JP3788686B2

JP3788686B2 - Hydraulic drive control device

Info

Publication number: JP3788686B2
Application number: JP11481898A
Authority: JP
Inventors: 孝利大木
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1998-04-24
Filing date: 1998-04-24
Publication date: 2006-06-21
Anticipated expiration: 2018-04-24
Also published as: JPH11311201A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ショベル等の建設機械のアクチュエータの駆動を制御する油圧駆動制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ショベルのアクチュエータの駆動を制御する油圧駆動制御装置としては、特開平６−１２３３０３号公報に記載されているように、制御対象となるアクチュエータに接続された方向切換弁のメータアウト絞りの上流側又は下流側に圧力補償弁を設け、アクチュエータの負荷圧の変化に係わらずアクチュエータの作動速度を一定にするとともに、キャビテーションを防止することを可能としたものがある。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来技術においては、次のような問題がある。
すなわち、制御対象となるアクチュエータを油圧ショベルのアーム伸縮用シリンダとした場合、シリンダの伸長時及び縮退時のいずれにおいても、シリンダの動作を加速せしめる方向の負荷、即ちネガティブロードが作用し得る。例えば、掘削作業を行う場合に、アームが車体から遠い位置にある状態でシリンダを伸長させてアームクラウドさせると、アームの自重が慣性負荷となり、シリンダの伸長動作を加速させる。また、砂を均等に振りまく場合に、アームが車体に近い位置にある状態でシリンダを縮退させてアームダンプさせると、アームの自重が慣性負荷となり、シリンダの縮退動作を加速させる。このようなネガティブロードは、油圧ショベルのバケットの積み荷の量やアームの角度などに応じて変化する。
【０００４】
上記特開平６−１２３３０３号に記載の従来技術では、圧力補償弁により負荷圧の変化に係わらずシリンダの作動速度を一定にし、シリンダを常に操作レバーの操作量に応じた速度で動作させることができる。しかし、シリンダの伸長方向の動作に対する圧力補償弁だけしか設けられていないので、シリンダの縮退方向についても負荷圧の変化に係わらず動作速度を一定にするためには圧力補償弁をもう１つ設ける必要があり、この場合には２つの圧力補償弁が設けられることになるため、システムが複雑になってしまう。したがって、従来では、上述したような砂を均等に振りまく作業の場合には、オペレータがバケットの動きを見ながら慎重に操作レバーを操作する必要があり、オペレータの負担が増大し疲労感が増大するばかりでなく、砂を均等に振りまくことが困難であった。
【０００５】
本発明の目的は、アクチュエータの動作方向がいずれであっても、簡単な構造で、負荷圧の変化に係わらずアクチュエータを操作レバーの操作量に応じた速度で動作させることができる油圧駆動制御装置を提供することである。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
（１）上記の目的を達成するため、本発明は、油圧ポンプと、この油圧ポンプからの圧油によって駆動されるアクチュエータと、操作レバーの操作方向と操作量に応じて前記アクチュエータに供給される圧油の方向及び流量を制御する方向制御弁と、この方向制御弁をタンクに接続するタンクラインとを有する油圧駆動制御装置において、前記タンクラインに設けられ、前記アクチュエータからの戻り油の流量を補助的に制御する補助弁と、前記アクチュエータの給排ラインの圧力を検出する圧力検出手段と、前記操作レバーの操作量を検出するレバー操作量検出手段と、前記圧力検出手段により検出された圧力から前記アクチュエータのメータアウト圧力を決定し、このメータアウト圧力と前記レバー操作量検出手段により検出された操作レバーの操作量とに基づいて、前記アクチュエータが前記操作レバーの操作量に応じた速度で駆動するよう前記補助弁を制御する制御手段とを有し、前記制御手段は、前記レバー操作量検出手段により検出された操作レバーの操作量から前記方向制御弁のメータアウト絞りの開口面積を演算する制御弁開口面積演算手段と、前記レバー操作量検出手段により検出された操作レバーの操作量から前記方向制御弁の目標通過流量を演算する通過流量演算手段と、前記アクチュエータのメータアウト圧力、前記制御弁開口面積演算手段により求めた方向制御弁のメータアウト絞りの開口面積及び前記通過流量演算手段により求めた方向制御弁の目標通過流量から、前記アクチュエータを前記操作レバーの操作量に応じた速度で駆動するための前記補助弁の目標開口面積を演算する補助弁開口面積演算手段と、この補助弁開口面積演算手段により求めた補助弁の目標開口面積に応じた制御信号を演算し、補助弁に出力する出力演算手段とを有する構成とする。
【０００９】
