficient calculation means 8b. Although the differential pressure side operation amount Vmin is selected, the operation amount Vmin of the drive shaft having the minimum differential pressure ΔPmin is not sequentially selected, but the operation amount of a specific drive shaft is fixed to Vmin. It is also possible to implement.
[0084]
FIG. 8 exemplifies a control block diagram for realizing this.
[0085]
In the second correction coefficient calculation means 8c ″ shown in FIG. 8, the operation amount V1 of the boom operation lever 6 is uniquely determined regardless of whether the drive shaft having the minimum differential pressure ΔPmin is a boom or an arm. The correction coefficient lower limit value KL corresponding to the current operation amount Vmin is read from the storage table.
[0086]
Explaining the phenomenon in this case, the boom-up and arm-dump operations are combined as described above, and the boom-side operation, which is the maximum load pressure, is performed with the boom side at high load pressure. Assuming that the lever 6 is returned from the full lever position to the neutral position, as in the case of the control block diagram of FIG. 2, the arm flow control valve 5 on the low load side is increased by increasing the correction coefficient lower limit value KL. As a result, the degree of narrowing of the opening area is reduced, and a large flow rate flows into the arm hydraulic cylinder 3 on the low load side, so that a flow rate distribution equivalent to a load can be obtained.
[0087]
On the other hand, assuming that the boom side is in the low load pressure side, if the boom-side operation lever 6 is returned from the full lever position to the neutral position, the correction coefficient lower limit KL similarly increases. The degree of narrowing of the opening area of the boom flow control valve 4 on the low load pressure side is weakened, and a large amount of flow flows into the boom hydraulic cylinder 2 on the low load side. It can be obtained similarly.
[0088]
Thus, by fixing Vmin as the operation amount V1 of the boom operation lever 6 at all times, the entire hydraulic system becomes a load movement when the boom fine control is operated, and pressure compensation is performed throughout the hydraulic system when the full lever is operated. It can be brought into a fully applied state and can be matched to the operator's sense of operation.
[0089]
As described above, even when the operation amount of a specific drive shaft is fixed to Vmin, it is possible to realize a flow rate distribution that is a load linked to the operation of the specific shaft.
[0090]
When the boom is operated alone, in the first correction coefficient calculation means 8b, the front-rear differential pressure ΔP1 of the boom flow control valve 4 is selected as the minimum differential pressure ΔPmin, and the correction coefficient K1 Therefore, the boom side is not affected by the limitation of the correction coefficient lower limit value KL (≦ 1) obtained by the second correction coefficient calculation means 8c ″. A single operation can be performed.
[0091]
In addition, it is also possible to implement such that the drive shaft to be Vmin is not fixed to one drive shaft but is appropriately changed according to the work content.
[0092]
FIG. 9 illustrates a control block diagram for realizing this.
[0093]
In the Vmin selection processing unit 30 of the second correction coefficient calculation means 8c ″ ″ shown in FIG. 9, according to the combination of levers operated simultaneously among the plurality of operation levers 6, 7, 40, 41, The operation amount of the specific operation lever is selected as Vmin.
[0094]
In FIG. 9, 40 is an operation lever for driving the bucket, and an operation amount V3 is output. 41 is an operation lever for driving the upper swing body of the excavator, It is assumed that the operation amount V4 is output.
[0095]
For example, in the Vmin selection processing unit 30 of the second correction coefficient calculation means 8c ″ ″, when the boom and the turning operation lever are operated simultaneously, the operation amount V1 of the boom operation lever 6 is selected as Vmin, When the boom and arm operating levers are operated simultaneously, the sum V1 + V2 of the operating amounts of these operating levers 6 and 7 is selected as Vmin, and the arm and bucket operating levers are operated simultaneously. The operation amount V3 of the bucket operating lever 40 is selected as Vmin, and Vmin is set to 0 for combinations of other operating levers.
In the second correction coefficient calculation means 8c to 8c "'of the embodiment described above, the correction coefficient lower limit value KL corresponding to the magnitude of Vmin is obtained, and this correction coefficient lower limit value KL and the first correction coefficient calculation means 8b. Although the magnitude comparison with the correction coefficients K1 and K2 output from is performed, the same processing as shown in FIG. 10 may be performed.
[0096]
That is, in the second correction coefficient calculation means 8c ″ ″ shown in FIG. 10, the correspondence relationship between the operation amount Vmin and the correction gain G (G ≧ 1) is stored in the storage table in advance. Therefore, as in the control block diagram of FIG. 2, the correction gain G corresponding to the operation amount Vmin (V1) of the drive shaft that is currently at the minimum differential pressure ΔPmin is read from this storage table. The read correction gain G is multiplied by the correction coefficients K1 and K2, the values G · K1, G · K2 and 1.0 are respectively compared in magnitude, and the smaller value becomes a new correction. The coefficients are output as coefficients K1 'and K2', respectively.
[0097]
In other words, this is a technique in which the lower limit of the correction coefficient is not set as shown in FIG.
[0098]
According to the embodiment shown in FIG. 10, the correction coefficients K1, K2 are corrected to be closer to 1.0 within the range of 1.0 or less in accordance with the magnitude of the minimum differential pressure side operation amount Vmin. Therefore, similarly to the control of FIG. 2, the degree of restriction of the opening area of the flow control valve on the low load pressure side (the degree of pressure compensation) can be reduced, and the flow distribution as a load is realized. Become.
