JPH04143472A - Control device of oil-hydraulic pump - Google Patents
Control device of oil-hydraulic pumpInfo
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- Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
【産業上の利用分野〕
本発明は油圧ポンプの制御装置に関し、特にエンジンに
よって２つの油圧ポンプを駆動する場合にエンジンで発
生する出力をこれら２つのポンプで有効に使用すること
ができる装置に関する。Detailed Description of the Invention [Field of Industrial Application] The present invention relates to a control device for a hydraulic pump, and in particular, to a control device for a hydraulic pump, in particular, when an engine drives two hydraulic pumps, the output generated by the engine is effectively used by these two pumps. It relates to a device that can.
パワーショベル等の建設機械の作業機では第６図に示す
ようないわゆる２ポンプ方式の油圧回路によってブーム
等の作業機の油圧アクチュエータが駆動される。すなわ
ち同図に示すように２つの可変容量型油圧ポンプ１′
２″はエンジン３″によって駆動され、これら油圧ポン
プ１″ ２゛の斜板１− ａ ｓ ２− ａがサーボア
クチュエータ４．５によって駆動制御されることにより
それぞれ１回転当たりの吐出流量Ｄ＋ 、Ｄ２ （ｃ
ｃ／ｒｅｖ）が制御される。ここで油圧ポンプ１′には
操作レバーの操作量に応じた流量のポンプ１′の吐出圧
油をブーム等の作業機の油圧アクチュエータ（油圧シリ
ンダ等）に供給する操作弁１０′が接続されており、ま
た油圧ポンプ２゛にも操作レバーの操作量に応じた流量
のポンプ２′の吐出圧油をアーム等の作業機の油圧アク
チュエータ（油圧シリンダ等）に供給する操作弁１１゛
が接続されている。油圧ポンプ１″ ２−から吐出され
る圧油の圧力Ｐ、 Ｐ２はともにＴＣ弁８′ ９″に
加えられるとともに、ジェットセンサ１２− １３−で
検出された操作弁１０− １１−の開度を示す信号がＮ
Ｃ弁６′ ７゛に加えられる。ＴＣ弁８９−は油圧ポン
プ１′ ２′の合成吸収トルクがエンジン３′の定格ト
ルクＴ。となるべく設けられている。すなわち、ＴＣ弁
８′では第７図に示すように油圧ポンプ１′について一
定トルク’ｒ、／’２の等トルク特性カーブＡ。が設定
され、両ポンプ１−２′の平均圧力（Ｐ＋ ＋Ｐ２ ）
／２に対応する斜板角指令信号、つまり流量Ｄ′を示す
信号が出力される。油圧ポンプ２゛についても同様に一
定トルクＴ。／２の等トルク特性カーブＡ。が設定され
、両ポンプ１′ ２′の平均圧力（ＰＩ ＋Ｐ２）／２
に対応する斜板角指令信号Ｄ′が出力される。このよう
にしているのは以下の理由による。In a working machine of a construction machine such as a power shovel, a hydraulic actuator of the working machine such as a boom is driven by a so-called two-pump type hydraulic circuit as shown in FIG. That is, as shown in the figure, two variable displacement hydraulic pumps 1'
2'' is driven by an engine 3'', and the swash plates 1-a s 2-a of these hydraulic pumps 1'' and 2'' are driven and controlled by a servo actuator 4.5, so that the discharge flow rates per rotation are D+ and D2, respectively. (c
c/rev) is controlled. Here, an operating valve 10' is connected to the hydraulic pump 1' to supply pressure oil discharged from the pump 1' at a flow rate corresponding to the operating amount of the operating lever to a hydraulic actuator (hydraulic cylinder, etc.) of a working machine such as a boom. Furthermore, an operating valve 11' is connected to the hydraulic pump 2' for supplying pressure oil discharged from the pump 2' at a flow rate corresponding to the operating amount of the operating lever to a hydraulic actuator (hydraulic cylinder, etc.) of a work machine such as an arm. ing. Pressures P and P2 of the pressure oil discharged from the hydraulic pumps 1'' and 2- are both applied to the TC valves 8' and 9'', and the openings of the operating valves 10-11- detected by the jet sensors 12-13- are The signal shown is N
C valves 6' and 7' are added. The TC valve 89- indicates that the combined absorption torque of the hydraulic pumps 1' and 2' is the rated torque T of the engine 3'. It is provided as much as possible. That is, as shown in FIG. 7, the TC valve 8' has a constant torque characteristic curve A of constant torque 'r, /'2 for the hydraulic pump 1'. is set, and the average pressure of both pumps 1-2' (P+ +P2)
A swash plate angle command signal corresponding to /2, that is, a signal indicating the flow rate D' is output. Similarly, the constant torque T is applied to the hydraulic pump 2. /2 equal torque characteristic curve A. is set, and the average pressure of both pumps 1' and 2' is (PI + P2)/2
A swash plate angle command signal D' corresponding to the swash plate angle command signal D' is output. This is done for the following reasons.
いま、油圧ポンプ１′における吸収トルクＴ。Now, the absorption torque T in the hydraulic pump 1'.
は、吐出流量をＤ−＋、）ルク効率等を含む定数をＫと
して、
Ｔ、−に−Ｄ″、・Ｐ、 ・・・（１）となる。一方、
油圧ポンプ２゛における吸収トルクＴ２も、と移出流量
をｏ−２、ｌ−ルク効率等を含む定数をＫとして、
Ｔ２−に−Ｄ−、・Ｐ２ ・・・（２）となる。ここで
上記吐出流量Ｄ−，、Ｄ−２をＤ″として（１）、（２
）式から両ポンプ１゛２′の合成吸収トルクＴ、＋Ｔ２
を求めると、Ｔ ＋ ＋ Ｔ ｘ −Ｋ・ （Ｐ、＋Ｐ
２ ）／２・Ｄ−＋Ｋ・（Ｐ 、＋ Ｐ ２ ） ／
２・Ｄ″・・・（３）
が得られる。ここで、Ｋ・（ＰＩ ＋Ｐ２ ）／２・Ｄ
″は上記等トルク特性カーブＡ。で得られるトルクＴ。, where the discharge flow rate is D-+, and the constant including the torque efficiency, etc. is K, T, - is -D'', ·P, ... (1). On the other hand,
The absorption torque T2 in the hydraulic pump 2' is also expressed as T2-, -D-, and P2 (2), where O-2 is the transfer flow rate, K is a constant including l-lux efficiency, etc. Here, (1), (2
) formula, the composite absorption torque T, +T2 of both pumps 1゛2'
, we get T + + T x −K・(P, +P
2)/2・D−+K・(P,+P2)/
2・D''...(3) is obtained. Here, K・(PI +P2)/2・D
'' is the torque T obtained from the above-mentioned equal torque characteristic curve A.
