WO1997032135A1

WO1997032135A1 - Control device for hydraulic drive machine

Info

Publication number: WO1997032135A1
Application number: PCT/JP1997/000597
Authority: WO
Inventors: Seiji Kamada
Original assignee: Komatsu Ltd.
Priority date: 1996-02-28
Filing date: 1997-02-28
Publication date: 1997-09-04
Also published as: EP1553231B1; DE69732177D1; EP0884482B1; KR19990087335A; EP1798346A2; DE69740086D1; US6438953B1; EP0884482A4; US6173573B1; EP1798346A3; EP0884482A1; DE69738461D1; EP1798346B1; EP1553231A3; EP1553231A2

Description

明細書油圧駆動機械の制御装置技術分野

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ァクチユエ一タを駆動制御する制御装置に関する。背景技術

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、それによつて、対応する複数の油圧ァクチユエ一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ァクチユエータに供給され、これら複数の油圧ァクチユエ一タが同時に駆動される。

かかる構成において、複合操作時の油圧ァクチユエ一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。

このシステムでは、油圧ポンプと流： &制御弁との間、あるいは流量制御弁と油圧ァクチユエ一タとの間に、圧力補惯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僙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 · ( Δ Ρ )

(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、 Δ Pは絞りの前後差圧である）

において、差圧 Δ Ρが、各駆動軸について同一となるようにすることで、ォペレ —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。

また、油圧ポンプの吐出圧が、操作中の油圧ァクチユエ一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、これによつて複合操作時の各油圧ァクチユエ一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。

—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。

そこで、この問題点を解決すべく、特公平 6— 4 1 7 6 2号公報、特公平 6— 4 1 7 6 4号公報では、上記圧力補傻弁を使用しないでシステムを構成するようにしている。

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 · V" ( Δ P )

を用いて、差圧厶 P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 · （厶 P ) )

なる関係式から逆算にて求めるようにしている。

このように各油圧ァクチユエータにおいて異なる任意の差圧 Δ P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、複合操作時のァクチユエ一タ速度の負荷依存性を解消している。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— 3 5 1 3 0 4号公報に開示されたものがある。

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！:制御弁に対する駆動指令値（操作レバ一の操作量）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。これによつて、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。

上記特公平 6— 4 1 7 6 2号公報、特公平 6— 4 1 7 6 4号公報に記載のものでは、開口面積 Aを求める際に、前後差圧 Δ Ρによって割るという処理が必要となる。

し力し、油圧ァクチユエータの複合操作中に煩雑に生じる油圧ポンプの流量飽和によって、油圧ポンプと油圧ァクチユエータとの間の差圧 Δ Pが 0 ( k g / c m

2) 近辺の値となることは、しばしば起こり得る。このような状況下では、上記割り算が不可能になってしまうことがある。

また、零に近い数で割るという演算処理を要するため、その零に近い差圧を検出するための圧力検出器の検出誤差が、演算処理の精度、制御の精度に大きく影響する。このため、一定以上の精度を確保するためには、高精度の圧力検出器が必要となり、コス卜がかかるという問題があった。

さらに、油圧ポンプの吐出可能量から、各油圧ァクチユエータに目標となる流量を配分できるかどうかを判断しているため、上記油圧ポンプの飽和時には各油圧ァクチユエータでの目標流量を捕正するという煩雑な処理も必要であった。一方、特開平 4— 3 5 1 3 0 4号公報に記載のものでは、上記のものと同様に、前後差圧 Δ Pが補正演算処理をするときに、分母になるため、零（零付近）を分母にすることを避けるために、前後差圧 Δ Pが最小となる駆動軸では、かかる補正演算処理をしないような制御を行うようにしている。

しかし、そのために、前後差圧が最小となる駆動軸が切り替わった場合には、補正演算に基づく制御から通常の制御に切り替える必要があり、その切替りの瞬間において油圧ァクチユエータへの駆動指令値が不連続なものとなり、切替り毎にショックが発生するという問題があった。

