JP3865590B2

JP3865590B2 - 建設機械の油圧回路

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Publication number: JP3865590B2
Application number: JP2001042082A
Authority: JP
Inventors: 修栄有賀; 玄六杉山; 秀明田中; 司豊岡; 雅樹江頭; 孝利大木
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 2001-02-19
Filing date: 2001-02-19
Publication date: 2007-01-10
Anticipated expiration: 2021-02-19
Also published as: CN1288354C; KR100520475B1; KR20020091215A; US7076947B2; DE60237866D1; JP2002242904A; WO2002066841A1; EP1286057A1; US20060207248A1; US20040020082A1; US7272928B2; EP1286057A4; EP1286057B1; CN1457398A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ショベル等の建設機械に備えられエンジンにより駆動される少なくとも３つの油圧ポンプを有する油圧回路に係り、特に各油圧ポンプの駆動に伴う消費トルクがエンジンの出力馬力を超えないように各油圧ポンプの押しのけ容積を制御するための建設機械の油圧回路に関する。
【０００２】
【従来の技術】
この種の従来技術は、例えば特開昭５３−１１０１０２号公報に開示されている。この従来技術は、１台のエンジンで駆動される複数台の可変容量型油圧ポンプと、各油圧ポンプの吐出圧を検出する圧力検出器と、各油圧ポンプの押しのけ容積を制御するためのポンプ容量制御装置と、各圧力検出器からの信号を入力し所定の演算を行ない、その結果に応じた信号をポンプ容量制御装置へ出力する演算回路とを備えている。なお、演算回路は、各圧力検出器からの信号を加算し、予め設定された各油圧ポンプの出力の総和に相当する電圧値を前記加算値で除算し、その結果をリミッタ回路を介しポンプ容量制御装置に出力する。
【０００３】
このように構成した従来技術では、演算回路で各圧力検出器からの信号に基づき、各油圧ポンプの入力トルクの合計がエンジンの出し得る出力馬力を超えないようにポンプ容量制御装置への出力信号を制御している。
【０００４】
したがって、この従来技術によれば複数台ある油圧ポンプのうちどの油圧ポンプの吐出圧が高くなっても油圧ポンプの入力トルクの総和が制限されるため、エンジンの出し得る出力馬力を超えることがなく、エンジンストールを防止することができ、また、エンジンの動力を比較的有効に利用することができる。
【０００５】
また、別の従来技術として特開平５−１２６１０４号公報には、２個の可変容量型の油圧ポンプと１個の固定容量型の油圧ポンプとを備え、この固定容量型の油圧ポンプから旋回用油圧モータに圧油を供給する建設機械の油圧回路が開示され、固定容量型の油圧ポンプの吐出圧が２個の可変容量型油圧ポンプのレギュレータに絞りを介し導かれるようになっている。
【０００６】
このように構成した別の従来技術に開示された油圧回路では、固定容量型の油圧ポンプからの吐出圧が増加した場合、この吐出圧によって２個の可変容量型の油圧ポンプのレギュレータがその吐出量を減ずるように動作する。
【０００７】
これにより、各油圧ポンプの入力トルクの総和がエンジンの出し得る馬力を超えることがなく、エンジンの過負荷を防止している。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上記した特開昭５３−１１０１０２号公報に開示された従来技術では複数台の油圧ポンプの吐出量が全て一律に制御されるようになっており、流量を確保したいアクチュエータに対し優先的に圧油を供給することができない。例えば、建設機械としての油圧ショベルでは、ブーム、アーム、バケット等のフロント部材を駆動する油圧シリンダの負荷圧よりも旋回駆動時の旋回負荷圧がはるかに高いものになるために、フロントと旋回との複合動作時、特に旋回駆動の初期動作時には、フロント部材用の油圧シリンダよりも旋回用の油圧モータに対し優先的に圧油を供給することが望ましい。しかし、上記従来技術では、全ての油圧ポンプが一律に制御されるようになっていることから、このような複合動作時に旋回用の油圧モータに対する圧油の供給量が不足し、旋回速度が遅くなる。
【０００９】
また、フロント部材と旋回との複合動作時にフロント駆動用の油圧シリンダのの負荷圧が変化すると、旋回用の油圧モータに供給される圧油の流量が変動し、これにより旋回速度が変化する。油圧ショベルの操作において、特に旋回速度の変動は操作者にとって極めて不快感を感じさせるものである。
【００１０】
このように、この従来技術では特定のアクチュエータに対する配慮がなされておらず、特に操作性の面で問題がある。
【００１１】
一方、特開平５−１２６１０４号公報に開示された別の従来技術では、旋回モータへの圧油の供給源として固定容量型の油圧ポンプを用いており、旋回モータと他のアクチュエータとの複合動作時に他のアクチュエータの負荷の変動が、旋回速度に影響を与えることはない。しかし、各油圧ポンプの入力トルクの総和がエンジンの出し得る出力馬力を超えないようにするために、他の２個の可変容量型の油圧ポンプの入力トルクを小さくするように制御する構成となっているため、油圧ショベルの旋回駆動時に旋回負荷が大きくなると、固定容量型の油圧ポンプからの吐出圧が非常に高くなり、他の２個の可変容量型の油圧ポンプの吐出量が大幅に減少される。このため、例えばブームを動作させている状況で、旋回動作させた場合には、ブーム用の油圧シリンダに対する供給流量が極端に減少し、ブームの動作速度が急激に遅くなる。
【００１２】
以上のように、この別の従来技術にあっても、特に操作性の面で問題が残されている。
【００１３】
