JPH04300404A - Controller for hydraulic working machine - Google Patents
Controller for hydraulic working machineInfo
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Landscapes
- Fluid-Pressure Circuits (AREA)
- Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)
Abstract
Description
【０００１】0001
【産業上の利用分野】本発明はパワーショベル等の建設
機械を含む油圧駆動機械の制御装置に関し、特に操作弁
を操作する操作レバーの一定操作量当たりの作業機アク
チュエータの駆動速度の変化量を可変することができる
装置に関する。[Field of Industrial Application] The present invention relates to a control system for hydraulically driven machines including construction machines such as power shovels, and more particularly, the present invention relates to a control system for hydraulically driven machines including construction machines such as power shovels. The present invention relates to a device that can be changed.
【０００２】0002
【従来の技術】油圧駆動機械たる建設機械で採用、実施
されているいわゆるロードセンシングシステムは、より
少ないポンプ数および操作弁数で複数の作業機の同時操
作性を向上させることを目的として開発されたものであ
り、下記（１）式に示すようにポンプ吐出圧Ｐｐ と作
業機アクチュエータの負荷圧力ＰＬＳとの差圧を一定に
するようにポンプ流量Ｑｐ を制御する。なお、以下、
記号ＳＱ（Ｘ）をＸの平方根と定義する。[Prior Art] The so-called load sensing system adopted and implemented in construction machinery, which is hydraulically driven machinery, was developed with the aim of improving the simultaneous operability of multiple working machines with a smaller number of pumps and operating valves. The pump flow rate Qp is controlled so as to keep the differential pressure between the pump discharge pressure Pp and the load pressure PLS of the work equipment actuator constant as shown in the following equation (1). In addition, below,
The symbol SQ(X) is defined as the square root of X.
【０００３】
Ｑｐ ＝Ｃ・Ａ・ＳＱ（Ｐｐ ーＰＬＳ） …（１）
ただし、Ｃは定数、Ａは操作弁の開口面積である。[0003] Qp = C・A・SQ(Pp -PLS)...(1)
However, C is a constant and A is the opening area of the operating valve.
【０００４】すなわち、図６は従来のこの種の装置の構
成を概念的に示すものであり、油圧ポンプ２の吐出圧油
は管路９、操作弁７を介して作業機アクチュエータ３に
供給され、これにより作業機アクチュエータ３に連結さ
れた図示せぬ作業機（たとえばブーム）が駆動される。
同図に一点鎖線で示すロードセンシング制御部１３´は
上記ロードセンシング機能を発揮すべく設けられており
、作業機アクチュエータ３の負荷圧力ＰＬＳが操作弁７
の出口で検出されるとともに、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐ
ｐがポンプ出口で検出され、これら両圧力はパイロット
圧として制御弁１３の各端部に加えられる。そして制御
弁１３では、これらパイロット圧の差圧が、一端に押し
付けられているバネ１５の設定バネ力に応じた圧力にな
るよう上記（１）式にしたがって二位置Ｅ、Ｆが切り換
えられ、切り換え位置に応じた吐出量の圧油がレギュレ
ータ１２のシリンダ室に供給され、斜板２ａの傾転角が
制御される。That is, FIG. 6 conceptually shows the configuration of a conventional device of this type, in which pressure oil discharged from a hydraulic pump 2 is supplied to a work machine actuator 3 via a pipe 9 and an operating valve 7. As a result, a working machine (for example, a boom), not shown, connected to the working machine actuator 3 is driven. A load sensing control section 13' shown by a dashed line in the figure is provided to perform the load sensing function described above, and the load pressure PLS of the work equipment actuator 3 is controlled by the operating valve 7.
The discharge pressure P of the hydraulic pump 2 is detected at the outlet of the hydraulic pump 2.
p is sensed at the pump outlet and both these pressures are applied as pilot pressures to each end of the control valve 13. Then, in the control valve 13, the two positions E and F are switched according to the above equation (1) so that the differential pressure between these pilot pressures becomes a pressure corresponding to the set spring force of the spring 15 pressed against one end. Pressure oil with a discharge amount depending on the position is supplied to the cylinder chamber of the regulator 12, and the tilt angle of the swash plate 2a is controlled.
【０００５】[0005]
【発明が解決しようとする課題】しかし、図６に示す装
置では油圧ポンプ２の吐出圧力Ｐｐ と作業アクチュエ
ータ３の負荷圧力ＰＬＳとの差圧はバネ１５の設定バネ
力で定まる一義的な値となり、これに応じて操作弁７の
図示せぬ操作レバーの操作ストローク量と作業機アクチ
ュエータ３が駆動される速度Ｖ（たとえば油圧シリンダ
であればロッドが動くスピード）との関係は図５のＫに
示すように一義的に定まってしまうことになる。ところ
で建設機械で行われる作業内容によっては作業機アクチ
ュエータ３の最大速度を得るべく第５図のＫの傾きを大
きくしたい場合（通常操作時）もあろうし、また、操作
レバーの一定操作量当たりの作業機アクチュエータ３の
駆動速度Ｖの変化量を小さくして細やかな操作を行いた
い場合（微操作時）もある。However, in the device shown in FIG. 6, the differential pressure between the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 2 and the load pressure PLS of the work actuator 3 is a unique value determined by the set spring force of the spring 15. Accordingly, the relationship between the operating stroke amount of the operating lever (not shown) of the operating valve 7 and the speed V at which the work equipment actuator 3 is driven (for example, the speed at which the rod moves in the case of a hydraulic cylinder) is shown in K in FIG. As shown, it is uniquely determined. By the way, depending on the type of work performed on the construction machine, there may be cases where it is desired to increase the slope of K in Fig. 5 (during normal operation) in order to obtain the maximum speed of the work machine actuator 3, and there may also be cases where it is desired to increase the slope of K in Fig. 5 in order to obtain the maximum speed of the work machine actuator 3. There are cases where it is desired to perform fine operation by reducing the amount of change in the drive speed V of the work implement actuator 3 (during fine operation).