さらに、この公報記載のものでは、油圧ポンプの制御については、油圧ポンプの吐出圧と、複数の油圧ァクチユエータにおける最大の負荷圧との差圧（最小差圧）力予め設定された差圧となるような、いわゆるポンプロードセンシング制御が不可欠であり、従来のロードセンシングシステムをそのまま電子化するという思想であり、差圧が小さくなつたときの対策としては、制御を切るという解決手段によっていた。

本願発明は、こうした実状に鑑みてなされたものであり、圧力補僂弁を用いない単純な油圧回路で済み、しかも低精度、安価な圧力検出器を使用することが可能であり、しかも、単純な制御によって常に制御の連続性を保持できオペレータや機械部品にショックを与えないで済み、しかも油圧ポンプの制御方式を限定することもなく、複合操作時における油圧ァクチユエータの流量の負荷依存性を解消することを第 1の目的とするものである。

また、上述したいずれの従来技術も、油圧ァクチユエ一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惯特性を変えることができなレ、。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。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アイコン性が要求される作業では、流量（ァクチユエ一タ速度）の負荷依存性が作業効率に大きく影響することから、圧力補僂が必要となることが多レ、。

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。

このようなフルレバー操作中でも常に圧力補惯をかけた場合、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增えてしまうことから、軽負荷側の油圧ァクチユ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。

むしろ、このようなフルレバ一操作中は、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。

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ツ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、バケツ卜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ツ卜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。

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、操作レバ一による操作通りの複合操作が容易に行える反面、複合フルレバ一操作時には、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つた。

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、油圧ァクチユエ一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第 2の目的とするものである。発明の開示

上記第 1の目的を達成するために、本発明の第 1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ァクチユエ一タと、前記操作子の操作量に応じた流 iの前記油圧ポンプの吐出圧油を、対応する油圧ァクチユエ一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、前記油圧ァクチユ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のうちで最小の差圧を選択する最小差圧選択手段と、

前記操作弁の検出差圧と前記選択された最小差圧との比に基づき当該操作弁に対応する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

を具えるようにしている。

すなわち、力かる構成によれば、操作弁の前後の検出差圧と、複数の操作弁の前後差圧の中から選択された最小差圧との比に基づき当該操作弁に対応する操作子の操作量を補正するための補正係数が、各操作子毎に演算される。そして、この演算された補正係数によって、対応する操作子の操作量が補正される。

この結果、前後差圧が大きくなるほど、つまり油圧ァクチユ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稜は小さくなるので、油圧ァクチユエ一タが軽負荷であるほど、その油圧ァクチユ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。これによつて、複合操作時の各油圧ァクチユ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る。より具体的にいえば、油圧回路の上記一般公式 Qi= c · Ai · V" ( Δ Pi ) (ただし、 iは第 i番目の油圧ァクチユエ一タ、操作弁、操作子である）を用いて、開口面積 Aiを示す操作量（駆動指令値）を、

(Δ Ρπΰη/Δ Pi) で補正することになる。すると、操作弁 iを流れ、油圧ァクチユエ一タ iに供給される流量 Qiは、 Qi= c · Ai · Ki · V" ( Δ Pi ) = c · Ai · (厶 Ρ min/APi) - -ί ( Δ Pi ) = c · Ai · ^ (Δ Ρπάη) となり、厶 Piの項が打ち消し合うことになる。なお、ここで、 ΔΡπήηは、最小差圧である。

すなわち、第 i番目の油圧ァクチユエータに供給される流 iQiは、どの油圧ァクチユエータについても共通の最小差圧 Δ Pminを基準にして、開口面積指令値 A iの大きさのみによって決定されることになる。

ここで、圧力補償弁を使用する従来技術と本願発明とを比較してみると、本願発明では、従来のように、圧力補償弁を用いることなく、複合操作時における油圧ァクチユエータの負荷依存性が解消されているのがわかる。つまり、圧力補償弁を用いない単純な油圧回路で済み、コストが低減される。

