JPH09236101A - Controller of hydraulic driving machine - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To change the pressure compensation characteristic of a hydraulic actuator by providing an operation quantity correcting means for correcting the operation quantity of a corresponding operator by using a correction factor for setting an upper or a lower limit so as to prevent the correction factor of the operator from exceeding the set upper or lower value. SOLUTION: A correction limit table for indicating the relationship of the increase of correction limit values K1L and K2L within a range of 0 to 1.0 following the increase of the operation quantities V1 and V2 of operation levers 6 and 7 is prepared beforehand in a correction factor limit part 8d. Correction limit values corresponding to current correction quantities V1 and V2 are read from the table and a read boom limit value and an arm limit value are compared in size with the correction factors K1 and K2 of the boom and the arm outputted from a correction factor arithmetic means 8b. The larger correction limit value and the larger correction factor are selected and outputted to a driving instruction correcting means 8c. For example, a correction factor is 1 during the full operation of the boom operation lever 6 and a condition is switched to the non-correction condition of the operation quantity V1.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】本発明は、油圧ショベル、ク
レーン等の油圧駆動機械において、操作子の操作量に応
じて油圧アクチュエータを駆動制御する制御装置に関す
る。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a control device for driving and controlling a hydraulic actuator in a hydraulically driven machine such as a hydraulic excavator or a crane according to an operation amount of an operator.

【０００２】[0002]

【従来の技術】一般に、建設機械のような油圧駆動機械
では、複数の操作レバーの操作量を示す駆動指令信号
が、対応する複数の操作弁（流量制御弁）に加えられ、
これら複数の操作弁の開口面積が上記駆動指令信号に応
じて変化され、それによって、対応する複数の油圧アク
チュエータが駆動されるという構成がとられる。つま
り、複数の操作レバーが同時に操作されると、油圧ポン
プの吐出圧油は、複数の圧油供給路上の複数の操作弁を
介して複数の油圧アクチュエータに供給され、これら複
数の油圧アクチュエータが同時に駆動される。2. Description of the Related Art Generally, in a hydraulic drive machine such as a construction machine, a drive command signal indicating the operation amounts of a plurality of operation levers is applied to a plurality of corresponding operation valves (flow control valves),
The opening areas of the plurality of operation valves are changed according to the drive command signal, and thereby the plurality of corresponding hydraulic actuators are driven. That is, when a plurality of operation levers are simultaneously operated, the discharge pressure oil of the hydraulic pump is supplied to the plurality of hydraulic actuators via the plurality of operation valves on the plurality of pressure oil supply paths, and the plurality of hydraulic actuators are simultaneously operated. Driven.

【０００３】かかる構成において、複合操作時の油圧ア
クチュエータの駆動速度のいわゆる負荷依存性を解消す
る技術として、ロードセンシングシステムと呼ばれるも
のがある。In such a configuration, there is a so-called load sensing system as a technique for eliminating the so-called load dependency of the driving speed of the hydraulic actuator during the combined operation.

【０００４】このシステムでは、油圧ポンプと流量制御
弁との間、あるいは流量制御弁と油圧アクチュエータと
の間に、圧力補償弁と呼ばれるバルブが設けられ、流量
制御弁を通過する圧油の弁の前後における圧力の差圧
が、いずれの駆動軸（建設機械では、ブーム、アーム等
のことである）についても同一の値になるように補償す
るようにしている。つまり、油圧回路の一般公式であ
る、 Ｑ＝ｃ・Ａ・√（ ΔＰ ） （ただし、Ｑは流量制御弁の絞りを通過する流量、ｃは
流量定数、Ａは絞りの開口面積、ΔＰは絞りの前後差圧
である）において、差圧ΔＰが、各駆動軸について同一
となるようにすることで、オペレータが指令する駆動指
令値（開口面積Ａ）に比例した流量Ｑが得られるように
している。In this system, a valve called a pressure compensating valve is provided between the hydraulic pump and the flow control valve or between the flow control valve and the hydraulic actuator, and a valve for pressure oil passing through the flow control valve is provided. Compensation is made so that the differential pressure between the front and rear is the same value for any drive shaft (in the construction machine, this means a boom, an arm, etc.). In other words, it is a general formula of the hydraulic circuit: Q = c · A · √ (ΔP) (where Q is the flow rate passing through the throttle of the flow control valve, c is the flow constant, A is the opening area of the throttle, and ΔP is the throttle). The differential pressure ΔP is the same for each drive shaft so that the flow rate Q proportional to the drive command value (opening area A) commanded by the operator can be obtained. There is.

【０００５】また、油圧ポンプの吐出圧が、操作中の油
圧アクチュエータの負荷圧の最大値に、上記前後差圧が
加算された圧力となるように、油圧ポンプの吐出圧の制
御を行うようにしており、これによって複合操作時の各
油圧アクチュエータの負荷圧の違いによる速度の変化
（負荷圧依存性）が防止される。Further, the discharge pressure of the hydraulic pump is controlled so that the discharge pressure of the hydraulic pump becomes the maximum value of the load pressure of the hydraulic actuator being operated and the above-described differential pressure across the hydraulic pump. This prevents a change in speed (load pressure dependency) due to a difference in load pressure of each hydraulic actuator during composite operation.

【０００６】一方、このシステムでは、バルブの構造が
複雑となり、また油圧の安定性の悪さからハンチングを
生じやすいという欠点があった。On the other hand, this system has drawbacks in that the valve structure is complicated and hunting is likely to occur due to poor hydraulic stability.

【０００７】そこで、この問題点を解決すべく、特公平
６ー４１７６２号公報、特公平６ー４１７６４号公報で
は、上記圧力補償弁を使用しないでシステムを構成する
ようにしている。Therefore, in order to solve this problem, Japanese Patent Publication No. 6-41762 and Japanese Patent Publication No. 6-41764 configure the system without using the pressure compensating valve.

【０００８】すなわち、上記公報に記載されたもので
は、上記油圧回路の一般公式、 Ｑ＝ｃ・Ａ・√（ ΔＰ ） を用いて、差圧ΔＰである場合に目標の流量Ｑを実現す
るための開口面積Ａを、 Ａ＝Ｑ/（ｃ・√（ ΔＰ ） ） なる関係式から逆算にて求めるようにしている。That is, in the one described in the above publication, in order to realize the target flow rate Q when the differential pressure is ΔP, using the general formula of the hydraulic circuit, Q = c · A · √ (ΔP). The opening area A of is calculated by back calculation from the relational expression A = Q / (c · √ (ΔP)).

【０００９】このように各油圧アクチュエータにおいて
異なる任意の差圧ΔＰに対して、それぞれ目標となる流
量を得るために必要な開口面積を上記一般公式から逆計
算することによって、複合操作時のアクチュエータ速度
の負荷依存性を解消している。As described above, by inversely calculating the opening area required to obtain the target flow rate for each arbitrary different pressure difference ΔP in each hydraulic actuator, the actuator speed during the combined operation is calculated. The load dependency of is eliminated.

【００１０】また、圧力補償弁を使用しないで上記負荷
依存性を解消できる別の方法として、特開平４ー３５１
３０４号公報に開示されたものがある。Another method that can eliminate the above load dependency without using a pressure compensating valve is Japanese Patent Laid-Open No. 4-351.
There is one disclosed in Japanese Patent Publication No. 304.

【００１１】この公報に記載のものでは、流量制御弁の
前後差圧が最小となっている駆動軸以外の軸の流量制御
弁に対する駆動指令値（操作レバーの操作量）を、予め
設定された差圧と、当該流量制御弁の前後差圧の検出値
との比の平方根を補正係数として、補正している。これ
によって、前後差圧が大きい駆動軸（負荷が小さい駆動
軸）ほど、弁開度（開口面積）が小さくなるように、補
正される。In this publication, the drive command value (the operation amount of the operating lever) for the flow rate control valve of the axis other than the drive axis where the differential pressure across the flow rate control valve is minimum is set in advance. The square root of the ratio between the differential pressure and the detected value of the differential pressure across the flow control valve is used as a correction coefficient for correction. As a result, the valve opening degree (opening area) is corrected so that the drive shaft having a larger front-rear differential pressure (the drive shaft having a smaller load) has a smaller valve opening degree.

【００１２】[0012]

【発明が解決しようとする課題】しかし、上述したいず
れの従来技術も、油圧アクチュエータの圧力補償特性が
一義的に定まるものであり、状況に応じてこの圧力補償
特性を変えることができない。このため、つぎのような
要求を満たすことができないこととなっていた。However, in any of the above-mentioned conventional techniques, the pressure compensation characteristic of the hydraulic actuator is uniquely determined, and the pressure compensation characteristic cannot be changed depending on the situation. Therefore, the following requirements cannot be met.

【００１３】すなわち、圧力補償が必要な作業内容と必
要でない作業内容について考えてみると、吊り作業や、
法面の整正作業、仕上げ作業等といったレバー操作にフ
ァイコン性が要求される作業では、流量（アクチュエー
タ速度）の負荷依存性が作業効率に大きく影響すること
から、圧力補償が必要となることが多い。That is, considering the work contents that require pressure compensation and the work contents that do not require pressure compensation,
For work that requires fine controllability for lever operation such as slope adjustment work and finishing work, pressure compensation may be necessary because the work efficiency is greatly affected by the load dependency of the flow rate (actuator speed). Many.

【００１４】一方、掘削後の放土作業や、アームをダン
プして次の掘削点に刃先を戻す動作をするとき等は、オ
ペレータとしては、フルレバーのラフな操作で「負荷な
り」の動きをすることを望む。On the other hand, when the soil is discharged after excavation, or when the arm is dumped and the blade tip is returned to the next excavation point, the operator must perform a "load" movement by rough operation of the full lever. Hope to do.

【００１５】このようなフルレバー操作中でも常に圧力
補償をかけた場合、高負荷軸の操作レバーが少しでも操
作されると、その瞬間に油圧ポンプの吐出圧は急上昇
し、油圧ポンプの等馬力性能から定まる吐出可能流量が
下がってしまうとともに、他の駆動軸へ流れる流量も増
えてしまうことから、軽負荷側の油圧アクチュエータの
速度が必要以上に落ちてしまうという問題が招来する。When pressure compensation is always applied even during such full lever operation, if the operating lever of the high load shaft is operated even a little, the discharge pressure of the hydraulic pump suddenly rises at that moment, and due to the equal horsepower performance of the hydraulic pump. Since the dischargeable flow rate that is determined decreases and the flow rate that flows to the other drive shafts also increases, there arises a problem that the speed of the hydraulic actuator on the light load side decreases more than necessary.

【００１６】むしろ、このようなフルレバー操作中は、
操作レバーの操作量通りの分流制御よりも、軽負荷の作
業機のスピートが要求されているわけで、「負荷なり」
の分流、つまり圧力補償を弱めた制御が必要であると考
えられる。Rather, during such a full lever operation,
Since it is required to speed up a work machine with a light load, rather than shunt control according to the operation amount of the operation lever, it becomes a “load”.
It is thought that the shunt flow, that is, the control with weakened pressure compensation is necessary.

【００１７】また、油圧ショベルの作業で頻繁に行われ
る動作として、地面を水平に均す「荒スキトリ」動作が
あるが、この動作のときも、オペレータとしては、ブー
ム上げ、アーム掘削のフル操作をもってバケットの刃先
が概略地面を水平に移動することを要望している。ここ
で、もし圧力補償がなければ、ブームの上がり量が小さ
いため、バケットの刃先が概略水平に移動するのに対し
て、完全な圧力補償をかけた場合にはバケットの刃先の
軌跡が円弧状に大きく持ち上がってしまうという問題が
生じていた。Further, as an operation frequently performed in the work of the hydraulic excavator, there is a "rough skit" operation for leveling the ground horizontally. Even in this operation, the operator must fully perform boom raising and arm excavation operations. It is requested that the blade edge of the bucket moves horizontally on the ground. Here, if there is no pressure compensation, the amount of rise of the boom is small, so the blade edge of the bucket moves approximately horizontally, whereas if complete pressure compensation is applied, the trajectory of the blade edge of the bucket is an arc shape. There was a problem that it would lift up significantly.

【００１８】すなわち、圧力補償機能を一義的に発揮さ
せた場合には、ファイコン操作時には、気を使わずに、
操作レバーによる操作通りの複合操作が容易に行える反
面、複合フルレバー操作時には、従来のラフな操作での
「負荷なり」のスピーディな作業が行えないという問題
があった。That is, when the pressure compensation function is uniquely exerted, care should be taken when operating the fine control.
While the compound operation can be easily performed as the operation lever does, the compound full lever operation has a problem in that the conventional "rough operation" speedy work cannot be performed.