このように補助弁、圧力検出手段、レバー操作量検出手段及び制御手段を設け、アクチュエータのメータアウト圧力と操作レバーの操作量とに基づいてアクチュエータが操作レバーの操作量に応じた速度で駆動するよう補助弁を制御することにより、アクチュエータにネガティブロードが作用してアクチュエータの給排ラインの一方の圧力が高くなると、アクチュエータの動作速度が操作レバーの操作量に応じた速度よりも大きくならないように補助弁が絞られるので、アクチュエータの両動作方向に圧力補償弁をそれぞれ設けることなく簡単な構造で、アクチュエータの両動作方向について、負荷圧の変化に係わらずアクチュエータを操作レバーの操作量に応じた速度で動作させることができる。また、制御手段を、上記のような制御弁開口面積演算手段、通過流量演算手段、補助弁開口面積演算手段及び出力演算手段で構成することにより、アクチュエータが操作レバーの操作量に応じた速度で駆動するよう補助弁を制御できる。
【００１０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施形態を図面を用いて説明する。
図１において、本実施形態の油圧駆動制御装置は油圧ショベルに適用されるものであり、原動機１と、この原動機１によって駆動される油圧ポンプ２と、この油圧ポンプ２からの圧油により駆動されるアームシリンダ５ａ、ブームシリンダ５ｂ、バケットシリンダ５ｃと、油圧ポンプ２からシリンダ５ａ〜５ｃに供給される圧油の方向及び流量をそれぞれ制御する方向制御弁４ａ，４ｂ，４ｃと、方向制御弁４ａ〜４ｃをロードチェック弁３０を介して油圧ポンプ２のポンプライン３に接続するフィーダライン３ａ，３ｂ，３ｃと、方向制御弁４ａ〜４ｃをタンク２６から引き出されたタンクライン６に接続するタンクライン６ａ，６ｂ，６ｃと、方向制御弁４ａ〜４ｃをシリンダ５ａ〜５ｃのボトム側及びロッド側にそれぞれ接続する給排ライン１１ａ，１１ｂ，１１ｃ及び１２ａ，１２ｂ，１２ｃと、原動機１により駆動されるパイロットポンプ７と、このパイロットポンプ７にパイロット圧力供給ライン８を介して接続され、操作レバー９０ａ〜９０ｃの操作量に応じて方向制御弁４ａ〜４ｃを切り換えるパイロット圧をそれぞれ生成し、この圧力をパイロットラインａ１又はａ２，ｂ１又はｂ２，ｃ１又はｃ２を介して方向制御弁４ａ〜４ｃのパイロット圧力作用部４_a1又は４_a2，４_b1又は４_b2，４_c1又は４_c2にそれぞれ導くパイロットバルブ９ａ〜９ｃとを備えている。
【００１１】
方向制御弁４ａ〜４ｃは、油圧ポンプ２に接続されたポンプライン３から分岐してタンク２６に接続されるセンタバイパスライン２９の途中に設けられたオープンセンタ型方向制御弁である。
【００１２】
方向制御弁４ａは、可変絞り３０を有しフィーダライン３ａと給排ライン１１ａ，１２ａのいずれか一方とを連通する油路（以下メータイン油路という）１０ａと、可変絞り３３を有しタンクライン６ａと給排ライン１１ａ，１２ａの他方とを連通する油路（以下メータアウト油路という）１３ａとを有している。方向制御弁４ａが切換位置Ｂにあるときは、センタバイパスライン２９を連通し、フィーダライン３ａ及びタンクライン６ａと給排ライン１１ａ，１２ａとを遮断し、方向制御弁４ａが切換位置Ａにあるときは、センタバイパスライン２９を遮断し、メータイン油路１０ａによりフィーダライン３ａと給排ライン１２ａとを連通し、メータアウト油路１３ａにより給排ライン１１ａとタンクライン６ａとを連通し、方向制御弁４ａが切換位置Ｃにあるときは、センタバイパスライン２９を遮断し、メータイン油路１０ａによりフィーダライン３ａと給排ライン１１ａとを連通し、メータアウト油路１３ａにより給排ライン１２ａとタンクライン６ａとを連通する。なお、方向制御弁４ｂ，４ｃについても、方向制御弁４ａと同様な構成となっている。
【００１３】
このような油圧駆動制御装置を搭載した油圧ショベルは、図２に示すように、下部走行体４１と、この下部走行体４１に旋回可能に連結された上部旋回体４２と、上部旋回体４２に設けられ、ブームシリンダ５ｂ、アームシリンダ５ａ、バケットシリンダ５ｃにより上下方向にそれぞれ回動可能なブーム４３、アーム４４、バケット４５からなるフロント装置４６とを有している。
【００１４】
また、以上の油圧駆動制御装置は、本発明の特徴部分として、方向制御弁４ａのタンクライン６ａに設けられ、アームシリンダ５ａからの戻り油を補助的に制御する補助弁２５と、操作レバー９０ａの操作量を検出する角度センサ２１と、給排ライン１１ａ，１２ａに設けられ、アームシリンダ５ａのボトム側及びロッド側の圧力をそれぞれ検出する圧力センサ２２，２３と、角度センサ２１及び圧力センサ２２，２３の検出値を入力し、補助弁２５を動作させる外部信号である制御信号（電気信号）を演算して補助弁２５に出力するコントローラ２４とを備えている。
【００１５】
補助弁２５は、コントローラ２４からの電気信号により駆動する電磁比例弁であり、全開位置と可変絞り３５を有する位置とを有しており、コントローラ２４からの制御信号が入力されないときは全開位置にあって開口面積が最大となり、コントローラ２４からの制御信号が入力されると全開位置から切り換えられ、制御信号が大きくなるほど開口面積が小さくなるように動作する。
【００１６】
図３にコントローラ２４の制御機能を示す。図３において、コントローラ２４は、メータアウト圧判定部５１と演算出力部５２とを有している。メータアウト圧判定部５１は、図４のフローチャートに示すように、圧力センサ２２，２３からのアームシリンダ５ａのボトム側及びロッド側の圧力信号Ｐ₁，Ｐ₂と角度センサ２１からの操作レバー９０ａのレバーストローク信号ｘとを入力し（ステップ１１１）、レバーストローク信号ｘにより操作レバー９０ａがａ１側に操作されたかどうかを判定し（ステップ１１２）、ａ１側に操作されたと判定されたときはアームシリンダ５ａのロッド側の圧力信号Ｐ₂をメータアウト圧Ｐ_moとして出力し（ステップ１１３）、そうでないときはアームシリンダ５ａのボトム側の圧力信号Ｐ₁をメータアウト圧Ｐ_moとして出力する（ステップ１１４）。
【００１７】
演算出力部５２は、角度センサ２１からの操作レバー９０ａのレバーストローク信号ｘとメータアウト圧判定部５１からのメータアウト圧Ｐ_moとを入力し、補助弁２５を動作させる制御信号Ｘ_subを演算し（ステップ１１５）、この制御信号Ｘ_subを補助弁２５に出力する（ステップ１１６）。