／２であるから、両ポンプ１−２′の合成吸収トルクＴ
、＋Ｔ２は定格トルクＴ。となる。このように従来のも
のでは両ポンプ１−２−について等トルク特性カーブへ
〇が一義的に設定され、両ポンプ１′ ２″の合成吸収
トルクが定格トルクＴ。となるようにされていた。/2, the composite absorption torque T of both pumps 1-2'
, +T2 is the rated torque T. becomes. As described above, in the conventional system, the equal torque characteristic curves are uniquely set for both pumps 1-2-, so that the combined absorption torque of both pumps 1' and 2'' becomes the rated torque T.
いま、図示していない燃料ダイヤルがフル位置にセット
され、エンジン３′が第２図に示す最高速レギュレーシ
ョンラインｌ上に沿って運転されているものとする。こ
こで作業機に適切な負荷がかかり、オペレータとして上
記操作レバーの操作量をフル位置にセットしたものとす
ると、エンジン３′はＦ点で稼働され、エンジン３′は
定格回転数Ｎ。で定格トルクＴ。、最大馬力Ｐ Ｓ ｏ
を出力する。It is now assumed that the fuel dial (not shown) is set to the full position and the engine 3' is being operated along the maximum speed regulation line l shown in FIG. Assuming that an appropriate load is applied to the work machine and the operator sets the operating amount of the control lever to the full position, the engine 3' will be operated at point F, and the engine 3' will be at the rated rotation speed N. The rated torque is T. , maximum horsepower P So
Output.
この状態下では２つの油圧ポンプ１′ ２゛の合成吸収
馬力がエンジン３″の最大馬力ＰＳｏとマツチングして
上記（３）式から明らかに、Ｋ−（Ｐ＋ −Ｄ−＋Ｐ
２−Ｄ−）−ＮＯ−ｐｓｏ ・・・（４）
となり、２つの油圧ポンプ１゛ ２゛はエンジン３゛の
出力を有効に使用しているといえる。ところが操作弁１
０″ １１′のうち一方の操作弁、たとえば１１″に接
続されたアーム等の作業機にかかる負荷が大きくなった
としても、油圧ポンプ２″としては、Ｑ２を油圧ポンプ
２″の吐出量（ｃｃ／ｍ１ｎ）として、
Ｋ−Ｐ、 番 Ｄ ″ 争 Ｎ 。 −
Ｋ−Ｐ、 ・ Ｑ ２・・・ （５）
で規定される馬力以上には上昇しないことになる。Under this condition, the combined absorption horsepower of the two hydraulic pumps 1' and 2'' matches the maximum horsepower PSo of the engine 3'', and it is clear from the above equation (3) that K-(P+ -D-+P
2-D-)-NO-pso (4) It can be said that the two hydraulic pumps 1' and 2' effectively use the output of the engine 3'. However, operation valve 1
0"11', even if the load on the working machine such as the arm connected to one of the operation valves 11" becomes large, the hydraulic pump 2" can be calculated by converting Q2 into the discharge amount of the hydraulic pump 2" ( cc/m1n), K-P, No. D'' dispute N. -
The horsepower will not increase above the horsepower specified by KP, ・Q2... (5).
このため、油圧ポンプ２′の吐出量は（５）式で規定さ
れる流量０７以上には上昇することはできない。したが
って高負荷側の作業機のスピードを上昇させたい場合で
も制限があることとなる。これに対して他方の操作弁１
０゛に接続されたブーム等の作業機が軽負荷であり、作
業機のスピードをそれほど要求しない場合には操作レバ
ーが絞られる。すると、油圧ポンプ１゛としては、Ｑ、
を油圧ポンプ１゛の吐出量（ｃｃ／ｍ１ｎ）として、Ｋ
＠Ｐ、−Ｄ″” Ｎｏ −Ｋ ” Ｐ ｔ ” Ｑ＋
・・・ （６）
で規定される流量Ｑｌよりも小さい流量Ｑ＋−が吐出さ
れることになる。つまり、ジェットセンサ１２′から操
作弁１０″の開度が小さくなったことを示す信号がＮＣ
弁６′に加えられ、ＮＣ弁６′は斜板角指令Ｄ″を小さ
くする作用をなす。したがって油圧ポンプ１′で消費さ
れる馬力が小さくなり、結局、
Ｋ−Ｐ ＋ （Ｑ ＋〜Ｑ、′）
分のエネルギーが油圧ポンプ１′で使われないことにな
っていた。このため２つの油圧ポンプ１゛２′の合成吸
収馬力はエンジンの最大馬力Ｐｓ。Therefore, the discharge amount of the hydraulic pump 2' cannot rise above the flow rate 07 defined by equation (5). Therefore, there are limitations even when it is desired to increase the speed of the work machine on the high-load side. In contrast, the other operating valve 1
When the work equipment such as a boom connected to the 0° has a light load and the speed of the work equipment is not required, the operating lever is narrowed down. Then, for hydraulic pump 1, Q,
Assuming the discharge amount of hydraulic pump 1゛ (cc/m1n), K
@P, -D"" No -K "P t" Q+
...(6) A flow rate Q+- smaller than the flow rate Ql defined by the following is discharged. In other words, a signal indicating that the opening degree of the operation valve 10'' has become smaller is sent from the jet sensor 12' to the NC.