【０００６】そこで、上記差圧を可変することでこの要
求に応えることが考えられる。しかもロードセンシング
制御部１３´に何等手を加えない簡単な改造でかつ低コ
ストでこれを実現するのが望ましい。[0006] Therefore, it may be possible to meet this demand by varying the differential pressure. Moreover, it is desirable to realize this at a low cost and by a simple modification that does not require any modification to the load sensing control section 13'.
【０００７】本発明はこうした実情に鑑みてなされたも
のであり、操作レバーの一定操作量当たりの作業機アク
チュエータの駆動速度の変化量を簡易かつ安価な構成で
所望に可変することができる油圧駆動機械の制御装置を
提供することをその目的としている。The present invention has been made in view of the above circumstances, and provides a hydraulic drive system that allows the amount of change in the drive speed of a working machine actuator to be varied as desired per constant operation amount of the operation lever with a simple and inexpensive configuration. Its purpose is to provide a control device for machines.
【０００８】[0008]
【課題を解決するための手段】そこで本発明では、油圧
ポンプの吐出圧油が供給され、操作量に応じて作業機ア
クチュエータに圧油を供給する操作弁と、該操作弁と前
記作業機アクチュエータとの間の圧油供給路に配設され
、前記操作弁から供給される圧油を減圧して前記作業機
アクチュエータに供給する圧力制御弁とを有し、前記油
圧ポンプの吐出圧力と前記作業機アクチュエータの負荷
圧力との差圧が所定値になるように前記油圧ポンプの吐
出流量を制御するようにした油圧駆動機械の制御装置に
おいて、制御指令に応じて前記圧力制御弁における減圧
量を可変する手段を具えるようにしている。[Means for Solving the Problems] Accordingly, the present invention provides an operating valve to which pressure oil discharged from a hydraulic pump is supplied and supplies the pressure oil to a work equipment actuator according to the amount of operation, and a control valve that connects the operating valve and the work equipment actuator. and a pressure control valve disposed in a pressure oil supply path between the operating valve and the pressure oil supplied from the operation valve to supply the work equipment actuator to the work equipment actuator, the pressure control valve is configured to reduce the pressure of the pressure oil supplied from the operation valve and supply it to the work equipment actuator. A control device for a hydraulically driven machine that controls a discharge flow rate of the hydraulic pump so that a differential pressure with a load pressure of a machine actuator becomes a predetermined value, the amount of pressure reduction in the pressure control valve is variable according to a control command. I am trying to have the means to do so.
【０００９】[0009]
【作用】かかる構成によれば、制御指令に応じて圧力制
御弁の入口の圧力に対して出口の圧力が相対的に低下す
るよう変化する。ここで油圧ポンプの吐出圧と圧力制御
弁の出口圧である作業機アクチュエータの負荷圧力との
差圧が所定値になるように油圧ポンプの吐出流量が制御
される。このとき油圧ポンプの吐出圧力と圧力制御弁の
入口圧である操作弁の出口圧との差圧の関係でみればこ
の差圧は圧力制御弁の圧力低下量に応じて小さくなるよ
う変化することになり、この差圧の変化により操作弁の
操作レバーの一定操作量当たりの作業機アクチュエータ
の駆動速度の変化量が変化することになる。According to this structure, the pressure at the outlet of the pressure control valve changes so as to decrease relative to the pressure at the inlet of the pressure control valve in response to a control command. Here, the discharge flow rate of the hydraulic pump is controlled so that the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the load pressure of the work implement actuator, which is the outlet pressure of the pressure control valve, becomes a predetermined value. At this time, looking at the relationship between the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the outlet pressure of the operating valve, which is the inlet pressure of the pressure control valve, this differential pressure changes to become smaller according to the amount of pressure drop of the pressure control valve. This change in differential pressure causes a change in the amount of change in the driving speed of the work implement actuator per constant amount of operation of the operating lever of the operating valve.
【００１０】0010
【実施例】以下図面を参照して本発明の実施例について
説明する。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Examples of the present invention will be described below with reference to the drawings.
【００１１】なお、実施例では油圧駆動機械としてパワ
ーショベルを想定している。In the embodiment, a power shovel is assumed as the hydraulically driven machine.
【００１２】第１図はパワーショベルの作業機のうち２
種類の作業機（たとえばブーム、アーム）を駆動する作
業機油圧回路の構成を示している。FIG. 1 shows two of the working machines of a power shovel.
This figure shows the configuration of a work machine hydraulic circuit that drives various types of work machines (for example, booms and arms).