【００１８】
図５に演算出力部５２のステップ１１５での演算処理の詳細を示す。図５において、演算出力部５２は、制御弁開口面積演算部７０と、アクチュエータ速度演算部７１と、制御弁通過流量演算部７２と、目標開口面積演算部７３と、補助弁開口面積演算部７４と、制御信号演算部７５とを有している。
【００１９】
制御弁開口面積演算部７０は、角度センサ２１からの操作レバー９０ａのレバーストローク信号ｘを入力し、図６に示すような予め設定されたレバーストローク−制御弁開口面積変換テーブルに従って、方向制御弁４ａのメータアウト油路１３ａの可変絞り３３の開口面積Ａ₁を演算する。
【００２０】
アクチュエータ速度演算部７１は、角度センサ２１からの操作レバー９０ａのレバーストローク信号ｘを入力し、図７に示すような予め設定されたレバーストローク−アクチュエータ速度変換テーブルに従って、アームシリンダ５ａの作動速度の目標値Ｖ_refを演算する。
【００２１】
制御弁通過流量演算部７２は、アクチュエータ速度演算部７１で求めたアームシリンダ５ａの作動速度の目標値Ｖ_refにゲインｋを乗じて方向制御弁４ａのメータアウト油路１３ａの通過流量の目標値Ｑ_refを演算する。
【００２２】
目標開口面積演算部７３は、制御弁通過流量演算部７２で求めたメータアウト油路１３ａの通過流量の目標値Ｑ_refとメータアウト圧判定部５１からのメータアウト圧Ｐ_moとを入力し、図示のような計算式を用いて、図８に示すように直列に接続された方向制御弁４ａのメータアウト油路１３ａの可変絞り３３と補助弁２５の可変絞り３５とを仮想的に１つの可変絞りＺに置き換えたときに、可変絞りＺの通過流量を目標値Ｑ_refに一致させるための可変絞りＺの目標開口面積Ａ_refを演算する。なお、図示の計算式において、Ｃは定数、ρ＝γ／ｇ（γ：流体の単位体積質量、ｇ：重力加速度）である。
【００２３】
補助弁開口面積演算部７４は、制御弁開口面積演算部７０で演算した可変絞り３３の開口面積Ａ₁と目標開口面積演算部７３で演算した可変絞りＺの目標開口面積Ａ_refとを入力し、図示のような計算式を用いて、可変絞りＺの開口面積を目標開口面積Ａ_refにするための補助弁２５の開口面積Ａ₂を演算する。
【００２４】
制御信号演算部７５は、補助弁開口面積演算部７４で求めた補助弁２５の開口面積Ａ₂を入力し、図９に示すような予め設定された補助弁開口面積−制御信号変換テーブルに従って、補助弁２５の制御信号Ｘ_subを演算し、この制御信号Ｘ_subを補助弁２５に出力する。
【００２５】
以上のように構成した本実施形態の動作を説明する。
まず、パイロットバルブ９ａ〜９ｃの操作レバー９０ａ〜９０ｃが中立位置にあり、方向制御弁４ａ〜４ｃがすべて切換位置Ｂにある状態では、油圧ポンプ２から吐出された圧油の全流量がセンタバイパスライン２９を通ってタンク２６に戻る。
【００２６】
この状態からパイロットバルブ９ｂの操作レバー９０ｂをｂ１側に操作すると、その操作量に応じたパイロット圧が方向制御弁４ｂのパイロット圧力作用部４_b1に導かれ、方向制御弁４ｂはそのパイロット圧に応じた切換量だけ切換位置Ｃに切り換わり、油圧ポンプ２からの圧油はポンプライン３、フィーダライン３ｂ、メータイン油路１０ｂ、給排ライン１１ｂを通ってブームシリンダ５ｂのボトム側に流入し、ブームシリンダ５ｂを伸長させ、ブームシリンダ５ｂのロッド側から排出された圧油は給排ライン１２ｂ、メータアウト油路１３ｂ、タンクライン６ｂ，６を通ってタンク２６に流れ落ちる。これによりブーム４３が上昇する。また、パイロットバルブ９ｂの操作レバー９０ｂをｂ２側に操作したとき、パイロットバルブ９ｃの操作レバー９０ｃをｃ１及びｃ２側に操作したときは、上記と同様にして、それぞれブーム４３の下げ動作、バケット４５のクラウド動作及びダンプ動作が行われる。
【００２７】
また、アーム４４が前方に伸びた図１０に示すＰ位置にある状態から、パイロットバルブ９ａの操作レバー９０ａをａ１側に操作すると、その操作量に応じたパイロット圧が方向制御弁４ａのパイロット圧力作用部４_a1に導かれ、方向制御弁４ａはそのパイロット圧に応じた切換量だけ切換位置Ｃに切り換わり、油圧ポンプ２からの圧油はポンプライン３、フィーダライン３ａ、メータイン油路１０ａ、給排ライン１１ａを通ってアームシリンダ５ａのボトム側に流入し、アームシリンダ５ａを伸長させ、アームシリンダ５ａのロッド側から排出された圧油は給排ライン１２ａ、メータアウト油路１３ａ、タンクライン６ａ、補助弁２５、タンクライン６を通ってタンク２６に流れ落ちる。これによりアーム４４がＱ位置に向かって矢印Ｕ方向にクラウド動作する。
【００２８】
ここで、アーム４４がＰ位置からＱ位置に向かって移動するとき、アーム４４の自重等によりアームシリンダ５ａには伸長動作を加速せしめる慣性負荷、即ちネガティブロードが作用し、アームシリンダ５ａのロッド側の圧力Ｐ₂が高くなり、方向制御弁４ａのメータアウト油路１３ａの通過流量が多くなる。このとき、コントローラ２４では、操作レバー９０ａのレバーストローク信号ｘ及びアームシリンダ５ａのメータアウト圧Ｐ_mo（ロッド側の圧力信号Ｐ₂）に基づいて、アームシリンダ５ａの伸長速度が操作レバー９０ａの操作量に応じた速度よりも大きくならないように補助弁２５を絞るための制御信号を演算し、この制御信号を補助弁２５に出力する。したがって、アームシリンダ５ａにネガティブロードが作用しても、アームシリンダ５ａは操作レバー９０ａの操作量に応じた速度で伸長する。
【００２９】