本発明は、上記した各従来技術における問題点に鑑みてなされたもので、その目的は、３つの可変容量型の油圧ポンプを用い、そのうちの１つの油圧ポンプについては他の２つの油圧ポンプの消費トルクの影響を受けることなく特定のアクチュエータに対し安定した流量の圧油を供給し、特定のアクチュエータの駆動をスムーズ行なうことができるとともに、第３油圧ポンプから圧油が供給される特定のアクチュエータの負荷が増大しても、第１及び第２油圧ポンプの吐出量を極端に減らすことなく特定のアクチュエータ以外の他のアクチュエータの過剰な速度低下を防止し、良好な操作性を確保できる建設機械の油圧回路を提供することにある。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明の請求項１に係る発明は、エンジンと、このエンジンによって駆動される可変容量型の第１油圧ポンプと可変容量型の第２油圧ポンプと第３油圧ポンプと、前記第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプの押しのけ容積を制御する容量制御手段と、前記第１、第２、第３油圧ポンプから供給される圧油によって駆動する複数のアクチュエータと、これらのアクチュエータに供給される圧油の流れを制御する複数の方向制御弁とを有する建設機械の油圧回路において、前記第３油圧ポンプが可変容量型の油圧ポンプであり、この第３油圧ポンプの押しのけ容積を制御する第３油圧ポンプ用の容量制御手段を有するとともに、前記第１、第２、第３油圧ポンプは、前記各容量制御手段によりその消費トルクの総和がエンジンの出力馬力を超えないように制御され、前記第１、第２、第３油圧ポンプのそれぞれの消費トルクに関連する状態量である各油圧ポンプの吐出圧を検出する第１、第２、第３の状態量検出手段を備え、前記第１の状態量検出手段が前記第１油圧ポンプの吐出圧を前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第１の導出管路であり、前記第２の状態量検出手段が前記第２油圧ポンプの吐出圧を前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第２の導出管路であり、前記第３の状態量検出手段が前記第３油圧ポンプの吐出圧を前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第３の導出管路と前記第３油圧ポンプの吐出圧を前記第３油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第４の導出管路とから形成され、前記第３の導出管路上に前記第３油圧ポンプの吐出信号を前記第３油圧ポンプの吐出量制御が実施されない最大圧付近に制限する制限手段を設け、前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段が、前記第１、第２、第３の状態量検出手段によって検出された吐出圧に基づき第１及び第２油圧ポンプの押しのけ容積を制御するとともに、前記第３油圧ポンプ用の容量制御手段が、前記第３の状態量検出手段によって検出された吐出圧にのみ基づき第３油圧ポンプの押しのけ容積を制御することを特徴とする。
【００１６】
このように構成した請求項１に係る発明では、第３油圧ポンプの押しのけ容積は自己の消費トルクに関連する状態量のみで制御され、他の油圧ポンプの消費トルクの影響を受けることがない。これにより、第３油圧ポンプから圧油が供給されるアクチュエータに対しては安定した流量の圧油が供給され、その駆動をスムーズ行なうことができる。
【００１９】
また、第３の導出管路上に第３油圧ポンプの吐出圧信号を第３油圧ポンプの吐出量制御が実施されない最大圧付近に制限する制限手段を備えたことから、第３油圧ポンプから圧油が供給されるアクチュエータの負荷が増大しても、第１及び第２油圧ポンプの押しのけ容積を極端に減らすことなく、第１及び第２油圧ポンプからの吐出流量として少なくとも所定の流量を確保でき、各アクチュエータの過剰な速度低下を防止し、良好な操作性を確保することができる。
また、本発明の請求項３に係る発明は、エンジンと、このエンジンによって駆動される可変容量型の第１油圧ポンプと可変容量型の第２油圧ポンプと第３油圧ポンプと、前記第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプの押しのけ容積を制御する容量制御手段と、前記第１、第２、第３油圧ポンプから供給される圧油によって駆動する複数のアクチュエータと、これらのアクチュエータに供給される圧油の流れを制御する複数の方向制御弁とを有する建設機械の油圧回路において、前記第３油圧ポンプが可変容量型の油圧ポンプであり、この第３油圧ポンプの押しのけ容積を制御する第３油圧ポンプ用の容量制御手段を有するとともに、前記第１、第２、第３油圧ポンプは、前記各容量制御手段によりその消費トルクの総和がエンジンの出力馬力を超えないように制御され、前記第１、第２、第３油圧ポンプのそれぞれの消費トルクに関連する状態量である各油圧ポンプの吐出圧を検出する第１、第２、第３の状態量検出手段と、パイロット油圧ポンプと、前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段とを結ぶ管路上に設けられ前記パイロット油圧ポンプからの吐出圧を制御する第１の電磁比例弁と、前記パイロット油圧ポンプと前記第３油圧ポンプ用の容量制御手段とを結ぶ管路上に設けられ前記パイロット油圧ポンプからの吐出圧を制御する第２の電磁比例弁と、前記第１、第２、第３の状態量検出手段からの信号を入力し前記第１及び第２の電磁比例弁へのそれぞれの駆動信号を演算出力するコントローラとを備え、前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段が、前記第１、第２、第３の状態量検出手段によって検出された吐出圧に基づき第１及び第２油圧ポンプの押しのけ容積を制御するとともに、前記第３油圧ポンプ用の容量制御手段が、前記第３の状態量検出手段によって検出された吐出圧にのみ基づき第３油圧ポンプの押しのけ容積を制御し、前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段が前記第１の電磁比例弁により減圧されたパイロット圧によって、前記第３油圧ポンプ用の容量制御手段が前記第２の電磁比例弁により減圧されたパイロット圧によってそれぞれ作動し、前記コントローラは、前記第１の電磁比例弁への駆動信号の演算に際し、前記第３の状態量検出手段からの吐出圧信号が、前記第３油圧ポンプの吐出量制御が実施されない最大圧以上の場合には、第３油圧ポンプの消費トルクを前記最大圧付近に相応する値として算出し、前記第１、第２状態量検出手段からの検出信号に基づき算出した第１及び第２油圧ポンプの消費トルクから前記第３油圧ポンプの消費トルクとして演算された値を減算し、その結果に基づき前記第１電磁比例弁へ駆動信号を出力することを特徴とする。