【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、各種建設作業、土木作業に用いられる油圧ショベル等の作業用機械の油圧回路装置の技術分野に属するものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、この種作業用機械の油圧回路装置のなかには、複数の油圧アクチュエータと、これら油圧アクチュエータに圧油を供給するための複数の可変容量式の油圧ポンプとを備えたものがある。この様な油圧回路装置において、前記各油圧ポンプには、エンジン等の動力源からの出力トルクがそれぞれ配分されることになるが、例えば作業用機械が三つの油圧ポンプを備えた油圧ショベルである場合、従来、図９に示すごとく、旋回用操作レバーが操作されていない（中立位置に位置している）ときには、旋回用モータに圧油を供給する第一ポンプＰ１へのトルク配分を少なく（例えばエンジンの出力トルクの３％）して、その残りのトルクを第二、第三の油圧ポンプＰ２、Ｐ３に均等に配分していた。一方、旋回用操作レバーが操作されているときには、前記第一ポンプへのトルク配分を、予め設定された数種類（図９のものにおいては１５％と２０％の二種類）のなかから選択スイッチ１５によって選択すると共に、該選択されたトルクを差し引いた残りのトルクを、残り二つの第二、第三の油圧ポンプＰ２、Ｐ３に均等に配分していた。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
そして前記従来の油圧回路装置では、旋回用操作レバーが操作されている状態では、選択スイッチによって選択されたトルクが第一ポンプに優先的に配分されるため、旋回用モータへの圧油供給を、他の油圧アクチュエータへの圧油供給の影響を受けることなく行うことができ、これによって、他の油圧アクチュエータの作動、非作動に拘わらず旋回作動を優先させて行うことができるという利点がある。
しかるにこのものは、第一ポンプへのトルク配分を、前記予め設定された数種類のなかからしか選択できないという制限を受ける許りか、旋回用操作レバーの操作量が僅かであっても、第一ポンプには前記選択されたトルクが配分されてしまうという問題があり、ここに本発明が解決しようとする課題があった。
さらに前記従来のものは、第二、第三油圧ポンプに均等のトルクが配分される構成となっているため、どちらか一方の油圧ポンプから圧油供給される油圧アクチュエータのみを作動させる場合であっても、両ポンプには均等のトルク配分がなされることになって、適正なトルク配分がなされず作業性、作業効率が低下してしまう惧れがあるという解決すべき課題もあった。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記の如き実情に鑑み、これらの課題を解決することを目的として創作されたものであって、請求項１の発明は、複数の操作具の操作量をそれぞれ検出する操作量検出手段と、該検出される操作量に基づいてそれぞれ作動する油圧アクチュエータと、これら油圧アクチュエータに圧油を供給するための複数の可変容量式の油圧ポンプとを備えてなる作業用機械の油圧回路装置において、該油圧回路装置に、各油圧ポンプのトルクを制御するためのトルク制御手段と、油圧ポンプ動力源からの出力トルクを各油圧ポンプに分配すべく前記トルク制御手段に制御指令を出力するトルク制御部とを設け、該トルク制御部に、前記操作量検出手段からの入力信号に基づいて各油圧ポンプへのトルク配分を演算するトルク配分演算手段と、該トルク配分演算手段の演算結果に基づいて前記トルク制御手段に制御指令を出力するトルク配分出力手段とを設け、複数の油圧ポンプのうち予め設定される第一油圧ポンプからの圧油は、第一操作具の操作によって対応する第一油圧アクチュエータに供給され、第一油圧ポンプ以外の他の油圧ポンプからの圧油は、第一操作具以外の残りの操作具操作によって作動する各対応する残りの油圧アクチュエータに供給されるものとしたとき、トルク配分演算手段は、第一油圧ポンプに第一操作具の操作量に基づいてトルクを配分する演算と、油圧ポンプ動力源の出力トルクから前記演算された第一油圧ポンプへのトルクを差し引いた差し引きトルクを、残りの操作具の操作量に基づいて他の油圧ポンプに配分する演算とを行うように構成するにあたり、他の油圧ポンプが複数であるとき、他の各油圧ポンプは、対応する単数または複数の油圧アクチュエータにそれぞれ圧油を供給するものであり、トルク配分演算手段における第一油圧ポンプへのトルク配分の演算は、残りの操作具の操作量に関係なく行うものであり、トルク配分演算手段における他の各油圧ポンプへのトルク配分は、残りの全ての操作具の操作量に対し、各油圧ポンプ対応の油圧アクチュエータ用操作具の操作量の割合に基づいて行うように構成されていることを特徴とする作業用機械の油圧回路装置である。