【００１３】同図に示すように可変容量型油圧ポンプ２
はエンジン１によって駆動され、斜板駆動用のレギュレ
ータ１２のロッドの移動に応じてその斜板２ａの傾転角
が変化される。そしてこの斜板２ａの傾転角の変化に応
じて油圧ポンプ２の１回転当たりの吐出流量Ｑ（ｃｃ／
ｒｅｖ）が変化される。エンジン１には該エンジン１の
回転数（ｒ・ｐ・ｍ）Ｎを検出する回転センサ３２が付
設されており、この回転センサ３２の検出信号Ｎはコン
トローラ３３に加えられる。As shown in the figure, a variable displacement hydraulic pump 2
is driven by the engine 1, and the tilt angle of the swash plate 2a is changed in accordance with the movement of the rod of the regulator 12 for driving the swash plate. According to the change in the tilt angle of the swash plate 2a, the discharge flow rate Q (cc/
rev) is changed. A rotation sensor 32 is attached to the engine 1 to detect the rotation speed (r.p.m) N of the engine 1, and a detection signal N from the rotation sensor 32 is applied to a controller 33.
【００１４】油圧ポンプ２の吐出圧油は、管路９および
該管路９を分岐する管路９ｂ、９ａを介して操作弁７、
８にそれぞれ供給される。操作弁７、８は図示せぬ操作
レバーの操作量に応じてスプールが駆動され、このスプ
ールの移動量に応じた流量の圧油が作業機アクチュエー
タたる油圧シリンダ３、４にそれぞれ供給される。この
とき操作弁７から流出される圧油は管路３ａ、３ｂを介
して油圧シリンダ３の伸張側のシリンダ室、縮退側のシ
リンダ室にそれぞれ供給され、油圧シリンダ３をそれぞ
れ伸張、縮退させる。同様に操作弁８から流出される圧
油は管路４ａ、４ｂを介して油圧シリンダ４の伸張側の
シリンダ室、縮退側のシリンダ室に供給され、油圧シリ
ンダ４をそれぞれ伸張、縮退させる。The pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 is passed through a pipe 9 and pipes 9b and 9a branching from the pipe 9 to the operation valve 7,
8, respectively. The spools of the operation valves 7 and 8 are driven in accordance with the amount of operation of an operation lever (not shown), and pressure oil at a flow rate corresponding to the amount of movement of the spool is supplied to the hydraulic cylinders 3 and 4, which are working machine actuators, respectively. At this time, the pressure oil flowing out from the operating valve 7 is supplied to the cylinder chamber on the extension side and the cylinder chamber on the retraction side of the hydraulic cylinder 3 via the pipes 3a and 3b, respectively, to extend and retract the hydraulic cylinder 3, respectively. Similarly, the pressure oil flowing out from the operating valve 8 is supplied to the cylinder chamber on the extension side and the cylinder chamber on the retraction side of the hydraulic cylinder 4 via the pipes 4a and 4b, thereby respectively extending and retracting the hydraulic cylinder 4.
【００１５】操作弁７、８は３位置Ｎ、Ｍ、Ｌからなり
、中立位置Ｎではポンプ２から吐出される圧油が流入す
るポンプポートはクローズ状態であり、切換位置Ｎから
切換位置Ｌ，Ｍまでの途中の状態では操作弁を流れる圧
油はスプールに設けられたスロットリングの可変の絞り
２０で絞られる。また、切換位置Ｌ、Ｍでは絞り２０は
一定の面積になっているとともに各位置で油圧シリンダ
３、４の負荷圧、つまり管路３ａ、３ｂ、４ａおよび４
ｂにそれぞれ配設された減圧弁２５ａ、２５ｂ、２６ａ
および２６ｂの出口側の圧力がポートＲを介してチェッ
ク弁２１、２２にそれぞれ導かれる。The operating valves 7 and 8 have three positions N, M, and L. At the neutral position N, the pump port into which the pressure oil discharged from the pump 2 flows is in a closed state, and from the switching position N to the switching position L, In the state halfway up to M, the pressure oil flowing through the operating valve is throttled by a variable throttle 20 of a throttling provided on the spool. In addition, at the switching positions L and M, the orifice 20 has a constant area, and at each position, the load pressure of the hydraulic cylinders 3 and 4, that is, the pipe lines 3a, 3b, 4a, and 4
Pressure reducing valves 25a, 25b, 26a respectively disposed in b
The pressure on the outlet side of 26b and 26b is led to check valves 21 and 22 via port R, respectively.
【００１６】チェック弁２１はパイロット管路２３ａに
接続され、このパイロット管路２３ａはパイロット管路
２３ｂに接続されている。パイロット管路２３ｂにはチ
ェック弁２２が接続されている。そしてパイロット管路
２３ｂはパイロット管路２４に接続されている。よって
パイロット管路２４には油圧シリンダ３、４のうち高圧
ＰＬＳ側の圧油がチェック弁２１、２２のいずれかを通
過して導かれることになる。パイロット管路２４は減圧
弁２５ａ、２５ｂ、２６ａおよび２６ｂのバネ位置側に
接続されており、結局、減圧弁２５ａ、２５ｂ、２６ａ
および２６ｂのバネ位置側には油圧シリンダ３、４の高
圧側の負荷圧ＰＬＳが加えられることになる。バネに対
向する側には減圧弁の入口側の圧油、つまり操作弁７、
８の出口側の圧力がパイロット圧として加えられている
。The check valve 21 is connected to a pilot line 23a, and this pilot line 23a is connected to a pilot line 23b. A check valve 22 is connected to the pilot line 23b. The pilot line 23b is connected to the pilot line 24. Therefore, the pressure oil from the high-pressure PLS side of the hydraulic cylinders 3 and 4 passes through either of the check valves 21 and 22 and is guided to the pilot pipe line 24. The pilot pipe line 24 is connected to the spring position side of the pressure reducing valves 25a, 25b, 26a and 26b, and eventually the pressure reducing valves 25a, 25b, 26a
The load pressure PLS on the high pressure side of the hydraulic cylinders 3 and 4 is applied to the spring position side of 26b. On the side facing the spring is the pressure oil on the inlet side of the pressure reducing valve, that is, the operating valve 7,
The pressure on the outlet side of No. 8 is applied as pilot pressure.