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明による建設機械の油圧回路の実施の形態を図に基づき説明する。本実施の形態は、建設機械として油圧ショベルを対象に適用したものであり、図１〜図５は第１の実施の形態の説明図で、図１は全体油圧回路図、図２は要部油圧回路図、図３は第３油圧ポンプの吐出流量特性図、図４は第１及び第２油圧ポンプの吐出流量特性図、図５は油圧ショベルの外観図である。
【００２１】
図５に示すように、本実施の形態が適用される建設機械としての油圧ショベルは、不図示の走行モータによって走行可能な走行体４１と、運転室４３および機械室４２を有し図１に示す旋回用油圧モータ１３によって旋回可能な旋回体４０と、油圧シリンダ１１，１２，４８によりそれぞれ回動するブーム４４、アーム４５、バケット４６からなるフロント４７とを備えている。なお、ブーム４４は、旋回体４０にピン接続され、旋回体４０に対し回動可能に設けられている。
【００２２】
図１は、ブームシリンダ１１、アームシリンダ１２、旋回モータ１３に対する油圧回路の全体図を示す。なお、バケットシリンダ４８及び走行モータ、操作パイロット系については省略している。同図１に示すように第１の実施の形態による油圧回路は、エンジン５により駆動する可変容量型の第１、第２、第３油圧ポンプ１，２，３と固定容量型のパイロットポンプ４とを有している。
【００２３】
第１、第２、第３油圧ポンプ１，２，３からそれぞれの主管路２２，２３，２４に吐出された圧油は方向制御弁８，９，１０によりその流れが制御され、ブームシリンダ１１、アームシリンダ１２、旋回モータ１３へと導かれる。
【００２４】
第１、第２、第３油圧ポンプ１，２，３は、１回転当たりの吐出流量（容量）を押しのけ容積可変機構（以下斜板で代表する）１ａ，２ａ，３ａの傾転角（押しのけ容積）を変えることにより調整可能な斜板ポンプであり、斜板１ａ，２ａの傾転角は第１及び第２油圧ポンプ１，２用の容量制御手段としてのレギュレータ６により制御され、斜板３ａの傾転角は第３油圧ポンプ用の容量制御手段としてのレギュレータ７により制御される。
【００２５】
このレギュレータ６，７を含む油圧回路の要部詳細を図２に基づき説明する。なお、この図２では、各アクチュエータを不図示の操作レバーの操作量に応じた速度で駆動させるための機構、すなわち、各アクチュエータを操作信号に応じた速度で駆動させるために油圧ポンプに要求される流量に応じて傾転角を増加あるいは減少させる流量制御機構については、図示を省略している。
【００２６】
レギュレータ６，７は、油圧ポンプの入力トルクを制限する機能を有し、サーボシリンダ６ａ，７ａと傾転制御弁６ｂ，７ｂとで形成されている。サーボシリンダ６ａ，７ａは受圧面積差で駆動する差動ピストン６ｅ，７ｅを有し、この差動ピストン６ｅ，７ｅの大径側受圧室６ｃ，７ｃは傾転制御弁６ｂを介してパイロット管路２８ａ，２８ｃ及びタンク１５に接続され、小径側受圧室６ｄ，７ｄはパイロット管路２８ｂ，２８ｄに接続され、パイロット管路２５，２８を介し供給されるパイロット圧Ｐ０が直接作用する。そして、大径側受圧室６ｃ，７ｃがパイロット管路２８ａ，２８ｃに連通すると、差動ピストン６ｅ，７ｅは受圧面積差により図示右方に駆動され、大径側受圧室６ｃ，７ｃがタンク１５に連通すると、差動ピストン６ｅ，７ｅは受圧面積差により図示左方に駆動される。差動ピストン６ｅ，７ｅが図示右方に移動すると、斜板１ａ，２ａ，３ａの傾転角、すなわちポンプ傾転が減少し、油圧ポンプ１，２，３の吐出量は減少し、差動ピストン６ｅ，７ｅが図示左方に移動すると、斜板１ａ，２ａ，３ａの傾転角、すなわちポンプ傾転が増加し、油圧ポンプ１，２，３の吐出量は増加する。
【００２７】
傾転制御弁６ｂ，７ｂは、入力トルク制限用の弁であり、スプール６ｇ，７ｇとばね６ｆ，７ｆと操作駆動部６ｈ，６ｉ，７ｈとで形成されている。第１油圧ポンプ１から吐出された圧油（吐出圧Ｐ１）と第２油圧ポンプ２から吐出された圧油（吐出圧Ｐ２）は、それぞれの主管路２２，２３から分岐された管路１６及び管路１７によりシャトル弁２６に導かれ、シャトル弁２６によって選択された高圧側の圧油（圧力Ｐ２１）が管路２７を介し、第１，第２油圧ポンプ１，２用の傾転制御弁６ｂの操作駆動部６ｈに導かれる。また、第３油圧ポンプから吐出された圧油（吐出圧Ｐ３）は、主管路２４から分岐された管路１８上に設けられ後述する制限手段としての減圧弁１４により減圧され（圧力Ｐ３’）、管路１９を介しもう一つの操作駆動部６ｉに導かれる。一方、第３油圧ポンプ用の傾転制御弁７ｂの操作駆動部７ｈには、第３油圧ポンプからの吐出圧Ｐ３が管路１８及びこの管路１８から分岐された管路１８ａを介し直接導かれる。そして、各傾転制御弁６ｂ，７ｂは、ばね６ｆ，７ｆによる押付力と、操作駆動部６ｈ，６ｉ，７ｈへの油圧による押付力に応じてその弁位置が制御される。
【００２８】
減圧弁１４は、ばね１４ａと吐出圧がフィードバックされる受圧部１４ｂとを有し、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３がばね１４ａにより設定される所定の圧力値以上になると絞り量を大きくする。これにより、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３が減圧され、傾転制御弁６ｂの操作駆動部６ｉへ導かれる圧力Ｐ３’が所定の圧力値以上にならないようになっている。この第１の実施形態では、ばね１４ａの設定は、図３に示す第３油圧ポンプ３の吐出量制御が実施されない最大圧Ｐ３０に設定している。１５は圧油の貯油タンクである。