そして、この様にすることにより、各油圧ポンプへのトルク配分は、操作具の操作量に基づいてなされることになって、作業性、作業効率が向上する。
請求項２の発明は、請求項１において、油圧回路装置には、他の各油圧ポンプからの供給圧油を合流して対応以外の油圧アクチュエータにも圧油を供給するための合流油路と、該合流油路を開閉制御するための開閉制御弁とが設けられている作業用機械の油圧回路装置である。
請求項３の発明は、請求項１または２において、トルク制御手段は、油圧ポンプの容量可変手段にトルク制御圧を供給する電磁比例制御弁を用いて構成されている作業用機械の油圧回路装置である。
請求項４の発明は、請求項１乃至３の何れかにおいて、トルク制御部に、各油圧ポンプの吐出圧を検出する吐出圧検出手段を接続すると共に、トルク配分演算手段は、該吐出圧検出手段からの入力信号に基づいて各油圧ポンプへのトルク配分を演算するフィードバック機構が設けられている作業用機械の油圧回路装置である。
請求項５の発明は、請求項１乃至４の何れかにおいて、作業用機械は、下部走行体に上部旋回体を旋回自在に支持してなる油圧ショベルであり、該油圧ショベルは、旋回用モータ、左右の走行用モータ、ブーム用シリンダ、スティック用シリンダ、バケット用シリンダ等の各種油圧アクチュエータと、第一、第二、第三の各油圧ポンプとを備え、そして第一ポンプは旋回用モータに圧油を供給し、第二、第三ポンプは残りの油圧アクチュエータに圧油を供給するものである作業用機械の油圧回路装置である。
【０００５】
【発明の実施の形態】
次に、本発明の実施の形態の三つを図面に基づいて説明する。
まず、第一の実施の形態を図１〜図５に示すが、該図面において、１は油圧ショベルであって、該油圧ショベル１は、クローラ式の下部走行体２、該下部走行体２の上方に旋回自在に支持される上部旋回体３、該上部旋回体３に取付けられる作業部４等の各部から構成されており、さらに該作業部４は、基端部が上部旋回体２に揺動自在に支持されるブーム５、該ブーム５の先端部に揺動自在に支持されるスティック６、該スティック６の先端部に揺動自在に支持されるバケット７等の部材装置から構成されている等の基本的構成は従来通りである。
【０００６】
また油圧ショベル１には、前記上部旋回体３を旋回させるための旋回用モータ８、左右の走行用モータ９、１０、ブーム５を揺動させるためのブーム用シリンダ１１、スティック６を揺動させるためのスティック用シリンダ１２、バケット７を揺動させるためのバケット用シリンダ１３等の各種油圧アクチュエータが設けられており、これら油圧アクチュエータの作動は、エンジンＭの動力で駆動する油圧ポンプからの圧油供給に基づいて行われる構成となっているが、本実施の形態では、油圧ポンプとして、第一、第二、第三ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３の計三つの可変容量式の油圧ポンプが用いられている。これら油圧ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３は、斜板Ｐ１ａ、Ｐ２ａ、Ｐ３ａの傾斜角変位に基づいて吐出量が変化する斜板式アキシァルピストンポンプで構成されているが、本実施の形態において、第一ポンプＰ１は前記旋回用モータ８に、第二ポンプＰ２は左右の走行用モータ９、１０、およびスティック用シリンダ１２に、第三ポンプＰ３はバケット用シリンダ１３、ブーム用シリンダ１１、およびアタッチメント用シリンダ１４にそれぞれ圧油を供給するように設定されている。ここで、アタッチメント用シリンダ１４は、前記バケット６に替えて取付けられるブレーカ等の作業用アタッチメント用の油圧シリンダである。
【０００７】
さらに、２２〜２８は旋回用、左側走行用、右側走行用、スティック用、バケット用、ブーム用、アタッチメント用の各操作レバー（何れも図示せず）の操作量を検出するための操作量検出手段であって、角度検知センサ等から構成されるものであるが、これら操作量検出手段２２〜２８からの信号は、後述する制御装置２９に入力されるように設定されている。また、３０、３１、３２は前記各油圧ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３の吐出圧を検出するための吐出圧検出手段であって、圧力検知センサ等から構成されるが、これら吐出圧検出手段３０、３１、３２からの信号も、前記制御装置２９に入力されるように設定されている。
【０００８】