[0099]
FIG. 11 is a modification of FIG.
[0100]
That is, in FIG. 11, the minimum differential pressure ΔPmin is multiplied in advance by the correction gain G (G ≧ 1) (the minimum differential pressure ΔPmin is overestimated from the actual value), and the correction coefficients K1 and K2 are set in advance. It is trying to calculate large. Then, after that, the upper limit of the correction coefficient of the drive shaft on the minimum differential pressure side that becomes 1 or more is limited to 1 or less, and the same effect as in FIG. 10 can be obtained.
[0101]
In the embodiment described above, the correspondence between Vmin and the correction coefficient lower limit value KL or the correction gain G, that is, the characteristic is common to the correction coefficients K1 and K2, but correction is performed for each correction coefficient K1 and K2. It is also possible to vary the characteristics of the coefficient lower limit value KL or the correction gain G.
[0102]
FIG. 12 is a control block diagram for realizing this, and the second correction coefficient calculation means 8c ″ ″ ″ in FIG. 12 includes a minimum differential pressure side operation amount Vmin and a correction coefficient lower limit on the boom side and the arm side. The correspondence relationship with the value KL, that is, the characteristics are set to be different, and in this case, the point at which the correction coefficient lower limit value KL starts to increase more in the arm side characteristics than in the boom side characteristics. It is set to be positioned on the small side of the amount Vmin.
[0103]
For this reason, when the maximum load pressure side is a boom, according to the characteristics of Vmin and KL1, the control of the load, that is, the control that weakens the pressure compensation is performed only by returning the operation lever slightly to the neutral side. However, when the maximum load pressure side is an arm, according to the characteristics of Vmin and KL2, unless the operating lever is returned to the neutral side, the load-like control, that is, the control with weak pressure compensation is not performed. become.
[0104]
The operation amount correction means 8d of the embodiment described above calculates the opening area A corresponding to the lever operation amount V and multiplies it by the correction coefficient K ′ so as to generate a drive command S for obtaining the correction opening area. However, as shown in FIGS. 13A and 13B, the operation amount correcting means 8d may be configured more simply.
[0105]
In FIG. 13A, the correction coefficients K1 'and K2' output from the second correction coefficient calculation means 8c are directly multiplied by the operation amounts V1 and V2 by the multipliers 22 and 23, thereby driving command S1, It is configured to generate S2.
[0106]
FIG. 13B shows the smallest comparison of the magnitudes of the manipulated variables V1 and V2 with those obtained by multiplying the manipulated variables maximum value Vmax by the corrected coefficients K1 ′ and K2 ′ output from the second correction factor computing means 8c. This is performed by the value selectors 22 'and 23', and the small ones are output as the drive commands S1 and S2.
[0107]
In the configuration shown in FIGS. 13A and 13B, the correspondence between the drive commands S1 and S2 and the opening areas A1 and A2 or the correspondence between the operation amounts V1 and V2 and the opening areas A1 and A2 (substantially quadratic curve). ) Is not strictly considered, so it is not possible to realize completely accurate pressure compensation, but compared to the case where the corresponding relationship is strictly considered, control equivalent to the same load is realized. be able to.
[0108]
FIG. 14 is an overall configuration diagram for realizing the configuration shown in FIGS. 13 (a) and 13 (b).
[0109]
As shown in FIG. 14, hydraulic pilot operation levers (so-called PPC levers) 6 'and 7' are provided instead of the electric operation levers 6 and 7 of FIG.
[0110]
Pilot pressures V1 and V2 indicating the operation amounts of the operation levers 6 'and 7' are detected by the pressure sensors 20 and 21, respectively, and the correction coefficients are based on the detected operation amounts V1 and V2 as described above. Arithmetic processing is executed. On the other hand, a signal indicating the operation amount of the operation levers 6 'and 7' is output to the multiplication units 22 and 23 or the minimum value selection units 22 'and 23' of the operation amount correction means 8d shown in FIG. 13 (a) or (b). Is done. These are constituted by electromagnetic pressure reducing valves. Further, correction coefficients K1 'and K2' are input to the electromagnetic pressure reducing valves 22, 23 or 22 'and 23'.
[0111]
Therefore, when the correction coefficients K1 'and K2' input to the electromagnetic pressure reducing valves 22, 23 or 22 'and 23' are 1, the pilot pressure V1 output from the hydraulic pilot type operating levers 6 'and 7'. , V2 is output without being reduced in pressure. On the other hand, when the correction coefficients K1 ′ and K2 ′ are smaller than 1, the pilot pressure output from the operation levers 6 ′ and 7 ′ is reduced and output. The reduced pilot pressures V1 and V2 are applied to the flow control valves 4 and 5, respectively.
[0112]
Further, as shown in FIG. 14, instead of adopting a configuration in which the pilot pressures V1 and V2 output from the operation levers 6 ′ and 7 ′ are reduced in the middle of the pipelines to the flow control valves 4 and 5, FIG. As shown, the same effect can be obtained by adjusting the force applied to the flow control valves 4 and 5 while directly applying the output signals V1 and V2 of the operation levers 6 'and 7' to the flow control valves 4 and 5, respectively. You may make it obtain.