【００２９】
なお、第１油圧ポンプ１の吐出圧Ｐ１が第１の状態量に相当し、管路１６及び管路２７が第１の状態量検出手段及び第１の導出管路を形成する。また、第２油圧ポンプ２の吐出圧Ｐ２が第２の状態量に相当し、管路１７及び管路２７が第２の状態量検出手段及び第２の導出管路を形成する。さらに、第３油圧ポンプの吐出圧Ｐ３が第３の状態量に相当し、管路１８及び管路１９が第３の状態量検出手段及び第３の導出管路を形成し、管路１８及び管路１８ａが第３の状態量検出手段及び第４の導出管路を形成する。
【００３０】
以上のように構成された第１の実施の形態による建設機械の油圧回路では、ブームシリンダ１１を作動させた場合には、その要求流量に応じて不図示の流量制御機構によりレギュレータ６の傾転角が増加し、第１油圧ポンプ１からの吐出流量が増加する。この吐出流量の増加及びブームシリンダ１１の負荷圧により、第１油圧ポンプ１からの吐出圧Ｐ１が大きくなり、傾転制御弁６ｂの操作駆動部６ｈの圧力Ｐ１２が上昇し、スプール６ｇの図２左方への押付力が増加する。このスプール６ｇの左方への押付力が、ばね６ｆによる右方への押付力を上回ると、スプール６ｇが左方へ移動し、その弁位置がハ側に移行し、サーボシリンダ６ａの大径側受圧室６ｃとパイロット管路２８ａとを連通する。上述したように、サーボシリンダ６ａの大径側受圧室６ｃとパイロット管路２８ａとが連通すると、サーボシリンダ６ａの各受圧室６ｃ，６ｄの受圧面積差により差動ピストン６ｅが図２の右方へ移行し、斜板１ａ，２ａの傾転角が減少する。一方、旋回モータ１３は作動していないため、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３は低圧の状態を保持し、傾転制御弁６ｂのもう一つの操作駆動部６ｉに付与される圧力Ｐ３’も極めて低圧の状態を保持する。
【００３１】
このように旋回モータ１３が作動していない場合には、第１油圧ポンプ１及び第２油圧ポンプ２の傾転角は、第１油圧ポンプ１あるいは第２油圧ポンプ２の吐出圧Ｐ１，Ｐ２によって制御され、図４に示す流量特性線ア−イ−ウ−エに沿って吐出流量が変化する。すなわち、第１油圧ポンプ１及び第２油圧ポンプ２からの吐出圧Ｐ１，Ｐ２が比較的低圧の場合には傾転角が大きく、吐出流量も多くなるが、吐出圧Ｐ１，Ｐ２が高くなるにつれ、傾転角を減じその吐出流量を減らし、予め第１油圧ポンプ１及び第２油圧ポンプ２に割当てられた最大入力トルクａ（破線で示す曲線ａ）を超えないようにその傾転角が制御される。
【００３２】
このような状況で、旋回モータ１３の作動が指示されると、不図示の流量制御機構により第３油圧ポンプ３からの吐出流量が増加し、上述したブームシリンダ１１の駆動の場合とほぼ同様の作用により、吐出圧Ｐ３に応じ図３に示す流量特性線に沿って、油圧ポンプ３の斜板３ａの傾転角が減少する。すなわち、第３油圧ポンプ３に対し予め設定された最大入力トルクｃ（破線で示す曲線ｃ）を超えない範囲で傾転角が制御される。
【００３３】
この場合、第３油圧ポンプ３用のレギュレータ７による制御には第１油圧ポンプ１及び第２油圧ポンプ２の吐出圧Ｐ１，Ｐ２が反映されていないため、例えばブームシリンダ１１の負荷圧が変動しても旋回モータ１３への第３油圧ポンプ３からの供給流量は変動することがない。
【００３４】
一方、第３油圧ポンプ３からの吐出圧Ｐ３は、減圧弁１４を介し第１、第２油圧ポンプ１，２用のレギュレータ６に導かれている。すなわち、傾転制御弁６ｂの操作駆動部６ｈには第１、第２油圧ポンプ１，２からの吐出圧Ｐ１２が作用し、さらに、もう一つの操作駆動部６ｉには第３油圧ポンプ３からの吐出圧Ｐ３が減圧された圧力Ｐ３’が付与されるため、レギュレータ６による第１、第２油圧ポンプ１，２の傾転角が旋回モータ１３が駆動していない場合よりもさらに小さく減じられる。このため、減圧弁１４から付与される圧力Ｐ３’の値に応じて、図４に示す流量特性線ア−イ−ウ−エ−キ−カ−オで囲まれる領域の値に制御されるようになる。上述したように、減圧弁１４のばね１４ｂは、傾転制御弁６ｂに伝達される圧力Ｐ３’がＰ３０以下となるように設定されており、特性線オ−カ−キは第１、第２油圧ポンプ１，２の最大入力トルクａから圧力Ｐ３０に相当する第３油圧ポンプ３の入力トルク分を差引いたトルクｂ（図４に破線で示す曲線ｂ）に対応する。上述したように、圧力Ｐ３０は第３油圧ポンプ３の吐出量制御が実施されない圧力でありこの圧力Ｐ３０に相当する入力トルクは、第３油圧ポンプ３に割当てられた最大入力トルクｃとほぼ同等かそれよりも若干小さい値となる。このため、旋回負荷が大きくなり第３油圧ポンプ３からの吐出圧Ｐ３が増加しても、第１、第２油圧ポンプ１，２からの吐出流量は、少なくとも図４に流量特性線ア−オ−カ−キで示される流量が確保され、ブームシリンダ１１およびアームシリンダ１２の動作速度が極端に低下することを回避できる。
【００３５】
したがって、この第１の実施形態による建設機械の油圧回路によれば、ブームシリンダ１１の負荷やアームシリンダ１２の負荷が変動し、第１、第２油圧ポンプ１，２における消費トルクが変動しても、その変動が第３油圧ポンプ３の傾転角制御には反映されず、旋回モータ１３へ安定した量の圧油が供給されるためスムーズな旋回動作を確保できる。また、旋回負荷が増大しても第１、第２油圧ポンプ１，２からの吐出流量を必要以上に減じることがなく、ブームシリンダ１１およびアームシリンダ１２の極端な速度低下を回避でき、良好な操作性を確保することができる。
【００３６】
次に、図６〜図９を用い本発明による第２の実施の形態について説明する。図６はこの第２の実施の形態における要部油圧回路図、図７はコントローラによる処理の流れを示すフローチャート図、図８は第１及び第２油圧ポンプの吐出流量特性図、図９は第３油圧ポンプの流量特性図である。なお、上述した第１の実施の形態で説明した部分と同一の部分については同一の符号を付しており、その説明は省略する。
【００３７】