前記制御装置２９は、マイクロコンピュータ等を用いて構成されるものであるが、該制御装置２９には、前記エンジンＭからの出力トルク（目標トルク）を前記各油圧ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３に配分するためのトルク制御部３３と、前記各油圧アクチュエータ８〜１４用のコントロールバルブ３４〜４０の開度量制御を行うためのバルブ制御部４１とが設けられている。該バルブ制御部４１は、前記操作量検出手段２２〜２８から入力信号に基づき、各操作レバーの操作量に対応する流量の圧油を油圧アクチュエータ８〜１４に供給すべく各パイロットバルブ３４ａ〜４０ａに制御指令を出力して対応するコントロールバルブ３４〜４０の開度量を制御するものであるが、このバルブ制御部４１については、従来知られているものが採用されているため、その詳細についてはここでは省略する。
【０００９】
一方、前記トルク制御部３３は、前記各操作量検出手段２２〜２８からの入力信号に基づいて各油圧ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３へのトルク配分を演算し、該演算結果に基づいて後述の電磁比例制御弁４２、４３、４４に制御指令を出力するものであるが、該トルク制御部３３の制御手順について、図５に示すブロック図に基づいて以下に説明する。
【００１０】
まず、第一ポンプＰ１へのトルク配分の演算は、旋回用操作量検出手段２２から入力されるレバー操作量値αに基づいて行われる。つまり、トルク制御部３３は、該レバー操作量値αを、予め設定される関数［ａ］に従ってレバー理論値βに換算し、さらに該レバー理論値βを、予め設定される関数［ｂ］により第一ポンプトルク率Ａに換算する。ここで、第一ポンプトルク率Ａは、前記エンジンＭの第一、第二、第三ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３への出力トルクＴｔに対する第一ポンプＰ１への供給トルクＴ１の割合（Ａ＝Ｔ１／Ｔｔ）であって、該第一ポンプトルク率Ａは、百分率で示すと、例えば０〜２０％の範囲となるように設定されている。つまり第一ポンプトルク率Ａは、旋回用操作レバーが中立位置のときには０％、フル操作されているときには２０％、そして中立位置とフル操作位置とのあいだに位置するよう操作されているときには、その操作量に対応して０％と２０％のあいだの適宜値となるように設定されている。そして、この第一ポンプトルク率Ａに前記出力トルクＴｔを乗じることにより、第一ポンプＰ１への供給トルクＴ１が演算される（Ｔ１＝Ａ×Ｔｔ）。
尚、本第一の実施の形態においては、第一ポンプトルク率Ａは０〜２０％の範囲に設定されているが、これに限定されることなく、０〜１５％、０〜２５％等、作業用機械の種類、エンジン出力の大きさ、油圧ポンプの容量等に対応して適宜設定できることは勿論である。
【００１１】
一方、第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３へのトルク配分の演算は、まず、左側走行用、右側走行用、スティック用、バケット用、ブーム用、アタッチメント用操作レバーの各操作量検出手段２３〜２８から入力されるレバー操作量値αを、予め設定される関数［ｃ］〜［ｈ］に従って流量相当値γに換算する。そして、該流量相当値γから対応する各アクチュエータ９〜１４の要求流量δを求めるが、本第一の実施の形態の場合、左側走行用モータ９、右側走行用モータ１０およびアタッチメント用シリンダ１４については前記流量相当値γがそのまま要求流量δ（δ＝γ）に、スティック用シリンダ１２およびブーム用シリンダ１１については流量相当値γに定数「２」を乗じた値が要求流量δ（δ＝２γ）に、バケット用シリンダ１３については流量相当値γに定数「１．２」を乗じた値が要求流量δ（δ＝１．２γ）になるように設定されている。
【００１２】
次いで、左側走行用モータ９、右側走行用モータ１０、およびスティック用シリンダ１２の各要求流量δを加算して、第二ポンプＰ２の総要求流量εを求める。さらに該総要求流量εに、吐出圧検出手段３１によって検出された第二ポンプＰ２の吐出圧ηを乗じて、第二ポンプＰ２の要求トルクＤを求める（Ｄ＝ε×η）。
また、バケット用シリンダ１３、ブーム用シリンダ１１、およびアタッチメント用シリンダ１４の各要求流量δを加算して、第三ポンプＰ３の総要求流量εを求める。さらに該総要求流量εに、吐出圧検出手段３２によって検出された第三ポンプＰ３の吐出圧ηを乗じて、第三ポンプＰ３の要求トルクＥを求める（Ｅ＝ε×η）。
そして、前記第二ポンプＰ２の要求トルクＤを、第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３の要求トルクＤ、Ｅの和で除して、第二ポンプトルク率Ｂを求める（Ｂ＝Ｄ／（Ｄ＋Ｅ））。ここで、第二ポンプトルク率Ｂは、第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３への供給トルクＴ２、Ｔ３の和に対する第二ポンプＰ２への供給トルクＴ２の割合（Ｂ＝Ｔ２／（Ｔ２＋Ｔ３））である。そして、この第二ポンプトルク率Ｂに、前記エンジンＭの出力トルクＴｔから第一ポンプＰ１への供給トルクＴ１を差し引いた差し引きトルク（Ｔｔ−Ｔ１）を乗じることにより、第二ポンプＰ２への供給トルクＴ２が演算される（Ｔ２＝Ｂ×（Ｔｔ−Ｔ１））。