【００１９】本発明は、こうした実状に鑑みてなされた
ものであり、操作レバーの操作状態や負荷圧に応じて、
油圧アクチュエータの圧力補償特性を、変更し得るよう
にして、レバー操作性を向上させ、もって作業効率を向
上させることを解決課題とするものである。The present invention has been made in view of these circumstances, and it is possible to change the operating lever and the load pressure according to the operating state of the operating lever.
The problem to be solved is to improve the operability of the lever and thus the working efficiency by making it possible to change the pressure compensation characteristic of the hydraulic actuator.

【００２０】[0020]

【課題を解決するための手段および効果】そこで、本願
発明の主たる発明では、油圧ポンプと、複数の操作子に
対応して設けられた複数の油圧アクチュエータと、前記
操作子の操作量に応じた流量の前記油圧ポンプの吐出圧
油を、対応する油圧アクチュエータに供給する複数の操
作弁とを有し、前記操作子の操作に応じて、前記油圧ア
クチュエータを駆動するようにした油圧駆動機械におい
て、前記操作弁に流入する圧油の圧力と当該操作弁から
流出する圧油の圧力との差圧を、各操作弁毎に検出する
差圧検出手段と、前記差圧検出手段で検出された差圧に
応じて前記操作子の操作量を補正するための補正係数
を、各操作子毎に演算する補正係数演算手段と、前記操
作子の操作量に応じて、前記補正係数の上限値または下
限値を、各操作子毎に設定する設定手段と、前記補正係
数演算手段で演算された補正係数が、前記設定された上
限値または下限値を超えないように、当該上限または下
限が制限された補正係数を用いて、対応する操作子の操
作量を補正する操作量補正手段とを具えるようにしてい
る。Therefore, in the main invention of the present invention, a hydraulic pump, a plurality of hydraulic actuators provided corresponding to a plurality of operators, and an operation amount of the operators are provided. A hydraulic drive machine having a plurality of operating valves for supplying a pressure oil discharged from the hydraulic pump to a corresponding hydraulic actuator, and driving the hydraulic actuator according to an operation of the operator, The differential pressure between the pressure of the pressure oil flowing into the operation valve and the pressure of the pressure oil flowing out of the operation valve is detected for each operation valve, and the difference detected by the pressure difference detection means. A correction coefficient calculating means for calculating, for each operator, a correction coefficient for correcting the operation amount of the operator according to the pressure, and an upper limit value or a lower limit of the correction coefficient according to the operation amount of the operator. Value for each control The setting means for setting and the correction coefficient calculated by the correction coefficient calculating means correspond to each other by using the correction coefficient whose upper limit or lower limit is limited so as not to exceed the set upper limit value or lower limit value. An operation amount correcting means for correcting the operation amount of the operator is provided.

【００２１】すなわち、かかる構成によれば、操作子の
操作量に応じて、補正係数の上限値または下限値が、各
操作子毎に設定され、検出差圧に応じて得られた補正係
数が、上記設定された上限値または下限値を超えないよ
うにされ、当該上限または下限が制限された補正係数を
用いて、対応する操作子の操作量が補正される。That is, according to such a configuration, the upper limit value or the lower limit value of the correction coefficient is set for each operator according to the operation amount of the operator, and the correction coefficient obtained according to the detected differential pressure is set. The operation amount of the corresponding operator is corrected by using the correction coefficient whose upper limit or lower limit is not exceeded and whose upper limit or lower limit is limited.

【００２２】この結果、たとえば、ファイコン操作時の
ように操作子（操作レバー）の操作量が小さいときに
は、上限値または下限値によって補正係数が制限される
ことなく、圧力補償機能は、十分に発揮される。また、
レバー操作量が大きくなるにしたがって上限値または下
限値によって補正係数の上限または下限が、より制限さ
れ、圧力補償機能が、より緩められる。As a result, for example, when the operation amount of the operator (operation lever) is small as in the fine control operation, the correction coefficient is not limited by the upper limit value or the lower limit value, and the pressure compensation function is sufficiently exerted. To be done. Also,
As the lever operation amount increases, the upper limit or the lower limit of the correction coefficient is further limited by the upper limit value or the lower limit value, and the pressure compensation function is further relaxed.

【００２３】このため、ファイコン操作時には、前後差
圧が大きくなるほど、つまり油圧アクチュエータの負荷
が小さくなるほど、その操作弁に対する駆動指令値であ
る操作量が低減され、その操作弁の開口面積は小さくな
るので、油圧アクチュエータが軽負荷であるほど、その
油圧アクチュエータに対する多大な流量の流れ込みが、
より抑制されることになる。これによって、複合操作時
の各油圧アクチュエータへの流量配分を、オペレータに
よって操作された各操作子の操作量の比の通りにするこ
とができ、ファイコン操作時の操作性が向上し、これに
伴って作業効率が向上する。Therefore, during fine control operation, as the differential pressure across the valve increases, that is, as the load on the hydraulic actuator decreases, the operation amount, which is the drive command value for the operation valve, decreases, and the opening area of the operation valve decreases. Therefore, the lighter the load on the hydraulic actuator, the greater the flow of flow into it.
It will be suppressed more. This makes it possible to distribute the flow rate to each hydraulic actuator during composite operation according to the ratio of the operation amount of each operator operated by the operator, which improves operability during fine control operation. Work efficiency is improved.

【００２４】一方、フルレバー操作中は、ファイコン操
作時とは異なり、圧力補償機能は弱められ、軽負荷の油
圧アクチュエータに対する多大な流量の流れ込みは、抑
制されなくなる。つまり、フルレバー操作時には、操作
レバーの操作量通りの分流制御よりも、軽負荷の作業機
のスピートが要求されているので、この要求に適合した
制御を行うようにすることで、フルレバー操作時の操作
性を向上させ、これに伴って作業効率を向上させるよう
にしている。On the other hand, during the full lever operation, unlike the fine control operation, the pressure compensation function is weakened, and a large amount of flow into the hydraulic actuator with a light load is not suppressed. In other words, when operating the full lever, speed control of light load work equipment is required rather than shunt control according to the operation amount of the operation lever.Therefore, by performing control that meets this requirement, The operability is improved, and work efficiency is improved accordingly.

【００２５】また、上記補正係数の制限は、レバー操作
状態に応じてばかりでなく、作業機の負荷に応じて行う
ようにしてもよい。これによって、オペレータとして
は、現在の作業内容に最適な圧力補償特性をもって、常
に操作性よく操作レバーを操作できるようになり、作業
効率が飛躍的に向上することとなる。The correction coefficient may be limited not only according to the lever operation state but also according to the load on the working machine. As a result, the operator can always operate the operation lever with good operability by using the pressure compensation characteristic that is most suitable for the current work content, and the work efficiency is dramatically improved.

【００２６】[0026]

【発明の実施の形態】以下、図面を参照して本発明に係
る油圧駆動機械の制御装置の実施の形態について説明す
る。BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION Embodiments of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention will be described below with reference to the drawings.

【００２７】なお、この実施の形態では、油圧駆動機械
として油圧ショベルのような建設機械を想定している。In this embodiment, a construction machine such as a hydraulic excavator is assumed as the hydraulic drive machine.

【００２８】図１は、油圧ショベルの制御装置の構成を
示している。FIG. 1 shows the configuration of a hydraulic shovel control device.

【００２９】同図に示すように、この装置は、図示せぬ
エンジンによって駆動され、制御部８から出力される駆
動指令に応じて斜板傾転角が変化され、これによって吐
出流量が変化される可変容量型の油圧ポンプ１と、２つ
の操作子としての操作レバー６、７にそれぞれ対応して
設けられた２つの油圧アクチュエータとしての油圧シリ
ンダ２、３と、油圧ポンプ１と上記油圧シリンダ２、３
との間の２つの圧油供給路３１、３２にそれぞれ設けら
れ、制御部８から出力される駆動指令Ｓ1、Ｓ2に応じ
て、その開口面積が変化され、その変化された開口面積
に応じた流量の圧油を、それぞれ対応する油圧シリンダ
２、３に供給する２つの操作弁としての流量制御弁４、
５と、上記操作レバー６、７の操作量Ｖ1、Ｖ2を、後述
するように補正する等の処理を行い、この補正された操
作量に応じた駆動指令信号Ｓ1、Ｓ2を、それぞれ対応す
る流量制御弁４、５に対して出力し、それに応じて、そ
れぞれ対応する油圧シリンダ２、３を駆動制御する制御
部８とから構成されている。As shown in the figure, this device is driven by an engine (not shown), and the swash plate tilt angle is changed in response to a drive command output from the control section 8, whereby the discharge flow rate is changed. Variable displacement hydraulic pump 1 and hydraulic cylinders 2 and 3 as two hydraulic actuators provided corresponding to operation levers 6 and 7 as two operators, respectively, hydraulic pump 1 and hydraulic cylinder 2 described above. Three
Between the two pressure oil supply passages 31 and 32, respectively, the opening area of which is changed according to the drive commands S1 and S2 output from the control unit 8, and the opening area is changed according to the changed opening area. Flow control valves 4 as two operating valves for supplying a flow amount of pressure oil to the corresponding hydraulic cylinders 2 and 3,
5 and the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7 are corrected as will be described later, and the drive command signals S1 and S2 corresponding to the corrected operation amounts It is composed of a control unit 8 which outputs to the control valves 4 and 5 and drives and controls the corresponding hydraulic cylinders 2 and 3 accordingly.

【００３０】上記操作レバー６は、図示せぬ作業機であ
るブーム（油圧シリンダ２に接続されている）を駆動さ
せるための電気レバーであり、オペレータが操作した量
に比例した電気信号を出力するものであり、同様に操作
レバー７は、図示せぬ作業機であるアーム（油圧シリン
ダ３に接続されている）を駆動させるための電気レバー
であり、オペレータが操作した量に比例した電気信号を
出力するものである。The operating lever 6 is an electric lever for driving a boom (which is connected to the hydraulic cylinder 2) which is a working machine (not shown), and outputs an electric signal proportional to the amount operated by the operator. Similarly, the operation lever 7 is an electric lever for driving an arm (which is connected to the hydraulic cylinder 3) which is a working machine (not shown), and outputs an electric signal proportional to the amount operated by the operator. It is what is output.

【００３１】上記圧油供給路３１、３２に分岐される圧
油供給路３０上には、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpを検出
する圧力センサ９が配設されている。A pressure sensor 9 for detecting the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 is provided on the pressure oil supply passage 30 branched into the pressure oil supply passages 31 and 32.

【００３２】また、圧油供給路３１のうち、油圧シリン
ダ２のボトム室に連通する供給路上、同シリンダ２のヘ
ッド室に連通する供給路上には、それぞれブームの負荷
圧Ｐ1B、Ｐ1Hを検出する圧力センサ１０ａ、１０ｂが配
設されている。Boom load pressures P1B and P1H are detected on the pressure oil supply path 31 on the supply path communicating with the bottom chamber of the hydraulic cylinder 2 and on the supply path communicating with the head chamber of the cylinder 2. Pressure sensors 10a and 10b are provided.

【００３３】同様に、圧油供給路３２のうち、油圧シリ
ンダ３のボトム室に連通する供給路上、同シリンダ３の
ヘッド室に連通する供給路上には、それぞれアームの負
荷圧Ｐ2B、Ｐ2Hを検出する圧力センサ１1ａ、１1ｂが配
設されている。Similarly, the load pressures P2B and P2H of the arms are detected on the supply passage communicating with the bottom chamber of the hydraulic cylinder 3 and the supply passage communicating with the head chamber of the cylinder 3 of the pressure oil supply passage 32, respectively. Pressure sensors 11a, 11b are provided.

【００３４】これら各圧力センサの検出信号は、上記操
作レバー６、７の操作量を示す電気信号とともに、制御
部８に入力され、図２に示される処理が実行される。The detection signals of these pressure sensors are input to the control unit 8 together with the electric signals indicating the operation amounts of the operation levers 6 and 7, and the processing shown in FIG. 2 is executed.

【００３５】図２は、制御部８で行われる演算処理を説
明するブロック図である。なお、この図２では、説明の
便宜のため演算処理が各演算器で行われるものとして説
明しているが、もちろん全てソフトウエアで処理するよ
うにしてもよい。FIG. 2 is a block diagram for explaining the arithmetic processing performed by the controller 8. Note that, in FIG. 2, the arithmetic processing is described as being performed by each arithmetic unit for convenience of description, but of course, all the arithmetic processing may be performed by software.