In addition to the valve 6', the NC valve 6' acts to reduce the swash plate angle command D''.Therefore, the horsepower consumed by the hydraulic pump 1' is reduced, and as a result, KP + (Q + ~ Q , ') was not supposed to be used by the hydraulic pump 1'. Therefore, the combined absorbed horsepower of the two hydraulic pumps 1' and 2' is the maximum horsepower Ps of the engine.
よりも小さくなる。すなわち第２図に示すようにエンジ
ン回転数は定格回転数Ｎ。よりも大きくなり（矢印Ｂ参
照）、２つの油圧ポンプ１° ２゛の合成吸収馬力は最
大馬力Ｐｓｏよりも小さくなる地点Ｇにおいてマツチン
グすることになる。becomes smaller than That is, as shown in FIG. 2, the engine speed is the rated speed N. (see arrow B), and the combined absorption horsepower of the two hydraulic pumps 1° and 2° is matched at point G, where it becomes smaller than the maximum horsepower Pso.
本発明はこうした実情に鑑みてなされたものであり、２
つの油圧ポンプの一方のポンプが高負荷であり、他方の
ポンプが低負荷となっている場合に低負荷側のポンプで
使用されていないエネルギーを高負荷側のポンプで有効
に使用することにより２つの油圧ポンプの合成吸収馬力
がエンジンの最大馬力を消費できるようにして、高負荷
側のポンプの吐出流量を増大させて高負荷側の作業機を
要求するスピードで駆動させることをその目的としてい
る。The present invention has been made in view of these circumstances, and 2.
When one of the two hydraulic pumps is under high load and the other pump is under low load, the energy that is not being used by the low load pump can be effectively used by the high load pump. The purpose is to enable the combined absorption horsepower of the two hydraulic pumps to consume the maximum horsepower of the engine, increase the discharge flow rate of the pump on the high-load side, and drive the work equipment on the high-load side at the required speed. .
そこでこの発明では、エンジンによって駆動され、吐出
圧油を操作レバーの操作に応じて作業機に供給する第１
、第２の可変容量型油圧ポンプと、これら第１、第２の
油圧ポンプの吐出圧油の圧力をそれぞれ検出する第１、
第２の圧力検出手段とを有し、これら第１、第２の圧力
検出手段の各出力に基づいて前記第１、第２の油圧ポン
プの合成吸収トルクが一定の大きさとなるように前記第
１、第２の油圧ポンプの斜板傾転角をそれぞれ制御する
ようにした油圧ポンプの制御装置において、入力設定信
号に応じて前記第１、第２の油圧ポンプの吸収トルクの
大きさをそれぞれ設定する第１、第２のＴＶＣ弁と、前
記エンジンの回転数を検出する回転数検出手段と、前記
第１、第２の可変容量型油圧ポンプの斜板傾転角をそれ
ぞれ検出する検出する第１、第２の斜板角検出手段と、
前記回転数検出手段の出力と前記第１、第２の圧力検出
手段の各出力と前記第１、第２の斜板角検出手段の各出
力とに基づいて前記第１、第２の油圧ポンプの吸収馬力
の和を演算する演算手段と、前記第１、第２の圧力検出
手段の各出力に基づき前記第１、第２の可変容量型油圧
ポンプのうちいずれの油圧ポンプの吐出圧が大きいかを
判定する判定手段と、前記第１、第２の圧力検出手段の
出力の偏差が所定値以上になった場合に、前記判定手段
によって吐出圧が大きいと判定された一方のポンプに対
応する前記ＴＶＣ弁に対して前記演算手段の演算値が前
記エンジンの最大馬力となるように設定吸収トルクを増
加する設定信号を出力する手段とを具えるようにしてい
る。Therefore, in this invention, the first pump is driven by the engine and supplies discharged pressure oil to the working machine in accordance with the operation of the operating lever.
, a second variable displacement hydraulic pump, and a first for detecting the pressure of the discharge pressure oil of the first and second hydraulic pumps, respectively;
and a second pressure detecting means, and the second pressure detecting means is configured such that the combined absorption torque of the first and second hydraulic pumps has a constant magnitude based on the respective outputs of the first and second pressure detecting means. 1. A hydraulic pump control device configured to respectively control the swash plate tilting angle of a second hydraulic pump, wherein the magnitude of the absorption torque of the first and second hydraulic pumps is respectively controlled according to an input setting signal. first and second TVC valves to be set, rotational speed detection means for detecting the rotational speed of the engine, and swash plate tilting angles of the first and second variable displacement hydraulic pumps, respectively. first and second swash plate angle detection means;
the first and second hydraulic pumps based on the output of the rotation speed detection means, each output of the first and second pressure detection means, and each output of the first and second swash plate angle detection means; of the first and second variable displacement hydraulic pumps, which hydraulic pump has a higher discharge pressure based on the outputs of the first and second pressure detection means and a calculation means for calculating the sum of the absorbed horsepower of the first and second pressure detection means. one pump whose discharge pressure is determined to be large by the determination means when the deviation between the outputs of the first and second pressure detection means exceeds a predetermined value; and means for outputting a setting signal to the TVC valve to increase the set absorption torque so that the calculated value of the calculating means becomes the maximum horsepower of the engine.
かかる構成によれば、Ｍｌ、第２の油圧ポンプの吸収馬
力の和が演算される。第１、第２の圧力検出手段の出力
の偏差が所定値以上になることにより第１、第２の可変
容量型油圧ポンプの一方のポンプが高負荷であり、他方
のポンプが低負荷であることが判定される。また、判定
手段によって第１、第２の可変容量型油圧ポンプのうち
いずれの油圧ポンプが高負荷であるかが判定される。そ
して第１、第２の圧力検出手段の出力の偏差が所定値以
上になると、高負荷であると判定された油圧ポンプに対
応するＴＶＣ弁に対して第１、第２の油圧ポンプの吸収
馬力の和の演算値がエンジンの最大馬力になるように設
定吸収トルクを増加する設定信号が出力される。このた
め高負荷側の油圧ポンプの吐出流量が増加して、高負荷
側の作業機が要求されるスピードで駆動される。According to this configuration, the sum of Ml and the absorption horsepower of the second hydraulic pump is calculated. When the deviation between the outputs of the first and second pressure detection means exceeds a predetermined value, one of the first and second variable displacement hydraulic pumps is under high load and the other pump is under low load. It is determined that Further, the determining means determines which of the first and second variable displacement hydraulic pumps has a high load. When the deviation between the outputs of the first and second pressure detection means exceeds a predetermined value, the absorption horsepower of the first and second hydraulic pumps is increased relative to the TVC valve corresponding to the hydraulic pump determined to be under high load. A setting signal is output that increases the set absorption torque so that the calculated value of the sum of the values becomes the maximum horsepower of the engine. Therefore, the discharge flow rate of the hydraulic pump on the high load side increases, and the work machine on the high load side is driven at the required speed.