この第２の実施の形態では、図６に示すように第１、第２、第３油圧ポンプ１，２，３のそれぞれの吐出圧Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３を検出する圧力検出器６３，６４，６５、エンジン５の冷却水温度を検出する第４の状態量検出手段としての冷却水温検出器６６、運転室４３の室内用空調機の駆動スイッチ６７からの信号を入力し後述の演算処理を行なうコントローラ６０を設けている。また、パイロットポンプ４の吐出管路２５から分岐した管路８０上に、パイロット一次圧Ｐ０を減圧する第１の電磁比例弁６１及び第２の電磁比例弁６２を設け、それぞれ管路８１，８２を介し、減圧されたパイロット二次圧Ｐ０１，Ｐ０２が各レギュレータ６，７を形成する傾転制御弁６ｂ，７ｂの操作駆動部６ｊ，７ｈに導かれるようになっている。すなわち、上述した第１の実施の形態では、各レギュレータ６，７に各油圧ポンプ１，２，３からの吐出圧Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３が直接もしくは減圧されて導かれ、この圧力により各傾転角が制御されるようになっているのに対し、第２の実施の形態ではパイロット二次圧Ｐ０１，Ｐ０２がレギュレータ６，７の制御圧として用いられている。そして、第１の電磁比例弁６１及び第２の電磁比例弁６２は、コントローラ６０から出力される駆動電流ｉ１，ｉ２により駆動する。それ以外の構成は、上述した第１の実施の形態と同等である。
【００３８】
このように構成された第２の実施の形態による建設機械の油圧回路では、各圧力検出器５３，６４，６５からの圧力信号Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３と、冷却水温検出器６６からの温度信号ＴＷと、空調機駆動信号ＳＡとがコントローラ６０に入力され、これらの入力信号に基づきコントローラ６０は図２のフローチャートに示す処理を実行する。
【００３９】
最初に手順Ｓ１により各油圧ポンプ１，２，３の吐出圧Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３を読み取り、次の手順Ｓ２において図８及び図９に示す各油圧ポンプ１，２，３の流量特性に基づき各吐出圧Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３に応じた吐出流量Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３を設定する。図８は、第１及び第２油圧ポンプ１，２の流量特性であり、この図８に示すように、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３が所定の最小圧力Ｐ３ｍ以下の場合には、最大入力トルクが曲線▲１▼で示す値を超えないように吐出流量が設定される。また、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３が所定の最大圧力Ｐ３０以上である場合には、入力トルクが曲線ｎで示す値を超えないように吐出流量が設定される。そして、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３が、Ｐ３ｍ＜Ｐ３＜Ｐ３０の範囲の場合には、その値に応じて▲１▼〜ｉ＋１で示す入力トルク曲線に沿う吐出流量が設定される。例えば、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３がＰ３ｉ＋１の場合であって、第１油圧ポンプ１と第２油圧ポンプ２の吐出圧Ｐ１，Ｐ２の大きい方の圧力がＰａである場合には、入力トルク曲線ｉ＋１上の吐出流量Ｑａが第１及び第２油圧ポンプ１，２の吐出流量として設定される。このように、第１及び第２油圧ポンプ１，２からの吐出流量は、第３油圧ポンプ３からの吐出圧Ｐ３に応じて減じられるとともに、第３油圧ポンプ３からの吐出圧Ｐ３が所定の最大圧Ｐ３０以上となっても、圧力Ｐ３０に相当する入力トルクよりも大きくは減じられることがないように設定されている。
【００４０】
一方、図９は第３油圧ポンプ３の流量特性を示す図で、この図９に示すように第３油圧ポンプ３については、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３のみに応じてその吐出流量が設定される。すなわち、例えば第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３がＰ３ｎ’の場合には、特性線上の流量Ｑｎ’が第３油圧ポンプ３の吐出流量として設定される。
【００４１】
図８に戻り、次の手順Ｓ３では、冷却水温検出器６６からの温度信号ＴＷと空調機の駆動スイッチ６７からの駆動信号ＳＡを読込む。
【００４２】
手順Ｓ４において、冷却水温ＴＷが所定の温度ＴＣ、例えばエンジン５がオーバーヒートの状態に近づいたと判断できる温度ＴＣよりも低い場合には次の手順Ｓ５に移行し、空調機の駆動が指示されているかどうかを判別し、空調機が駆動していないと判断した場合には手順Ｓ６に移行する。
【００４３】
上述の手順Ｓ４において、冷却水温ＴＷが所定の温度ＴＣ以上の場合には、例えばエンジン５がオーバーヒートする状態に近いものとして、手順Ｓ９に移行し、手順Ｓ２で設定された各油圧ポンプ１，２，３の吐出流量Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３に対し、１よりも小さい係数α，βを乗算する。すなわち、Ｑ１，２＝Ｑ１，２×α、Ｑ３＝Ｑ３×βとし、手順Ｓ２で設定された流量より少ない流量に設定し、各油圧ポンプ１，２，３の消費トルクが小さくなるように再設定し、手順Ｓ６に移行する。
【００４４】
また、手順Ｓ５において、空調機が駆動されていると判断した場合には、空調機を作動させるために必要なエンジン５への負荷分を減じるために、手順Ｓ１０に移行し、上述した手順Ｓ９と同様に、手順Ｓ２で設定された各吐出流量Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３に１よりも小さい係数α，βを乗算し、手順Ｓ６に移行する。
【００４５】