[0113]
In FIG. 15, pilot pressures V1 and V2 indicating the operation amounts of the operation levers 6 'and 7' are applied to the flow control valves 4 and 5 as they are, respectively.
[0114]
In the flow control valves 4 and 5, a force proportional to the pilot pressure output from the electromagnetic valves 12 and 13 is applied to the stroke regulating portions 24 and 25 on the side opposite to the side on which the pilot pressure from the operation levers 6 ′ and 7 ′ acts. Is granted by. The stroke regulating sections 24 and 25 apply a force corresponding to the pilot pressure output from the electromagnetic proportional valves 12 and 13 to the springs that bias the flow control valves 4 and 5.
[0115]
That is, when the drive commands S1 and S2 generated by the control unit 8 are input to the solenoid valves 12 and 13, pilot pressure pressure oil proportional to the drive commands S1 and S2 is supplied to the stroke regulating units 24 and 25. Added to each. Therefore, the stroke restricting parts 24, 25 exceed the spool position according to the drive commands S1, S2, and reach the spool position according to the operation amounts V1, V2 of the operation levers 6 ', 7'. This prevents the spool from being stroked.
[0116]
When the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 'and 7' are equal to or less than the drive commands S1 and S2, respectively, the stroke restriction by the stroke restriction portions 24 and 25 is not limited, but the operation levers 6 'and 7' When the manipulated variables V1 and V2 are larger than the drive commands S1 and S2, respectively, the stroke is restricted by the stroke restricting portions 24 and 25. Even the configuration shown in FIG. The same effect as that of the configuration can be obtained.
[0117]
In the embodiment described above, the pressure compensation control is realized by correcting the opening areas A1 and A2 of the flow rate control valves 4 and 5. However, as shown in FIG. When pressure compensation valves 26 and 27 for adjusting the flow distribution are respectively provided, the pressure compensation valves 26 and 27 may be used to perform similar pressure compensation control.
[0118]
That is, in FIG. 16, the operation levers 6 ′ and 7 ′ are hydraulic PPC levers as in FIGS.
[0119]
The flow rate control valves 4 and 5 are respectively provided with pressure compensation valves 26 and 27 for controlling the differential pressures ΔP1 and ΔP2 of the flow rate control valves 4 and 5, respectively.
[0120]
In the pressure compensation valves 26 and 27, the pressure oil flowing out from the flow control valves 4 and 5 is guided to one side of the valve via the pipelines 14 and 15, respectively, and on the other side of the valve. The pressure oil on the side that passes through the pressure compensation valves 26 and 27 and flows into the flow control valves 4 and 5 is introduced. Further, the pressure compensation valves 26 and 27 are given a force corresponding to the pilot pressure output from the electromagnetic proportional valves 12 and 13 and an urging force by a spring so as to give a predetermined differential pressure to both the pressure oils. Has been.
[0121]
Now, when the operating levers 6 'and 7' are operated to the full lever position, and the pilot pressure corresponding to the full lever operation is applied to the flow control valves 4 and 5, respectively, the differential pressure ΔP1 between the flow control valves 4 and 5 , ΔP2 is set to a predetermined differential pressure, for example, 20 kg / cm 2.
[0122]
Here, when the operation levers 6 'and 7' are gradually returned to reduce the pilot pressure applied to the flow control valves 4 and 5, the pressure compensating valves 26 and 27 are driven to the left (open side), respectively. Will be. As a result, the pressure of the pressure oil on the inflow side of the flow control valves 4 and 5 increases, and this pressure becomes close to the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1. That is, since the differential pressures ΔP1 and ΔP2 of the flow control valves 4 and 5 are large, even if the opening areas A1 and A2 of the flow control valves 4 and 5 are the same, a larger flow rate flows to the drive shaft. Thus, similarly to the embodiment in which the opening areas A1 and A2 are corrected, the flow rate distribution equivalent to the load is realized.
[0123]
FIG. 17 is a control block diagram showing the configuration of the control unit 8 shown in FIG.
[0124]
As shown in FIG. 17, in the differential pressure detection means 8a ″, the flow control valve and the pressure compensation valve are collectively regarded as one operation valve 4 ′, 5 ′. That is, the operation valves 4 ′, 5 ′. The pressure of the pressure oil flowing in, that is, the pre-pressure (pump discharge pressure) Pp of the pressure compensation valves 26 and 27 is detected by the pressure sensor 9, and the pressure oil pressure flowing out of the operation valves 4 'and 5' That is, the rear pressures (hydraulic cylinder load pressures) P1 and P2 of the flow control valves 4 and 5 are detected by the pressure sensors 10c and 10c, respectively, and their differential pressures ΔP1 and ΔP2 (front and rear differential pressures) are calculated.
[0125]
In the first correction coefficient calculation means 8b, the correction coefficients K1, K2 are calculated based on the calculated front-rear differential pressures ΔP1, ΔP2. However, since the differential pressure itself of the flow rate control valves 4 and 5 is controlled to be close to a predetermined differential pressure on each drive shaft by the action of the pressure compensation valves 26 and 27, the values of the correction coefficients K1 and K2 Is closer to zero, the degree of pressure compensation being applied by the pressure compensation valves 26 and 27 is higher.