また、上記特公平 6— 4 1 762号公報、特公平 6— 4 1 764号公報に示される従来技術あるいは上記特開平 4— 35 1 304号公報に示される発明とを比較してみると、これら従来技術では、零ないしは零に近い差圧値 Δ Pを分母とする除算を行う必要があり、この除算においては分母と分子の値が必ずしも同一の値になることはなく、また分子の値の方が分母の値よりもかなり大きな値をとる。このため、上記除算において「ゼロ割り」やオーバ一フローが発生してしまい演算処理が不可能となり制御が不可能となる事態も起こり得る。これに対して本願発明では、最小差圧を、各操作弁の検出差圧 ΔΡで除算する構成をとつているため、検出差圧である分母は最小差圧である分子よりも必ず大きくなるか一致することから上記除算において「ゼロ割り」やオーバーフローが発生してしまうことがなく演算処理が不可能となり制御が不可能となる事態は生じ得ない。

しかも、零に近い数で割るとき（検出差圧が最小差圧のとき）は、分子の方も同じ最小差圧となって必ず 1になり、検出誤差中に含まれる誤差が相殺される。

—方、最小差圧以外の検出差圧で割るときも、分子の最小差圧よりも分母の検出差圧の方が大きいため、検出誤差の影響が少なくて済む。つまり、差圧を正確に検出するための高精度な圧力検出器を要しないで済む。つまり、低精度、安価な圧力検出器を使用したとしても、一定以上の精度が確保されるため、コストが低減されるという効果が得られる。

しかも、本願発明では、従来技術のように、前後差圧が最小となる駆動軸が切り替わる毎に、補正演算に基づく制御から通常の制御に切り替えるようにしておらず、常に、最小差圧を、各操作弁の検出差圧 Δ Pで除算する補正演算による制御を行うようにしているため、制御の切替りの瞬間において油圧ァクチユエータへの駆動指令値が連続なものとなり、切替り毎にショックが発生するという従来の問題点が解決され、単純な制御によって常に制御の連続性を保持できオペレータゃ機械部品にショックを与えないで済むという効果が得られる。しかも、本願発明によれば、油圧ポンプの制御方式を何ら限定することもない。

また、上記第 2の目的を達成するために、本発明の第 2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ァクチユエ一タと、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、対応する油圧ァクチュェ一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、前記油圧ァクチユエ一タを駆動するようにした油圧駆動機械において、

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捕正係数が、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。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。

この結果、たとえば、ファイコン操作時のように操作子（操作レバ一）の操作量が小さいときには、上限値または下限値によつ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、レバ一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、圧力補惯機能が、より緩められる。

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、つまり油圧ァクチユエ一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、油圧ァクチユエータが軽負荷であるほど、その油圧ァクチユエ一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。これによつて、複合操作時の各油圧ァクチユエ一タへの流量配分を、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。

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、軽負荷の油圧ァクチユエ一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、フルレバ一操作時には、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、フルレバ一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。

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。これによつて、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一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。図面の簡単な説明図 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つて、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。

図 2は、図 1に示す制御部の構成を示すプロック図である。

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。

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。

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。

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つて、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。

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。

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。

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つて、操作レバーを油圧式レバ一とした場合の構成を示す図である。

図 1 0は、図 9に示す制御部の構成を示すブロック図である。

図 1 1 (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。

図 1 2 (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。

図 1 3 (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。

図 1 4 (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。

図 1 5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。

図 1 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、圧力補惯の度合いを可変する場合の構成を示す図である。

図 1 7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。

図 1 8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。

図 1 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、圧力補儍の度合いを可変する場合の構成を示す図である。発明を実施するための最良の形態