以下、図面を参照して本発明に係る油圧ポンプの制御装
置の実施例にについて説明する。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Hereinafter, embodiments of a hydraulic pump control device according to the present invention will be described with reference to the drawings.
第１図はパワーショベルに適用した実施例装置を示す。FIG. 1 shows an embodiment of the device applied to a power shovel.
図において２つの可変容量型ポンプ１．２はエンジン３
によって駆動されるものであり、その斜板１ ａ ｓ
２ ａの傾転角がそれぞれ変化されることにより１回転
あたりの吐出流量り、 Ｄ２（ｃ ｃ ／ ｒ ｅ
ｖ ）が変化される。油圧ポンプ１の吐出圧油が操作弁
群４を介して第１の作業機を駆動するアクチュエータに
供給され、該アクチュエータを駆動する。ここで第１の
作業機はブーム、パケット、右走行機構であり、これら
を駆動する油圧シリンダ、油圧モータ等の各アクチュエ
ータに操作弁群４の各操作弁４ａ、４ｂ、４Ｃ・・・か
ら吐出圧油が供給されることになる。各操作弁４ ａ
ｓ４ ｂ ｓ ４ ｃ・・・にはそれぞれ弁開度をレノ
く一操作量に応じて変化させる操作レバー６が付設され
て（する。同様に油圧ポンプ２の吐出圧油はアーム、旋
回機構、左走行機構等の第２の作業機の各アクチュエー
タ（油圧シリンダ、油圧モータ）の各操作弁５ａ、５ｂ
、５ｃ・・・からなる操作弁群５を介してこれら各アク
チュエータに供給され、該アクチュエータを駆動する。In the figure, two variable displacement pumps 1.2 are engine 3.
The swash plate 1 a s
2 By changing the tilt angle of a, the discharge flow rate per rotation is D2(c c / r e
v) is changed. Pressure oil discharged from the hydraulic pump 1 is supplied to an actuator that drives the first working machine via the operation valve group 4, thereby driving the actuator. Here, the first work equipment is a boom, a packet, and a right travel mechanism, and discharge from each operation valve 4a, 4b, 4C, etc. of the operation valve group 4 is delivered to each actuator such as a hydraulic cylinder and a hydraulic motor that drive these. Pressure oil will be supplied. Each operation valve 4a
s4 b s 4 c... are each provided with an operating lever 6 that changes the valve opening according to the amount of operation.Similarly, the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 is controlled by an arm, a rotating mechanism, Each operation valve 5a, 5b of each actuator (hydraulic cylinder, hydraulic motor) of the second working machine such as the left traveling mechanism
, 5c, . . . to drive the actuators.
操作弁５ ａ ｓ ５ ｂ ｓ ５ ｃ・・・にもそれ
ぞれ弁開度をレバー操作量に応じて変化させる操作レバ
ー７が付設されている。Each of the operation valves 5 a s 5 b s 5 c... is also provided with an operation lever 7 that changes the valve opening according to the amount of lever operation.
ＴＶＣ（トルク・バリアプル・コントロール）弁８は油
圧ポンプ１の吸収トルクＴを一定にさせるべく設けられ
ている。すなわち、該弁８はポンプ１．２の圧力ｐ、、
Ｐ、を入力して、従来の技術で説明したＴＣ弁と同様に
ポンプ１．２の平均圧力（Ｐ Ｉ＋Ｐ２ ）／２と吐出
流量り、の積が一定となるように制御するものである、
以下のように設定される等トルク特性は一定ではなくて
可変とすることができる。つまり、後述するコントロー
ラ１０から加えられる吸収トルクＴの大きさを示す信号
Ｓに応じて平均圧力（Ｐ ＋ ＋ Ｐ ２ ） ／ ２
と吐出流量り、の積が一定になるようにサーボアクチュ
エータ１１を介して斜板１ａの傾転角を制御する。また
、油圧ポンプ２にも同様なＴＶＣ弁９、サーボアクチュ
エータ１２が設けられて同様にコントローラ１０から加
えられる信号Ｓに応じて平均圧力（Ｐｌ＋Ｐ２）／２と
吐出流量Ｄ２の積が一定になるようにサーボアクチュエ
ータ１２を介して斜板２ａの傾転角を制御する。ここで
Ｔ■Ｃ弁８．９は第４図に示すように入力信号Ｓが大き
くなるにつれてポンプの吸収トルクＴを小さくさせるよ
うな機構となっている。A TVC (torque barrier pull control) valve 8 is provided to keep the absorption torque T of the hydraulic pump 1 constant. That is, the valve 8 receives the pressure p of the pump 1.2,
P, is input, and control is performed so that the product of the average pressure (P I + P2)/2 of the pump 1.2 and the discharge flow rate is constant, similar to the TC valve described in the conventional technology.
The equal torque characteristic set as follows is not constant but can be made variable. In other words, the average pressure (P + + P 2 ) / 2 is calculated according to the signal S indicating the magnitude of the absorption torque T applied from the controller 10, which will be described later.
The tilting angle of the swash plate 1a is controlled via the servo actuator 11 so that the product of and the discharge flow rate becomes constant. In addition, the hydraulic pump 2 is also provided with a similar TVC valve 9 and a servo actuator 12 so that the product of the average pressure (Pl+P2)/2 and the discharge flow rate D2 becomes constant according to the signal S applied from the controller 10. The tilt angle of the swash plate 2a is controlled via the servo actuator 12. As shown in FIG. 4, the T-C valve 8.9 is designed to reduce the absorption torque T of the pump as the input signal S increases.