手順Ｓ６では、第１の電磁比例弁６１及び第２の電磁比例弁６２の出力特性を読込む。すなわち、各電磁比例弁６１，６２の入力電流ｉ１，ｉ２と吐出圧Ｐ０１，Ｐ０２との関係を不図示の特性より読込む。
【００４６】
次の手順Ｓ７では、設定された吐出流量Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３を得るために、手順Ｓ６で読込んだ各電磁比例弁６１，６２の特性から第１の電磁比例弁６１及び第２の電磁比例弁６２への出力電流ｉ１，ｉ２を算出する。
【００４７】
上述した第１の実施の形態で説明したように、各レギュレータ６，７は、傾転制御弁６ｂ，７ｂに付与される圧力Ｐ０１，Ｐ０２に応じて各傾転角が一義的に設定され、吐出流量Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３も各傾転角に応じて一義的に定まるようになっている。手順Ｓ６及び手順Ｓ７では設定された吐出流量Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３に相当する傾転制御弁６ｂ，７ｂへの圧力Ｐ０１，Ｐ０２に基づき、各電磁比例弁６１，６２への電流値ｉ１，ｉ２を算出するようになっている。
【００４８】
そして、手順Ｓ８では電磁比例弁６１，６２に対し、手順Ｓ７で設定された電流信号ｉ１，ｉ２を出力する。
【００４９】
電磁比例弁６１，６２のソレノイド６１ａ，６２ａに電流ｉ１，ｉ２が通電すると、この電流値に応じて電磁比例弁６１，６２のスプールが移動し、その弁位置がヌ側及びヲ側となる。このスプールの移動によりパイロット管路８０と管路８１，８２とが徐々に連通し、傾転制御弁６ｂ，７ｂの操作駆動部６ｊ，７ｈにパイロット二次圧Ｐ０１，Ｐ０２が付与される。このパイロット二次圧Ｐ０１，Ｐ０２により、傾転制御弁６ｂ，７ｂのスプール６ｇ，７ｇが移動し、弁位置がハ側及びヘ側に移動し、サーボシリンダ６ａ，７ａの大径側受圧室６ｃ，７ｃとパイロット管路２８ａ，２８ｃとが連通し、斜板１ａ，２ａ，３ａの傾転角が減少し、各油圧ポンプ１，２，３からの吐出流量が手順Ｓ２あるいはＳ９，Ｓ１０で設定された流量Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３に制御される。
【００５０】
したがって、この第２の実施の形態によれば、第３油圧ポンプ３の吐出流量Ｑ３は、自己の吐出圧Ｐ３によってのみ制御されるようになっており、例えばブームシリンダ１１の負荷圧が変動し、第１及び第２油圧ポンプ１，２からの吐出流量Ｑ１，Ｑ２が変動しても、すなわち第１及び第２油圧ポンプ１，２の消費トルクが変動しても、安定した流量が確保される。
【００５１】
また、第１及び第２油圧ポンプ１，２の吐出流量Ｑ１，Ｑ２は、各々の吐出圧Ｐ１，Ｐ２及び第３油圧ポンプ３からの吐出圧Ｐ３に応じて制御されるものの、第３油圧ポンプ３からの吐出圧Ｐ３が所定のＰ３０以上となっても、この圧力Ｐ３０に相当する入力トルク以上には減じられることがなく、第１及び第２油圧ポンプ１，２に接続されるブームシリンダ１１及びアームシリンダ１２の動作速度を過剰に低下させることがない。
【００５２】
さらに、冷却水温ＴＷに基づき、エンジン５がオーバーヒートの状態に近いと判断した場合や、空調機が駆動されている場合には、各油圧ポンプ１，２，３の吐出流量Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３を低く抑えるようになっており、エンジン５の負荷がその分軽減され、エンジンストールを防止することができる。
【００５３】
次に、図１０及び図１１に基づき本発明による第３の実施の形態について説明する。図１０はコントローラ６０Ａの入出力関係を示す図であり、図１１はコントローラ６０Ａにおける処理に際し、補正係数を求めるためのマップ図を示す。
【００５４】
この第３の実施の形態では、図１０に示すようにコントローラ６０Ａに、各油圧ポンプ１，２，３の吐出圧信号Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３と図５に示す油圧ショベルのフロント４７を形成するブーム４４、アーム４５、バケット４６にそれぞれ設けられた角度検出器７０，７１，７２からの回動角信号θＢＯ，θＡ，θＢＵが入力される。その他の構成は、上述した第２の実施の形態と同等である。
【００５５】
このように構成された第３の実施の形態では、コントローラ６０Ａは、各回動角信号θＢＯ，θＡ，θＢＵに基づき、旋回体４０からバケット４５の先端までの水平距離Ｌを算出し、次にこの水平距離Ｌに対する第１及び第２油圧ポンプ１，２の吐出流量Ｑ１，Ｑ２の補正係数η（≦１）と、第３油圧ポンプ３の吐出流量Ｑ３の補正係数γ（≦１）を図１１に示すマップより求める。なお、この補正係数γ，ηは、水平距離Ｌが遠くなるほど小さい値となるように設定されている。そして、上述した第２の実施の形態同様各油圧ポンプ１，２，３からの吐出圧Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３に基づき目標となる各油圧ポンプ１，２，３の吐出流量Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３を算出する。この算出された吐出流量Ｑ１，Ｑ２に対し、上述の補正係数ηを乗算し、かつ、吐出流量Ｑ３に補正係数γを乗算する。さらに、この補正係数γ，ηによって補正された目標となる吐出流量Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３に基づき、上述した第２の実施の形態同様の処理により電磁比例弁６１，６２へ電流信号ｉ１，ｉ２を出力する。
【００５６】
したがって、この第３の実施の形態によれば、上述した第１の実施の形態及び第２の実施の形態同様に、ブームシリンダ１１の負荷やアームシリンダ１２の負荷が変動し、第１、第２油圧ポンプ１，２における消費トルクが変動しても、その変動が第３油圧ポンプ３の傾転角制御には反映されず、旋回モータ１３へ安定した量の圧油が供給されるためスムーズな旋回動作を確保できる。また、旋回負荷が増大しても第１、第２油圧ポンプ１，２からの吐出流量を必要以上に減じることがなく、ブームシリンダ１１およびアームシリンダ１２の極端な速度低下を回避でき、良好な操作性を確保することができる。