一方、アーム４４が後方にかかえ込まれた図１０に示すＲ位置にある状態から、パイロットバルブ９ａの操作レバー９０ａをａ２側に操作すると、その操作量に応じたパイロット圧が方向制御弁４ａのパイロット圧力作用部４_a2に導かれ、方向制御弁４ａはそのパイロット圧に応じた切換量だけ切換位置Ａに切り換わり、油圧ポンプ２からの圧油はポンプライン３、フィーダライン３ａ、メータイン油路１０ａ、給排ライン１２ａを通ってアームシリンダ５ａのロッド側に流入し、アームシリンダ５ａを収縮させ、アームシリンダ５ａのボトム側から排出された圧油は給排ライン１１ａ、メータアウト油路１３ａ、タンクライン６ａ、補助弁２５、タンクライン６を通ってタンク２６に流れ落ちる。これによりアーム４４がＱ位置に向かって矢印Ｖ方向にダンプ動作する。
【００３０】
ここで、アーム４４がＲ位置からＱ位置に向かって移動するときも、上記と同様アーム４４の自重等によりアームシリンダ５ａには収縮動作を加速せしめるネガティブロードが作用し、アームシリンダ５ａのボトム側の圧力Ｐ₁が高くなり、メータアウト油路１３ａの通過流量が多くなる。このとき、コントローラ２４では、操作レバー９０ａのレバーストローク信号ｘ及びアームシリンダ５ａのメータアウト圧Ｐ_mo（ボトム側の圧力信号Ｐ₁）に基づいて、アームシリンダ５ａの収縮速度が操作レバー９０ａの操作量に応じた速度よりも大きくならないように補助弁２５を絞るための制御信号を演算し、この制御信号を補助弁２５に出力する。したがって、この場合にも、上記と同様にアームシリンダ５ａにネガティブロードが作用しても、アームシリンダ５ａは操作レバー９０ａの操作量に応じた速度で収縮する。
【００３１】
以上のように本実施形態にあっては、アームシリンダ５ａの伸長時だけでなく収縮時においても、負荷圧の変化にかかわらず、アームシリンダ５ａを操作レバー９０ａの操作量に応じた速度で動作させることができる。したがって、砂を均等に振りまく作業を行う場合、アームシリンダ５ａを縮退させてアームダンプさせるときに、オペレータがバケット４５の動作を見ながら慎重に操作レバー９０ａを操作する必要がなくなり、オペレータの負担が軽減するとともに、砂を確実に均等に振りまくことができる。また、圧力補償弁をアームシリンダ５ａの伸び側及び縮み側の両方に設ける必要がないため、構造が簡単である。
【００３２】
【発明の効果】
本発明によれば、アクチュエータの動作方向がいずれであっても、簡単な構造で、負荷の大小に影響されずにアクチュエータを操作レバーの操作量に応じた速度で動作させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態による油圧駆動制御装置の回路図である。
【図２】図１に示す油圧駆動制御装置を備えた油圧ショベルの外観図である。
【図３】図１に示すコントローラの制御機能を示す機能ブロック線図である。
【図４】図１に示すコントローラの制御処理を示すフローチャートである。
【図５】図３に示す演算出力部の演算処理の詳細図である。
【図６】図５に示す制御弁開口面積演算部での演算に用いるレバーストローク−制御弁開口面積変換テーブルを示す図である。
【図７】図５に示すアクチュエータ速度演算部での演算に用いるレバーストローク−アクチュエータ速度変換テーブルを示す図である。
【図８】図５に示す目標開口面積演算部での演算に用いる仮想可変絞りを示す図である。
【図９】図５に示す制御信号演算部での演算に用いる補助弁開口面積−制御信号変換テーブルを示す図である。
【図１０】図１に示す油圧駆動制御装置の動作説明図である。
【符号の説明】
１原動機
２油圧ポンプ
３ポンプライン
４ａ〜４ｃ方向制御弁
５ａアームシリンダ
５ｂブームシリンダ
５ｃバケットシリンダ
６，６ａタンクライン
７パイロットポンプ
９ａ〜９ｃパイロットバルブ
１０ａメータイン油路
１１ａ，１２ａ給排ライン
１３ａメータアウト油路
２１角度センサ（レバー操作量検出手段）
２２，２３圧力センサ（圧力検出手段）
２４コントローラ（制御手段）
２５補助弁
５１メータアウト圧判定部
５２演算出力部
７０制御弁開口面積演算部（制御弁開口面積演算手段）
７１アクチュエータ速度演算部（通過流量演算手段）
７２制御弁通過流量演算部（通過流量演算手段）
７３目標開口面積演算部（補助弁開口面積演算手段）
７４補助弁開口面積演算部（補助弁開口面積演算手段）
７５制御信号演算部（出力演算手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic drive control device that controls driving of an actuator of a construction machine such as a hydraulic excavator.
[0002]
[Prior art]
As a hydraulic drive control device that controls the drive of an actuator of a hydraulic excavator, as described in JP-A-6-123303, the upstream side of a meter-out throttle of a direction switching valve connected to an actuator to be controlled Alternatively, a pressure compensation valve may be provided on the downstream side to make the operating speed of the actuator constant and prevent cavitation regardless of changes in the load pressure of the actuator.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, the above prior art has the following problems.