油圧ポンプ１．２の吐出側にはこれら油圧ポンプ１．２
の吐出圧ｐ、、Ｐ２をそれぞれ検出する油圧センサ１３
．１４が設けられていて、これらセンサ１３．１４の検
出信号はコントローラ１０に加えられる。また、油圧ポ
ンプ１．２の斜板１ａ％ ２ａにもこれら斜板１ ａ
ｓ ２ ａの斜板傾転角をそれぞれ検出する斜板角セン
サ１５．１６が付設されている。これら斜板角センサ１
５．１６の検出信号はコントローラ１０に加えられる。These hydraulic pumps 1.2 are installed on the discharge side of the hydraulic pump 1.2.
Hydraulic pressure sensor 13 that detects the discharge pressures p, , P2 of
．． 14 are provided, and the detection signals of these sensors 13, 14 are applied to the controller 10. In addition, these swash plates 1a and 2a of the hydraulic pump 1.2 are also
Swash plate angle sensors 15, 16 are attached to detect the respective swash plate tilt angles of s2a. These swash plate angle sensors 1
5.16 detection signals are applied to the controller 10.
ここで、センサ１５．１６で検出される斜板傾転角はそ
れぞれ油圧ポンプ１．２の吐出流量Ｄ ｒ Ｄ ２を
意味する。エンジン３の出力軸には該エンジン３の回転
数Ｎｇを検出する回転数センサ１７が付設されている。Here, each swash plate tilt angle detected by the sensors 15, 16 means the discharge flow rate D r D 2 of the hydraulic pump 1.2. A rotation speed sensor 17 for detecting the rotation speed Ng of the engine 3 is attached to the output shaft of the engine 3.
このセンサ１７の検出信号はコントローラ１０に加えら
れる。A detection signal from this sensor 17 is applied to the controller 10.
以下、コントローラ１０で行われる処理について第３図
に示すフローチャートを参照して説明する。なお、以下
においては燃料ダイヤルが最大位置にセットされ、第２
図のエンジン３の性能曲線に示すようにエンジン３が最
高速レギュレーションライン１に沿って稼働されている
場合を想定して説明する。エンジン３としては同図に示
すように定格回転数Ｎ。において定格トルクＮ。、最大
馬力ＰＳ０を出力する。The processing performed by the controller 10 will be described below with reference to the flowchart shown in FIG. In addition, in the following, the fuel dial is set to the maximum position and the second
The following description assumes that the engine 3 is operated along the maximum speed regulation line 1 as shown in the performance curve of the engine 3 in the figure. The engine 3 has a rated rotational speed N as shown in the figure. Rated torque N. , outputs maximum horsepower PS0.
第５図はＴＶＣ弁８．９でそれぞれ設定されるとされる
等トルク特性カーブＡ。ＳＡ、 Ａ２・・・を示すも
のである。ここで等トルク特性カーブＡ０はポンプ１．
２の吸収トルクがそれぞれＴ。／２となる等トルク特性
であり、初期状態においてはこの特性Ａ。を設定する特
性設定信号Ｓ。がＴｖＣ弁８．９にそれぞれ加えられて
いるものとする（第４図参照）。Figure 5 shows the equal torque characteristic curve A that is said to be set for each TVC valve 8.9. This indicates SA, A2, etc. Here, the equal torque characteristic curve A0 is pump 1.
The absorption torque of 2 is T respectively. /2, and this characteristic is A in the initial state. Characteristic setting signal S for setting. are applied to each TvC valve 8.9 (see FIG. 4).
まず、ステップ１０１では、回転数センサ１７の出力Ｎ
、に基づきエンジン回転数Ｎ８が定格回転数Ｎ。以上で
あるか否かが判断される。エンジン回転数Ｎｇが定格回
転数Ｎ。よりも小さいと判断されると（判断結果ＮＯ）
、以下の処理は行わないようにする。一方、エンジン回
転数ＮＩＩが定格回転数Ｎ。が以上であるものとすると
、つぎに油圧センサ１３．１４の各出力Ｐ、 ＳＦ３に
基づき油圧ポンプ１．２の圧力差ＩＰ＋ −Ｐ２ Ｉが
所定の設定値Ｐ。以上であるか否かが判断、される。First, in step 101, the output N of the rotation speed sensor 17 is
, the engine rotation speed N8 is the rated rotation speed N. It is determined whether or not the above is satisfied. The engine speed Ng is the rated speed N. If it is judged to be smaller than (judgment result NO)
, the following processing should not be performed. On the other hand, the engine speed NII is the rated speed N. is above, then the pressure difference IP+ -P2 I of the hydraulic pump 1.2 is a predetermined set value P based on each output P of the oil pressure sensor 13.14, SF3. It is determined whether or not the above is satisfied.
ここで設定値Ｐ。は油圧ポンプ１．２の一方が高負荷で
あり、他方が低負荷であることを判断するための閾値と
して設定される（ステップ１０２）。Here, set value P. is set as a threshold value for determining that one of the hydraulic pumps 1.2 is under high load and the other is under low load (step 102).
判断結果がＮＯｌつまり両ポンプのかかる負荷にそれほ
どの相違がみられないときは以下の処理は行われないよ
うになされる。油圧ポンプ１．２の一方が高負荷であり
、他方が低負荷であるとされると（判断結果ＹＥＳ）、
つぎに油圧センサ１３．１４の各出力Ｐ Ｉ ｓ Ｐ
２ 、斜板角センサ１５．１６の各出力り、 Ｄ２お
よび回転数センサの出力Ｎ８に基づき、油圧ポンプ１．
２の合成吸収馬力Ｐｐが、
（Ｐ ｌ−Ｄ １ ＋ Ｐ ２ ・Ｄ２ ） （１
／２００π）（１／η、）・Ｎ。If the determination result is NO1, that is, if there is no significant difference in the loads applied to the two pumps, the following processing is not performed. If one of the hydraulic pumps 1.2 is under high load and the other is under low load (determination result is YES),
Next, each output P I s P of the oil pressure sensor 13.14
2. Based on the outputs of the swash plate angle sensors 15 and 16, D2, and the output N8 of the rotation speed sensor, the hydraulic pump 1.