【００３６】いま、図２の矢印に示すように、操作レバ
ー６がブーム用油圧シリンダ２を伸長させる方向に操作
されており、操作レバー７がアーム用油圧シリンダ３を
縮退させる方向に操作されている場合を想定する。Now, as shown by the arrow in FIG. 2, the operating lever 6 is operated in the direction to extend the boom hydraulic cylinder 2, and the operating lever 7 is operated in the direction to retract the arm hydraulic cylinder 3. Imagine the case.

【００３７】制御部８の差圧演算手段８ａには、操作レ
バー６、７の操作量Ｖ1、Ｖ2を示す信号、圧力センサ
９、１０ａ、１０ｂ、１１ａ、１１ｂの各圧力検出信号
Ｐp、Ｐ1B、Ｐ1H、Ｐ2B、Ｐ2Hが入力される。The differential pressure calculation means 8a of the control unit 8 has a signal indicating the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7, pressure detection signals Pp and P1B of the pressure sensors 9, 10a, 10b, 11a and 11b. P1H, P2B and P2H are input.

【００３８】そして、操作レバー６の方向（伸長方向）
に応じて、Ｐ1B、Ｐ1Hの中から、Ｐ1B（油圧シリンダ２
に圧油が流入する側であるボトム室側）が選択されて、
ブーム用流量制御弁４の前後差圧ΔＰ1＝Ｐp−Ｐ1Bが演
算される。一方、操作レバー７の方向（縮退方向）に応
じて、Ｐ2B、Ｐ2Hの中から、Ｐ2H（油圧シリンダ３に圧
油が流入する側であるヘッド室側）が選択されて、アー
ム用流量制御弁５の前後差圧ΔＰ2＝Ｐp−Ｐ2Hが演算さ
れる。The direction of the operating lever 6 (extension direction)
In accordance with the above, P1B (hydraulic cylinder 2
The bottom chamber side, which is the side where the pressure oil flows in, is selected,
The differential pressure across the boom flow control valve 4 ΔP1 = Pp−P1B is calculated. On the other hand, P2H (the head chamber side, which is the side where the pressure oil flows into the hydraulic cylinder 3) is selected from P2B and P2H according to the direction of the operating lever 7 (retracting direction), and the arm flow control valve is selected. A differential pressure ΔP2 = Pp-P2H between 5 is calculated.

【００３９】こうして、各前後差圧ΔＰ1、ΔＰ2が演算
されると、これらのうちで最小の差圧ΔＰminが選択さ
れる。すなわち、ΔＰ1＞ΔＰ2の場合、ΔＰmin＝ΔＰ2
となり、ΔＰ1＜ΔＰ2の場合は、ΔＰmin＝ΔＰ1とな
る。When the front-rear differential pressures ΔP1 and ΔP2 are calculated in this manner, the minimum differential pressure ΔPmin among them is selected. That is, when ΔP1> ΔP2, ΔPmin = ΔP2
If ΔP1 <ΔP2, then ΔPmin = ΔP1.

【００４０】こうして得られた各駆動軸毎の前後差圧Δ
Ｐ1、ΔＰ2、最小差圧ΔＰminは、補正係数演算手段８
ｂに入力される。The front-rear differential pressure Δ for each drive shaft thus obtained
P1, .DELTA.P2, and minimum differential pressure .DELTA.Pmin are corrected coefficient calculation means 8
b.

【００４１】補正係数演算手段８ｂでは、ブーム用操作
レバー６の操作量Ｖ1を補正するための補正係数Ｋ1を、
Ｋ1＝√（ΔＰmin/ΔＰ1）と演算するとともに、アーム
用操作レバー７の操作量Ｖ2を補正するための補正係数
Ｋ2を、Ｋ2＝√（ΔＰmin/ΔＰ2）と演算する。In the correction coefficient calculation means 8b, the correction coefficient K1 for correcting the operation amount V1 of the boom operation lever 6 is
K1 = √ (ΔPmin / ΔP1) is calculated, and the correction coefficient K2 for correcting the operation amount V2 of the arm operating lever 7 is calculated as K2 = √ (ΔPmin / ΔP2).

【００４２】駆動指令値補正手段８ｃには、上記補正係
数Ｋ1、Ｋ2が入力されるとともに、操作レバー６、７か
らの駆動指令値としての操作量Ｖ1、Ｖ2が入力される。The correction coefficients K1 and K2 are input to the drive command value correcting means 8c, and the operation amounts V1 and V2 as drive command values from the operation levers 6 and 7 are input.

【００４３】そこで、予め設定されている操作ストロー
ク量（流量制御弁４のスプールストローク量）Ｖ1と、
流量制御弁４のスプールの開口面積Ａ1との関係に基づ
き、現在の操作量Ｖ1に対応する開口面積Ａ1が求められ
る。同様にして、現在の操作量Ｖ2に対応する開口面積
Ａ2が求められる。ここで、上記スプールストローク−
開口面積の関係は、スプールの形状から一義的に定まる
ものである。Therefore, a preset operation stroke amount (spool stroke amount of the flow control valve 4) V1
Based on the relationship with the opening area A1 of the spool of the flow control valve 4, the opening area A1 corresponding to the current manipulated variable V1 is obtained. Similarly, the opening area A2 corresponding to the current operation amount V2 is obtained. Here, the spool stroke-
The relationship between the opening areas is uniquely determined by the shape of the spool.

【００４４】こうして得られた開口面積Ａ1、Ａ2に対し
て、上記求められた補正係数Ｋ1、Ｋ2がそれぞれ乗じら
れ、補正開口面積Ａ1’＝Ａ1・Ｋ1、Ａ2’＝Ａ2・Ｋ2が
求められる。The opening areas A1 and A2 thus obtained are respectively multiplied by the correction coefficients K1 and K2 obtained above to obtain corrected opening areas A1 '= A1.K1 and A2' = A2.K2.

【００４５】さらに、予め設定された、上記スプールス
トローク−開口面積の逆の関係より、上記補正開口面積
Ａ1’、Ａ2’に対応するスプールストローク量Ｓ1、Ｓ2
が求められ、このスプールストローク量Ｓ1、Ｓ2を示す
信号が、ブーム用流量制御弁４のメインスプールを駆動
する電磁比例パイロット弁１２、アーム用流量制御弁５
のメインスプールを駆動する電磁比例パイロット弁１３
の各ソレノイドに対して加えられる。この結果、これら
パイロット弁１２、１３から、各入力電気信号に比例す
るパイロット圧が、流量制御弁４、５に対してそれぞれ
加えられ、流量制御弁４、５の各メインスプールが、上
記補正開口面積Ａ1’Ａ2’になるように駆動される。Further, from the preset inverse relationship between the spool stroke and the opening area, the spool stroke amounts S1 and S2 corresponding to the corrected opening areas A1 'and A2' are obtained.
The signal indicating the spool stroke amounts S1 and S2 is used as the electromagnetic proportional pilot valve 12 for driving the main spool of the boom flow control valve 4 and the arm flow control valve 5
Solenoid proportional pilot valve 13 for driving the main spool of
For each solenoid of. As a result, pilot pressures proportional to the respective input electric signals are applied from the pilot valves 12 and 13 to the flow rate control valves 4 and 5, respectively, and the main spools of the flow rate control valves 4 and 5 have the above-mentioned correction openings. It is driven so that the area becomes A1'A2 '.

【００４６】上記制御の内容を、油圧回路の一般公式Ｑ
i＝ｃ・Ａi・√（ ΔＰi ） （ただし、Ｑは流量制御弁
の絞りを通過する流量、ｃは流量定数、Ａは絞りの開口
面積、ΔＰは絞りの前後差圧、ｉは第ｉ番目の油圧シリ
ンダ、流量制御弁、操作レバーである）を用いて、説明
する。The contents of the above control are expressed by the general formula Q of the hydraulic circuit.
i = c · Ai · √ (ΔPi) (where Q is the flow rate passing through the throttle of the flow control valve, c is the flow rate constant, A is the opening area of the throttle, ΔP is the differential pressure across the throttle, and i is the i-th Of the hydraulic cylinder, the flow control valve, and the operating lever).

【００４７】すなわち、開口面積Ａiを示す操作量（駆
動指令値）を、補正係数Ｋi＝√（ΔＰmin/ΔＰi）で補
正するということは、流量制御弁ｉを流れ、油圧シリン
ダｉに供給される流量Ｑiが、Ｑi＝ｃ・Ａi・Ｋi・√
（ ΔＰi ）＝ｃ・Ａi・√（ΔＰmin/ΔＰi）・√（ Δ
Ｐi ）＝ｃ・Ａi・√（ΔＰmin）となることを意味して
おり、ΔＰiの項が打ち消し合っていることがわかる。That is, correcting the operation amount (driving command value) indicating the opening area Ai by the correction coefficient Ki = √ (ΔPmin / ΔPi) means that the flow rate control valve i flows and the hydraulic cylinder i is supplied. The flow rate Qi is Qi = c · Ai · Ki · √
(ΔPi) = c · Ai · √ (ΔPmin / ΔPi) · √ (Δ
It means that Pi) = c · Ai · √ (ΔPmin), and it can be seen that the terms of ΔPi cancel each other out.

【００４８】このように、第ｉ番目の油圧シリンダに供
給される流量Ｑiは、どの油圧シリンダについても共通
の最小差圧ΔＰminを基準にして、開口面積指令値Ａiの
大きさのみによって決定されることになる。これによっ
て、複合操作時の各油圧シリンダへの流量配分を、オペ
レータによって操作された各操作レバーの操作量の比の
通りにすることができ、ファイコン操作時等、複合レバ
ー操作時の操作性が向上して作業効率が向上する。As described above, the flow rate Qi supplied to the i-th hydraulic cylinder is determined only by the magnitude of the opening area command value Ai with reference to the minimum differential pressure ΔPmin common to all hydraulic cylinders. It will be. This makes it possible to distribute the flow rate to each hydraulic cylinder during compound operation according to the ratio of the operation amount of each operation lever operated by the operator, and to improve the operability during compound lever operation such as fine control operation. Work efficiency is improved.

【００４９】以上説明した実施の形態によれば、油圧シ
リンダの各室ごとに圧力センサを配設しているが、図３
（ａ）に示すように、流量制御弁４、５のスプールスト
ローク方向に応じて自動的に油圧シリンダ２、３へ流入
する側の圧油の負荷圧を導く管路１４を設け、この管路
１４上に、油圧シリンダ２、３に流入する側の圧油の負
荷圧Ｐ1、Ｐ2を検出する圧力センサ１０ｃ、１１ｃを設
けるようにしてもよい。このようにすることで圧力セン
サの数を減らすことができる。しかも、この場合には、
図４（ａ）に示すように、制御部８の差圧演算手段８
ａ’において、図２で必要であった、ボトム側の圧力Ｐ
1B（Ｐ2B）と、ヘッド側の圧力Ｐ1H（Ｐ2H）とを選択す
るための構成を設けなくて済むという効果が得られる。According to the embodiment described above, the pressure sensor is provided for each chamber of the hydraulic cylinder.
As shown in (a), a pipe line 14 for automatically introducing the load pressure of the pressure oil on the side that flows into the hydraulic cylinders 2 and 3 in accordance with the spool stroke direction of the flow control valves 4 and 5 is provided. Pressure sensors 10c and 11c for detecting the load pressures P1 and P2 of the pressure oil flowing into the hydraulic cylinders 2 and 3 may be provided on the pressure sensor 14. By doing so, the number of pressure sensors can be reduced. And in this case,
As shown in FIG. 4A, the differential pressure calculation means 8 of the control unit 8
a ', the pressure P on the bottom side, which was necessary in FIG.
An effect is obtained in that it is not necessary to provide a configuration for selecting 1B (P2B) and the head side pressure P1H (P2H).

【００５０】さらに、図３（ｂ）に示すように、油圧ポ
ンプ１の吐出圧Ｐpと上記流入側負荷圧Ｐ1、Ｐ2との差
圧ΔＰ1、ΔＰ2を直接検出する差圧センサ１０ｄ、１１
ｄを設けるようにすれば、油圧ポンプ１用の圧力センサ
９の配設をも省略することが可能となる。しかも、この
場合には、図４（ｂ）に示すように、制御部８の差圧演
算手段８ａ’’において、図４（ａ）で必要であった、
ポンプ吐出圧Ｐpと、負荷圧Ｐ1（Ｐ2）と差圧ΔＰ1、Δ
Ｐ2を演算するための構成を設けなくて済むという効果
が得られる。Further, as shown in FIG. 3B, the differential pressure sensors 10d and 11 for directly detecting the differential pressures ΔP1 and ΔP2 between the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 1 and the inflow side load pressures P1 and P2.
By providing d, it is possible to omit the disposition of the pressure sensor 9 for the hydraulic pump 1. Moreover, in this case, as shown in FIG. 4B, the differential pressure calculation means 8a ″ of the control unit 8 requires the operation in FIG. 4A.
Pump discharge pressure Pp, load pressure P1 (P2) and differential pressure ΔP1, Δ
An effect is obtained in that a configuration for calculating P2 need not be provided.