[0126]
The operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 'and 7' detected by the pilot pressure sensors 20 and 21, respectively, are input to the second correction coefficient calculation means 8c7 '. Among these, the operation amount on the minimum differential pressure side is input. Vmin is selected, and the correction coefficient lower limit value KL corresponding to the minimum differential pressure side operation amount Vmin is read from the storage table.
[0127]
Here, the characteristic indicating the correspondence between the minimum differential pressure side manipulated variable Vmin and the correction coefficient lower limit value KL is a characteristic in which the value of the correction coefficient KL gradually approaches 1 from zero as the minimum differential pressure side manipulated variable Vmin decreases. Is set.
[0128]
Therefore, differences K1-KL and K2-KL between the correction coefficients K1, K2 calculated by the first correction coefficient calculation means 8b and the correction coefficient lower limit value KL read from the storage table are respectively obtained. Are output as new correction coefficients K1 'and K2'(-1≤K'≤1).
[0129]
The operation amount correcting means 8d 'stores in advance a characteristic indicating a correspondence relationship between the correction coefficient K' (K1 ', K2') and the drive command S '(S1', S2 ') for the electromagnetic proportional valves 12, 13 in a storage table. Is remembered as This characteristic is set so that the values of the drive commands S1 ′ and S2 ′ become smaller as the correction coefficients K1 ′ and K2 ′ become negative values.
[0130]
Therefore, when the correction coefficient K1′K2 ′ output from the second correction coefficient calculation means 8c7 ′ is input, the drive commands S1 ′ and S2 ′ corresponding to the correction coefficients K1 ′ and K2 ′ are stored from this storage table. It is read out and outputted to the electromagnetic proportional valves 12 and 13 for controlling the differential pressure between the pressure compensating valves 26 and 27, respectively.
[0131]
Here, assuming that the boom is a drive shaft having the minimum differential pressure ΔPmin, the first correction coefficient calculation means 8b obtains 1 as the boom-side correction coefficient K1. Therefore, K1 ′ obtained as a difference from the correction coefficient lower limit value KL by the second correction coefficient calculation means 8c7 ′ always shows a positive value regardless of the magnitude of the minimum differential pressure side operation amount Vmin. Therefore, the maximum drive command S1 ′ is applied from the operation amount correction means 8d ′ to the pressure compensation valve 26 via the electromagnetic proportional valve 12, and the pressure compensation valve 26 changes the front-rear differential pressure ΔP1 of the flow control valve 4 to a predetermined difference. It acts to maintain the pressure (20 kg / cm 2).
On the other hand, since the correction coefficient K2 is smaller than 1 on an axis other than the drive shaft, for example, an arm, which has the minimum differential pressure ΔPmin, the smaller the correction coefficient K2 is, the smaller the operation amount of the minimum differential pressure side operation amount Vmin. Is smaller, the negative absolute value of the correction coefficient K2 'is larger. Therefore, the drive command S2 ′ output from the operation amount correcting unit 8d ′ takes a value smaller than the maximum value. When the drive command S2 ′ is reduced, the pressure for pushing the pressure compensation valve 27 to the right (closed side) is weakened, so that the pressure compensation function is weakened, thereby realizing flow distribution as a load. .
[0132]
As described above, when the operating lever on the high load pressure side is returned from the full lever position to the neutral position, the minimum differential pressure operating amount Vmin decreases, so that the smaller the correction coefficient K2, that is, the low load side drive shaft ( The degree of pressure compensation decreases as the pressure compensation by the pressure compensation valve increases. Therefore, for example, when performing a rough and speed-requiring operation such as returning from the earth to the excavation start point, the operator adjusts the operation of the operating lever of the drive shaft at the maximum load pressure. (According to the return from the full lever position to the neutral position), only the drive shaft that is at a lower load pressure can be accelerated, and it can be matched to the operation feeling desired by the operator and work efficiency can be improved. Can do.
[0133]
・ Control to increase the degree of pressure compensation
In the embodiment described above, the case where the control for decreasing the degree of pressure compensation is performed has been described. Conversely, the case where the control for increasing the degree of pressure compensation is performed will be described below.
[0134]
As a method of performing such so-called overcompensation of pressure, a method of correcting the differential pressure input to the first correction coefficient calculation means 8b to be larger than the actually detected differential pressure, and a first correction There are two types of methods for obtaining a smaller correction coefficient calculated and output by the coefficient calculation means 8b.
[0135]
Therefore, first, an embodiment for realizing a method of correcting the differential pressure input to the former first correction coefficient calculation means 8b to be larger than the actually detected differential pressure will be described with reference to FIG. explain.
[0136]
FIG. 18 is a control block diagram showing control contents executed by the control unit 8 on the premise of the entire configuration of FIG.
[0137]
As shown in FIG. 18, in the overcompensation correcting means 8e, pressure oil pressures P1, P2 flowing into the hydraulic cylinders 2, 3 are taken in via the differential pressure detecting means 8a "", and these pressures P1, The larger one of P2 is selected as the maximum pressure Pmax.
[0138]
Here, the correspondence relationship between the maximum pressure Pmax and the pressure correction gain Gp is stored in the storage table. The characteristic indicating this correspondence is set such that the value of the pressure correction gain Gp gradually changes from 1 to 0 as the maximum pressure Pmax increases. Note that the value of the pressure correction gain Gp may be set to a constant value regardless of the magnitude of the maximum pressure Pmax.