【００１７】なお、管路１０は操作弁７、８の圧油をタ
ンク１１にリリーフすべく設けられている。定容量型油
圧ポンプ３４は所定圧力の圧油を吐出するものであり、
この吐出圧油は制御弁３５、パイロット管路３８を介し
て減圧弁２５ａ、２５ｂ、２６ａおよび２６ｂのバネ位
置側の端部に加えられる。Note that the pipe line 10 is provided to relieve the pressure oil from the operating valves 7 and 8 into a tank 11. The constant displacement hydraulic pump 34 discharges pressure oil at a predetermined pressure.
This discharge pressure oil is applied to the spring position side ends of the pressure reducing valves 25a, 25b, 26a and 26b via the control valve 35 and the pilot pipe 38.
【００１８】制御弁３５は、バネ３６位置側に対向して
設けられたソレノイド３７に電流ｉが加えられるとソレ
ノイド３７が付勢され、バネ３６による付勢方向と逆方
向の力が加わるよう構成されている。すなわち、制御弁
３５は電流ｉが小さいと位置Ｇ側に切り換えられ、制御
弁３５から出力される圧力ＰＡ が小さくなり、一方、
電流ｉが大きいと位置Ｈ側に切り換えられ、制御弁３５
から出力される圧力ＰＡが大きくなる。この関係は下記
（２）式のごとくなる。
ＰＡ ＝ｋ１ ＋ｋ２ ・ｉ …（２）ただし、ｋ１
、ｋ２ は定数である。電流ｉは制御弁３５に対する
制御指令としてコントローラ３３から出力される。すな
わち、コントローラ３３のメモリには図４に示すように
エンジン回転数Ｎが小さくなるほどソレノイド３６に加
える電流（以下ソレノイド電流という）ｉが大きくなる
特性のエンジン回転数Ｎとソレノイド電流ｉとの関係が
予め記憶、格納されている。The control valve 35 is configured so that when a current i is applied to a solenoid 37 provided opposite to the spring 36 position, the solenoid 37 is energized and a force is applied in the opposite direction to the biasing direction of the spring 36. has been done. That is, when the current i is small, the control valve 35 is switched to the position G side, and the pressure PA output from the control valve 35 becomes small.
When the current i is large, it is switched to the position H side, and the control valve 35
The pressure PA output from increases. This relationship is as shown in equation (2) below. PA =k1 +k2 ・i...(2) However, k1
, k2 are constants. The current i is output from the controller 33 as a control command to the control valve 35. That is, as shown in FIG. 4, the memory of the controller 33 has a relationship between the engine speed N and the solenoid current i such that the smaller the engine speed N, the larger the current i applied to the solenoid 36 (hereinafter referred to as solenoid current). Memorized and stored in advance.
【００１９】そこでコントローラ３３に回転センサ３２
の検出信号Ｎが入力されると、図４の関係にしたがって
対応するソレノイド電流ｉが読み出され、該ソレノイド
電流ｉがソレノイド３７に加えられる。よってエンジン
回転数Ｎが最大回転数ＮＨ のとき電流ｉは最小０とな
り、圧力ＰＡ は最小となる。そしてエンジン回転数Ｎ
が小さくなるほど電流ｉは大きくなり、これに伴い圧力
ＰＡ は大きくなる。そしてエンジン回転数Ｎが最小回
転数ＮＬ のとき電流ｉが最大ＩＭＡＸ となり、この
とき制御弁３５によって入口側のポンプ３４の吐出圧は
減圧されることなく出口側の圧力ＰＡ が最大となる。Therefore, the rotation sensor 32 is installed in the controller 33.
When the detection signal N is input, the corresponding solenoid current i is read out according to the relationship shown in FIG. 4, and the solenoid current i is applied to the solenoid 37. Therefore, when the engine speed N is the maximum speed NH, the current i becomes a minimum of 0, and the pressure PA becomes a minimum. and engine speed N
The smaller the current i becomes, the larger the current i becomes, and accordingly the pressure PA becomes larger. When the engine rotational speed N is the minimum rotational speed NL, the current i reaches the maximum IMAX, and at this time, the control valve 35 does not reduce the discharge pressure of the pump 34 on the inlet side, and the pressure PA on the outlet side becomes the maximum.
【００２０】さて、油圧ポンプ２の吐出側の管路９はパ
イロット管路１４に分岐され、このパイロット管路１４
はレギュレータ１２の縮退側のシリンダ室に接続される
とともに制御弁１３の一方の端部ａに接続されている。
パイロット管路２３ｂは延長されて制御弁１３のバネ１
５が位置されている側の他方の端部ｂに接続されている
。このため制御弁１３の端部ａには油圧ポンプ２の吐出
圧Ｐｐ が、また他方の端部ｂには油圧シリンダ３、４
の負荷圧のうち高圧側の圧力ＰＬＳがそれぞれパイロッ
ト圧として加えられる。そして制御弁１３では、これら
パイロット圧の差圧が、端部ｂに押し付けられているバ
ネ１５の設定バネ力に応じた圧力になるよう二位置Ｅ、
Ｆが切り換えられ、切り換え位置に応じた吐出量の圧油
がレギュレータ１２の伸張側のシリンダ室に供給（また
は排出）され、斜板２ａの傾転角が制御される。このと
き圧力Ｐｐ 、ＰＬＳと油圧ポンプ２の吐出量（容積）
Ｑの関係は下記（３）式で表わされる。Now, the pipe line 9 on the discharge side of the hydraulic pump 2 is branched into a pilot pipe line 14.
is connected to the cylinder chamber on the retraction side of the regulator 12 and to one end a of the control valve 13. The pilot line 23b is extended to connect the spring 1 of the control valve 13.