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。

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。

図 1は、油圧ショベルの制御装置の構成を示している。

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、これによつ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一 6、 7にそれぞれ対応して設けられた 2つの油圧ァクチユ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 3 1、 3 2にそれぞれ設けられ、制御部 8から出力される駆動指令 S l、 S 2 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 V I、 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 S l、 S 2 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。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一であり、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 —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。上記圧油供給路 3 1、 3 2に分岐される圧油供給路 3 0上には、油圧ポンプ 1 の吐出圧 P pを検出する圧力センサ 9が配設されている。

また、圧油供給路 3 1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のへ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 P 1B、 P 1Hを検出する圧力センサ 1 0 a、 1 0 bが配設されている。

同様に、圧油供給路 3 2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 1 l a、 l i bが配設されている。

これら各圧力センサの検出信号は、上記操作レバ一 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。

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レ、。

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、操作レバ一 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。

制御部 8の差圧演算手段 8 aには、操作レバ一 6、 7の操作量 V I、 V2を示す信号、圧力センサ 9、 1 0 a、 1 0 b、 1 1 a、 1 1 bの各圧力検出信号 P p、 P 1B、 P 1H、 P2B、 P2Hが入力される。

そして、操作レバー 6の方向（伸長方向）に応じて、 P 1B、 P 1Hの中から、 P 1B (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 Δ F l = P p— P 1B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の前後差圧厶 P2= Pp— P2Hが演算される。こうして、各前後差圧 ΔΡ1、 ΔΡ2が演算されると、これらのうちで最小の差圧厶 Pminが選択される。すなわち、 ΔΡ1〉ΔΡ2の場合、 Δ Pmin- Δ Ρ2となり、厶 P1く ΔΡ2の場合は、厶 P1となる。

こうして得られた各駆動軸毎の前後差圧 Δ Ρ1、 ΔΡ2、最小差圧 ΔΡηύηは、補正係数演算手段 8 bに入力される。

補正係数演算手段 8 bでは、ブーム用操作レバ一 6の操作量 VIを補正するための補正係数 K1を、 K1 = V" (Δ Pmin/ Δ PI) と演算するとともに、アーム用操作レバ一 7の操作量 V2を補正するための補正係数 K2を、 K2- (Δ Pmin/Δ P2) と演算する。

駆動指令値補正手段 8 cには、上記補正係数 Kl、 Κ2が入力されるとともに、操作レバ一 6、 7からの駆動指令値としての操作量 VI、 V2が入力される。

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） VI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 VI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 Α2が求められる。ここで、上記スプールストロークー開口面稜の関係は、スプールの形状から一義的に定まるものである。

こうして得られた開口面穢 Al、 Α2に対して、上記求められた補正係数 Kl、 Κ 2がそれぞれ乗じられ、補正開口面積 Α =Α1 · Κ1、 Α2' =Α2 · Κ2が求められる。

さらに、予め設定された、上記スプールストロークー開口面積の逆の関係より、上記補正開口面積 Α 、 A2' に対応するスプールストローク量 Sl、 S2が求められ、このスプールストローク量 Sl、 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の各ソレノィ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 ΑΓ A2' になるように駆動される。

上記制御の内容を、油圧回路の一般公式 Qi= c · Ai · ^ ( Δ Pi ) (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、 △ P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。

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 = ~ (Δ Pmin/Δ Pi) 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 · ^ ( Δ Pi ) = c . Ai · (厶 P rain/Δ Pi) · J~ Y> i ) = c ' · J~ (厶 Pmin) となることを意味しており、厶 Piの項が打ち消し合っていることがわかる。

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 Δ Prainを基準にして、開口面積指令値 A iの大きさのみによって決定されることになる。これによつて、複合操作時の各油圧シリンダへの流量配分を、オペレータによつ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。

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のスプールスト口一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 1 4上に、油圧シリンダ 2、 3に流入する側の圧油の負荷圧 Pl、 P2を検出する圧力センサ 1 0 c、 1 1 cを設けるようにしてもよレ、。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 P1B (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。