That is, when the actuator to be controlled is a cylinder for extending and retracting the arm of a hydraulic excavator, a load in the direction of accelerating the operation of the cylinder, that is, a negative load can act both when the cylinder is extended and when the cylinder is retracted. For example, when performing excavation work, if the cylinder is extended and the arm is clouded in a state where the arm is far from the vehicle body, the weight of the arm becomes an inertial load, and the extension operation of the cylinder is accelerated. Further, when the sand is evenly shaken, if the cylinder is retracted and the arm is dumped in a state where the arm is close to the vehicle body, the weight of the arm becomes an inertial load, and the contraction operation of the cylinder is accelerated. Such a negative load changes according to the load amount of the bucket of the hydraulic excavator, the angle of the arm, and the like.
[0004]
In the prior art described in the above-mentioned JP-A-6-123303, it is possible to keep the cylinder operating speed constant regardless of the change of the load pressure by the pressure compensation valve, and always operate the cylinder at a speed corresponding to the operation amount of the operating lever. it can. However, since only the pressure compensation valve for the operation in the extending direction of the cylinder is provided, another pressure compensating valve is provided in order to make the operation speed constant in the retracting direction of the cylinder regardless of the change in the load pressure. In this case, since two pressure compensating valves are provided, the system becomes complicated. Therefore, conventionally, in the case of the above-described work of evenly sanding, it is necessary for the operator to carefully operate the operation lever while watching the movement of the bucket, which increases the burden on the operator and increases fatigue. Not only that, it was difficult to evenly spread the sand.
[0005]
SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide a hydraulic drive control device capable of operating an actuator at a speed corresponding to an operation amount of an operation lever with a simple structure regardless of a change in load pressure regardless of the operation direction of the actuator. Is to provide.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
(1) In order to achieve the above object, the present invention supplies a hydraulic pump, an actuator driven by pressure oil from the hydraulic pump, and the actuator according to the operation direction and operation amount of the operation lever. In a hydraulic drive control device having a direction control valve that controls the direction and flow rate of pressure oil and a tank line that connects the direction control valve to a tank, the flow rate of return oil from the actuator is provided in the tank line. Auxiliary valve for auxiliary control, pressure detection means for detecting the pressure of the supply / discharge line of the actuator, lever operation amount detection means for detecting the operation amount of the operation lever, and pressure detected by the pressure detection means The meter-out pressure of the actuator is determined from the operation, and the meter-out pressure and the operation detected by the lever operation amount detection means Based on the bar of the operation amount, the actuator and control means for controlling the auxiliary valve so as to drive at a speed corresponding to the operation amount of the operating lever, said control means, said lever operating amount detecting means Control valve opening area calculating means for calculating the opening area of the meter-out throttle of the direction control valve from the operation amount of the operation lever detected by the control lever, and the direction from the operation amount of the operation lever detected by the lever operation amount detection means A flow rate calculation means for calculating a target flow rate of the control valve, a meter-out pressure of the actuator, an opening area of the meter-out throttle of the direction control valve obtained by the control valve opening area calculation means, and a flow rate calculation means In order to drive the actuator at a speed corresponding to the operation amount of the operation lever from the target passage flow rate of the directional control valve. An auxiliary valve opening area calculating means for calculating a target opening area of the valve, an output calculating means for calculating a control signal corresponding to the target opening area of the auxiliary valve obtained by the auxiliary valve opening area calculating means, and outputting the control signal to the auxiliary valve; It is set as the structure which has.
[0009]
Thus, the auxiliary valve, the pressure detection means, the lever operation amount detection means and the control means are provided, and the actuator is driven at a speed corresponding to the operation amount of the operation lever based on the meter-out pressure of the actuator and the operation amount of the operation lever. By controlling the auxiliary valve so that the negative load acts on the actuator and the pressure on one side of the actuator supply / discharge line increases, the operating speed of the actuator does not become higher than the speed according to the operating amount of the operating lever Since the auxiliary valve is throttled, it has a simple structure without providing pressure compensation valves in both directions of the actuator, and the actuator is operated in accordance with the amount of operation of the operation lever regardless of changes in load pressure in both directions of the actuator. Can be operated at speed. Further, by configuring the control means by the control valve opening area calculating means, the passing flow rate calculating means, the auxiliary valve opening area calculating means and the output calculating means as described above, the actuator can be operated at a speed corresponding to the operation amount of the operation lever. The auxiliary valve can be controlled to drive.
[0010]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
In FIG. 1, the hydraulic drive control apparatus according to the present embodiment is applied to a hydraulic excavator, and is driven by a prime mover 1, a hydraulic pump 2 driven by the prime mover 1, and pressure oil from the hydraulic pump 2. Arm cylinder 5a, boom cylinder 5b, bucket cylinder 5c, direction control valves 4a, 4b, 4c for controlling the direction and flow rate of pressure oil supplied from the hydraulic pump 2 to the cylinders 5a to 5c, respectively, and the direction control valve 4a To 4c are connected to the pump line 3 of the hydraulic pump 2 via the load check valve 30, and the tank lines are connected to the tank line 6 with the direction control valves 4a to 4c drawn from the tank 26. 6a, 6b, 6c and directional control valves 4a-4c are connected to the bottom side and the rod side of cylinders 5a-5c, respectively. Ins 11a, 11b, 11c and 12a, 12b, 12c, a pilot pump 7 driven by the prime mover 1, and this pilot pump 7 is connected to the pilot pump 7 via a pilot pressure supply line 8, so that the operation amount of the operation levers 90a to 90c depending respectively generate a pilot pressure to switch the directional control valve 4a~4c by, the pressure pilot line a1 or a2, b1 or b2, c1 or the pilot pressure acting portion of the directional control valve 4a~4c through c2 4 _a1 or 4 _a2 , 4 _b1, 4 _b2 , 4 _c1, or 4 _c2 are provided with pilot valves 9 a to 9 _c , respectively.
[0011]
The direction control valves 4 a to 4 c are open center type direction control valves provided in the middle of a center bypass line 29 branched from the pump line 3 connected to the hydraulic pump 2 and connected to the tank 26.