5 is connected to the other end b on the side where it is located. Therefore, the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 2 is applied to the end a of the control valve 13, and the hydraulic cylinders 3 and 4 are applied to the other end b of the control valve 13.
Of the load pressures, the pressure PLS on the high pressure side is applied as a pilot pressure. In the control valve 13, the pressure difference between these pilot pressures is set at two positions E and 1 so that the pressure difference between these pilot pressures becomes a pressure corresponding to the set spring force of the spring 15 pressed against the end b.
F is switched, and a discharge amount of pressure oil corresponding to the switching position is supplied (or discharged) to the cylinder chamber on the extension side of the regulator 12, and the tilt angle of the swash plate 2a is controlled. At this time, the pressure Pp, PLS and the discharge amount (volume) of the hydraulic pump 2
The relationship between Q is expressed by the following equation (3).
【００２１】
Ｑ＝Ｃ・Ａ・ＳＱ（Ｐｐ ーＰＬＳ） …（３）ここ
でＣは定数であり、Ａは絞り２０の開口面積である。Q=C・A・SQ(Pp −PLS) (3) where C is a constant and A is the aperture area of the diaphragm 20.
【００２２】図２は差圧Ｐｐ ーＰＬＳとポンプ容積Ｑ
との関係を示したものであり、差圧ＰｐーＰＬＳがバネ
１５の設定ばね力に応じた圧力ΔＰとなる前後でポンプ
２の容積Ｑが大きく変化しているのがわかる。すなわち
差圧Ｐｐ ーＰＬＳが大きいとこの差圧がバネ１５の設
定バネ力に打ち勝ち制御弁１３はＦ位置側に切り換えら
れ、油圧ポンプ２から出力される圧油が制御弁１３を介
してレギュレータ１２の伸張側のシリンダ室に流入され
る。このためレギュレータ１２により斜板２ａは最小の
傾転角側に回動され、ポンプ２の容積Ｑは最小側に移行
される。するとこれに応じて差圧Ｐｐ ーＰＬＳが小さ
くなり、今度はバネ１５の付勢力によって制御弁１３は
Ｅ位置側に切り換えられ、レギュレータ１２の伸張側の
シリンダ室から圧油が制御弁１３を介してタンクにドレ
インされる。このためレギュレータ１２により斜板２ａ
は最大の傾転角側に回動され、ポンプ２の容積Ｑは最大
側に移行される。すると、差圧Ｐｐ ーＰＬＳが大きく
なる。以上のような動作が繰り返し行われて、結局、差
圧Ｐｐ ーＰＬＳはバネ１５の設定バネ力に応じた圧力
ΔＰと釣合い、この圧力ΔＰに保持されることになる（
点Ｄ参照）。結局、上記（３）式は
Ｑ＝Ｃ・Ａ・ＳＱ（Ｐｐ ーＰＬＳ）＝Ｃ・Ａ・ＳＱ（
ΔＰ）（一定）…（３）´
という関係となる。FIG. 2 shows differential pressure Pp -PLS and pump volume Q.
It can be seen that the volume Q of the pump 2 changes significantly before and after the differential pressure Pp-PLS becomes the pressure ΔP corresponding to the set spring force of the spring 15. That is, when the differential pressure Pp - PLS is large, this differential pressure overcomes the set spring force of the spring 15 and the control valve 13 is switched to the F position side, and the pressure oil output from the hydraulic pump 2 passes through the control valve 13 to the regulator 12. into the cylinder chamber on the extension side. Therefore, the swash plate 2a is rotated by the regulator 12 to the minimum tilt angle side, and the volume Q of the pump 2 is shifted to the minimum side. Then, the differential pressure Pp -PLS decreases accordingly, and the control valve 13 is now switched to the E position side by the biasing force of the spring 15, and pressure oil flows from the cylinder chamber on the extension side of the regulator 12 through the control valve 13. is drained into the tank. Therefore, the swash plate 2a is controlled by the regulator 12.
is rotated to the maximum tilt angle side, and the volume Q of the pump 2 is shifted to the maximum side. Then, the differential pressure Pp -PLS increases. The above operations are repeated, and eventually the differential pressure Pp - PLS balances out with the pressure ΔP according to the set spring force of the spring 15, and is maintained at this pressure ΔP (
(See point D). After all, the above equation (3) is Q=C・A・SQ(Pp -PLS)=C・A・SQ(
The relationship is ΔP) (constant)...(3)'.