【００５１】さらに、駆動指令値補正手段８ｃ’におい
て、スプールの開口面積の制御を精度よく行いたい場合
には、図５（ａ）に示すように、フィードバック制御系
を構成してもよい。Further, in the drive command value correcting means 8c ', if it is desired to precisely control the opening area of the spool, a feedback control system may be constructed as shown in FIG. 5 (a).

【００５２】すなわち、流量制御弁４、５に、スプール
の実際のストローク量Ｓa1、Ｓa2を検出する直線ポテン
ショ、あるいは磁気式の移動量センサのごときストロー
ク量センサ１５、１６が設けられ、この検出ストローク
量Ｓa1、Ｓa2がフィードバック量とされ、駆動指令値Ｓ
1、Ｓ2が目標値とされる。そして、この目標値と上記フ
ィードバック量との誤差Ｓ1−Ｓa1、Ｓ2−Ｓa2がとら
れ、これら誤差に対してフィードバックゲインＧ1、Ｇ2
を乗じたものが操作量として電磁比例パイロット弁１
２、１３にそれぞれ出力される。このようにして、上記
誤差Ｓ1−Ｓa1、Ｓ2−Ｓa2が零になるようなフィードバ
ック制御がなされて、開口面積を目標の開口面積Ａ
1’、Ａ2’に精度よく一致させることができる。That is, the flow control valves 4 and 5 are provided with linear potentiometers for detecting the actual stroke amounts Sa1 and Sa2 of the spool, or stroke amount sensors 15 and 16 such as magnetic type movement amount sensors. The amounts Sa1 and Sa2 are used as feedback amounts, and the drive command value S
1, S2 is the target value. Then, the errors S1-Sa1 and S2-Sa2 between this target value and the feedback amount are taken, and the feedback gains G1 and G2 are taken for these errors.
Electromagnetic proportional pilot valve 1 multiplied by
It is output to 2 and 13, respectively. In this way, feedback control is performed so that the errors S1-Sa1 and S2-Sa2 become zero, and the opening area is set to the target opening area A.
It can match 1'and A2 'with high precision.

【００５３】また、実ストローク量Ｓa1、Ｓa2を検出す
る別の方法として、図５（ｂ）に示すように構成しても
よい。Further, as another method for detecting the actual stroke amounts Sa1 and Sa2, it may be constructed as shown in FIG. 5 (b).

【００５４】すなわち、流量制御弁４、５のメインスプ
ールでは、一端からパイロット圧がかかり、逆側にある
バネと釣り合う位置までストロークする。よって、この
駆動指令値補正手段８ｃ’’では、実際のパイロット圧
Ｐp1、Ｐp2をパイロット圧センサ１７、１８でそれぞれ
検出し、これをバネ定数ｋ１、ｋ2でそれぞれ除算する
ことでバネの変位量（Ｄ1/ｋ1）・Ｐp1、（Ｄ2/ｋ2）・
Ｐp2（ただし、Ｄ1、Ｄ2はパイロットの受圧面積であ
る。）を求め、これを実際のストローク量Ｓa1、Ｓa2と
している。That is, in the main spools of the flow rate control valves 4 and 5, pilot pressure is applied from one end and strokes to a position balanced with the spring on the opposite side. Therefore, in the drive command value correcting means 8c '', the actual pilot pressures Pp1 and Pp2 are detected by the pilot pressure sensors 17 and 18, respectively, and these are divided by the spring constants k1 and k2, respectively. D1 / k1) ・ Pp1, (D2 / k2) ・
Pp2 (where D1 and D2 are pilot pressure receiving areas) is determined and used as actual stroke amounts Sa1 and Sa2.

【００５５】以上説明した実施の形態では、流量制御弁
４、５を通過する流量のうちで、油圧シリンダ２、３に
流入する側の前後差圧を検出する場合について説明した
が、流量制御弁４、５を通過する流量のうちで、油圧シ
リンダ２、３からタンクに流出する側における前後差圧
を検出するようにしてもよい。In the above-described embodiment, the case where the differential pressure across the hydraulic cylinders 2 and 3 which flows in the flow rate control valves 4 and 5 is detected has been described. Of the flow rates passing through 4 and 5, the differential pressure across the hydraulic cylinders 2 and 3 on the outflow side to the tank may be detected.

【００５６】図６、図７は、タンクに流出する側の流量
制御弁４、５の前後差圧を検出する場合の実施の形態の
構成について示す図であり、上記図１、図２にそれぞれ
対応する図である。FIGS. 6 and 7 are views showing the configuration of the embodiment in the case of detecting the differential pressure across the flow control valves 4 and 5 on the outflow side to the tank. FIGS. It is a corresponding figure.

【００５７】図６が図１と異なるのは、油圧ポンプ１用
の圧力センサ９の代わりに、タンクに連通する管路に、
タンク圧ＰTを検出する圧力センサ１９を備えている点
である。FIG. 6 differs from FIG. 1 in that instead of the pressure sensor 9 for the hydraulic pump 1, a pipe line communicating with the tank is provided.
The point is that a pressure sensor 19 for detecting the tank pressure PT is provided.

【００５８】そして、図７の差圧演算手段８ａでは、操
作レバー６の方向（伸長方向）に応じて、Ｐ1B、Ｐ1Hの
うちで、Ｐ1H（タンクに流出する側であるヘッド室側）
が選択されて、ブーム用流量制御弁４の前後差圧ΔＰ1
＝Ｐ1H−ＰTが演算される。一方、操作レバー７の方向
（縮退方向）に応じて、Ｐ2B、Ｐ2Hのうちで、Ｐ2B（タ
ンクに流出する側であるボトム室側）が選択されて、ア
ーム用流量制御弁５の前後差圧ΔＰ2＝Ｐ2B−ＰTが演算
される。In the differential pressure calculating means 8a shown in FIG. 7, P1H (the head chamber side, which is the side that flows into the tank) of P1B and P1H, depending on the direction (extension direction) of the operating lever 6.
Is selected and the differential pressure across the boom flow control valve 4 ΔP1
= P1H-PT is calculated. On the other hand, P2B (the bottom chamber side that is the side that flows into the tank) is selected from P2B and P2H according to the direction of the operating lever 7 (retraction direction), and the differential pressure across the arm flow control valve 5 is increased or decreased. .DELTA.P2 = P2B-PT is calculated.

【００５９】なお、タンク圧ＰT≒０と考えてよい場合
には、タンク圧を検出するための圧力センサ１９等の配
設を省略することができる。When it can be considered that the tank pressure PT≈0, the pressure sensor 19 for detecting the tank pressure can be omitted.

【００６０】また、図３（ｂ）、図４（ｂ）と同様にし
て、図８（ａ）、図８（ｂ）に示すように、油圧シリン
ダ２、３よりタンクに流出する側の圧油の負荷圧Ｐ1、
Ｐ2とタンク圧ＰT（≒０とする）との差圧ΔＰ1、ΔＰ2
を直接検出する圧力センサ１０ｅ、１１ｅを設けるよう
にしてもよい。Similarly to FIGS. 3 (b) and 4 (b), as shown in FIGS. 8 (a) and 8 (b), the pressure on the side flowing out of the hydraulic cylinders 2 and 3 into the tank is set. Oil load pressure P1,
Differential pressure ΔP1, ΔP2 between P2 and tank pressure PT (≈0)
You may make it provide the pressure sensor 10e, 11e which detects directly.

【００６１】また 、以上の実施の形態では、操作レバ
ー６、７が電気レバーであることを想定しているが、も
ちろん電気レバーの代わりに、従来の油圧式パイロット
レバーを使用してもよい。Further, in the above embodiments, it is assumed that the operating levers 6 and 7 are electric levers, but of course, instead of the electric levers, a conventional hydraulic pilot lever may be used.

【００６２】図９、図１０は、油圧式パイロットレバー
を使用した場合の実施の形態の構成について示す図であ
り、上記図１、図２にそれぞれ対応する図である。FIGS. 9 and 10 are views showing the configuration of the embodiment in the case where the hydraulic pilot lever is used, and are views corresponding to FIGS. 1 and 2, respectively.

【００６３】図９に示す油圧式パイロットレバー６、７
からは、レバー操作量に比例したパイロット圧が電磁減
圧弁２１、２２に対してそれぞれ出力され、これら電磁
減圧弁２１、２２を介してパイロット圧が流量制御弁
４、５にそれぞれ加えられる。The hydraulic pilot levers 6 and 7 shown in FIG.
The pilot pressure proportional to the lever operation amount is output to the electromagnetic pressure reducing valves 21 and 22, respectively, and the pilot pressure is applied to the flow rate control valves 4 and 5 via the electromagnetic pressure reducing valves 21 and 22, respectively.

【００６４】圧力センサ１０ｄ、１１ｄでは、ポンプ圧
Ｐpと油圧シリンダ流入側の負荷圧Ｐ1、Ｐ2との差圧Δ
Ｐ1、ΔＰ2がそれぞれ検出され、これら検出差圧ΔＰ
１、ΔＰ2が制御部８にそれぞれ入力される。In the pressure sensors 10d and 11d, the differential pressure Δ between the pump pressure Pp and the load pressures P1 and P2 on the hydraulic cylinder inflow side.
P1 and ΔP2 are respectively detected, and the detected differential pressure ΔP
1 and .DELTA.P2 are input to the control unit 8, respectively.

【００６５】一方、図１０の制御部８の差圧演算手段８
ａでは、入力された検出差圧ΔＰ１、ΔＰ2の中から、
最小差圧ΔＰmin が求められ、補正係数演算手段８ｂで
は、各駆動軸毎の差圧と最小差圧の比の平方根√（ΔＰ
min/ΔＰ1）、√（ΔＰmin/ΔＰ2）がそれぞれ求めら
れ、これら求められた、０から１．０の値をとる補正係
数Ｋ１、Ｋ２を示す信号が、駆動指令値補正手段８ｃで
ある電磁減圧弁２１、２２に対して駆動指令値としてそ
れぞれ出力される。On the other hand, the differential pressure calculating means 8 of the control unit 8 of FIG.
At a, from the detected differential pressures ΔP1 and ΔP2,
The minimum differential pressure ΔPmin is obtained, and the correction coefficient calculation means 8b calculates the square root √ (ΔP of the ratio between the differential pressure for each drive shaft and the minimum differential pressure.
min / ΔP1) and √ (ΔPmin / ΔP2) are respectively obtained, and the signals indicating the obtained correction coefficients K1 and K2 having values of 0 to 1.0 are electromagnetic decompression which is the drive command value correcting means 8c. It is output to the valves 21 and 22 as a drive command value, respectively.

【００６６】電磁減圧弁２１、２２では、その入力され
る駆動指令値Ｋ1、Ｋ2が１．０の場合、油圧レバー６、
７からのパイロット圧が減圧されないように弁が駆動さ
れ、さらに、入力される駆動指令値Ｋ1、Ｋ2が０に近ず
くに従いパイロット圧が、より大きく減圧されるように
駆動される。In the electromagnetic pressure reducing valves 21 and 22, when the input drive command values K1 and K2 are 1.0, the hydraulic lever 6,
The valve is driven so that the pilot pressure from 7 is not reduced, and further, as the input drive command values K1 and K2 approach 0, the pilot pressure is driven to be further reduced.

【００６７】このように、最小差圧に比べて、その駆動
軸の差圧が大であるほど、つまり、√（ΔＰmin/ΔＰ
1）、√（ΔＰmin/ΔＰ2）が小さくなるほど、上記電磁
減圧弁２１、２２により、操作レバー６、７から出力さ
れるパイロット圧が、より減じられることになり、流量
制御弁４、５の開口面積が、より減じられるため、操作
レバーの複合操作時に軽負荷アクチュエータへ多大な圧
油の流入がなされることが防止される。As described above, as the differential pressure of the drive shaft is larger than the minimum differential pressure, that is, √ (ΔPmin / ΔP
1), √ (ΔPmin / ΔP2) becomes smaller, the pilot pressure output from the operating levers 6 and 7 is further reduced by the electromagnetic pressure reducing valves 21 and 22, and the opening of the flow rate control valves 4 and 5 is reduced. Since the area is further reduced, a large amount of pressure oil is prevented from flowing into the light load actuator during the combined operation of the operation levers.