[0012]
The direction control valve 4a has a variable throttle 30 and an oil passage (hereinafter referred to as meter-in oil passage) 10a that communicates between the feeder line 3a and one of the supply / discharge lines 11a and 12a, and a variable throttle 33. 6a and an oil passage (hereinafter referred to as meter-out oil passage) 13a communicating with the other of the supply / discharge lines 11a and 12a. When the direction control valve 4a is in the switching position B, the center bypass line 29 is communicated, the feeder line 3a and the tank line 6a are disconnected from the supply / discharge lines 11a and 12a, and the direction control valve 4a is in the switching position A. When the center bypass line 29 is shut off, the feeder line 3a and the supply / discharge line 12a are connected by the meter-in oil passage 10a, and the supply / discharge line 11a and the tank line 6a are connected by the meter-out oil passage 13a. When the valve 4a is in the switching position C, the center bypass line 29 is shut off, the feeder line 3a and the supply / discharge line 11a are connected by the meter-in oil passage 10a, and the supply / discharge line 12a and the tank line are connected by the meter-out oil passage 13a. Communicate with 6a. The direction control valves 4b and 4c have the same configuration as the direction control valve 4a.
[0013]
As shown in FIG. 2, a hydraulic excavator equipped with such a hydraulic drive control device includes a lower traveling body 41, an upper revolving body 42 that is pivotably connected to the lower traveling body 41, and an upper revolving body 42. A boom device 5b, an arm cylinder 5a, and a bucket device 5c, each of which has a boom 43, an arm 44, and a bucket 45 that can be turned up and down by a bucket cylinder 5c.
[0014]
Further, as a characteristic part of the present invention, the hydraulic drive control device described above is provided in the tank line 6a of the direction control valve 4a, and the auxiliary valve 25 for auxiliary control of the return oil from the arm cylinder 5a, and the operation lever 90a. An angle sensor 21 for detecting the operation amount of the arm cylinder 5a, pressure sensors 22 and 23 provided on the supply / discharge lines 11a and 12a for detecting the pressure on the bottom side and the rod side of the arm cylinder 5a, respectively, and the angle sensor 21 and the pressure sensor 22 , 23, and a controller 24 that calculates a control signal (electrical signal) that is an external signal for operating the auxiliary valve 25 and outputs it to the auxiliary valve 25.
[0015]
The auxiliary valve 25 is an electromagnetic proportional valve that is driven by an electric signal from the controller 24, and has a fully open position and a position having a variable throttle 35. When the control signal from the controller 24 is not input, the auxiliary valve 25 is in the fully open position. Thus, the opening area is maximized, and when a control signal is input from the controller 24, the position is switched from the fully open position, and the opening area is reduced as the control signal is increased.
[0016]
FIG. 3 shows the control function of the controller 24. In FIG. 3, the controller 24 includes a meter-out pressure determination unit 51 and a calculation output unit 52. As shown in the flowchart of FIG. 4, the meter-out pressure determination unit 51 includes pressure signals P ₁ and P ₂ on the bottom and rod sides of the arm cylinder 5 a from the pressure sensors 22 and 23 and an operation lever 90 a from the angle sensor 21. The lever stroke signal x is input (step 111), and it is determined whether or not the operation lever 90a is operated to the a1 side by the lever stroke signal x (step 112). the pressure signal P ₂ on the rod side of the cylinder 5a and outputs it as a meter-out pressure P _mo (step 113), and if not outputs the pressure signal P ₁ of the bottom side of the arm cylinder 5a as meter-out pressure P _mo (step 114).
[0017]
The calculation output unit 52 inputs the lever stroke signal x of the operation lever 90a from the angle sensor 21 and the meter-out pressure P _mo from the meter-out pressure determination unit 51, and calculates a control signal X _sub for operating the auxiliary valve 25. The control signal _Xsub is output to the auxiliary valve 25 (step 116).
[0018]
FIG. 5 shows details of the calculation processing in step 115 of the calculation output unit 52. In FIG. 5, the calculation output unit 52 includes a control valve opening area calculation unit 70, an actuator speed calculation unit 71, a control valve passage flow rate calculation unit 72, a target opening area calculation unit 73, and an auxiliary valve opening area calculation unit 74. And a control signal calculation unit 75.
[0019]
The control valve opening area calculation unit 70 inputs the lever stroke signal x of the operation lever 90a from the angle sensor 21, and the direction control valve according to a preset lever stroke-control valve opening area conversion table as shown in FIG. The opening area A ₁ of the variable throttle 33 of the meter-out oil passage 13a of 4a is calculated.
[0020]
The actuator speed calculation unit 71 inputs the lever stroke signal x of the operation lever 90a from the angle sensor 21, and according to a preset lever stroke-actuator speed conversion table as shown in FIG. The target value V _ref is calculated.
[0021]
The control valve passage flow rate calculation unit 72 multiplies the target value V _ref of the operating speed of the arm cylinder 5a obtained by the actuator speed calculation unit 71 by the gain k and the target value of the flow rate of flow through the meter-out oil passage 13a of the directional control valve 4a. Q _ref is calculated.
[0022]
The target opening area calculation unit 73 inputs the target value Q _{ref of the} flow rate of flow through the meter-out oil passage 13a obtained by the control valve flow rate calculation unit 72 and the meter-out pressure P _mo from the meter-out pressure determination unit 51, Using a calculation formula as shown in the figure, the variable throttle 33 of the meter-out oil passage 13a of the directional control valve 4a and the variable throttle 35 of the auxiliary valve 25 connected in series as shown in FIG. when replacing the variable throttle Z, calculates the target opening area a _ref of the variable throttle Z for the flow rate through the variable throttle Z coincide with a target value Q _ref. In the calculation formula shown, C is a constant, ρ = γ / g (γ: unit volume mass of fluid, g: gravitational acceleration).