また、第三ポンプＰ３の要求トルクＥを、第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３の要求トルクＤ、Ｅの和で除して、第三ポンプトルク率Ｃを求める（Ｃ＝Ｅ／（Ｄ＋Ｅ））。ここで、第三ポンプトルク率Ｃは、第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３への供給トルクＴ２、Ｔ３の和に対する第三ポンプＰ３への供給トルクＴ３の割合（Ｃ＝Ｔ３／（Ｔ２＋Ｔ３））である。そして、この第三ポンプトルク率Ｃに、前記エンジンＭの出力トルクＴｔから第一ポンプＰ１への供給トルクＴ１を差し引いた差し引きトルク（Ｔｔ−Ｔ１）を乗じることにより、第三ポンプＰ３への供給トルクＴ３が演算される（Ｔ３＝Ｃ×（Ｔｔ−Ｔ１））。
【００１３】
さらに、前記演算された各油圧ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３への供給トルクＴ１、Ｔ２、Ｔ３を、トルク制御圧変換演算手段４５によりトルク制御圧Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３に変換する。そしてトルク制御部３３は、各油圧ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３のトルク制御用の電磁比例制御弁４２、４３、４４に対し、該電磁比例制御弁４２、４３、４４が各油圧ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３の斜板Ｐ１ａ、Ｐ２ａ、Ｐ３ａを変位せしめるレギュレータ（本発明の容量可変手段に相当する）Ｐ１ｂ、Ｐ２ｂ、Ｐ３ｂに供給する圧力が前記トルク制御圧Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３となるように制御指令を出力する構成となっており、而して各油圧ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３に前記供給トルクＴ１、Ｔ２、Ｔ３がそれぞれ分配されるようになっている。
尚、４６はレギュレータＰ１ｂ、Ｐ２ｂ、Ｐ３ｂの圧油供給源となるパイロットポンプである。
【００１４】
ところで、本実施の形態において、油圧ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３の可変制御は、トルク一定制御（馬力一定制御）が採用されていて、図３の点線で示すＰ−Ｑ（圧力−流量）曲線上の各ポイントにおいてポンプ出力が一定に保持されるよう制御される。このものにおいて、前記レギュレータＰ１ｂ、Ｐ２ｂ、Ｐ３ｂに供給されるトルク制御圧Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３を変化させることにより、前記Ｐ−Ｑ曲線が矢印方向にシフトして、ポンプ吸収トルク（馬力）が変化する構成となっている。
【００１５】
叙述の如く構成された第一の実施の形態において、電磁比例制御弁４２、４３、４４は、トルク制御部３３からの制御指令に基づいて、第一、第二、第三ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３の各レギュレータ Ｐ１ｂ、Ｐ２ｂ、Ｐ３ｂに供給するトルク制御圧Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３を制御することになるが、この場合に、トルク制御部３３は、まず旋回用操作レバーの操作量に対応して第一ポンプＰ１への供給トルクＴ１の配分を演算し、さらにエンジンＭの油圧ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３への出力トルクＴｔから前記第一ポンプＰ１の供給トルクＴ１を差し引いた差し引きトルク（Ｔｔ−Ｔ１）を、左側走行用、右側走行用、スティック用、バケット用、ブーム用、アタッチメント用の各操作レバーの操作量に対応する割合で第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３に配分する演算を行い、そしてこれら演算結果に基づいた制御指令を、前記電磁比例制御弁４２、４３、４４に出力することになる。
【００１６】