【００６８】この図９、図１０に示される実施の形態で
は、パイロット圧に対する流量制御弁の開口面積特性を
考慮していないため、図１、図２の構成のものに比較し
て、完全には圧力補償機能を発揮できない場合もある
が、油圧レバーによって操作される従来の建設機械に対
して、圧力センサ、電磁弁、簡単な制御部を追加するだ
けで、疑似的ながらも圧力補償を実現できるというメリ
ットがあり、コスト低減等が図られることとなる。In the embodiment shown in FIGS. 9 and 10, since the opening area characteristic of the flow control valve with respect to the pilot pressure is not taken into consideration, it is more completely compared with the configuration of FIGS. 1 and 2. May not be able to exert the pressure compensation function, but by adding a pressure sensor, a solenoid valve, and a simple control unit to the conventional construction machine operated by a hydraulic lever, the pressure compensation is realized even though it is pseudo. There is a merit that it can be done, and the cost can be reduced.

【００６９】以上、可変容量型の油圧ポンプ１から吐出
される圧油を、いかにして流量制御弁において、複数の
操作レバーの操作量の比に応じて流量分配するかについ
て説明したが、つぎに、かかる圧力補償制御を行う際に
おいて、いかに可変容量型ポンプ１を制御するかについ
ての実施の形態を、以下説明する。As described above, how to distribute the flow rate of the pressure oil discharged from the variable displacement hydraulic pump 1 in the flow rate control valve in accordance with the ratio of the operation amounts of the plurality of operation levers has been described. First, an embodiment of how to control the variable displacement pump 1 when performing such pressure compensation control will be described below.

【００７０】油圧ポンプの制御方式の１つとして、いわ
ゆるポジティブ制御が挙げられる。One of the control methods for the hydraulic pump is so-called positive control.

【００７１】このポジティブ制御方式は、オペレータに
よるレバー操作量を、油圧ポンプへのデマンドとして与
える制御方式であり、図１１（ａ）、（ｂ）に示され
る。This positive control system is a control system which gives the lever operation amount by the operator as a demand to the hydraulic pump, and is shown in FIGS. 11 (a) and 11 (b).

【００７２】すなわち、制御部８には、操作レバー６、
７から操作量としての駆動指令値Ｖ1、Ｖ2が入力される
とともに、エンジン２３の実回転数を検出する回転セン
サ２４から回転数信号ＲＰＭが、また圧力センサ９から
ポンプ吐出圧信号Ｐｐが入力される。そして、図１１
（ｂ）に示されるように、各駆動指令値Ｖ1、Ｖ2に対応
する要求流量Ｑ1、Ｑ2が、駆動指令値−要求流量の関係
を示す記憶テーブルより求められ、これらＱ1、Ｑ2を加
算したものが総流量Ｑ12とされる。That is, the control unit 8 includes the operation lever 6,
Drive command values V1 and V2 as manipulated variables are input from 7, rotation speed signal RPM is input from rotation sensor 24 that detects the actual rotation speed of engine 23, and pump discharge pressure signal Pp is input from pressure sensor 9. It And FIG.
As shown in (b), the required flow rates Q1 and Q2 corresponding to the drive command values V1 and V2 are obtained from a storage table showing the relationship between the drive command value and the required flow rate, and these Q1 and Q2 are added. Is the total flow rate Q12.

【００７３】ここで、油圧ポンプ１は、エンジン２３が
現在出力している馬力を越える馬力を出力することがで
きない。つまり、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐpと吐出流量
Ｑとの関係式であるＰ−Ｑ線図の等馬力カーブ上の最大
値Ｑmax によって馬力の最大値が制限される。よって、
上記要求総流量Ｑ12と上記最大値Ｑmax のうちで、小さ
い方が選択され、この選択された流量が油圧ポンプ１に
おいて吐出可能な流量Ｑとされる。Here, the hydraulic pump 1 cannot output horsepower exceeding the horsepower currently output by the engine 23. That is, the maximum value of horsepower is limited by the maximum value Qmax on the equal horsepower curve of the PQ diagram which is the relational expression between the discharge pressure Pp and the discharge flow rate Q of the hydraulic pump 1. Therefore,
The smaller one of the required total flow rate Q12 and the maximum value Qmax is selected, and the selected flow rate is the flow rate Q that can be discharged by the hydraulic pump 1.

【００７４】一方、ポンプの吐出量Ｑ（ｃｃ/ｍｉｎ）
は、１回転当たりの押しのけ容積をｑ（ｃｃ/ｒｅｖ）
とすると、Ｑ＝ｑ・ＲＰＭで表される。一方、Ｌを斜板
位置（傾転角）、ｋを定数とすると、ｑ＝ｋ・Ｌという
関係が成立するから、これら両関係式より、エンジン回
転数がＰＲＭであった時に、上記吐出可能な吐出量Ｑを
吐出させるためには、Ｌ＝Ｑ/（ｋ・ＲＰＭ）なる吐出
指令（斜板位置指令）を、油圧ポンプ１に対して出力す
ればよいことになる。On the other hand, the pump discharge rate Q (cc / min)
Is the displacement per rotation q (cc / rev)
Then, it is represented by Q = q.RPM. On the other hand, if L is the swash plate position (tilt angle) and k is a constant, the relationship of q = k · L is established. Therefore, from these relational expressions, the above-mentioned discharge is possible when the engine speed is PRM. In order to discharge a large discharge amount Q, a discharge command (swash plate position command) L = Q / (k · RPM) may be output to the hydraulic pump 1.

【００７５】これにより、オペレータによるレバー操作
に応じた流量の圧油を、油圧ポンプ１から吐出させてや
ることが可能となり、吐出した圧油に対して前述した流
量制御弁４、５による分流制御が行われることになる。As a result, it becomes possible to discharge the pressure oil having a flow rate according to the lever operation by the operator from the hydraulic pump 1, and the flow control valves 4 and 5 for dividing the discharge pressure oil described above. Will be done.

【００７６】また、図１２（ａ）に示すように、タンク
に連通する管路上にアンロード弁２５を設けるようにし
て、油圧ポンプ１の制御を安定して行わせることもでき
る。Further, as shown in FIG. 12A, the unload valve 25 may be provided on the conduit communicating with the tank so that the hydraulic pump 1 can be stably controlled.

【００７７】この場合、操作レバー６、７の中立時に
は、油圧ポンプ１の最小吐出量がアンロード弁２５を介
してタンクに全量流され、操作レバー６、７の操作量Ｖ
1、Ｖ2が大きくなるに従い、アンロード弁２５からタン
クに流れる流量が、より小さくなるようなアンロード指
令値ｕをアンロード弁２５のソレノイドに加えるよう
に、制御部８は、アンロード弁２５を制御する（図１２
（ｂ）参照）。この結果、操作レバーの中立からの立ち
上がり操作時における応答性が良好なものとなり、作業
機の飛び出しを防ぐことができ、安定した油圧ポンプの
制御が可能となる。In this case, when the operation levers 6 and 7 are in the neutral position, the minimum discharge amount of the hydraulic pump 1 is entirely flown into the tank through the unload valve 25, and the operation amount V of the operation levers 6 and 7 is V.
The control unit 8 controls the unload valve 25 so that the unload command value u is applied to the solenoid of the unload valve 25 so that the flow rate from the unload valve 25 to the tank decreases as V1 and V2 increase. Control (Fig. 12
(B)). As a result, the responsiveness at the time of the rising operation from the neutral position of the operating lever becomes good, the work implement can be prevented from popping out, and the stable control of the hydraulic pump becomes possible.

【００７８】また、制御部８で得られた最小差圧ΔＰmi
n が極端に小、あるいはマイナスになった場合に、上記
アンロード流量ｕを小とするような制御、あるいは油圧
ポンプ１の吐出量Ｑを増加させる制御を加えることによ
り、最小差圧となった駆動軸での最低差圧を積極的に確
保するようにしてもよい（図１２（ｂ）参照）。Further, the minimum differential pressure ΔPmi obtained by the control unit 8
When n is extremely small or negative, the minimum differential pressure is obtained by adding control to decrease the unload flow rate u or control to increase the discharge amount Q of the hydraulic pump 1. You may make it positively ensure the minimum differential pressure in a drive shaft (refer FIG.12 (b)).

【００７９】さて、油圧ポンプ制御の別の方法として、
ロードセンシング制御がある。As another method for controlling the hydraulic pump,
There is load sensing control.

【００８０】このロードセンシング制御は、油圧ポンプ
の吐出圧が、操作中の油圧アクチュエータの中で最大の
負荷圧より所定値だけ高くなるように油圧ポンプの吐出
量を制御するというものである。This load sensing control is to control the discharge amount of the hydraulic pump so that the discharge pressure of the hydraulic pump becomes higher than the maximum load pressure of the hydraulic actuator being operated by a predetermined value.

【００８１】図１３（ａ）、（ｂ）は、このロードセン
シング制御が適用される実施の形態を示している。FIGS. 13A and 13B show an embodiment to which this load sensing control is applied.

【００８２】すなわち、制御部８には、各流量制御弁
４、５の前後差圧ΔＰ1、ΔＰ2が入力され、前述したよ
うに差圧演算手段８ａにおいて最小差圧ΔＰmin が求め
られる。そして、所定の目標差圧ΔＰｒ（例えば２０kg
／cm2 ）と、上記最小差圧ΔＰminとの偏差ΔＰr−ΔＰ
minが求められ、この偏差に制御ゲインＧが乗じられた
ものを積分処理したものがポンプ斜板位置指令Ｌとされ
る。このようにして、従来のポンプロードセンシング制
御を電気的に実現することが可能となる。That is, the differential pressures ΔP1 and ΔP2 across the flow control valves 4 and 5 are input to the control unit 8, and the minimum differential pressure ΔPmin is obtained by the differential pressure calculating means 8a as described above. Then, a predetermined target differential pressure ΔPr (for example, 20 kg
/ Cm2) and the above-mentioned minimum differential pressure .DELTA.Pmin .DELTA.Pr-.DELTA.P
min is obtained, and a product obtained by multiplying the deviation by the control gain G is subjected to integration processing to obtain a pump swash plate position command L. In this way, the conventional pump load sensing control can be electrically realized.

【００８３】上記ロードセンシング制御では、可変容量
型油圧ポンプ１によって、最小差圧ΔＰminを常に一定
値ΔＰrに保持しようとしているが、オペレータが多大
な流量を要求して油圧ポンプ１で、流量飽和が生じたよ
うな場合、所定の最小差圧を保持できなくなってしまう
ことがある。In the above load sensing control, the variable displacement hydraulic pump 1 always tries to keep the minimum differential pressure ΔPmin at a constant value ΔPr, but the operator demands a large flow rate and the hydraulic pump 1 is saturated. In such a case, the predetermined minimum differential pressure may not be maintained.

【００８４】しかし、このような状況でも、すでに説明
したように、実際の最小差圧ΔＰminを検出して、その
値を基準にして分流制御を行うようにしているので、常
に、オペレータによるレバー操作の比の通りに分流が可
能となる。つまり、電子圧力補償機能が完全に発揮され
る。However, even in such a situation, as described above, the actual minimum differential pressure ΔPmin is detected, and the diversion control is performed based on the detected value, so that the lever operation is always performed by the operator. It is possible to divide the flow according to the ratio of. That is, the electronic pressure compensation function is fully exerted.

【００８５】つぎに、上記圧力補償機能を作業内容に応
じて強めたり、弱めたり、圧力補償特性を状況に応じて
変更することができる実施の形態について説明する。Next, an embodiment will be described in which the pressure compensation function can be strengthened or weakened depending on the work content, and the pressure compensation characteristic can be changed according to the situation.

【００８６】まず、最初に、操作レバーの操作量に応じ
て圧力補償特性を変更する実施の形態について図１４
（ａ）、（ｂ）を参照して説明する。なお、以下におい
て前述したものと同一の符号は同一の機能を有している
ので、適宜、重複した説明は省略することにする。First, FIG. 14 shows an embodiment in which the pressure compensation characteristic is changed according to the operation amount of the operation lever.
Description will be made with reference to (a) and (b). Since the same reference numerals as those described above have the same functions, duplicate description will be omitted as appropriate.

【００８７】同図１４図（ａ）に示すように、制御部８
には、操作レバー６、７の操作量Ｖ1、Ｖ2を示す信号、
差圧センサ１０ｄ、１１ｄの検出差圧ΔＰ1 、ΔＰ2 を
示す信号が入力され、図１４（ｂ）に示すように、補正
係数演算手段８ｂと駆動指令値補正手段８ｃとの間に設
けられた補正係数制限部８ｄにおいて、補正係数演算手
段８ｂで演算された補正係数Ｋの下限を、レバー操作量
に応じて制限する処理が実行される。As shown in FIG. 14A, the controller 8
Is a signal indicating the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7,
A signal indicating the detected differential pressures ΔP1 and ΔP2 of the differential pressure sensors 10d and 11d is input, and as shown in FIG. 14B, the correction provided between the correction coefficient calculation means 8b and the drive command value correction means 8c. In the coefficient limiting unit 8d, a process of limiting the lower limit of the correction coefficient K calculated by the correction coefficient calculating means 8b according to the lever operation amount is executed.