[0139]
Therefore, the pressure correction gain Gp corresponding to the current maximum pressure Pmax is read from the storage table, and the read pressure correction gain Gp is input to one of the three input terminals of the changeover switch 31. Added. The other two input terminals of the changeover switch 31 are always supplied with a signal of 1, and the gains G1 for correcting the detected pressure P1 and the detected pressure P2 are corrected from the two output terminals. The gain G2 is output.
[0140]
The changeover switch 31 is changed over in conjunction with the operation of selecting the maximum pressure Pmax from the detected pressures P1 and P2. When the detected pressure P1 is selected as the maximum pressure Pmax, the changeover switch 31 is switched so that a gain G1 indicating 1.0 is output and a gain G2 indicating the pressure correction gain Gp is output ( When the detected pressure P2 is selected as the maximum pressure Pmax, the changeover switch 31 outputs the gain G1 indicating the pressure correction gain Gp and the gain G2 indicating 1.0. (Switched down).
[0141]
Assuming that the maximum pressure Pmax is the detected pressure P2 on the arm side, a gain G1 = Gp (Gp <1) and a gain G2 = 1 are switched and output from the changeover switch 31, and these gains G1 and G2 are actually The detected pressures P1 and P2 are respectively multiplied to correct the detected pressure P1 to P1 ′ and the detected pressure P2 to P2 ′. For this reason, the correction pressure P1 ′ is smaller than the actual detection pressure P1, and the correction pressure P2 ′ takes the same value as the actual detection pressure P2.
[0142]
The corrected pressures P1 ′ and P2 ′ are returned to the differential pressure detecting means 8a ″ ″, and differential pressures ΔP1 and ΔP2 are obtained using the corrected pressures P1 ′ and P2 ′ and the detected value Pp of the pump discharge pressure, respectively. These are output to the first correction coefficient calculation means 8b. Less than,
In the first correction coefficient calculation means 8b, correction coefficients K1 and K2 are calculated, and these correction coefficients K1 and K2 are output to the operation amount correction means 8d, and drive commands S1 and S2 are generated from the operation amount correction means 8d. Is output.
[0143]
In this way, the correction pressure P1 ′ on the boom side, which is the light load pressure side, is smaller than the actual detected pressure P1, that is, it is assumed that the load is lighter, and the differential pressure ΔP1 is obtained. Therefore, the differential pressure ΔP1 takes a larger value, and the correction coefficient K1 takes a smaller value. Therefore, the drive command S1 output to the boom-side flow control valve 4 takes a smaller value, so that the opening area A1 of the flow control valve 4 is further reduced, and the flow rate flowing through the light-load side drive shaft is Will be more limited. On the other hand, the correction pressure P2 'on the arm side, which is the high load side, is the same as the actual detection pressure P2, and the correction coefficient K1 remains 1.0, so that a large flow rate flows through the high load side drive shaft. become.
[0144]
Thus, according to the present embodiment, with respect to the light load side drive shaft, the differential pressure with respect to the pump discharge pressure Pp is corrected so as to be larger than the actual differential pressure. The flow control valve can be further restricted in the opening area and the flow rate can be more restricted, and the amount of flow on the high load side can be increased accordingly, thereby providing an overcompensation effect.
[0145]
For example, the control of the present embodiment can be applied when performing a loading operation onto a dump truck by operating boom raising and turning simultaneously. When the turning angle from the excavation position to the earthing position is 90 degrees, overcompensation on the turning side improves the fine operability by the operation lever on the turning body side and also makes it possible to raise the boom very quickly. The operation feeling desired by the operator can be matched, and the work efficiency can be improved. In addition, when the swing angle from the excavation position to the earthing position is 180 degrees, if the boom side is overcompensated, the fine operability by the boom operation lever is improved and the revolving body can be moved very quickly. Therefore, it is possible to match the operation feeling desired by the operator, and the work efficiency can be improved.
[0146]
In the above-described embodiment, the maximum pressure Pmax is obtained by selecting from the pressures P1 and P2. However, the maximum pressure Pmax is usually very close to the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1. As shown, the pump discharge pressure Pp may be used instead of the maximum pressure Pmax when the correction gain Gp is obtained from the storage table.
[0147]
In the above embodiment, the drive shaft to be overcompensated is selected according to the type of the drive shaft showing the maximum pressure Pmax. However, the drive shaft to be overcompensated according to the purpose of the work is selected. It is also possible to instruct and set.
[0148]
FIG. 19 is a control block diagram for realizing this.
[0149]
As shown in FIG. 19, the pump discharge pressure Pp and the detected load pressures P1 and P2 are input to the overcompensation correction means 8e 'via the differential pressure detection means 8a "", and the current pump discharge pressure is detected. The correction gain Gp corresponding to Pp is read from the storage table and input to the mode selection switch 32.
[0150]
The mode selection switch 32 is a switch for selecting a work mode indicating a work type, and a drive shaft to be overcompensated is switched according to the selected work mode. For example, when the first work mode is selected as the work mode, the mode selection switch 32 is switched to the upper side, and the correction gain G1 = 1 and the correction gain G2 = Gp are output. When another second work mode is selected, the mode selection switch 32 is switched to the lower side, and the correction gain G1 = Gp and the correction gain G2 = 1 are output.