この結果、エンジンＭからの出力トルクＴｔは、各操作レバーの操作量に基づいて第一、第二、第三ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３に配分されることになる。つまり、オペレータが操作した操作レバーによって作動する油圧アクチュエータ８〜１４に圧油を供給する油圧ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３に、該操作レバーの操作量に対応した適正なトルクが配分されることになって、作業性、作業効率が向上する。
【００１７】
しかもこの第一の実施の形態において、トルク制御部３３は、まず旋回用操作レバーの操作量に基づいて第一ポンプＰ１へのトルク配分を決定し、残りのトルクを第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３に配分する構成となっているから、他の油圧アクチュエータ９〜１４への圧油供給の影響を受けることなく旋回用モータ８への圧油供給が優先的になされ、これにより他の油圧アクチュエータの作動、非作動に拘わらず旋回作動を優先させて行うことができるという利点がある。
【００１８】
次に、第二の実施の形態を図６〜図７に示すが、該第二の実施の形態では、図６に示す油圧回路図の如く、第二ポンプＰ２からの圧油供給油路Ｘと第三ポンプＰ３からの圧油供給油路Ｙとを合流する合流油路Ｚと、該合流油路Ｚを開閉するコンバイナバルブ（本発明の開閉制御弁に相当する）４７とが設けられている。そして、該コンバイナバルブ４７が閉鎖している状態では、前記第一の実施の形態と同様に、第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３からの圧油はそれぞれ対応する油圧アクチュエータ９〜１４に供給されるが、コンバイナバルブ４７が開放している状態では、第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３からの圧油は前記合流油路Ｚを介して対応以外の油圧アクチュエータ９〜１４にも供給される構成となっている。このコンバイナバルブ４７は、ブーム５、スティック６、バケット７が複合操作される場合等に開放状態となるよう制御されるが、この開閉制御の詳細については、ここでは省略する。
【００１９】
次に、前記第二の実施の形態におけるトルク制御部３３の制御手順について、図７に示すブロック図に基づいて説明するが、コンバイナバルブ４７が閉鎖（図７において「ｏｆｆ」）している場合、および第一ポンプＰ１へのトルク配分の演算は、前記第一の実施の形態と同じであるため省略し、以下、コンバイナバルブ４７が開放（図７において「ｏｎ」）している場合における第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３へのトルク配分について説明する。
【００２０】
つまり、第二の実施の形態において、第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３へのトルク配分の演算は、まず、前記第一の実施の形態と同様に、左側走行用、右側走行用、スティック用、バケット用、ブーム用、アタッチメント用操作レバーの操作量検出手段２３〜２８から入力されるレバー操作量値αを、予め設定される関数［ｃ］〜［ｈ］に従って流量相当値γに換算する。そして、該流量相当値γから対応する各アクチュエータ９〜１４の要求流量δを求めるが、本第二の実施の形態の場合、左側走行用モータ９、右側走行用モータ１０については、前記流量相当値γがそのまま第二ポンプＰ２に対する要求流量δ（δ＝γ）となるように設定されている。また、スティック用シリンダ１２およびブーム用シリンダ１１については、前記流量相当値γに定数「２」を乗じた値が要求流量δ（δ＝２γ）となるが、前記コンバイナバルブ４７が「ｏｎ」の場合、該要求流量δのうち「１／２」が第二ポンプＰ２に対する要求流量に、また残りの「１／２」が第三ポンプＰ３に対する要求流量となるように設定されている。さらに、バケット用シリンダ１３については流量相当値γに定数「１．２」を乗じた値が要求流量δ（δ＝１．２γ）となるが、コンバイナバルブ４７が「ｏｎ」の場合、該要求流量δのうち「０．２／１．２」が第二ポンプＰ２に対する要求流量に、また残りの「１／１．２」が第三ポンプＰ３に対する要求流量となるように設定されている。さらにまた、アタッチメント用シリンダ１４については流量相当値γがそのまま第三ポンプＰ３に対する要求流量δ（δ＝γ）となるように設定されている。