【００２３】いま、減圧弁２５ａ、２５ｂにパイロット
管路３８からの圧力ＰＡ が加えられていないと仮定し
て操作弁７に注目する。このとき操作レバーの操作によ
り操作弁７を中立位置Ｎから切換位置ＬまたはＭに切り
換えると絞り２０（絞り開口面積Ａ）により操作弁７を
通過する圧油の流量が絞られる。このため油圧ポンプ２
の吐出圧Ｐｐ（操作弁７の入口の圧力）は操作弁７の出
口の圧力、つまり減圧弁２５ａ、２５ｂの入口の圧力Ｐ
ａ よりも所定の圧力Ｐだけ高くなる。すなわち、Ｐｐ
ーＰａ ＝Ｐ …（４）
となる。このとき減圧弁２５ａ、２５ｂではバネ位置側
の端部に作用している圧力はバネ力だけであり、これに
よる小さい抵抗のみが流入する圧油に働くのみであるの
で、減圧弁２５ａ、２５ｂでの減圧はわずかである。こ
のため、減圧弁２５ａ、２５ｂの前後の圧力Ｐａ 、Ｐ
ＬＳは等しく、（４）式は、
Ｐｐ ーＰａ ＝Ｐｐ ーＰＬＳ＝ΔＰ（一定） …
（５）と考えることができる。Now, attention will be paid to the operation valve 7, assuming that the pressure PA from the pilot line 38 is not applied to the pressure reducing valves 25a, 25b. At this time, when the operating valve 7 is switched from the neutral position N to the switching position L or M by operating the operating lever, the flow rate of the pressure oil passing through the operating valve 7 is throttled by the throttle 20 (throttle opening area A). For this reason, hydraulic pump 2
The discharge pressure Pp (pressure at the inlet of the operation valve 7) is the pressure at the outlet of the operation valve 7, that is, the pressure P at the inlet of the pressure reducing valves 25a and 25b.
a by a predetermined pressure P. That is, Pp
-Pa=P...(4). At this time, the pressure acting on the ends of the pressure reducing valves 25a and 25b on the spring position side is only the spring force, and only a small resistance due to this acts on the inflowing pressure oil, so the pressure reducing valves 25a and 25b The decompression of is small. For this reason, the pressures Pa and P before and after the pressure reducing valves 25a and 25b
LS is equal, and formula (4) is: Pp - Pa = Pp - PLS = ΔP (constant)...
(5) can be considered.
【００２４】そこで、今度は減圧弁２５ａ、２５ｂにパ
イロット管路３８からの圧力ＰＡ が加えられた状態を
考えると、減圧弁２５ａ、２５ｂではバネ位置側の端部
に作用する圧力はバネ力以外にパイロット圧ＰＡ が加
わり、減圧弁２５ａ、２５ｂでは圧力ＰＡ 分だけの減
圧が行われる。すなわち、減圧量ＰａーＰＬＳがパイロ
ット圧ＰＡ 分大きくなるので同じ負荷圧ＰＬＳを得よ
うとするとパイロット圧ＰＡ が加えられていない状態
に比べて圧力Ｐａ が大きくなる。このため差圧Ｐｐ
ーＰａが以下のように小さくなる。[0024] Now, considering the state in which the pressure PA from the pilot pipe 38 is applied to the pressure reducing valves 25a, 25b, the pressure acting on the end of the pressure reducing valves 25a, 25b on the spring position side is due to pressure other than the spring force. A pilot pressure PA is applied to the pressure, and the pressure is reduced by an amount corresponding to the pressure PA in the pressure reducing valves 25a and 25b. That is, since the pressure reduction amount Pa-PLS increases by the pilot pressure PA, if an attempt is made to obtain the same load pressure PLS, the pressure Pa will increase compared to a state where no pilot pressure PA is applied. Therefore, the differential pressure Pp
-Pa becomes smaller as follows.
【００２５】
Ｐｐ ーＰａ ＝ΔＰーＰＡ …（６）よって、操
作弁７の前後の差圧Ｐ＝Ｐｐ ーＰａ は上記（６）式
と（２）式から図３に示すようにソレノイド電流ｉに応
じて変化する。Pp - Pa = ΔP - PA (6) Therefore, the differential pressure P = Pp - Pa before and after the operation valve 7 is determined by the solenoid current i from the above equations (6) and (2) as shown in FIG. It changes depending on.
【００２６】ところで上記操作弁７の前後の差圧Ｐと油
圧シリンダ３の駆動速度Ｖとの間には、操作レバーのス
トローク量が同じであれば、差圧Ｐが大きいほど操作弁
を流れる流量が大きく、したがって駆動速度Ｖが大きく
なるという関係がある。By the way, between the differential pressure P before and after the operating valve 7 and the drive speed V of the hydraulic cylinder 3, if the stroke amount of the operating lever is the same, the larger the differential pressure P, the greater the flow rate through the operating valve. is large, and therefore the driving speed V is large.
【００２７】そこで、図３のグラフから明らかなように
エンジン回転数が最大ＮＨ のとき（ソレノイド電流ｉ
＝０）に差圧Ｐが最大、
ΔＰーｋ１
となり、このとき油圧シリンダ３の駆動速度Ｖが最大と
なる。Therefore, as is clear from the graph of FIG. 3, when the engine speed is the maximum NH (solenoid current i
= 0), the differential pressure P reaches its maximum, ΔP-k1, and at this time, the driving speed V of the hydraulic cylinder 3 reaches its maximum.
【００２８】また、エンジン回転数が最小ＮＬ のとき
（ソレノイド電流ｉ＝ＩＭＡＸ ）に差圧Ｐが最小、Δ
Ｐー（ｋ１ ＋ｋ２ ・ＩＭＡＸ ）となり、このとき
油圧シリンダ３の駆動速度Ｖが最小となる。Furthermore, when the engine speed is the minimum NL (solenoid current i=IMAX), the differential pressure P is the minimum, Δ
P-(k1 +k2 ・IMAX), and at this time, the driving speed V of the hydraulic cylinder 3 becomes the minimum.