[0023]
The auxiliary valve opening area calculation unit 74 inputs the opening area A ₁ of the variable throttle 33 calculated by the control valve opening area calculation unit 70 and the target opening area A _ref of the variable throttle Z calculated by the target opening area calculation unit 73. The opening area A ₂ of the auxiliary valve 25 for making the opening area of the variable aperture Z the target opening area A _ref is calculated using a calculation formula as shown in the figure.
[0024]
Control signal calculation unit 75 receives the opening area A ₂ of the auxiliary valve 25 determined by the auxiliary valve opening area calculation unit 74, an auxiliary valve opening area such preset 9 - according to the control signal conversion table, It calculates a control signal X _sub auxiliary valve 25, and outputs the control signal X _sub to the auxiliary valve 25.
[0025]
The operation of the present embodiment configured as described above will be described.
First, when the operation levers 90a to 90c of the pilot valves 9a to 9c are in the neutral position and all the direction control valves 4a to 4c are in the switching position B, the total flow rate of the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 is the center bypass. Return to tank 26 through line 29.
[0026]
When the operation lever 90b of the pilot valve 9b is operated to the b1 side from this state, the pilot pressure corresponding to the operation amount is guided to the pilot pressure acting portion _4b1 of the directional control valve 4b, and the directional control valve 4b becomes the pilot pressure. The corresponding switching amount is switched to the switching position C, and the pressure oil from the hydraulic pump 2 flows into the bottom side of the boom cylinder 5b through the pump line 3, the feeder line 3b, the meter-in oil passage 10b, the supply / discharge line 11b, The boom cylinder 5b is extended, and the pressure oil discharged from the rod side of the boom cylinder 5b flows down to the tank 26 through the supply / discharge line 12b, the meter-out oil passage 13b, and the tank lines 6b and 6. Thereby, the boom 43 rises. When the operation lever 90b of the pilot valve 9b is operated to the b2 side and when the operation lever 90c of the pilot valve 9c is operated to the c1 and c2 side, the lowering operation of the boom 43 and the bucket 45 are performed in the same manner as described above. Cloud operation and dump operation are performed.
[0027]
Further, when the operation lever 90a of the pilot valve 9a is operated to the a1 side from the state where the arm 44 is extended to the P position shown in FIG. 10, the pilot pressure corresponding to the operation amount is changed to the pilot pressure of the directional control valve 4a. led to the action part 4 _a1, directional control valve 4a is switched to the switching replacement amount by switching position C in accordance with the pilot pressure, pressure oil from the hydraulic pump 2 pump line 3, the feeder lines 3a, meter oil passage 10a, The pressure oil that flows into the bottom side of the arm cylinder 5a through the supply / discharge line 11a, extends the arm cylinder 5a, and is discharged from the rod side of the arm cylinder 5a is supplied / discharged line 12a, meter-out oil passage 13a, tank line It flows down to the tank 26 through 6a, the auxiliary valve 25 and the tank line 6. As a result, the arm 44 performs a cloud operation in the arrow U direction toward the Q position.
[0028]
Here, when the arm 44 moves from the P position toward the Q position, an inertia load, that is, a negative load that accelerates the extension operation is applied to the arm cylinder 5a due to the weight of the arm 44 or the like, and the rod side of the arm cylinder 5a acts. The pressure P ₂ of the engine increases, and the flow rate of the meter-out oil passage 13a of the direction control valve 4a increases. At this time, in the controller 24, the extension speed of the arm cylinder 5a is determined based on the lever stroke signal x of the operation lever 90a and the meter-out pressure P _mo (rod-side pressure signal P ₂ ) of the arm cylinder 5a. A control signal for restricting the auxiliary valve 25 is calculated so as not to exceed a speed according to the amount, and this control signal is output to the auxiliary valve 25. Therefore, even if a negative load acts on the arm cylinder 5a, the arm cylinder 5a extends at a speed corresponding to the operation amount of the operation lever 90a.
[0029]
On the other hand, when the operation lever 90a of the pilot valve 9a is operated to the a2 side from the state shown in FIG. 10 in which the arm 44 is pushed back, the pilot pressure corresponding to the operation amount of the direction control valve 4a is increased. led to the pilot pressure acting portion 4 _a2, directional control valve 4a is switched to the switching replacement amount by switching position a corresponding to the pilot pressure, pressure oil from the hydraulic pump 2 pump line 3, the feeder lines 3a, meter oil passage The pressure oil discharged from the bottom side of the arm cylinder 5a is supplied to the supply / discharge line 11a, the meter-out oil path 13a, It flows down to the tank 26 through the tank line 6a, the auxiliary valve 25, and the tank line 6. As a result, the arm 44 dumps in the direction of arrow V toward the Q position.
[0030]
Here, even when the arm 44 moves from the R position toward the Q position, a negative load for accelerating the contraction operation acts on the arm cylinder 5a due to its own weight, etc., as described above, and the bottom side of the arm cylinder 5a. pressure P ₁ increases, the becomes large flow rate through the meter-out oil passage 13a. At this time, in the controller 24, the contraction speed of the arm cylinder 5a is determined based on the lever stroke signal x of the operation lever 90a and the meter-out pressure P _mo (bottom side pressure signal P ₁ ) of the arm cylinder 5a. A control signal for restricting the auxiliary valve 25 is calculated so as not to exceed a speed according to the amount, and this control signal is output to the auxiliary valve 25. Accordingly, in this case as well, even if a negative load acts on the arm cylinder 5a as described above, the arm cylinder 5a contracts at a speed corresponding to the operation amount of the operation lever 90a.
[0031]
As described above, in the present embodiment, the arm cylinder 5a is operated at a speed corresponding to the operation amount of the operation lever 90a regardless of the change in the load pressure not only when the arm cylinder 5a is expanded but also when it is contracted. Can be made. Therefore, when performing the work of evenly spreading the sand, it is not necessary for the operator to carefully operate the operation lever 90a while watching the operation of the bucket 45 when the arm cylinder 5a is retracted and the arm is dumped. As well as reducing, sand can be sprinkled evenly. In addition, since it is not necessary to provide pressure compensating valves on both the expansion side and the contraction side of the arm cylinder 5a, the structure is simple.