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 Pl、 P2との差圧 Δ Ρ1、厶 Ρ2を直接検出する差圧センサ 1 0 d、 1 1 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 8 a ' ' 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 PI (P2) と差圧 Δ Ρ1、 Δ Ρ2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。

さらに、駆動指令値補正手段 8 c ' 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。

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 Sal、 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卜ローク量センサ 15、 16が設けられ、この検出ストローク量 Sal、 Sa2がフィードバック量とされ、駆動指令値 Sl、 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— Sal、 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 Gl、 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 SI— Sal、 S2 一 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 Al' 、 A2' に精度よく一致させることができる。

また、実ストローク量 Sal、 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。

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、逆側にあるパ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 8 c ' ' では、実際のパイロット圧 Ppl、 Pp2をパイロット圧センサ 17、 18でそれぞれ検出し、これをパネ定数 k l、 k2でそれぞれ除算することでパネの変位量（Dl/kl) · Ppl、 (D2/k2) · Pp2 (ただし、 Dl、 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 Sal、 S a2としている。

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。

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。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 _c そして、図 7の差圧演算手段 8 aでは、操作レバ一 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 Δ P1=P1H— PTが演算される。一方、操作レバ一 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 Δ P2-P2B— PTが演算される。

なお、タンク圧 PT O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。

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 Pl、 P2とタンク圧 PT ( 0とする）との差圧 ΔΡ1、 Δ Ρ2を直接検出する圧力センサ 10 e、 1 1 eを設けるようにしてもよい。

また、以上の実施の形態では、操作レバー 6、 7が電気レバ一であることを想定している力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一を使用してもよい。

図 9、図 10は、油圧式パイロットレバ一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。

図 9に示す油圧式パイロットレバ一 6、 7からは、レバ一操作量に比例したパィロット圧が電磁滅圧弁 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。圧力センサ 10 d、 1 1 dでは、ポンプ圧 Ppと油圧シリンダ流入側の負荷圧 P 1、 P2との差圧 ΔΡ1、 Δ Ρ2がそれぞれ検出され、これら検出差圧 ΔΡ 1、厶 Ρ 2が制御部 8にそれぞれ入力される。

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 Δ P 1、 ΔΡ2の中から、最小差圧 ΔΡπΰη が求められ、補正係数演算手段 8 bでは、各駆動軸毎の差圧と最小差圧の比の平方根/" (Δ Pmin/Δ PI) 、 ~ (Δ Pmin/Δ P2) 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 K 1、 K 2を示す信号が、駆動指令値補正手段 8 cである電磁減圧弁 2 1、 2 2に対して駆動指令値としてそれぞれ出力される。

電磁減圧弁 2 1、 2 2では、その入力される駆動指令値 K l、 Κ2が 1 . 0の場合、油圧レバ一 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 Kl、 Κ2が 0に近ずくに従いパイロット圧が、より大きく滅圧されるように駆動される。

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、 ( Δ Pmin/ Δ P I) 、 Γ ( Δ Pmin/ Δ P 2) が小さくなるほど、上記電磁減圧弁 2 1、 2 2により、操作レバ一 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、操作レバ一の複合操作時に軽負荷ァクチユエ一タへ多大な圧油の流入がなされることが防止される。

この図 9、図 1 0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、完全には圧力補僕機能を発揮できない場合もあるが、油圧レバ一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憤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。

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、かかる圧力補儍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。

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。このポジティブ制御方式は、オペレータによるレバ一操作量を、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 1 1 ( a ) 、 ( b ) に示される。すなわち、制御部 8には、操作レバ一 6、 7から操作量としての駆動指令値 V 1、 V2が入力されるとともに、エンジン 2 3の実回転数を検出する回転センサ 2 4から回転数信号 R PMが、また圧力センサ 9からポンプ吐出圧信号 P pが入力される。そして、図 1 1 ( b ) に示されるように、各駆動指令値 V I、 V2に対応する要求流量 Ql、 Q2が、駆動指令値一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 Ql、 Q2を加算したものが総流量 Q12とされる。