【００８８】すなわち、補正係数制限部８ｄには、操作
レバー６、７の操作量Ｖ1、Ｖ2が大きくなるにつれて、
補正リミット値Ｋ1L、Ｋ2Lが０〜１．０の範囲で大きく
なる関係を示す補正リミットテーブルが予め用意されて
いる。そこで、現在の操作量Ｖ1、Ｖ2に対応する補正リ
ミット値が、上記テーブルからそれぞれ読み出され、こ
の読み出されたブームリミット値Ｋ1L、アームリミット
値Ｋ2Lと、補正係数演算手段８ｂから出力されているブ
ーム、アームの各補正係数Ｋ1、Ｋ2との大小比較がそれ
ぞれ行われ、補正リミット値と補正係数のうちで大きい
方が選択されて駆動指令値補正手段８ｃに出力される。That is, in the correction coefficient limiting section 8d, as the operation amounts V1 and V2 of the operation levers 6 and 7 increase,
A correction limit table showing a relationship in which the correction limit values K1L and K2L increase in the range of 0 to 1.0 is prepared in advance. Therefore, the correction limit values corresponding to the current manipulated variables V1 and V2 are read from the table, respectively, and the read boom limit value K1L and arm limit value K2L and the correction coefficient calculation means 8b are output. The magnitude of each of the correction coefficients K1 and K2 of the boom and arm is compared, and the larger one of the correction limit value and the correction coefficient is selected and output to the drive command value correction means 8c.

【００８９】ブーム側を例にとると、上記補正リミット
値Ｋ1Lは、レバーファイコン時（Ｖ1小の時）には、０
近傍であるため、補正係数Ｋ1の方が大となり、補正係
数Ｋ1が選択されるが、レバー操作量Ｖ1が大となるに従
い、補正リミット値Ｋ1Lも大となるため、補正係数Ｋ1
のとれる範囲が徐々に狭くなり、レバーフル操作時に
は、強制的に補正係数Ｋ1が１にされ、操作量Ｖ1を補正
しない状態に切り替わっていく。Taking the boom side as an example, the correction limit value K1L is 0 when lever fine control (when V1 is small).
The correction coefficient K1 is larger because it is near, and the correction coefficient K1 is selected. However, as the lever operation amount V1 becomes larger, the correction limit value K1L also becomes larger, so the correction coefficient K1.
When the lever is fully operated, the correction coefficient K1 is forcibly set to 1 and the operation amount V1 is switched to a state in which the operation amount V1 is not corrected.

【００９０】以上のようにして、ファイコン操作時に
は、圧力補償を十分に効かせ、フルレバー操作時には圧
力補償を切る制御が、レバー操作量に比例して連続的に
行われ、レバー操作性が、レバー操作量の大きさいかん
にかかわらずに良好なものとなり、作業効率が向上する
ことになる。As described above, the control for fully performing the pressure compensation during the fine control operation and the control for turning off the pressure compensation during the full lever operation are continuously performed in proportion to the lever operation amount. Regardless of the amount of operation, it will be good and work efficiency will be improved.

【００９１】この種のレバー感応可変型圧力補償制御の
別の実施の形態について、図１５を参照して説明する。Another embodiment of this type of lever sensitive variable pressure compensation control will be described with reference to FIG.

【００９２】いま、油圧ポンプの制御方式が、ロードセ
ンシング方式であり、油圧ポンプのの吐出圧が、最大負
荷圧より所定の目標差圧ΔＰｒだけ高くなるように制御
されている場合を想定する。この場合、最小差圧ΔＰmi
n を求めることなく、上記所定の目標差圧ΔＰｒから直
接、補正係数Ｋ1、Ｋ2を求めることができる。Now, it is assumed that the control system of the hydraulic pump is the load sensing system and the discharge pressure of the hydraulic pump is controlled to be higher than the maximum load pressure by a predetermined target differential pressure ΔPr. In this case, the minimum differential pressure ΔPmi
The correction coefficients K1 and K2 can be directly obtained from the predetermined target differential pressure ΔPr without obtaining n.

【００９３】すなわち、図１５に示すように、差圧演算
手段８ａで最小差圧ΔＰminを求めることなく、補正係
数演算手段８ｂにおいて各軸差圧ΔＰ1 、ΔＰ2 と所定
の目標差圧ΔＰｒとの比から、各補正係数Ｋ1、Ｋ2が直
接、求められる。そして、前述した図１４と同じ補正係
数制限部８ｄにおいて、補正係数演算手段８ｂで演算さ
れた補正係数Ｋ1、Ｋ2の下限が、レバー操作量Ｖ1、Ｖ2
に応じて制限される。That is, as shown in FIG. 15, the ratio between the axial differential pressures ΔP1, ΔP2 and the predetermined target differential pressure ΔPr is calculated in the correction coefficient calculating means 8b without obtaining the minimum differential pressure ΔPmin in the differential pressure calculating means 8a. Then, the respective correction coefficients K1 and K2 are directly obtained. Then, in the same correction coefficient limiting unit 8d as in FIG. 14 described above, the lower limits of the correction coefficients K1 and K2 calculated by the correction coefficient calculating means 8b are the lever operation amounts V1 and V2.
Limited according to.

【００９４】以上のようにして、図１５のものでも図１
４のものと同様に、ファイコン操作時には、圧力補償を
十分に効かせ、フルレバー操作時には圧力補償を切る制
御が、レバー操作量に比例して連続的に行われ、レバー
操作性が、レバー操作量の大きさいかんにかかわらずに
良好なものとなり、作業効率が向上するという効果が得
られる。As described above, FIG.
In the same way as in No. 4, control for fully controlling pressure compensation during fine control operation and turning off pressure compensation during full lever operation is continuously performed in proportion to the lever operation amount. Irrespective of the size, the result is good and the working efficiency is improved.

【００９５】また、こうしたレバー感応可変型圧力補償
制御の別の実施の形態として図１６のように構成しても
よい。Further, as another embodiment of such a lever sensitive variable type pressure compensation control, it may be constructed as shown in FIG.

【００９６】すなわち、同図１６では、図１４に示す補
正リミットテーブルの代わりに、補正係数Ｋ1、Ｋ2を制
限する補正リミット値ＫLを手動にて設定する設定器２
６が設けられる。これによって、オペレータが作業内容
に応じて、圧力補償の度合いを任意に選択することがで
きる。That is, in FIG. 16, instead of the correction limit table shown in FIG. 14, a setter 2 for manually setting a correction limit value KL for limiting the correction coefficients K1 and K2.
6 are provided. Thereby, the operator can arbitrarily select the degree of pressure compensation according to the work content.

【００９７】いま、設定器２６において補正リミット値
ＫLを「０」側に設定した場合には、補正係数制限部８
ｄでの大小比較の結果は、必ず補正係数演算手段８ｂか
ら出力される補正係数Ｋ1、Ｋ2が優先されることにな
り、圧力補償が十分に働くことになるが、設定器２６に
おいて補正リミット値ＫLを「１」側に設定した場合
は、補正係数演算手段８ｂから出力される補正係数Ｋ
1、Ｋ2が１以下の値なので、大小比較の結果は必ず設定
された値「１」となり、駆動指令値補正手段８ｃにおけ
る開口面積の補正は行われない。すなわち、圧力補償が
働かず、「負荷なり」の流量分配が行われることにな
る。When the setting limiter 26 sets the correction limit value KL to the "0" side, the correction coefficient limiting unit 8
As for the result of the magnitude comparison at d, the correction coefficients K1 and K2 output from the correction coefficient calculation means 8b are always prioritized, and the pressure compensation works sufficiently. When KL is set to the "1" side, the correction coefficient K output from the correction coefficient calculation means 8b
Since 1 and K2 are values of 1 or less, the result of the magnitude comparison is always the set value "1" and the opening area correction by the drive command value correction means 8c is not performed. That is, pressure compensation does not work, and “load” flow distribution is performed.

【００９８】つぎに、特定の操作レバーのみを複合操作
している場合にだけ、上記レバー感応可変型圧力補償制
御を行うとする実施の形態について図１７を参照して説
明する。いま、ブーム、アーム、バケット、旋回の４つ
の油圧アクチュエータを具えており、各油圧アクチュエ
ータに対応した各操作レバーからそれぞれ、操作量Ｖ
1、Ｖ2、Ｖ3、Ｖ4が制御部８に対して出力されている場
合を想定する。Next, an embodiment in which the lever-sensitive variable pressure compensation control is performed only when the specific operation lever is operated in combination will be described with reference to FIG. Now, it has four hydraulic actuators of a boom, an arm, a bucket, and a swing, and an operation amount V can be applied from each operation lever corresponding to each hydraulic actuator.
It is assumed that 1, V2, V3, V4 are output to the control unit 8.

【００９９】そこで、ブームとアームの２軸が複合操作
されているときのみ、ブームについてレバー感応可変型
圧力補償制御が行われるものとする。Therefore, it is assumed that the lever-sensitive variable pressure compensation control is performed on the boom only when the two axes of the boom and the arm are operated in combination.

【０１００】すなわち、補正係数制限部８ｄに入力され
た各操作レバー信号Ｖ1、Ｖ2、Ｖ3、Ｖ4に基づいて、各
加算器にて、操作中の全操作レバーの操作量の和ΣＶが
演算されるとともに、ブームとアームの２つの操作レバ
ーの操作量の和Ｖ1＋Ｖ2が演算される。そして、これら
の比がとられ、複合操作中の全レバー操作量に対するブ
ームとアームの２つの操作レバーの操作量の和の割合ｃ
＝（Ｖ1＋Ｖ2）/ΣＶが求められる。That is, the sum ΣV of the operating amounts of all operating levers being operated is calculated by each adder based on the operating lever signals V1, V2, V3, V4 input to the correction coefficient limiting unit 8d. At the same time, the sum V1 + V2 of the operating amounts of the two operating levers of the boom and the arm is calculated. Then, these ratios are taken, and the ratio c of the sum of the operation amounts of the two operation levers of the boom and the arm to the total operation amount of the lever during the combined operation c
= (V1 + V2) / ΣV is obtained.

【０１０１】一方、上記求められる割合ｃと補正リミッ
ト値Ｋcとの関係を示す補正リミットテーブルが、予め
用意されている。この補正リミットテーブルは、割合ｃ
が０の場合は出力Ｋcが１で、割合ｃが１に近づくにつ
れ、出力Ｋcが小さくなるという関係になっている。そ
こで、この補正リミットテーブルから出力される補正リ
ミット値Ｋcと、図１４に示すのと同じようにしてブー
ム用操作レバーの操作量Ｖ1から求められるブームリミ
ット値Ｋ1Lとが比較されて、これらのうちで大きい方が
選択される。さらに、この選択されたものと、補正係数
演算手段８ｂから出力される補正係数Ｋ1とが比較され
て、このうちで大きい方が選択、出力される。On the other hand, a correction limit table showing the relationship between the calculated ratio c and the correction limit value Kc is prepared in advance. This correction limit table shows the ratio c
Is 0, the output Kc is 1, and as the ratio c approaches 1, the output Kc becomes smaller. Therefore, the correction limit value Kc output from this correction limit table is compared with the boom limit value K1L obtained from the operation amount V1 of the boom operation lever in the same manner as shown in FIG. The larger one is selected with. Further, the selected one is compared with the correction coefficient K1 output from the correction coefficient calculating means 8b, and the larger one is selected and output.

【０１０２】上記構成によれば、ブーム、アーム以外の
軸を同時に複合操作しているときは、割合ｃは１になら
ず小さな値をとることになるので、この結果、補正リミ
ット値Ｋcは１に近い値をとることになる。さらに、１
近傍の補正リミット値Ｋｃと、１以下である補正リミッ
ト値Ｋ1L、補正係数Ｋ1との大小比較がされ、一番大き
な値が出力されることから、補正係数Ｋ1は最終的に１
近傍に制限されることになり、この値を開口面積Ａに乗
じて補正するので、圧力補償が効かない結果となる。According to the above configuration, when the axes other than the boom and the arm are simultaneously operated in combination, the ratio c does not become 1 but takes a small value. As a result, the correction limit value Kc becomes 1 It will take a value close to. In addition, 1
The correction limit value Kc in the vicinity is compared with the correction limit value K1L, which is 1 or less, and the correction coefficient K1, and the largest value is output. Therefore, the correction coefficient K1 is finally 1
Since this is limited to the vicinity, and this value is multiplied by the opening area A for correction, pressure compensation will not work.