[0032]
【The invention's effect】
According to the present invention, regardless of the operation direction of the actuator, the actuator can be operated at a speed corresponding to the operation amount of the operation lever with a simple structure and without being affected by the magnitude of the load.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram of a hydraulic drive control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an external view of a hydraulic excavator including the hydraulic drive control device shown in FIG.
FIG. 3 is a functional block diagram showing control functions of the controller shown in FIG. 1;
4 is a flowchart showing a control process of the controller shown in FIG. 1. FIG.
5 is a detailed view of a calculation process of a calculation output unit shown in FIG.
6 is a diagram showing a lever stroke-control valve opening area conversion table used for calculation in the control valve opening area calculation unit shown in FIG. 5; FIG.
7 is a diagram showing a lever stroke-actuator speed conversion table used for calculation in the actuator speed calculation section shown in FIG. 5. FIG.
8 is a diagram showing a virtual variable diaphragm used for calculation in the target opening area calculation unit shown in FIG.
FIG. 9 is a diagram showing an auxiliary valve opening area-control signal conversion table used for calculation in the control signal calculation unit shown in FIG. 5;
10 is an operation explanatory diagram of the hydraulic drive control device shown in FIG. 1. FIG.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Motor | power_engine 2 Hydraulic pump 3 Pump line 4a-4c Direction control valve 5a Arm cylinder 5b Boom cylinder 5c Bucket cylinder 6, 6a Tank line 7 Pilot pump 9a-9c Pilot valve 10a Meter-in oil path 11a, 12a Supply / discharge line 13a Meter-out oil Road 21 Angle sensor (Lever operation amount detection means)
22, 23 Pressure sensor (pressure detection means)
24 controller (control means)
25 Auxiliary valve 51 Meter-out pressure determination unit 52 Calculation output unit 70 Control valve opening area calculation unit (control valve opening area calculation means)
71 Actuator speed calculation unit (passage flow rate calculation means)
72 Control valve passage flow rate calculation unit (passage flow rate calculation means)
73 Target opening area calculation unit (auxiliary valve opening area calculation means)
74 Auxiliary valve opening area calculation section (Auxiliary valve opening area calculation means)
75 Control signal calculation unit (output calculation means)

Claims

油圧ポンプと、この油圧ポンプからの圧油によって駆動されるアクチュエータと、操作レバーの操作方向と操作量に応じて前記アクチュエータに供給される圧油の方向及び流量を制御する方向制御弁と、この方向制御弁をタンクに接続するタンクラインとを有する油圧駆動制御装置において、
前記タンクラインに設けられ、前記アクチュエータからの戻り油の流量を補助的に制御する補助弁と、
前記アクチュエータの給排ラインの圧力を検出する圧力検出手段と、
前記操作レバーの操作量を検出するレバー操作量検出手段と、
前記圧力検出手段により検出された圧力から前記アクチュエータのメータアウト圧力を決定し、このメータアウト圧力と前記レバー操作量検出手段により検出された操作レバーの操作量とに基づいて、前記アクチュエータが前記操作レバーの操作量に応じた速度で駆動するよう前記補助弁を制御する制御手段とを有し、
前記制御手段は、前記レバー操作量検出手段により検出された操作レバーの操作量から前記方向制御弁のメータアウト絞りの開口面積を演算する制御弁開口面積演算手段と、前記レバー操作量検出手段により検出された操作レバーの操作量から前記方向制御弁の目標通過流量を演算する通過流量演算手段と、前記アクチュエータのメータアウト圧力、前記制御弁開口面積演算手段により求めた方向制御弁のメータアウト絞りの開口面積及び前記通過流量演算手段により求めた方向制御弁の目標通過流量から、前記アクチュエータを前記操作レバーの操作量に応じた速度で駆動するための前記補助弁の目標開口面積を演算する補助弁開口面積演算手段と、この補助弁開口面積演算手段により求めた補助弁の目標開口面積に応じた制御信号を演算し、補助弁に出力する出力演算手段とを有することを特徴とする油圧駆動制御装置。 A hydraulic pump, an actuator driven by pressure oil from the hydraulic pump, a direction control valve for controlling the direction and flow rate of the pressure oil supplied to the actuator according to the operation direction and operation amount of the operation lever, In a hydraulic drive control device having a tank line connecting a directional control valve to a tank,
An auxiliary valve provided in the tank line for auxiliary control of the flow rate of return oil from the actuator;
Pressure detecting means for detecting the pressure of the supply / discharge line of the actuator;
Lever operation amount detecting means for detecting the operation amount of the operation lever;
The actuator meter-out pressure is determined from the pressure detected by the pressure detection means, and the actuator operates the operation lever based on the meter-out pressure and the operation amount of the operation lever detected by the lever operation amount detection means. Control means for controlling the auxiliary valve so as to be driven at a speed according to the operation amount of the lever,
The control means includes a control valve opening area calculating means for calculating an opening area of the meter-out throttle of the direction control valve from an operation amount of the operation lever detected by the lever operation amount detecting means, and a lever operation amount detecting means. A flow rate calculation means for calculating a target flow rate of the direction control valve from the detected operation amount of the operation lever, a meter-out pressure of the actuator, a meter-out throttle of the direction control valve obtained by the control valve opening area calculation means Assistance for calculating the target opening area of the auxiliary valve for driving the actuator at a speed corresponding to the operation amount of the operation lever from the opening area of the control valve and the target passage flow rate of the directional control valve obtained by the passage flow rate calculation means Calculates the valve opening area calculation means and a control signal corresponding to the target opening area of the auxiliary valve obtained by the auxiliary valve opening area calculation means , Hydraulic drive control apparatus characterized by an output calculating means for outputting to the auxiliary valve.