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 Q 12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。

一方、ポンプの吐出量 Q (c c/m i n) は、 1回転当たりの押しのけ容積を q (c c/r e v) 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。

これにより、オペレータによるレバ一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。

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 2 5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。この場合、操作レバ一 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惫流され、操作レバ一 6、 7の操作量 VI、 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のソレノィドに加えるように、制御部 8は、アンロード弁 25を制御する（図 1 2 (b) 参照）。この結果、操作レバ一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。また、制御部 8で得られた最小差圧 Δ Pmin 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、あるいは油圧ボンプ 1の吐出量 Qを增加させる制御を加えることにより、最小差圧となつた駆動軸での最低差圧を稜極的に確保するようにしてもよい（図 1 2 (b) 参照）。

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。

このロードセンシング制御は、油圧ポンプの吐出圧が、操作中の油圧ァ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。

図 1 3 (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。

すなわち、制御部 8には、各流量制御弁 4、 5の前後差圧 Δ Ρ1、 Δ Ρ2が入力され、前述したように差圧演算手段 8 aにおいて最小差圧 Δ Pmin が求められる。そして、所定の目標差圧 Δ Ρ Γ (例えば 20kg cra2 ) と、上記最小差圧 A Pmi nとの偏差 Δ Pr—厶 Pmin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、従来のポンプ口一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。

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、最小差圧厶 Pminを常に一定値 Δ Pr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。

し力し、このような状況でも、すでに説明したように、実際の最小差圧厶 Pmi ri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、ォペレータによるレバ一操作の比の通りに分流が可能となる。つまり、電子圧力補憤機能が完全に発揮される。

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、圧力補憤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。

まず、最初に、操作レバ一の操作量に応じて圧力補憤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。

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 V 1、 V2を示す信号、差圧センサ 1 0 d、 1 I dの検出差圧厶 PI 、 Δ Ρ2 を示す信号が入力され、図 1 4 ( b ) に示すように、補正係数演算手段 8 bと駆動指令値補正手段 8 cとの間に設けられた補正係数制限部 8 dにおいて、補正係数演算手段 8 bで演算された補正係数 Kの下限を、レバ一操作量に応じて制限する処理が実行される。

すなわち、補正係数制限部 8 dには、操作レバー 6、 7の操作量 V I、 V2が大きくなるにつれて、補正リミット値 K 1L、 K2しが 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 V I、 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ツト値 K1し、アームリミツト値 K2しと、補正係数演算手段 8 bから出力されているブーム、ァ一ムの各補正係数 Kl、 Κ2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 8 cに出力される。

ブーム側を例にとると、上記捕正リミット値 K 1Lは、レバーファイコン時（V 1小の時）には、 0近傍であるため、補正係数 K 1の方が大となり、補正係数 K 1が選択されるが、レバー操作量 V Iが大となるに従い、補正リミット値 K 1L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、レバ一フル操作時には、強制的に補正係数 K1が 1にされ、操作量 VIを補正しない状態に切り替わつていく。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、フルレバ一操作時には圧力捕僂を切る制御が、レバ一操作量に比例して連続的に行われ、レバー操作性が、レバ一操作量の大きさレ、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。

この種のレバー感応可変型圧力補憤制御の別の実施の形態について、図 1 5を参照して説明する。

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 Δ P r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 Δ Ρπύη を求めることなく、上記所定の目標差圧 Δ P rから直接、補正係数 Kl、 Κ2を求めることができる。

すなわち、図 1 5に示すように、差圧演算手段 8 aで最小差圧 Δ P rainを求めることなく、補正係数演算手段 8 bにおいて各軸差圧 Δ Ρ 1 、 Δ Ρ2 と所定の目標差圧 Δ Ρ Γとの比から、各補正係数 K l、 Κ2が直接、求められる。そして、前述した図 1 4と同じ補正係数制限部 8 dにおいて、補正係数演算手段 8 bで演算された補正係数 K l、 Κ2の下限が、レバー操作量 V I、 V2に応じて制限される。以上のようにして、図 1 5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、圧力補儅を十分に効かせ、フルレバ一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、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。