【００５７】
さらに、フロント４７の姿勢（旋回体４０からバケット４６先端までの距離）によってモーメントが大きくなっても、その分油圧ポンプ１，２，３からの吐出流量を小さく抑えることができ、エンジン５への過負荷を防止できるとともに、特にフロント４７の起動・停止時に生じるショックを低減できる。
【００５８】
なお、上述した第１、第２、第３の実施の形態では、第３油圧ポンプ３の流量特性を図３及び図９に示すように所定圧Ｐ３０よりも高い領域では一定の最大トルクとなるように設定したが、例えば図１２の一点鎖線（２）で示すようにＰ３０より高い領域でも入力トルクが増加するように設定しても良いし、二点鎖線（３）で示すように減少するように設定しても良い。また、図１３の曲線（４）に示すように曲線状に減少するように設定しても良い。
【００５９】
また、第１及び第２の油圧ポンプ１，２の斜板１ａ，２ａを共通のレギュレータ６により制御するようにしたが、各油圧ポンプ１，２にそれぞれ独立したレギュレータを設けても良い。
【００６０】
また、各実施の形態におけるレギュレータ６，７は、アクチュエータの作動に伴うポンプへの要求流量に応じて傾転角を増加あるいは減少させるための流量制御機構を有するものとして説明したが、流量制御機構を備えることなくアクチュエータが非作動の状態でも最大傾転とするレギュレータであっても良い。
【００６１】
また、レギュレータ６に付与される制御力として、第１油圧ポンプ１の吐出圧Ｐ１と第２油圧ポンプ２の吐出圧Ｐ２のうち大きい方の圧力を選択するようにしたが、両者の平均値をとっても良い。
【００６２】
また、レギュレータ６，７は、傾転角制御弁６ｂ，７ｂを有する構造としたが、サーボシリンダ６ａ，７ａに直接制御圧が導かれるとともに、斜板１ａ，１ｂの他方側に所定の押付力を負荷することにより、各々のバランスによって傾転角を制御するものであっても良い。
【００６３】
また、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３に基づく第１及び第２油圧ポンプ１，２のレギュレータ６に作用する最大圧力として第３油圧ポンプ３の流量制御が実施されない限界値Ｐ３０としたが、この近傍の値であれば若干高くても低くても良い。
【００６４】
さらに、第３油圧ポンプ３に接続される特定のアクチュエータとして旋回モータ１３を例示したが、例えばブレーカや小割機等のバケットに代る特殊アタッチメント等であっても良い。
【００６５】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、３つの可変容量型の油圧ポンプを用いそれぞれの吐出圧によって各油圧ポンプの押しのけ容積を制御するようにした油圧回路であっても、そのうちの１つの油圧ポンプについては、他の２つの油圧ポンプの消費トルクの変動の影響を受けることなく第３油圧ポンプに接続された特定のアクチュエータに対し安定した流量の圧油を供給することができ、この特定のアクチュエータの駆動をスムーズに行なうことができる。また、第３油圧ポンプに接続される特定のアクチュエータの負荷が増大しても、第１及び第２の油圧ポンプの吐出流量が極端に減少することがなく、特定のアクチュエータ以外の他のアクチュエータの過剰な速度低下を防止でき、これにより良好な操作性を確保することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による第１の実施の形態の油圧回路図である。
【図２】第１の実施の形態における要部油圧回路図である。
【図３】第１の実施の形態における第３油圧ポンプの流量特性を示す図である。
【図４】第１の実施の形態における第１、第２油圧ポンプの流量特性を示す図である。
【図５】本発明が適用される建設機械としての油圧ショベルの外観を示す図である。
【図６】第２の実施の形態における要部油圧回路図である。
【図７】第２の実施の形態におけるコントローラの処理の流れを示すフローチャート図である。
【図８】第２の実施の形態における第１、第２油圧ポンプの流量特性を示す図である。
【図９】第２の実施の形態における第３油圧ポンプの流量特性を示す図である。
【図１０】第３の実施の形態におけるコントローラへの入出力関係を示す図である。
【図１１】第３の実施の形態における補正係数のマップを示す図である。
【図１２】第３油圧ポンプの消費トルクの設定例を示す図である。
【図１３】第３油圧ポンプの消費トルクの他の設定例を示す図である。
【符号の説明】
１第１油圧ポンプ
２第２油圧ポンプ
３第３油圧ポンプ
４パイロットポンプ
５エンジン
６レギュレータ（第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段）
７レギュレータ（第３油圧ポンプ用の容量制御手段）
１４減圧弁（制限手段）
１６管路（第１の導出管路）
１７管路（第２の導出管路）
１８管路（第３、第４の導出管路）
１９管路（第４の導出管路）
２０管路（第３の導出管路）
２７管路（第１、第２の導出管路）
６０、６０Ａコントローラ
６１第１の電磁比例弁
６２第２の電磁比例弁
６３圧力検出器（第１の状態量検出手段）
６４圧力検出器（第２の状態量検出手段）
６５圧力検出器（第３の状態量検出手段）
６６冷却水温検出器（第４の状態量検出手段）
６７空調機の駆動スイッチ（指示手段）
７０ブーム角度検出器（第４の状態量検出手段）
７１アーム角度検出器（第４の状態量検出手段）
７２バケット角度検出器（第４の状態量検出手段）

Claims

エンジンと、このエンジンによって駆動される可変容量型の第１油圧ポンプと可変容量型の第２油圧ポンプと第３油圧ポンプと、前記第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプの押しのけ容積を制御する容量制御手段と、前記第１、第２、第３油圧ポンプから供給される圧油によって駆動する複数のアクチュエータと、これらのアクチュエータに供給される圧油の流れを制御する複数の方向制御弁とを有する建設機械の油圧回路において、