The combined absorption horsepower Pp of 2 is (P l-D 1 + P 2 ・D2) (1
/200π)(1/η,)・N.
のごとく演算され、演算された合成吸収馬力Ｐｐがエン
ジン３の最大馬力ＰＳｏよりも小さいか否かが下記（７
）式から判断される。The following (7) is used to determine whether the calculated combined absorption horsepower Pp is smaller than the maximum horsepower PSo of the engine 3.
) is determined from the formula.
（Ｐ、−Ｄ、＋Ｐ２ −０２ ） （１／２００π
）（１／η＃ ）・Ｎ、＜ Ｐ Ｓｏ ・ （７）
この式をポンプ１．２の吐出流量ＱＩＱ２（Ｃｃ／ｍ１
ｎ）を用いて表すと、（１／２００π）（１／η＃）を
定数にとして、
Ｋ” （Ｐ＋ ・Ｑ＋ ＋Ｐ２ ・Ｑｚ ）＜ＰＳ。(P, -D, +P2 -02) (1/200π
)(1/η#)・N,<PSo・(7)
This formula is expressed as the discharge flow rate QIQ2 (Cc/m1 of pump 1.2)
n), with (1/200π) (1/η#) as a constant, K'' (P+ ・Q+ +P2 ・Qz )<PS.
・・・（７）
となる。ここで、η、は油圧ポンプ１．２のトルク効率
であり、この値はポンプ１．２の特性に応じて定まるの
で予め入力、記憶しておくものとする。またエンジン３
の最大馬力Ｐｓｏもエンジン３に応じて一義的に定まる
のでこれも入力、記憶しておくものとする（ステップ１
ｏ３）。判断結果がＮｏである場合、つまり２つのポン
プの合成吸収馬力Ｐｐがエンジン３の最大馬力Ｐｓｏに
達しているものと判断された場合には以下の処理は行わ
ないようにする。一方、２つのポンプ１．２の合成吸収
馬力Ｐｐがエンジンの最大馬力Ｐｓ。...(7) becomes. Here, η is the torque efficiency of the hydraulic pump 1.2, and since this value is determined depending on the characteristics of the pump 1.2, it is assumed that it is input and stored in advance. Also engine 3
Since the maximum horsepower Pso of the engine 3 is also uniquely determined according to the engine 3, this should also be input and memorized (step 1).
o3). If the determination result is No, that is, if it is determined that the combined absorption horsepower Pp of the two pumps has reached the maximum horsepower Pso of the engine 3, the following process is not performed. On the other hand, the combined absorption horsepower Pp of the two pumps 1.2 is the maximum horsepower Ps of the engine.
よりも小さいと判断された場合（判断結果がＹＥＳ）に
は２つのポンプの合成吸収馬力Ｐｐをエンジンの最大馬
力Ｐ Ｓ ｏにさせるべく以下の処理が実行される。If it is determined that it is smaller than (determination result is YES), the following process is executed to make the combined absorption horsepower Pp of the two pumps equal to the maximum horsepower P So of the engine.
つぎに油圧ポンプ１の吐出圧Ｐ、が油圧ポンプ２の吐出
圧Ｐ２よりも小さいか否かが判断される。Next, it is determined whether the discharge pressure P of the hydraulic pump 1 is smaller than the discharge pressure P2 of the hydraulic pump 2.
（ステップ１０４）。判断結果がＹＥＳである場合、つ
まり油圧ポンプ２が高負荷である場合には油圧ポンプ２
の吸収トルクＴを大きくするように特性設定信号Ｓを出
力する処理が実行される。すなわち、第４図の矢印Ｃに
示すように特性設定信号ＳがＳ。から次第に減少して、
これに応じて第５図の矢印Ｈに示すように吸収トルクが
Ｔ０／２よりも大きくなる等トルク特性カー°ブＡ、
、Ａ。(Step 104). If the judgment result is YES, that is, if the hydraulic pump 2 is under high load, the hydraulic pump 2
A process is executed to output a characteristic setting signal S so as to increase the absorption torque T of . That is, as shown by arrow C in FIG. 4, the characteristic setting signal S is S. gradually decreased from
Accordingly, as shown by the arrow H in FIG. 5, an equal torque characteristic curve A in which the absorbed torque becomes larger than T0/2
,A.
・・・が設定されることになる。... will be set.
等トルク特性カーブＡ、、Ａ、・・・の設定の仕方はあ
くまでも２つのポンプの合成吸収馬力Ｐｐがエンジン３
の最大馬力Ｐ Ｓ ｏを越えない範囲で、合成吸収馬力
Ｐｐがエンジン３の最大馬力ＰＳ０に達するようになさ
れる。つまり、たとえば制御系として上記（７）式の左
辺と右辺の偏差に応じた増大分だけトルクがＴ。／２か
ら増大する等トルク特性カーブが選択、設定される（ス
テップ１０５）。以下、ステップ１０３の判断結果がＹ
ＥＳである限り、ステップ１０１からステップ１０５ま
での処理が繰り返し実行されるが、やがて合成吸収馬力
Ｐｐがエンジン３の最大馬力ＰＳ、に違し、ステップ１
０３の判断結果がＮＯとなった時点で処理は終了する。The way to set the equal torque characteristic curves A, , A, etc. is that the combined absorption horsepower Pp of the two pumps is the same as that of the engine 3.
The combined absorption horsepower Pp is made to reach the maximum horsepower PSO of the engine 3 within a range that does not exceed the maximum horsepower PSO of the engine 3. That is, for example, in the control system, the torque is increased by an amount corresponding to the deviation between the left and right sides of equation (7) above. An equal torque characteristic curve increasing from /2 is selected and set (step 105). Below, the judgment result in step 103 is Y.
As long as it is ES, the processes from step 101 to step 105 are repeatedly executed, but eventually the combined absorption horsepower Pp is different from the maximum horsepower PS of the engine 3, and step 1
The process ends when the determination result in step 03 becomes NO.