また、こうしたレバー感応可変型圧力補儍制御の別の実施の形態として図 1 6 のように構成してもよレ、。

すなわち、同図 1 6では、図 1 4に示す補正リミットテーブルの代わりに、補正係数 K l、 Κ2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。これによつて、オペレータが作業内容に応じて、圧力補儍の度合いを任意に選択することができる。

いま、設定器 2 6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 8 bから出力される補正係数 K l、 Κ2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 2 6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 8 bから出力される補正係数 K l、 Κ2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 8 c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。

つぎに、特定の操作レバ一のみを複合操作している場合にだけ、上記レバ一感応可変型圧力補儒制御を行うとする実施の形態について図 1 7を参照して説明する。

いま、ブーム、アーム、バケツト、旋回の 4つの油圧ァクチユエータを具えており、各油圧ァクチユエータに対応した各操作レバ一からそれぞれ、操作量 V I、 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。

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儍制御が行われるものとする。

すなわち、補正係数制限部 8 dに入力された各操作レバ一信号 V I、 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∑V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 V 1 + 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 —ムとアームの 2つの操作レバ一の操作量の和の割合 c = (V1 + V2) /∑Vが求められる。

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一ブルから出力される補正リミット値 Kcと、図 1 4に示すのと同じようにしてブーム用操作レバ一の操作量 V I 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 8 b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。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 K c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力ゝら、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、圧力補償が効かなレ、結果となる。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 K cは無視され、捕正係数 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。

また、ブーム、あるいはアームの単独操作の場合には、補正リミッ卜値 Kcは 0 近傍となるが、補正係数演算手段 8 bにおいて、最小差圧 Δ Ρηΰη と自己の検出差圧 Δ P 1が一致するので、補正係数 K1は 1となり、補正リミツト値 Kc、 K 1Lによらずに、開口面稂の補正は行われない。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。

さて、圧力補憤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 @、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、従来からの圧力補儍なしの特性を要望するユーザ、オペレータもいる。

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。

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 1 8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。

すなわち、同図 1 8に示すように、制御部 8の補正係数制限部 8 dには、圧力センサ 9 cで検出されたブームの負荷圧 P 1が入力される。一方、補正係数制限部 8 dには、負荷圧 P 1が低くなるほど補正リミット値 K1Lが 1に近づき、負荷圧 P 1が高くなるに従い補正リミット値 K 1Lが 0に近づくという負荷圧 P 1と補正リミット値 K1Lとの関係を示すリミット値テ一ブルが設けられている。そこで、現在の負荷圧 P 1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 8 b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 8 cに出力される。

上記構成によれば、ブームの軽負荷時には、補正係数 K 1が 1にされるため、圧力補偾は効かなくなるが、ブームの負荷圧が、髙くなるに従い徐々に圧力補償の度合いが高くなつていく。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、圧力補儻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费向上、ラフ操作の容易化が図られる。

以上、補正係数 Kl、 Κ2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。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。

同図 19に示すように、制御部 8の差圧演算手段 8 e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 8 eには、操作量 VI、 V2が大きくなるに従い上限差圧 Δ P1L、 Δ P2Lが小さくなるという操作量 VI、 V2と上限差圧厶 P1L、 AP2Lとの関係を示すリミット値テ一ブルが設けられている。そこで、現在の操作レバ一信号 VI、 V2が入力され、それらに対応するブーム上限差圧 Δ P1し、アーム上限差圧 Δ P2L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 Δ P1し、アーム上限差圧 ΔΡ2しと実際の検出差圧 ΔΡ1 、 Δ P 2の各大小比較が行われ、そのうちで小さい方が検出差圧 ΔΡ1 、 ΔΡ2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 Δ P1 、 ΔΡ2についても、大小比較が行われて、小さい方が最小差圧 Δ Pminとして選択、出力される。