[0151]
Therefore, when the first work mode is selected, the correction gain G1 = 1 and the correction gain G2 = Gp (<1) output from the mode selection switch 32 are multiplied by the detected load pressures P1 and P2, respectively, and corrected. The pressures P1 ′ and P2 ′ are returned to the differential pressure detecting means 8a ″ ″ ″. Thereafter, the same arithmetic processing as in the control block diagram shown in FIG. 18 is executed.
[0152]
As a result, the differential pressure ΔP2 is determined to be larger than the actual differential pressure, the opening area A2 of the flow rate control valve 5 is further restricted, and the flow rate flowing to the arm side is more limited. On the other hand, the correction pressure P1 ′ on the boom side is the same as the actual detection pressure P1, and the differential pressure ΔP1 is the same as the actual differential pressure. Will flow a lot.
[0153]
As described above, in this embodiment, if the first work mode is selected, it is assumed that the arm side pressure P2 is lighter than the boom side pressure, and the arm side overcompensation is performed. Control will be done. On the other hand, if the second work mode is selected, the boom-side overcompensation control is performed on the assumption that the boom-side pressure P1 is lighter than the arm-side pressure. .
[0154]
In this case, when the value of Pp indicates a small value (for example, 100 kg / cm 2), the value of Pp is high (for example, 200 kg / cm 2) so that 1.0 is obtained as the value of the correction gain Gp. When the characteristic is set such that the value of the correction gain Gp is about 0.5, and the case where the revolving body side is overcompensated is assumed, the following effects can be obtained.
[0155]
Here, it is assumed that overcompensation control is not performed.
[0156]
Then, in loading work on a dump truck, if the bucket is empty and the boom is fully lifted and swiveled at the same time, the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 is about 100 kg / cm2, and the boom can be raised in a short time. Can be quickly raised to the required lift position. However, if the same operation is performed with a large amount of load such as earth and sand loaded in the bucket, the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 will rise to about 200 kg / cm 2 this time, and the pump discharge pressure Pp By limiting the flow rate by the dischargeable flow rate Qp determined by the dischargeable flow rate Qp characteristics (equal horsepower curve), the flow rate flowing into each hydraulic actuator decreases, and it takes time to raise the boom. Since the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 is high, it is accelerated first, so it is not relatively slow.
[0157]
In this way, when a large amount of load such as earth and sand is loaded in the bucket, the boom will not rise faster than in the case of an empty load, and the movement trajectory of the bucket is different from the original trajectory. Will fall down.
[0158]
Therefore, when the overcompensation control of the present embodiment is applied during such work, when the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 is high, that is, when a large amount of load is loaded in the bucket, the higher the discharge pressure Pp, the more the revolving body side becomes. The opening area of the flow rate control valve is further reduced, and the flow rate toward the revolving structure is further suppressed. Then, it is possible to supply a larger amount of pressure oil to the boom side as much as the flow rate is reduced. For this reason, even if it is a case where a large amount of loads are loaded in the bucket, the boom can be raised more quickly. That is, the bucket movement trajectory does not fall downward.
[0159]
As described above, according to the present embodiment, as the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 increases, the opening area of the flow control valve on the revolving structure side is further reduced, and control is performed so as to be more overcompensated. Regardless of whether the load of the bucket is large or small, the movement trajectory of the bucket can always be maintained upward, and as an operator, without worrying about the contact between the bucket and the ground, the loading height on the dump truck, Full lever operation can be performed. As a result, work efficiency can be dramatically improved.
[0160]
In the embodiment described above, as a method for overcompensating the pressure, a method of correcting the differential pressure input to the first correction coefficient calculation means 8b to be larger than the actually detected differential pressure. Next, another method for obtaining a smaller correction coefficient calculated and output by the first correction coefficient calculation means 8b will be described.
[0161]
FIG. 20 is a control block diagram for carrying out this method.
[0162]
As shown in FIG. 20, the overcompensation correction means 8e ″ receives the correction coefficients K1 and K2 output from the first correction coefficient calculation means 8b. Therefore, the input correction coefficients K1 and K2 are input. Are respectively output to the manipulated variable correcting means 8d as new correction coefficients K1 'and K2', and drive commands S1 and S2 are generated and output from the manipulated variable corrector 8d, respectively. Is done.
[0163]
In this way, in the overcompensation correction means 8e ″, the correction coefficients K1 and K2 are raised to the nth power so that the correction coefficients K1 and K2 show smaller values, that is, the smaller the drive shaft is at a light load pressure. It is corrected so that
[0164]
For example, assuming that the nth power is the third power and the boom side is the high load side, the correction coefficient K1 on the boom side is 1. Even if this is raised to the third power, the new correction coefficient K1 'remains at 1. . On the other hand, if the correction coefficient K2 on the arm side, which is the light load side, is 0.8, the result of raising this to the third power is 0.512. The new correction coefficient K2 ′ is 0.512, which is a smaller value than the original 0.8. Therefore, the opening area A2 of the flow control valve 5 on the arm side is further reduced, and overcompensation. It can be seen that is effectively realized.