ここで以上のような処理を行うことによる利点について
説明する。いま、パワーショベルが右側に曲がろうとし
ているものとすると、右側の腹帯（第１の作業機）には
軽負荷がかかり、しかも速度は低速でよい。しかしカー
ブ外側の左側の履帯（第２の作業機）には高負荷がかか
り、しかも速度は高速が要求される（ステップ１０１、
ステップ１０２の判断ＹＥＳ）。かかる状態では右側の
腹帯を駆動するための操作レバー６は最大操作量から絞
るように操作される。このため油圧ポンプ１の吐出流量
Ｑ１は小さくなる。すると、上記（７）′式に示すごと
く合成吸収馬力Ｐｐはエンジン最大馬力Ｐ Ｓ ｏより
も小さくなり、その労使用していないエンジンパワーに
余裕が生まれることになる（ステップ１０３の判断結果
ＹＥＳ）。Here, the advantages of performing the above processing will be explained. Assuming that the power excavator is about to turn to the right, a light load is applied to the right side belt (the first work implement), and the speed may be low. However, a high load is applied to the left track on the outside of the curve (second working machine), and high speed is required (step 101,
(Determination YES in step 102). In such a state, the operating lever 6 for driving the right abdominal band is operated to reduce its operating amount from the maximum operating amount. Therefore, the discharge flow rate Q1 of the hydraulic pump 1 becomes small. Then, as shown in the above equation (7)', the synthetic absorption horsepower Pp becomes smaller than the engine maximum horsepower PSO, and there is a margin in the unused engine power (YES in step 103). .
この余裕のエンジンパワーを油圧ポンプ２側に付与する
ようにする。高負荷な左側の腹帯（ステップ１０４の判
断結果ＹＥＳ）は高速で駆動させたいので、油圧ポンプ
２からより多くの流量の圧油を吐出する必要がある。そ
こで、油圧ポンプ２の等トルク特性カーブを第５図のＨ
に示すように増大させると同じ負荷がかかっている状態
、つまり吐出圧がＰｅと同じであっても油圧ポンプ２の
吐出流量Ｄ２がＥ１２と増大し、左側の履帯をより高速
で走行させることができる。このとき等トルク特性カー
ブの設定、つまり油圧ポンプ２側の吸収トルクＴの設定
の仕方は合成吸収トルクＰｐがエンジン最大馬力ＰＳｏ
と達するような大きさとして設定されることになる（ス
テップ１０３の判断結果Ｎｏ）。This extra engine power is applied to the hydraulic pump 2 side. Since it is desired to drive the high-load left abdominal band (YES in step 104) at high speed, it is necessary to discharge a larger flow rate of pressure oil from the hydraulic pump 2. Therefore, the equal torque characteristic curve of the hydraulic pump 2 is
When increased as shown in Figure 2, even when the same load is applied, that is, the discharge pressure is the same as Pe, the discharge flow rate D2 of the hydraulic pump 2 increases to E12, making it possible to run the left crawler track at a higher speed. can. At this time, how to set the equal torque characteristic curve, that is, how to set the absorption torque T on the hydraulic pump 2 side, is that the combined absorption torque Pp is the engine maximum horsepower PSo
(No in step 103).
なお、この実施例では油圧ポンプ２側（の作業機）が高
負荷であり、油圧ポンプ１側（の作業機）が低負荷であ
る場合、すなわちステップ１０４の判断結果がＹＥＳで
ある場合について説明したが、もちろん逆に油圧ポンプ
１側（の作業機）が高負荷であり、油圧ポンプ２側（の
作業機）が低負荷である場合にも、同様な処理が実行さ
れることになる。つまり、この場合は、ステップ１０４
の判断結果がＮｏとなり、っぎのステップ１０６におい
てステップ１０５の処理と同様の処理が行われることに
なり、高負荷な第１の作業機が高速で駆動されることに
なる。In this embodiment, a case will be explained in which the load on the hydraulic pump 2 side (the working machine) is high and the load on the hydraulic pump 1 side (the working machine) is low, that is, the case where the determination result in step 104 is YES. However, of course, the same process is also executed when, conversely, the load on the hydraulic pump 1 side (the working machine) is high and the load on the hydraulic pump 2 side (the working machine) is low. That is, in this case, step 104
The result of the determination is No, and in step 106, the same process as in step 105 is performed, and the first working machine with a high load is driven at high speed.
なお、実施例では適用対象を建設機械としているがこれ
に限定されることなく、エンジンによって駆動される２
つの油圧ポンプを有した油圧回路を使用する作業機であ
れば適用は任意である。In addition, although the application target is a construction machine in the example, the application target is not limited to this, and two machines driven by an engine.
It can be applied to any working machine that uses a hydraulic circuit with two hydraulic pumps.
以上説明したように本発明によれば、２つのポンプのう
ち一方が高負荷であり、他方が低負荷となる場合に油圧
ポンプの合成吸収馬力がエンジンの最大馬力となるよう
に高負荷側の油圧ポンプの吸収トルクを増加させるよう
にしたので、高負荷側の油圧ポンプの吐出流量が増大し
て、作業機を高速で駆動することができるようになる。As explained above, according to the present invention, when one of the two pumps has a high load and the other has a low load, the high-load side is adjusted so that the combined absorbed horsepower of the hydraulic pump becomes the maximum horsepower of the engine. Since the absorption torque of the hydraulic pump is increased, the discharge flow rate of the hydraulic pump on the high load side is increased, and the working machine can be driven at high speed.
このため作業効率が飛躍的に向上する。This dramatically improves work efficiency.