【００２９】以上のことからわかるように図５に示すよ
うに操作弁７の操作レバーの操作ストローク量と油圧シ
リンダ３の駆動速度Ｖとの関係でみれば矢印Ｊに示すよ
うにエンジン回転数Ｎの増大に伴い直線Ｒから直線Ｓへ
と一定ストローク量に対する油圧シリンダの駆動速度Ｖ
の変化量が増大することになる。なお、以上の関係は操
作弁８、油圧シリンダ４側についても同様に成立する。As can be seen from the above, when looking at the relationship between the operating stroke amount of the operating lever of the operating valve 7 and the driving speed V of the hydraulic cylinder 3 as shown in FIG. The driving speed V of the hydraulic cylinder for a constant stroke amount changes from straight line R to straight line S as
The amount of change will increase. Note that the above relationship holds true for the operating valve 8 and hydraulic cylinder 4 side as well.
【００３０】このように実施例によればエンジン回転数
Ｎが小さいときには油圧シリンダ３、４の駆動速度Ｖを
小さくして操作レバーによる微操作を行うことが可能と
なり、エンジン回転数Ｎが大きいときには油圧シリンダ
３、４の駆動速度Ｖを大きくして操作レバーによる通常
操作を行うことが可能となる。As described above, according to the embodiment, when the engine speed N is small, the driving speed V of the hydraulic cylinders 3 and 4 is reduced to allow fine operation using the control lever, and when the engine speed N is high, the drive speed V of the hydraulic cylinders 3 and 4 is reduced. It becomes possible to increase the driving speed V of the hydraulic cylinders 3 and 4 and perform normal operation using the operating lever.
【００３１】しかも、実施例では制御弁１３そのものに
は何等手を加えることなく、各減圧弁にパイロット圧Ｐ
Ａ を可変して加える回路を設けるだけで、ストローク
量ー駆動速度の特性を可変することができる。よって既
存の作業機油圧回路に対して簡単な改造を施すだけで実
施可能となり、コストの低減等が図れるという優れた効
果が得られる。Moreover, in the embodiment, the pilot pressure P is applied to each pressure reducing valve without making any changes to the control valve 13 itself.
By simply providing a circuit that varies and adds A, the stroke amount-drive speed characteristic can be varied. Therefore, the present invention can be implemented by simply modifying the existing working machine hydraulic circuit, and excellent effects such as cost reduction can be obtained.
【００３２】なお、コントローラ３３から制御弁３５の
ソレノイド３７に加えられる電流ｉが遮断されるような
故障が発生した場合には自動的にソレノイド３７に流れ
る電流を０の状態にして、差圧Ｐを最大にさせ、操作レ
バーによる通常操作が可能な状態にするような実施も可
能である。これにより故障時であってもとりあえず作業
に支障のない通常操作状態で作業を行うことができる。[0032] If a failure occurs in which the current i applied from the controller 33 to the solenoid 37 of the control valve 35 is cut off, the current flowing through the solenoid 37 is automatically set to 0, and the differential pressure P is reduced. It is also possible to maximize the amount of power and enable normal operation using the operating lever. As a result, even in the event of a failure, work can be carried out in a normal operating state without any hindrance to work.
【００３３】また、実施例では制御弁３５の構造として
バネ３６に対向する位置にソレノイド３７が配置される
ようにしたが、当然バネ３６と同位置にソレノイド３７
が配置される構成であってもよい。Furthermore, in the embodiment, the structure of the control valve 35 is such that the solenoid 37 is disposed at a position facing the spring 36, but naturally the solenoid 37 is disposed at the same position as the spring 36.
may be arranged.
【００３４】なお、実施例ではエンジンの実回転数に応
じた制御指令を制御弁３５に付与するようにしているが
、エンジン回転数に依らずともオペレータが任意に制御
弁３５における圧力変化量を選択し得る構成であっても
よく、制御弁に付与する制御指令の内容としては任意で
ある。In the embodiment, a control command is given to the control valve 35 in accordance with the actual engine speed, but the operator can arbitrarily control the amount of pressure change in the control valve 35 regardless of the engine speed. The configuration may be selectable, and the content of the control command given to the control valve is arbitrary.
【００３５】また、エンジンの実回転数に応じた制御指
令を付与する代わりにエンジンの目標回転数を設定する
スロットルレバーの設定値に応じて制御指令を付与する
実施も可能である。Furthermore, instead of providing a control command in accordance with the actual engine speed, it is also possible to provide a control command in accordance with a set value of a throttle lever that sets a target engine speed.
【００３６】また、実施例では減圧弁に加えるパイロッ
ト圧油の供給源として定容量型油圧ポンプ３４を用いる
ようにしているが、油圧ポンプ２を使用する実施も可能
である。Further, in the embodiment, the fixed displacement hydraulic pump 34 is used as a supply source of pilot pressure oil to be applied to the pressure reducing valve, but it is also possible to use the hydraulic pump 2.
【００３７】なお、実施例では本発明がパワーショベル
に適用される場合について説明したが、これに限定され
ることなく種々の油圧駆動機械に適用可能である。Although the present invention is applied to a power shovel in the embodiment, the present invention is not limited thereto and can be applied to various hydraulically driven machines.