前記第３油圧ポンプが可変容量型の油圧ポンプであり、この第３油圧ポンプの押しのけ容積を制御する第３油圧ポンプ用の容量制御手段を有するとともに、
前記第１、第２、第３油圧ポンプは、前記各容量制御手段によりその消費トルクの総和がエンジンの出力馬力を超えないように制御され、
前記第１、第２、第３油圧ポンプのそれぞれの消費トルクに関連する状態量である各油圧ポンプの吐出圧を検出する第１、第２、第３の状態量検出手段を備え、
前記第１の状態量検出手段が前記第１油圧ポンプの吐出圧を前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第１の導出管路であり、前記第２の状態量検出手段が前記第２油圧ポンプの吐出圧を前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第２の導出管路であり、前記第３の状態量検出手段が前記第３油圧ポンプの吐出圧を前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第３の導出管路と前記第３油圧ポンプの吐出圧を前記第３油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第４の導出管路とから形成され、
前記第３の導出管路上に前記第３油圧ポンプの吐出圧信号を前記第３油圧ポンプの吐出量制御が実施されない最大圧付近に制限する制限手段を設け、
前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段が、前記第１、第２、第３の状態量検出手段によって検出された吐出圧に基づき第１及び第２油圧ポンプの押しのけ容積を制御するとともに、
前記第３油圧ポンプ用の容量制御手段が、前記第３の状態量検出手段によって検出された吐出圧にのみ基づき第３油圧ポンプの押しのけ容積を制御することを特徴とする建設機械の油圧回路。
前記制限手段が減圧弁であることを特徴とする請求項１に記載の建設機械の油圧回路。
エンジンと、このエンジンによって駆動される可変容量型の第１油圧ポンプと可変容量型の第２油圧ポンプと第３油圧ポンプと、前記第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプの押しのけ容積を制御する容量制御手段と、前記第１、第２、第３油圧ポンプから供給される圧油によって駆動する複数のアクチュエータと、これらのアクチュエータに供給される圧油の流れを制御する複数の方向制御弁とを有する建設機械の油圧回路において、
前記第３油圧ポンプが可変容量型の油圧ポンプであり、この第３油圧ポンプの押しのけ容積を制御する第３油圧ポンプ用の容量制御手段を有するとともに、
前記第１、第２、第３油圧ポンプは、前記各容量制御手段によりその消費トルクの総和がエンジンの出力馬力を超えないように制御され、
前記第１、第２、第３油圧ポンプのそれぞれの消費トルクに関連する状態量である各油圧ポンプの吐出圧を検出する第１、第２、第３の状態量検出手段と、
パイロット油圧ポンプと、前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段とを結ぶ管路上に設けられ前記パイロット油圧ポンプからの吐出圧を制御する第１の電磁比例弁と、前記パイロット油圧ポンプと前記第３油圧ポンプ用の容量制御手段とを結ぶ管路上に設けられ前記パイロット油圧ポンプからの吐出圧を制御する第２の電磁比例弁と、前記第１、第２、第３の状態量検出手段からの信号を入力し前記第１及び第２の電磁比例弁へのそれぞれの駆動信号を演算出力するコントローラとを備え、
前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段が、前記第１、第２、第３の状態量検出手段によって検出された吐出圧に基づき第１及び第２油圧ポンプの押しのけ容積を制御するとともに、
前記第３油圧ポンプ用の容量制御手段が、前記第３の状態量検出手段によって検出された吐出圧にのみ基づき第３油圧ポンプの押しのけ容積を制御し、
前記第１及び第２油圧ポンプ用の容量制御手段が前記第１の電磁比例弁により減圧されたパイロット圧によって、前記第３油圧ポンプ用の容量制御手段が前記第２の電磁比例弁により減圧されたパイロット圧によってそれぞれ作動し、
前記コントローラは、前記第１の電磁比例弁への駆動信号の演算に際し、前記第３の状態量検出手段からの吐出圧信号が、前記第３油圧ポンプの吐出量制御が実施されない最大圧以上の場合には、第３油圧ポンプの消費トルクを前記最大圧付近に相応する値として算出し、前記第１、第２状態量検出手段からの検出信号に基づき算出した第１及び第２油圧ポンプの消費トルクから前記第３油圧ポンプの消費トルクとして演算された値を減算し、その結果に基づき前記第１電磁比例弁へ駆動信号を出力することを特徴とする建設機械の油圧回路。
前記建設機械に設けられた諸機能のうち、オペレータがそれぞれの機能の駆動を指示する指示手段を備え、前記コントローラが前記指示手段からの指示信号に基づき前記第１、第２の電磁比例弁への駆動信号を演算出力することを特徴とする請求項３に記載の建設機械の油圧回路。
前記指示信号が前記建設機械に設けられる運転室の室内用空調機の駆動指示信号であることを特徴とする請求項４に記載の建設機械の油圧回路。
前記建設機械の稼動に関連する状態量を検出する第４の状態量検出手段をさらに設け、前記コントローラが前記第４の状態量検出手段からの信号に基づき前記第１及び第２の電磁比例弁への駆動信号を演算出力することを特徴とする請求項３に記載の建設機械の油圧回路。
前記建設機械がブーム、アーム、アタッチメントからなるフロント部材を備えた油圧ショベルであり、前記第４の状態量検出手段が、前記フロント部材の姿勢を検出する姿勢検出手段であることを特徴とする請求項６に記載の建設機械の油圧回路。
前記第４の状態量検出手段が、前記エンジンの冷却水温を検出する冷却水温検出器であることを特徴とする請求項６に記載の建設機械の油圧回路。
前記建設機械が旋回可能な油圧ショベルであり、前記第３油圧ポンプは少なくとも旋回用アクチュエータに圧油を供給することを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載の建設機械の油圧回路。