次いで、第二ポンプＰ２に対する左側走行用モータ９、右側走行用モータ１０、スティック用シリンダ１２、バケット用シリンダ１３、ブーム用シリンダ１１の各要求流量を加算して、第二ポンプＰ２の総要求流量εを求める。また、第三ポンプＰ３に対するスティック用シリンダ１２、バケット用シリンダ１３、ブーム用シリンダ１１、およびアタッチメント用シリンダ１４の各要求流量δを加算して、第三ポンプＰ３の総要求流量εを求める。そして、これら総要求流量εに基づいて第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３の要求トルクＤ、Ｅ、第二、第三ポンプトルク率Ｂ、Ｃ、および第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３への供給トルクＴ１、Ｔ２が演算されるが、これらの演算は前記第一の実施の形態と同じであるため省略する。
【００２１】
叙述の如く構成された第二の実施の形態において、エンジンＭからの出力トルクＴｔは、各操作レバーの操作量に基づいて第一、第二、第三ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３に配分されることになって、前記第一の実施の形態と同様の作用効果を奏することになるが、この第二の実施の形態では、第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３からの供給圧油を合流する合流油路Ｚと、該合流油路Ｚを開閉するコンバイナバルブ４７とが設けられており、そしてコンバイナバルブ４７が閉鎖している状態では、スティック用、バケット用、ブーム用の各操作レバーの操作量は、それぞれ対応する各油圧ポンプＰ２またはＰ３にトルクを配分するように働くが、コンバイナバルブ４７が開放している状態、つまり第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３からの圧油が合流して各油圧アクチュエータ９〜１４に供給される状態では、スティック用、バケット用、ブーム用の各操作レバーの操作量が、それぞれ第二、第三の両ポンプＰ２、Ｐ３にトルクを配分するように働くことになる。この結果、コンバイナバルブ４７の開閉に伴って各油圧アクチュエータ９〜１４に圧油供給する油圧ポンプＰ２、Ｐ３が変化するものであっても、該コンバイナバルブ４７の開閉切換えに対応して第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３へのトルク配分が変化することになり、操作レバーの操作がなされた油圧アクチュエータ８〜１４に圧油を供給する油圧ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３に、操作量に対応したトルク配分がなされることになる。
【００２２】
次いで、第三の実施の形態を説明するが、このものの油圧回路は前記第一の実施の形態と同様であるため図４を共用し、以下、トルク制御部３３の制御手順について、図８に示すブロック図に基づいて説明する。
つまり、第三の実施の形態において、トルク制御部３３は、まず、旋回用、左側走行用、右側走行用、スティック用、バケット用、ブーム用、アタッチメント用操作レバーの各操作量検出手段２２〜２８から入力されるレバー操作量値αを、予め設定される関数［ｉ］、［ｃ］〜［ｈ］に従って流量相当値γに換算する。そして、該流量相当値γから対応する各アクチュエータ８〜１４の要求流量δを求めるが、旋回用モータ８、左側走行用モータ９、右側走行用モータ１０およびアタッチメント用シリンダ１４については前記流量相当値γがそのまま要求流量δ（δ＝γ）に、スティック用シリンダ１２およびブーム用シリンダ１１については流量相当値γに定数「２」を乗じた値が要求流量δ（δ＝２γ）に、バケット用シリンダ１３については流量相当値γに定数「１．２」を乗じた値が要求流量δ（δ＝１．２γ）になるように設定されている。
【００２３】
次に、旋回用モータ８の要求流量δを第一ポンプＰ１の総要求流量εとし、該総要求流量εに、吐出圧検出手段３０によって検出された第一ポンプＰ１の吐出圧ηを乗じて、第一ポンプＰ１の要求トルクＦを求める（Ｆ＝ε×η）。
また、左側走行用モータ９、右側走行用モータ１０、およびスティック用シリンダ１２の各要求流量δを加算して、第二ポンプＰ２の総要求流量εを求め、該総要求流量εに、吐出圧検出手段３１によって検出された第二ポンプＰ２の吐出圧ηを乗じて、第二ポンプＰ２の要求トルクＤを求める（Ｄ＝ε×η）。
さらに、バケット用シリンダ１３、ブーム用シリンダ１１、およびアタッチメント用シリンダ１４の各要求流量δを加算して、第三ポンプＰ３の総要求流量εを求め、該総要求流量εに、吐出圧検出手段３２によって検出された第三ポンプＰ３の吐出圧ηを乗じて、第三ポンプＰ３の要求トルクＥを求める（Ｅ＝ε×η）。