【０１０３】一方、ブーム、アーム以外の軸を複合操作
していない場合には、割合ｃは１となり、補正リミット
値Ｋcは０近傍の値となる。このため、大小比較では、
この補正リミット値Ｋｃは無視され、補正係数Ｋ1は、
ブーム用操作レバーの操作に応じた補正リミット値Ｋ1L
による制限を受ける。On the other hand, when the axes other than the boom and the arm are not compositely operated, the ratio c becomes 1 and the correction limit value Kc becomes a value near 0. Therefore, in size comparison,
This correction limit value Kc is ignored, and the correction coefficient K1 is
Correction limit value K1L corresponding to the operation of the boom operation lever
Subject to restrictions.

【０１０４】また、ブーム、あるいはアームの単独操作
の場合には、補正リミット値Ｋcは０近傍となるが、補
正係数演算手段８ｂにおいて、最小差圧ΔＰmin と自己
の検出差圧ΔＰ1が一致するので、補正係数Ｋ1は１とな
り、補正リミット値Ｋc、Ｋ1Lによらずに、開口面積の
補正は行われない。When the boom or arm is operated independently, the correction limit value Kc is close to 0. However, in the correction coefficient calculation means 8b, the minimum differential pressure ΔPmin and the self-detected differential pressure ΔP1 match. The correction coefficient K1 becomes 1, and the opening area is not corrected regardless of the correction limit values Kc and K1L.

【０１０５】以上のように、ブームとアームの２軸が複
合操作されているときのみ、ブームについてレバー感応
可変型圧力補償制御が行われる。As described above, the lever-sensitive variable pressure compensation control is performed on the boom only when the two axes of the boom and the arm are operated in combination.

【０１０６】さて、圧力補償が必要な作業として、ある
程度の負荷圧をかけながら、決められた軌跡を掘削して
いく掘削作業が考えられる。しかし、一方で、このよう
な掘削動作中以外の作業状態では、燃費の向上の点、ラ
フ操作の容易さの点から、従来からの圧力補償なしの特
性を要望するユーザ、オペレータもいる。As work requiring pressure compensation, excavation work of excavating a predetermined locus while applying a certain load pressure can be considered. However, on the other hand, in a work state other than such excavation operation, some users and operators request the conventional characteristic without pressure compensation in terms of improvement of fuel consumption and ease of rough operation.

【０１０７】このことから、可変型圧力補償をレバー感
応型ではなく、負荷圧感応型にし、作業機に負荷がかか
っている時のみ圧力補償をかける構成も考えられる。From this, it is also conceivable that the variable type pressure compensation is not the lever sensitive type but the load pressure sensitive type and the pressure compensation is performed only when the working machine is under load.

【０１０８】この種の負荷圧可変型圧力補償制御の実施
の形態について図１８を参照して説明する。なお、ブー
ムのみについてかかる制御を実施する場合を想定する。An embodiment of this type of load pressure variable type pressure compensation control will be described with reference to FIG. It is assumed that such control is performed only for the boom.

【０１０９】すなわち、同図１８に示すように、制御部
８の補正係数制限部８ｄには、圧力センサ９ｃで検出さ
れたブームの負荷圧Ｐ1が入力される。一方、補正係数
制限部８ｄには、負荷圧Ｐ1が低くなるほど補正リミッ
ト値Ｋ1Lが１に近づき、負荷圧Ｐ1が高くなるに従い補
正リミット値Ｋ1Lが０に近づくという負荷圧Ｐ1と補正
リミット値Ｋ1Lとの関係を示すリミット値テーブルが設
けられている。そこで、現在の負荷圧Ｐ1に対応する補
正リミット値Ｋ1Lが補正リミット値テーブルから出力さ
れ、この出力された値と、補正係数演算手段８ｂから出
力される補正係数Ｋ1との大小比較が行われて、そのう
ちで大きい方の値が選択され、駆動指令値補正手段８ｃ
に出力される。That is, as shown in FIG. 18, the boom load pressure P1 detected by the pressure sensor 9c is input to the correction coefficient limiting section 8d of the control section 8. On the other hand, in the correction coefficient limiting unit 8d, the lower the load pressure P1 is, the closer the correction limit value K1L is to 1, and the higher the load pressure P1 is, the closer the correction limit value K1L is to 0. There is provided a limit value table showing the relationship of. Therefore, the correction limit value K1L corresponding to the current load pressure P1 is output from the correction limit value table, and the output value is compared with the correction coefficient K1 output from the correction coefficient calculating means 8b. , The larger value is selected, and the drive command value correction means 8c is selected.
Is output to

【０１１０】上記構成によれば、ブームの軽負荷時に
は、補正係数Ｋ1が１にされるため、圧力補償は効かな
くなるが、ブームの負荷圧が、高くなるに従い徐々に圧
力補償の度合いが高くなっていく。つまり、ある程度の
負荷圧をかけながら、決められた軌跡を掘削していく掘
削作業を行っているときには、圧力補償が十分に効くと
ともに、こうした掘削動作中以外の軽負荷の作業を行っ
ているときには、圧力補償は効かなくなるので、上記掘
削作業が効率よく行えるようになるとともに、軽負荷作
業時における燃費向上、ラフ操作の容易化が図られる。According to the above construction, when the boom is lightly loaded, the correction coefficient K1 is set to 1, so that the pressure compensation becomes ineffective. However, as the load pressure of the boom increases, the degree of pressure compensation gradually increases. To go. In other words, when excavation work that excavates a predetermined trajectory while applying a certain amount of load pressure, pressure compensation is sufficiently effective, and when performing light load work other than during such excavation operation. Since the pressure compensation is not effective, the excavation work can be efficiently performed, and the fuel consumption can be improved and the rough operation can be facilitated during light load work.

【０１１１】以上、補正係数Ｋ1、Ｋ2のとれる範囲を制
限する場合について説明したが、検出した差圧そのもの
を制限することでも、同様な可変型圧力補償制御を行う
ことができる。Although the case where the range in which the correction coefficients K1 and K2 can be obtained is limited has been described above, the same variable pressure compensation control can be performed by limiting the detected differential pressure itself.

【０１１２】図１９は、レバー感応可変型圧力補償制御
に適用した場合の実施の形態を示す図である。FIG. 19 is a diagram showing an embodiment in the case of being applied to the lever sensitive variable type pressure compensation control.

【０１１３】同図１９に示すように、制御部８の差圧演
算手段８ｅは、検出差圧を制限する機能を含んだ差圧演
算手段である。すなわち、この差圧演算手段８ｅには、
操作量Ｖ1、Ｖ2が大きくなるに従い上限差圧ΔＰ1L、Δ
Ｐ2Lが小さくなるという操作量Ｖ1、Ｖ2と上限差圧ΔＰ
1L、ΔＰ2Lとの関係を示すリミット値テーブルが設けら
れている。そこで、現在の操作レバー信号Ｖ1、Ｖ2が入
力され、それらに対応するブーム上限差圧ΔＰ1L、アー
ム上限差圧ΔＰ2Lが、上記リミット値テーブルから出力
される。そして、これらブーム上限差圧ΔＰ1L、アーム
上限差圧ΔＰ2Lと実際の検出差圧ΔＰ1 、ΔＰ2の各大
小比較が行われ、そのうちで小さい方が検出差圧ΔＰ1
、ΔＰ2として選択、出力される。また、こうして得ら
れたブーム、アーム毎の各最小差圧ΔＰ1 、ΔＰ2につ
いても、大小比較が行われて、小さい方が最小差圧ΔＰ
minとして選択、出力される。As shown in FIG. 19, the differential pressure calculating means 8e of the controller 8 is a differential pressure calculating means including a function of limiting the detected differential pressure. That is, the differential pressure calculating means 8e has
As the manipulated variables V1 and V2 increase, the upper limit differential pressure ΔP1L and Δ
The manipulated variables V1 and V2 that reduce P2L and the upper limit differential pressure ΔP
A limit value table showing the relationship between 1L and ΔP2L is provided. Therefore, the current operation lever signals V1 and V2 are input, and the boom upper limit differential pressure ΔP1L and arm upper limit differential pressure ΔP2L corresponding to them are output from the limit value table. Then, these boom upper limit differential pressure ΔP1L, arm upper limit differential pressure ΔP2L and actual detected differential pressures ΔP1 and ΔP2 are compared in magnitude, and the smaller one is detected differential pressure ΔP1.
, .DELTA.P2 are selected and output. The minimum differential pressures ΔP1 and ΔP2 for each boom and arm obtained in this way are also compared, and the smaller the smaller differential pressure ΔP1 and ΔP2.
It is selected and output as min.

【０１１４】以上の構成によれば、レバー操作量Ｖ1、
Ｖ2が大きくなると検出差圧ΔＰ1 、ΔＰ2は上限差圧Δ
Ｐ1L、ΔＰ2Lによって制限されることになる。このた
め、補正係数演算手段８ｂでは、補正係数Ｋ1、Ｋ2の分
母となる各軸検出差圧ΔＰ1 、ΔＰ2が過小評価される
ことになり、補正係数Ｋ1、Ｋ2は、通常の圧力補償制御
時よりも大きくなり、圧力補償が十分効かなくなる。す
なわち、圧力補償の度合いが弱くなる。According to the above configuration, the lever operation amount V1,
When V2 becomes large, the detected differential pressures ΔP1 and ΔP2 become the upper limit differential pressure Δ.
It will be limited by P1L and ΔP2L. Therefore, the correction coefficient calculation means 8b underestimates the detected pressure differentials ΔP1 and ΔP2 for each axis, which are the denominators of the correction coefficients K1 and K2, and the correction coefficients K1 and K2 are smaller than those during normal pressure compensation control. Also becomes large, and pressure compensation does not work sufficiently. That is, the degree of pressure compensation becomes weak.

【０１１５】以上のように、この検出した差圧そのもの
を制限する実施の形態でも、補正係数Ｋ1、Ｋ2のとれる
範囲を制限する実施の形態と同様に、同様なレバー感応
可変型圧力補償制御を行うことが可能となる。
以上説明した可変型圧力補償制御の実施の形
態において、リミット値テーブルに格納された制限値の
変化パターンを、現在行われている作業の種類（作業モ
ード）や、現在駆動されている作業機の組合せに応じ
て、異なったパターンに設定するようにしてもよい。こ
れによって、あらゆる作業に対応することが可能とな
り、汎用性が向上する。As described above, also in the embodiment in which the detected differential pressure itself is limited, similarly to the embodiment in which the range in which the correction coefficients K1 and K2 can be set is limited, the same lever-sensitive variable pressure compensation control is performed. It becomes possible to do.
In the embodiment of the variable pressure compensation control described above, the change pattern of the limit value stored in the limit value table is used to determine the type of work currently being performed (work mode) and the work machine currently driven. Different patterns may be set according to the combination. This makes it possible to handle all kinds of work and improve versatility.

【０１１６】なお、以上説明した実施の形態では、油圧
ショベルのような建設機械を想定して説明したが、もち
ろん任意の油圧駆動機械に適用可能である。また、主
に、ブーム、アームといった２つの作業機の制御に適用
されることを想定したが、３以上の作業機に適用するこ
とも当然可能である。In the above-described embodiment, the construction machine such as a hydraulic excavator is assumed, but it is of course applicable to any hydraulic drive machine. Further, although it is assumed that the present invention is mainly applied to control of two working machines such as a boom and an arm, it is naturally possible to apply to three or more working machines.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図１】図１は本発明に係る油圧駆動機械の制御装置の
実施の形態の構成を示す図であって、流量制御弁で、油
圧シリンダに流入する側の前後差圧を検出する場合の構
成を示す図である。FIG. 1 is a diagram showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulic drive machine according to the present invention, in which a flow control valve detects a differential pressure across a hydraulic cylinder on a side flowing into a hydraulic cylinder. It is a figure which shows a structure.

【図２】図２は、図１に示す制御部の構成を示すブロッ
ク図である。FIG. 2 is a block diagram showing a configuration of a control unit shown in FIG.

【図３】図３（ａ）、（ｂ）は、図１に示す圧力センサ
の他の構成例をそれぞれ示す図である。3 (a) and 3 (b) are diagrams showing another configuration example of the pressure sensor shown in FIG. 1, respectively.

【図４】図４（ａ）、（ｂ）は、図３（ａ）、（ｂ）に
それぞれ対応する制御部の構成例を示すブロック図であ
る。4 (a) and 4 (b) are block diagrams showing configuration examples of a control unit corresponding to FIGS. 3 (a) and 3 (b), respectively.