第１図は本発明にかかる油圧ポンプの制御装置の実施例
の構成を示す図、第２図は第１図に示すエンジンのエン
ジン回転数とトルクの関係を示す性能曲線図、第３図は
第１図に示すコントローラで行われる処理を例示したフ
ローチャート、第４図は第１図に示すＴＶＣ弁に加えら
れ信号と設定される油圧ポンプの吸収トルクの関係を示
すグラフ、該５図は第１図に示したＴＶＣ弁の作用を示
した特性図、第６図は従来の２ポンプ方式の油圧回路を
示す図、第７図は第６図に示したＴＣ弁の作用を示した
特性図である。
１．２・・・可変容量型油圧ポンプ、１ａ、２ａ・・・
斜板、３・・・エンジン、４．５・・・操作弁群、６．
７・・・操作レバー ８．９・・・ＴＶＣ弁、１０・・
・コントローラ、１３．１４・・・油圧ポンプ、１５．
１６・・・斜板角センサ、１７・・・回転数センサ。
第１
図
第２
図（Ｇ）
１ンジン８転数
第２
図（ｂ）
第３図
に、１ト馨坏工送もFIG. 1 is a diagram showing the configuration of an embodiment of a hydraulic pump control device according to the present invention, FIG. 2 is a performance curve diagram showing the relationship between engine speed and torque of the engine shown in FIG. 1, and FIG. FIG. 4 is a flowchart illustrating the processing performed by the controller shown in FIG. 1, FIG. 4 is a graph showing the relationship between the signal applied to the TVC valve shown in FIG. Figure 1 is a characteristic diagram showing the action of the TVC valve, Figure 6 is a diagram showing a conventional two-pump system hydraulic circuit, and Figure 7 is a characteristic diagram showing the action of the TC valve shown in Figure 6. It is. 1.2...Variable displacement hydraulic pump, 1a, 2a...
Swash plate, 3... Engine, 4.5... Operation valve group, 6.
7...Operation lever 8.9...TVC valve, 10...
- Controller, 13.14... Hydraulic pump, 15.
16... Swash plate angle sensor, 17... Rotation speed sensor. Fig. 1 Fig. 2 (G) 1 engine 8 rotations Fig. 2 (b) Fig. 3 also shows the 1-engine transmission
Claims (1)
作に応じて作業機に供給する第１、第２の可変容量型油
圧ポンプと、これら第１、第２の油圧ポンプの吐出圧油
の圧力をそれぞれ検出する第１、第２の圧力検出手段と
を有し、これら第１、第２の圧力検出手段の各出力に基
づいて前記第１、第２の油圧ポンプの合成吸収トルクが
一定の大きさとなるように前記第１、第２の油圧ポンプ
の斜板傾転角をそれぞれ制御するようにした油圧ポンプ
の制御装置において、 入力設定信号に応じて前記第１、第２の油圧ポンプの吸
収トルクの大きさをそれぞれ設定する第１、第２のＴＶ
Ｃ弁と、 前記エンジンの回転数を検出する回転数検出手段と、 前記第１、第２の可変容量型油圧ポンプの斜板傾転角を
それぞれ検出する検出する第１、第２の斜板角検出手段
と、 前記回転数検出手段の出力と前記第１、第２の圧力検出
手段の各出力と前記第１、第２の斜板角検出手段の各出
力とに基づいて前記第１、第２の油圧ポンプの吸収馬力
の和を演算する演算手段と、前記第１、第２の圧力検出
手段の各出力に基づき前記第１、第２の可変容量型油圧
ポンプのうちいずれの油圧ポンプの吐出圧が大きいかを
判定する判定手段と、前記第１、第２の圧力検出手段の
出力の偏差が所定値以上になった場合に、前記判定手段
によって吐出圧が大きいと判定された一方のポンプに対
応する前記ＴＶＣ弁に対して前記演算手段の演算値が前
記エンジンの最大馬力となるように設定吸収トルクを増
加する設定信号を出力する手段とを具えたことを特徴と
する油圧ポンプの制御装置。[Scope of Claims] First and second variable displacement hydraulic pumps that are driven by an engine and supply discharge pressure oil to a working machine in accordance with operation of a control lever; It has first and second pressure detection means for respectively detecting the pressure of the discharge pressure oil, and synthesizes the first and second hydraulic pumps based on the respective outputs of the first and second pressure detection means. In a hydraulic pump control device, the swash plate tilting angles of the first and second hydraulic pumps are respectively controlled so that the absorption torque becomes constant, and the first and second hydraulic pumps are controlled in accordance with an input setting signal. first and second TVs that respectively set the magnitude of the absorption torque of the second hydraulic pump;
C-valve; rotation speed detection means for detecting the rotation speed of the engine; and first and second swash plates for detecting swash plate tilt angles of the first and second variable displacement hydraulic pumps, respectively. angle detection means; and the first, based on the output of the rotation speed detection means, each output of the first and second pressure detection means, and each output of the first and second swash plate angle detection means. a calculation means for calculating the sum of absorption horsepower of the second hydraulic pump, and which hydraulic pump of the first and second variable displacement hydraulic pumps is selected based on each output of the first and second pressure detection means; a determining means for determining whether the discharge pressure is large, and when the deviation between the outputs of the first and second pressure detecting means exceeds a predetermined value, the determining means determines that the discharge pressure is large; and means for outputting a setting signal for increasing a set absorption torque to the TVC valve corresponding to the pump so that the calculated value of the calculating means becomes the maximum horsepower of the engine. control device.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2269163A JPH04143472A (en) | 1990-10-05 | 1990-10-05 | Control device of oil-hydraulic pump |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2269163A JPH04143472A (en) | 1990-10-05 | 1990-10-05 | Control device of oil-hydraulic pump |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH04143472A true JPH04143472A (en) | 1992-05-18 |
Family
ID=17468558
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2269163A Pending JPH04143472A (en) | 1990-10-05 | 1990-10-05 | Control device of oil-hydraulic pump |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH04143472A (en) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH07259140A (en) * | 1994-03-17 | 1995-10-09 | Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd | Pump controller of hydraulic shovel |
| US7059125B2 (en) | 2003-09-05 | 2006-06-13 | Kobelco Construction Machinery Co., Ltd. | Hydraulic controller for construction machine |
| JP2012132180A (en) * | 2010-12-21 | 2012-07-12 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Working machine |
-
1990
- 1990-10-05 JP JP2269163A patent/JPH04143472A/en active Pending
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH07259140A (en) * | 1994-03-17 | 1995-10-09 | Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd | Pump controller of hydraulic shovel |
| US7059125B2 (en) | 2003-09-05 | 2006-06-13 | Kobelco Construction Machinery Co., Ltd. | Hydraulic controller for construction machine |
| JP2012132180A (en) * | 2010-12-21 | 2012-07-12 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Working machine |
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