そして、前記第一ポンプＰ１の要求トルクＦを、第一、第二、第三ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３の要求トルクＦ、Ｄ、Ｅの和で除して、総要求トルクに対する第一ポンプ要求トルク比Ｈ（Ｈ＝Ｆ／（Ｄ＋Ｅ＋Ｆ））を求め、さらに該第一ポンプ要求トルク率Ｈを定数「５」で除して第一ポンプトルク率Ａを求める（Ａ＝Ｈ／５）。そして、該第一ポンプトルク率ＡにエンジンＭの出力トルクＴｔを乗じることにより、第一ポンプＰ１への供給トルクＴ１が演算される（Ｔ１＝Ａ×Ｔｔ）。ここで、第一ポンプトルク率Ａを求めるにあたり、第一ポンプ要求トルク率Ｈを定数「５」で除したのは、第一ポンプトルク率Ａを０〜２０％の範囲となるようにするためであるが、この範囲および定数は、第一の実施の形態のときに説明したように適宜設定することができる。
また、前記第二ポンプＰ２の要求トルクＤを、第一、第二、第三ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３の要求トルクＦ、Ｄ、Ｅの和で除して、総要求トルクに対する第二ポンプ要求トルク比Ｊ（Ｊ＝Ｄ／（Ｄ＋Ｅ＋Ｆ））を求める。さらに該第二ポンプ要求トルク比Ｊを、第二ポンプ要求トルク比Ｊと後述する第三ポンプ要求トルク比Ｋの和で除して、第二ポンプトルク率Ｂを求める（Ｂ＝Ｊ／（Ｊ＋Ｋ））。そして、この第二ポンプトルク率Ｂに、前記エンジンＭの出力トルクＴｔから第一ポンプＰ１への供給トルクＴ１を差し引いた差し引きトルク（Ｔｔ−Ｔ１）を乗じることにより、第二ポンプＰ２への供給トルクＴ２が演算される（Ｔ２＝Ｂ×（Ｔｔ−Ｔ１））。
さらに、第三ポンプＰ３の要求トルクＥを、第一、第二、第三ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３の要求トルクＦ、Ｄ、Ｅの和で除して、総要求トルクに対する第三ポンプ要求トルク比Ｋ（Ｋ＝Ｄ／（Ｄ＋Ｅ＋Ｆ））を求める。さらに該第三ポンプ要求トルク比Ｋを、前記第二ポンプ要求トルク比Ｊと第三ポンプ要求トルク比Ｋの和で除して、第三ポンプトルク率Ｃを求める（Ｃ＝Ｋ／（Ｊ＋Ｋ））。そして、この第三ポンプトルク率Ｃに、前記エンジンＭの出力トルクＴｔから第一ポンプＰ１への供給トルクＴ１を差し引いたトルク（Ｔｔ−Ｔ１）を乗じることにより、第三ポンプＰ３への供給トルクＴ３が演算される（Ｔ３＝Ｃ×（Ｔｔ−Ｔ１））。
【００２４】
叙述の如く構成された第三の実施の形態において、エンジンＭからの出力トルクＴｔは、各操作レバーの操作量に基づいて第一、第二、第三ポンプＰ１、Ｐ２、Ｐ３に配分されることになって、前記第一の実施の形態と同様の作用効果を奏することになるが、この第三の実施の形態では、旋回モータ８に圧油を供給する第一ポンプＰ１のトルク配分を演算するにあたり、操作された全ての操作レバーの操作量に対する旋回用操作レバーの操作量の割合に基づいて演算されることになる。この結果、第三の実施の形態においては、前記第一、第二の実施の形態の如く第一ポンプＰ１に対するトルク配分が優先されるようなことがなく、第一ポンプＰ１へのトルク配分も第二、第三ポンプＰ２、Ｐ３と同様に、操作された全ての操作具の操作量に対する対応操作具の操作量の割合に基づいて演算されることになり、旋回作動を優先させる必要のない作業を行う場合等に適している。
【００２５】
因みに、前記第三の実施の形態は、合流油路およびコンバイナバルブが設けられていないが、これらが設けられている油圧回路装置においても第三の実施の形態を実施できることは勿論であり、この場合には前記第二の実施の形態と同様にして第二、第三ポンプの総要求流量を求めれば良い。
尚、第二、第三の実施の形態において、第一の実施の形態と共通するもの（同一のもの）については、同一の符号を付して引出すと共にその詳細については省略してある。
【図面の簡単な説明】
【図１】油圧ショベルの斜視図である。
【図２】第一、第二、第三の実施の形態における制御装置への入出力を示すブロック図である。
【図３】第一、第二、第三の実施の形態における油圧ポンプの可変制御特性を示すグラフ図である。
【図４】第一、第三の実施の形態における油圧回路図である。
【図５】第一の実施の形態におけるトルク制御部の制御手順を示すブロック図である。
【図６】第二の実施の形態における油圧回路図である。
【図７】第二の実施の形態におけるトルク制御部の制御手順を示すブロック図である。
【図８】第三の実施の形態におけるトルク制御部の制御手順を示すブロック図である。
【図９】従来例におけるトルク配分を示す説明図である。
【符号の説明】
１ 油圧ショベル
２ 下部走行体
３ 上部旋回体
８ 旋回用モータ
９ 左側走行用モータ
１０ 右側走行用モータ
１１ ブーム用シリンダ
１２ スティック用シリンダ
１３ バケット用シリンダ
１４ アタッチメント用シリンダ
２２ 旋回用操作量検出手段
２３ 左側走行用操作量検出手段
２４ 右側操作量検出手段
２５ スティック用操作量検出手段
２６ バケット用操作量検出手段
２７ ブーム用操作量検出手段
２８ アタッチメント用操作量検出手段