【図５】図５（ａ）、（ｂ）は、流量制御弁をフィード
バック制御する場合の構成例をそれぞれ示すブロック図
である。5 (a) and 5 (b) are block diagrams showing configuration examples in the case of feedback controlling the flow rate control valve, respectively.

【図６】図６は本発明に係る油圧駆動機械の制御装置の
実施の形態の構成を示す図であって、流量制御弁で、タ
ンクに流出する側の前後差圧を検出する場合の構成を示
す図である。FIG. 6 is a diagram showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention, in which a flow control valve detects a differential pressure across the tank on the outflow side. FIG.

【図７】図７は、図６に示す制御部の構成を示すブロッ
ク図である。7 is a block diagram showing a configuration of a control unit shown in FIG.

【図８】図８（ａ）、（ｂ）は、図６に示す圧力センサ
の他の構成例を示す図、及びこれに対応する制御部の構
成例を示すブロック図である。8A and 8B are diagrams showing another configuration example of the pressure sensor shown in FIG. 6 and a block diagram showing a configuration example of a control unit corresponding thereto.

【図９】図９は本発明に係る油圧駆動機械の制御装置の
実施の形態の構成を示す図であって、操作レバーを油圧
式レバーとした場合の構成を示す図である。FIG. 9 is a diagram showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention, and is a diagram showing a configuration when an operation lever is a hydraulic lever.

【図１０】図１０は、図９に示す制御部の構成を示すブ
ロック図である。10 is a block diagram showing a configuration of a control unit shown in FIG.

【図１１】図１１（ａ）、（ｂ）は、油圧ポンプの制御
を説明するために用いた構成図である。11A and 11B are configuration diagrams used for explaining control of the hydraulic pump.

【図１２】図１２（ａ）、（ｂ）は、他の油圧ポンプの
制御を説明するために用いた構成図である。12 (a) and 12 (b) are configuration diagrams used for explaining control of another hydraulic pump.

【図１３】図１３（ａ）、（ｂ）は、さらに、他の油圧
ポンプの制御を説明するために用いた構成図である。13 (a) and 13 (b) are configuration diagrams used to further explain control of another hydraulic pump.

【図１４】図１４（ａ）、（ｂ）は、本発明に係る油圧
駆動機械の制御装置の実施の形態の構成を示す図であっ
て、圧力補償の度合いを可変する場合の構成を示す図で
ある。14 (a) and 14 (b) are diagrams showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention, showing a configuration in the case of varying the degree of pressure compensation. It is a figure.

【図１５】図１５は、本発明に係る油圧駆動機械の制御
装置の実施の形態の構成を示す図であって、圧力補償の
度合いを可変する場合の構成を示す図である。FIG. 15 is a diagram showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention, and is a diagram showing a configuration when a degree of pressure compensation is varied.

【図１６】図１６は、本発明に係る油圧駆動機械の制御
装置の実施の形態の構成を示す図であって、圧力補償の
度合いを可変する場合の構成を示す図である。FIG. 16 is a diagram showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulic drive machine according to the present invention, and is a diagram showing a configuration when a degree of pressure compensation is varied.

【図１７】図１７は、本発明に係る油圧駆動機械の制御
装置の実施の形態の構成を示す図であって、圧力補償の
度合いを可変する場合の構成を示す図である。FIG. 17 is a diagram showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulic drive machine according to the present invention, and is a diagram showing a configuration when a degree of pressure compensation is varied.

【図１８】図１８は、本発明に係る油圧駆動機械の制御
装置の実施の形態の構成を示す図であって、圧力補償の
度合いを可変する場合の構成を示す図である。FIG. 18 is a diagram showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention, and is a diagram showing a configuration when a degree of pressure compensation is varied.

【図１９】図１９は、本発明に係る油圧駆動機械の制御
装置の実施の形態の構成を示す図であって、圧力補償の
度合いを可変する場合の構成を示す図である。FIG. 19 is a diagram showing a configuration of an embodiment of a control device for a hydraulically driven machine according to the present invention, and is a diagram showing a configuration when a degree of pressure compensation is varied.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ 可変容量型油圧ポンプ ２ ブーム用油圧シリンダ ３ アーム用油圧シリンダ ４ ブーム用流量制御弁 ５ アーム用流量制御弁 ６ ブーム用操作レバー ７ アーム用操作レバー ８ 制御部 ９ 油圧ポンプ用圧力センサ １０ａ、１０ｂ ブーム油圧シリンダ用圧力センサ １１ａ、１１ｂ アーム油圧シリンダ用圧力センサ 1 Variable Capacity Hydraulic Pump 2 Boom Hydraulic Cylinder 3 Arm Hydraulic Cylinder 4 Boom Flow Control Valve 5 Arm Flow Control Valve 6 Boom Control Lever 7 Arm Control Lever 8 Control Unit 9 Hydraulic Pump Pressure Sensor 10a, 10b Boom hydraulic cylinder pressure sensor 11a, 11b Arm hydraulic cylinder pressure sensor

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.⁶ 識別記号 庁内整理番号 ＦＩ 技術表示箇所 Ｆ１５Ｂ 11/16 Ｆ１５Ｂ 11/16 Ｚ ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (51) Int.Cl. ⁶ Identification code Internal reference number FI technical display area F15B 11/16 F15B 11/16 Z

Claims (5)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 油圧ポンプと、複数の操作子に対応
して設けられた複数の油圧アクチュエータと、前記操作
子の操作量に応じた流量の前記油圧ポンプの吐出圧油
を、対応する油圧アクチュエータに供給する複数の操作
弁とを有し、前記操作子の操作に応じて、前記油圧アク
チュエータを駆動するようにした油圧駆動機械におい
て、 前記操作弁に流入する圧油の圧力と当該操作弁から流出
する圧油の圧力との差圧を、各操作弁毎に検出する差圧
検出手段と、 前記差圧検出手段で検出された差圧に応じて前記操作子
の操作量を補正するための補正係数を、各操作子毎に演
算する補正係数演算手段と、 前記操作子の操作量に応じて、前記補正係数の上限値ま
たは下限値を、各操作子毎に設定する設定手段と、 前記補正係数演算手段で演算された補正係数が、前記設
定された上限値または下限値を超えないように、当該上
限または下限が制限された補正係数を用いて、対応する
操作子の操作量を補正する操作量補正手段とを具えた油
圧駆動機械の制御装置。1. A hydraulic pump, a plurality of hydraulic actuators provided to correspond to a plurality of operators, and a hydraulic actuator that supplies a discharge pressure oil of the hydraulic pump at a flow rate according to an operation amount of the operators. In a hydraulic drive machine having a plurality of operation valves for supplying to the operation valve and driving the hydraulic actuator according to the operation of the operator, the pressure of the pressure oil flowing into the operation valve and the operation valve A differential pressure with respect to the pressure of the pressure oil flowing out, a differential pressure detecting means for detecting each operating valve, and for correcting the operation amount of the operator according to the differential pressure detected by the differential pressure detecting means. A correction coefficient calculating means for calculating a correction coefficient for each operator, setting means for setting an upper limit value or a lower limit value of the correction coefficient for each operator according to the operation amount of the operator, Compensation calculated by the correction coefficient calculation means The operation amount correction means for correcting the operation amount of the corresponding operator by using the correction coefficient whose upper limit or lower limit is limited so that the coefficient does not exceed the set upper limit value or lower limit value. Control device for hydraulic drive machine. 【請求項２】 油圧ポンプと、複数の操作子に対応
して設けられた複数の油圧アクチュエータと、前記操作
子の操作量に応じた流量の前記油圧ポンプの吐出圧油
を、対応する油圧アクチュエータに供給する複数の操作
弁とを有し、前記操作子の操作に応じて、前記油圧アク
チュエータを駆動するようにした油圧駆動機械におい
て、 前記操作弁に流入する圧油の圧力と当該操作弁から流出
する圧油の圧力との差圧を、各操作弁毎に検出する差圧
検出手段と、 前記複数の油圧アクチュエータにかかる負荷を、各油圧
アクチュエータ毎に検出する負荷検出手段と、 前記差圧検出手段で検出された差圧に応じて前記操作子
の操作量を補正するための補正係数を、各操作子毎に演
算する補正係数演算手段と、 前記負荷検出手段で検出された負荷に応じて、前記補正
係数の上限値または下限値を、各操作子毎に設定する設
定手段と、 前記補正係数演算手段で演算された補正係数が、前記設
定された上限値または下限値を超えないように、当該上
限または下限が制限された補正係数を用いて、対応する
操作子の操作量を補正する操作量補正手段とを具えた油
圧駆動機械の制御装置。2. A hydraulic pump, a plurality of hydraulic actuators provided to correspond to a plurality of operating elements, and a hydraulic actuator corresponding to a discharge pressure oil of the hydraulic pump having a flow rate according to an operation amount of the operating elements. In a hydraulic drive machine having a plurality of operation valves for supplying to the operation valve and driving the hydraulic actuator according to the operation of the operator, the pressure of the pressure oil flowing into the operation valve and the operation valve A differential pressure detecting means for detecting a differential pressure with respect to the pressure of the hydraulic oil flowing out for each operating valve; a load detecting means for detecting a load applied to the plurality of hydraulic actuators for each hydraulic actuator; Depending on the load detected by the load detecting means, a correction coefficient calculating means for calculating, for each operator, a correction coefficient for correcting the operation amount of the operator according to the differential pressure detected by the detecting means. Setting means for setting the upper limit value or the lower limit value of the correction coefficient for each operator, and the correction coefficient calculated by the correction coefficient calculation means do not exceed the set upper limit value or the lower limit value. A control device for a hydraulically driven machine, comprising: an operation amount correction means for correcting the operation amount of a corresponding operator by using a correction coefficient whose upper limit or lower limit is limited. 【請求項３】 油圧ポンプと、複数の操作子に対応
して設けられた複数の油圧アクチュエータと、前記操作
子の操作量に応じた流量の前記油圧ポンプの吐出圧油
を、対応する油圧アクチュエータに供給する複数の操作
弁とを有し、前記操作子の操作に応じて、前記油圧アク
チュエータを駆動するようにした油圧駆動機械におい
て、 前記操作弁に流入する圧油の圧力と当該操作弁から流出
する圧油の圧力との差圧を、各操作弁毎に検出する差圧
検出手段と、 前記操作子の操作量に応じて、前記検出される差圧の上
限値または下限値を、各操作子毎に設定する設定手段
と、 前記差圧検出手段で検出された差圧が前記設定された上
限値または下限値を超えないように当該検出差圧を補正
し、この補正された差圧に応じて前記操作子の操作量を
補正するための補正係数を、各操作子毎に演算する補正
係数演算手段と、 前記補正係数演算手段で演算された補正係数によって、
対応する操作子の操作量を補正する操作量補正手段とを
具えた油圧駆動機械の制御装置。3. A hydraulic pump, a plurality of hydraulic actuators provided corresponding to a plurality of operating elements, and a hydraulic actuator which supplies a discharge pressure oil of the hydraulic pump at a flow rate according to an operation amount of the operating elements. In a hydraulic drive machine having a plurality of operation valves for supplying to the operation valve and driving the hydraulic actuator according to the operation of the operator, the pressure of the pressure oil flowing into the operation valve and the operation valve The differential pressure between the pressure of the pressure oil flowing out, the differential pressure detection means for detecting each operating valve, and the upper limit value or the lower limit value of the detected differential pressure according to the operation amount of the operator, Setting means set for each operator, and the detected differential pressure is corrected so that the differential pressure detected by the differential pressure detection means does not exceed the set upper limit value or lower limit value, and the corrected differential pressure The operation amount of the operation element is corrected according to A correction coefficient for calculating the correction coefficient for each operator, and the correction coefficient calculated by the correction coefficient calculation means,
A control device for a hydraulically driven machine, comprising: an operation amount correcting means for correcting an operation amount of a corresponding operator. 【請求項４】 前記油圧駆動機械が行う作業の種類
に応じて、前記設定手段で設定される上限値または下限
値の大きさを変化させるようにした請求項１または２ま
たは３記載の油圧駆動機械の制御装置。4. The hydraulic drive according to claim 1, 2 or 3, wherein the magnitude of the upper limit value or the lower limit value set by the setting means is changed according to the type of work performed by the hydraulic drive machine. Machine control device. 【請求項５】 前記複数の油圧アクチュエータのう
ち、駆動されている油圧アクチュエータの組合せに応じ
て、前記設定手段で設定される上限値または下限値の大
きさを変化させるようにした請求項１または２または３
記載の油圧駆動機械の制御装置。5. The size of an upper limit value or a lower limit value set by the setting means is changed according to a combination of hydraulic actuators being driven among the plurality of hydraulic actuators. 2 or 3
A control device for the hydraulically driven machine described.