以上の構成によれば、レバ一操作量 VI、 V2が大きくなると検出差圧 Δ P1 、厶 P2は上限差圧 Δ P1L、 Δ P2L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 8 bでは、補正係数 Kl、 Κ2の分母となる各軸検出差圧 Δ PI 、厶 P2が過小評価されることになり、補正係数 Kl、 Κ2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。

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 Kl、 Κ2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儍制御の実施の形態において、リミツ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。これによつて、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。産業上の利用可能性本発明は、油圧ショベルのような建設機械のみならず任意の油圧駆動機械に適戶可能であるまた、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が、 3以上の作業機に適用することも当然可能である。

Claims

請求の範囲

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ァクチュエータと、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、対応する油圧ァクチユエ一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、前記油圧ァクチユエ一タを駆動するようにした油圧駆動機械において、

を具えた油圧駆動機械の制御装置。

2 . 前記補正係数は、最小の差圧を Δ P min、操作弁 iの検出差圧を Δ P iとしたとき、 ( Δ Ρπάη/ Δ Ρ ϊ) で表されるものである請求の範囲第 1項記载の油圧駆動機械の制御装置。

3 . 前記差圧検出手段は、前記操作弁の絞りのうち、前記油圧ァクチュエータに圧油が流入する側の絞りの前後の圧力の差圧を検出するものである請求の範囲第 1項記載の油圧駆動機械の制御装置。

4 . 前記差圧検出手段は、前記操作弁の絞りのうち、前記油圧ァクチュエータから圧油が流出する側の絞りの前後の圧力の差圧を検出するものである請求の範囲第 1項記載の油圧駆動機械の制御装置。

5 . 前記操作弁は、開口面穣に応じた流量の圧油を前記油圧ァクチユエータに供給するものであり、前記操作子は前記操作弁の開口面稹の大きさを操作量として出力するものであり、前記操作量補正手段は、前記操作子の操作量としての開口面積に、前記補正係数を乗算することにより補正操作量を求めるものである請求の範囲第 1項記載の油圧駆動機械の制御装置。

6 . 前記操作弁は、前記操作量補正手段によって補正された補正操作量に応じたスプールの駆動量を目標値とし、当該スプールの実際の駆動量をフィードバック量として、その駆動量がフィ一ドバック制御されるものである請求の範囲第 1項記載の油圧駆動機械の制御装置。

7 . 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ァクチュエータと、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、対応する油圧ァクチユエ一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、前記油圧ァクチユ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。

8 . 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ァクチュエータと、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、対応する油圧ァクチユ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、前記油圧ァクチユエ一タを駆動するようにした油圧駆動機械において、

前記複数の油圧ァクチユエ一ダにかかる負荷を、各油圧ァクチユエ一タ毎に検出する負荷検出手段と、

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、

を具えた油圧駆動機械の制御装置。

9 . 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ァクチュエータと、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、対応する油圧ァクチユエ一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、前記油圧ァクチユ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。

1 0 . 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の範囲第 7項記載の油圧駆動機械の制御装置。

1 1 . 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の範囲第 8項記載の油圧駆動機械の制御装置。

1 2 . 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の範囲第 9項記載の油圧駆動機械の制御装置。

1 3 . 前記複数の油圧ァクチユエ一タのうち、駆動されている油圧ァクチユエ一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の範囲第 7項記載の油圧駆動機械の制御装置。

1 4 . 前記複数の油圧ァクチユエ一タのうち、駆動されている油圧ァクチユ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の範囲第 8項記載の油圧駆動機械の制御装置。

1 5 . 前記複数の油圧ァクチユエータのうち、駆動されている油圧ァ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の範囲第 9項記載の油圧駆動機械の制御装置。