【００３８】[0038]
【発明の効果】以上説明したように本発明によれば、操
作弁の操作レバーの一定操作ストローク量当たりの作業
アクチュエータの駆動速度の変化量を簡易かつ安価な構
成で所望に可変することができるようになる。As explained above, according to the present invention, the amount of change in the driving speed of the work actuator per constant operation stroke amount of the operating lever of the operating valve can be varied as desired with a simple and inexpensive configuration. It becomes like this.
【図１】図１は本発明に係る油圧駆動機械の制御装置の
実施例における作業機油圧回路の構成を示す回路図であ
る。FIG. 1 is a circuit diagram showing the configuration of a working machine hydraulic circuit in an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention.
【図２】図２は油圧ポンプの吐出圧と油圧シリンダとの
差圧に対する油圧ポンプの吐出量の変化の様子を示すグ
ラフである。FIG. 2 is a graph showing how the discharge amount of the hydraulic pump changes with respect to the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the hydraulic cylinder.
【図３】図３は制御弁のソレノイドに加えられる電流に
対する操作弁の前後の差圧の変化の様子を示すグラフで
ある。FIG. 3 is a graph showing how the differential pressure across the operating valve changes with respect to the current applied to the solenoid of the control valve.
【図４】図４はエンジンの回転数と制御弁のソレノイド
に加えられる電流との関係を示すグラフである。FIG. 4 is a graph showing the relationship between the engine speed and the current applied to the solenoid of the control valve.
【図５】図５は操作弁を操作する操作レバーの操作スト
ローク量と作業アクチュエータである油圧シリンダの駆
動速度との関係を示すグラフである。FIG. 5 is a graph showing the relationship between the operating stroke amount of the operating lever that operates the operating valve and the driving speed of the hydraulic cylinder that is the work actuator.
【図６】図６は従来の技術を説明するために用いた油圧
回路図である。FIG. 6 is a hydraulic circuit diagram used to explain the conventional technology.
２ 油圧ポンプ ３ 油圧シリンダ ４ 油圧シリンダ ７ 操作弁 ８ 操作弁 １２ レギュレータ １３ 制御弁 ３２ 回転センサ ３３ コントローラ ３５ 制御弁 2 Hydraulic pump 3 Hydraulic cylinder 4 Hydraulic cylinder 7 Operation valve 8 Operation valve 12 Regulator 13 Control valve 32 Rotation sensor 33 Controller 35 Control valve
Claims (2)
され、操作量に応じて作業機アクチュエータに圧油を供
給する操作弁と、該操作弁と前記作業機アクチュエータ
との間の圧油供給路に配設され、前記操作弁から供給さ
れる圧油を減圧して前記作業機アクチュエータに供給す
る圧力制御弁とを有し、前記油圧ポンプの吐出圧力と前
記作業機アクチュエータの負荷圧力との差圧が所定値に
なるように前記油圧ポンプの吐出流量を制御するように
した油圧駆動機械の制御装置において、制御指令に応じ
て前記圧力制御弁における減圧量を可変する手段を具え
た油圧駆動機械の制御装置。1. An operation valve to which pressure oil discharged from a hydraulic pump is supplied and supplies pressure oil to a work equipment actuator according to an operation amount, and a pressure oil supply path between the operation valve and the work equipment actuator. and a pressure control valve that reduces the pressure of the pressure oil supplied from the operation valve and supplies it to the work equipment actuator, the pressure difference between the discharge pressure of the hydraulic pump and the load pressure of the work equipment actuator. The control device for a hydraulically driven machine is configured to control the discharge flow rate of the hydraulic pump so that the flow rate is a predetermined value. Control device.
されるエンジンによって駆動されるものであり、エンジ
ンの実回転数または設定回転数が大きくなるにつれて前
記圧力制御弁における減圧量が小さくなるように該圧力
制御弁に制御指令を出力するようにした請求項１記載の
油圧駆動機械の制御装置。2. The hydraulic pump is driven by an engine whose rotation speed is controlled, and the pressure is adjusted so that the amount of pressure reduction in the pressure control valve becomes smaller as the actual rotation speed or set rotation speed of the engine increases. 2. The control device for a hydraulically driven machine according to claim 1, wherein a control command is output to the control valve.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3064931A JPH04300404A (en) | 1991-03-28 | 1991-03-28 | Controller for hydraulic working machine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3064931A JPH04300404A (en) | 1991-03-28 | 1991-03-28 | Controller for hydraulic working machine |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH04300404A true JPH04300404A (en) | 1992-10-23 |
Family
ID=13272274
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP3064931A Pending JPH04300404A (en) | 1991-03-28 | 1991-03-28 | Controller for hydraulic working machine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH04300404A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO1995005545A1 (en) * | 1993-08-13 | 1995-02-23 | Komatsu Ltd. | Flow control device for hydraulic circuit |
-
1991
- 1991-03-28 JP JP3064931A patent/JPH04300404A/en active Pending
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO1995005545A1 (en) * | 1993-08-13 | 1995-02-23 | Komatsu Ltd. | Flow control device for hydraulic circuit |
| GB2294978A (en) * | 1993-08-13 | 1996-05-15 | Komatsu Mfg Co Ltd | Flow control device for hydraulic circuit |
| GB2294978B (en) * | 1993-08-13 | 1998-03-11 | Komatsu Mfg Co Ltd | Flow control device for hydraulic circuit |
| US6026730A (en) * | 1993-08-13 | 2000-02-22 | Komatsu Ltd. | Flow control apparatus in a hydraulic circuit |
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