[0165]
If n = 2, K1 = √ (ΔPmin / ΔP1) and K2 = √ (ΔPmin / ΔP2) calculated and output by the first correction coefficient calculation means 8b are output by the overcompensation correction means 8e ″. Squared again, K1 ′ = ΔPmin / ΔP1 and K2 ′ = ΔPmin / ΔP2 are obtained, so that the first correction coefficient calculation means 8b starts with K1 ′ = ΔPmin / ΔP1, K2 ′ = ΔPmin. / ΔP2 may be calculated and output to the manipulated variable correction means 8d as it is.
[0166]
Further, the overcompensation correcting means 8e ″ ″ may be configured as shown in FIG.
[0167]
That is, in the overcompensation correcting means 8e ″ ″ shown in FIG. 21, the correspondence relationship between the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 and the limit KL that limits the upper limit of the correction coefficients K1 and K2 is stored in advance in the storage table. Therefore, the correction coefficient upper limit value KL corresponding to the discharge pressure Pp of the current hydraulic pump 1 is read from this storage table, and the mode selection switch 32 is a drive whose upper limit of the correction coefficient should be limited by this correction coefficient upper limit value KL. The axis is selected, and the magnitude of the correction coefficient upper limit value KL read from the storage table is compared with the correction coefficient on the drive axis side selected by the mode selection switch 32, for example, K1, and the smaller one is selected. The value is output as a new correction coefficient K1 ′, so that the correction coefficient K1 ′ is corrected so as to be smaller than the original K1. The mouth area A1 is narrowed down and overcompensation is realized, and the other correction coefficient K2 is compared with 1 in magnitude, so that the correction coefficient K2 ′ remains the value of the original correction coefficient K2. It becomes.
[0168]
Further, as shown in FIG. 22, the overcompensation correcting means 8e "" may be configured.
[0169]
As shown in FIG. 22, the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7 are input to the overcompensation correcting means 8e "". In addition, a storage table is set which indicates a correspondence relationship between the operation amount V selected from the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7 and the correction coefficient upper limit value KL. The selection operation amount V is selected from the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7 in conjunction with the selection operation of the mode selection switch 32.
[0170]
When the first operation mode is selected by the mode selection switch 32 and switched to the upper side, the operation amount V1 of the boom operation lever 6 is selected as the selection operation amount V, and the correction coefficient on the arm side from the mode selection switch 32 is selected. The correction coefficient upper limit value KL for limiting the upper limit value of K2 is output. In this case, as the operation amount V of the boom operation lever 6 increases, the opening area A2 of the flow control valve 5 on the arm side, which is another drive shaft, is further reduced. And the flow volume by the side of a boom will increase more.
[0171]
On the other hand, when the second work mode is selected with the mode selection switch 32 and switched to the lower side, the operation amount V2 of the arm operation lever 7 is selected as the selection operation amount V and the boom selection side from the mode selection switch 32 is selected. The correction coefficient upper limit value KL for limiting the upper limit value of the correction coefficient K1 is output. In this case, as the operation amount V of the arm operation lever 7 increases, the opening area A1 of the flow control valve 4 on the boom side, which is another drive shaft, is further reduced. Then, the flow rate on the arm side is further increased.
[0172]
In the embodiment described above, a construction machine such as a hydraulic excavator has been described. However, the present invention can be applied to any hydraulic drive machine. In addition, it is assumed that the present invention is mainly applied to the control of two work machines such as a boom and an arm, but it is naturally possible to apply to control of three or more work machines.
[0173]
Further, the description has been made assuming that a hydraulic cylinder is mainly used as the hydraulic actuator, but the present invention can be similarly applied to a hydraulic motor used for driving a revolving structure, traveling, and the like.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention.
FIG. 2 is a block diagram showing a configuration of a control unit shown in FIG.
3 (a) and 3 (b) are diagrams showing another implementation configuration of the differential pressure detecting means shown in FIG.
4A and 4B are control block diagrams corresponding to the respective components in FIG.
FIG. 5 is a diagram illustrating an overall configuration different from that in FIG. 1;
6 is a block diagram showing a configuration of a control unit shown in FIG. 5. FIG.
7 is a block diagram showing a configuration of a control unit shown in FIG.
FIG. 8 is a block diagram showing a configuration of second correction coefficient calculation means of the control unit.
FIG. 9 is a block diagram showing a configuration of second correction coefficient calculation means of the control unit.
FIG. 10 is a block diagram showing a configuration of second correction coefficient calculation means of the control unit.
FIG. 11 is a block diagram showing a configuration of second correction coefficient calculation means of the control unit.
FIG. 12 is a block diagram showing a configuration of second correction coefficient calculation means of the control unit.
FIGS. 13A and 13B are block diagrams showing the configuration of the operation amount correction means of the control unit.
FIG. 14 is a diagram illustrating an overall configuration different from FIG. 1;
FIG. 15 is a diagram illustrating an overall configuration different from that of FIG. 1;
FIG. 16 is a diagram illustrating an overall configuration different from FIG. 1;
FIG. 17 is a block diagram illustrating a configuration of a control unit illustrated in FIG. 16;
FIG. 18 is a block diagram illustrating a configuration of an overcompensation correcting unit of the control unit.
FIG. 19 is a block diagram illustrating a configuration of an overcompensation correcting unit of the control unit.
FIG. 20 is a block diagram illustrating a configuration of an overcompensation correcting unit of the control unit.
FIG. 21 is a block diagram illustrating a configuration of an overcompensation correcting unit of the control unit.
FIG. 22 is a block diagram illustrating a configuration of an overcompensation correcting unit of the control unit.
[Explanation of symbols]
1 Variable displacement hydraulic pump
2 Boom hydraulic cylinder
3 Hydraulic cylinder for arm
4 Boom flow control valve
5 Flow control valve for arm
6 Boom control lever
7 Arm control lever
8 Control unit
9 Pressure sensor for hydraulic pump
10a, 10b Boom hydraulic cylinder pressure sensor
11a, 11b Pressure sensor for arm hydraulic cylinder

Claims

油圧ポンプと、この油圧ポンプの吐出圧油が供給されることにより駆動される複数の油圧アクチュエータと、これら複数の油圧アクチュエータ毎に設けられた複数の操作子と、これら複数の操作子毎に設けられ、操作子の操作量に応じて開口面積が変化され、この開口面積に応じた流量の圧油を、対応する油圧アクチュエータに供給する複数の操作弁と、操作弁の流入側の圧油の圧力と流出側の圧油の圧力との前後差圧が大きくなるほど、所定の圧力補償度合いをもって、この操作弁の開口面積を小さくする圧力補償手段とを具えた油圧駆動機械の制御装置において、
前記複数の操作子のうちの特定の操作子の操作量の大きさに応じて前記操作量に対応させた補正係数下限値を出力し、前記出力した補正係数下限値と各操作弁の補正係数との大小比較を行い、その結果、新たに選択した補正係数に基づいて操作弁の開口面積の絞りの度合いを減少させる圧力補償度合い補正手段
を具えた油圧駆動機械の制御装置。A hydraulic pump, a plurality of hydraulic actuators driven by being supplied with the discharge pressure oil of the hydraulic pump, a plurality of operators provided for each of the plurality of hydraulic actuators, and provided for each of the plurality of operators The opening area is changed in accordance with the operation amount of the operation element, and a plurality of operation valves for supplying pressure oil at a flow rate corresponding to the opening area to the corresponding hydraulic actuator, and pressure oil on the inflow side of the operation valve In the control device of the hydraulic drive machine comprising pressure compensation means for reducing the opening area of the operation valve with a predetermined pressure compensation degree as the differential pressure between the pressure and the pressure oil pressure on the outflow side increases,
A correction coefficient lower limit value corresponding to the operation amount is output according to the operation amount of a specific operation element among the plurality of operation elements, and the output correction coefficient lower limit value and the correction coefficient of each operation valve And a pressure compensation degree correction means for reducing the degree of restriction of the opening area of the operation valve based on the newly selected correction coefficient as a result.

前記特定の操作子は、前記操作弁に流入する圧油の圧力と当該操作弁から流出する圧油の圧力との差圧が最も小さくなっている操作弁に対応する操作子である請求項１記載の油圧駆動機械の制御装置。The particular operating element, according to claim 1 the differential pressure between the pressure of the pressure oil flowing out from the pressure and the operating valve of the pressure oil flowing into the operating valve is operator corresponding to the operation valve which is smallest The control apparatus of the hydraulic drive machine as described .

油圧ポンプと、この油圧ポンプの吐出圧油が供給されることにより駆動される複数の油圧アクチュエータと、これら複数の油圧アクチュエータ毎に設けられた複数の操作子と、これら複数の操作子毎に設けられ、操作子の操作量に応じて開口面積が変化され、この開口面積に応じた流量の圧油を、対応する油圧アクチュエータに供給する複数の操作弁と、操作弁の流入側の圧油の圧力と流出側の圧油の圧力との前後差圧が大きくなるほど、所定の圧力補償度合いをもって、この操作弁の開口面積を小さくする圧力補償手段とを具えた油圧駆動機械の制御装置において、
前記複数の操作子のうち選択された操作子の操作量の大きさに応じて前記操作量に対応させた補正係数上限値を出力し、この補正係数上限値と前記複数の操作子のうち選択されてない操作子に対応する操作弁の補正係数との大小比較を行い、小さい方の値に基づいて前記選択されてない操作子に対応する操作弁の開口面積の絞りの度合いを増加させる圧力補償度合い補正手段
を具えた油圧駆動機械の制御装置。A hydraulic pump, a plurality of hydraulic actuators driven by being supplied with the discharge pressure oil of the hydraulic pump, a plurality of operators provided for each of the plurality of hydraulic actuators, and provided for each of the plurality of operators The opening area is changed in accordance with the operation amount of the operation element, and a plurality of operation valves for supplying pressure oil at a flow rate corresponding to the opening area to the corresponding hydraulic actuator, and pressure oil on the inflow side of the operation valve In the control device of the hydraulic drive machine comprising pressure compensation means for reducing the opening area of the operation valve with a predetermined pressure compensation degree as the differential pressure between the pressure and the pressure oil pressure on the outflow side increases,
A correction coefficient upper limit value corresponding to the operation amount is output according to the magnitude of the operation amount of the selected operation element among the plurality of operation elements, and the correction coefficient upper limit value and the selection of the plurality of operation elements are selected. Pressure that increases or decreases the degree of restriction of the opening area of the operating valve corresponding to the non-selected operating element based on the smaller value based on the smaller value compared with the correction coefficient of the operating valve corresponding to the operating element that is not operated A control device for a hydraulically driven machine comprising compensation degree correction means.