３０ 第一ポンプ吐出圧検出手段
３１ 第二ポンプ吐出圧検出手段
３２ 第三ポンプ吐出圧検出手段
３３ トルク制御部
４２ 電磁比例制御弁
４３ 電磁比例制御弁
４４ 電磁比例制御弁
４７ コンバイナバルブ
Ｚ 合流油路
Ｐ１ 第一ポンプ
Ｐ２ 第二ポンプ
Ｐ３ 第三ポンプ
Ｐ１ｂ レギュレータ
Ｐ２ｂ レギュレータ
Ｐ３ｂ レギュレータ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention belongs to the technical field of a hydraulic circuit device of a working machine such as a hydraulic shovel used for various construction work and civil engineering work.
[0002]
[Prior art]
In general, some hydraulic circuit devices of this type of working machine include a plurality of hydraulic actuators and a plurality of variable displacement hydraulic pumps for supplying hydraulic oil to the hydraulic actuators. In such a hydraulic circuit device, an output torque from a power source such as an engine is distributed to each of the hydraulic pumps. For example, a working machine is a hydraulic shovel including three hydraulic pumps. Conventionally, as shown in FIG. 9, when the turning operation lever is not operated (it is located at the neutral position), the torque distribution to the first pump P1 that supplies pressure oil to the turning motor is reduced ( For example, the output torque of the engine is 3%), and the remaining torque is evenly distributed to the second and third hydraulic pumps P2 and P3. On the other hand, when the turning operation lever is operated, the torque distribution to the first pump is selected from several preset types (two types of 15% and 20% in the case of FIG. 9). And the remaining torque obtained by subtracting the selected torque is evenly distributed to the remaining two second and third hydraulic pumps P2 and P3.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
In the conventional hydraulic circuit device, when the turning operation lever is operated, the torque selected by the selection switch is preferentially distributed to the first pump. Can be performed without being affected by the supply of the pressure oil to the other hydraulic actuators, whereby the turning operation can be prioritized regardless of the operation or non-operation of the other hydraulic actuators. .
However, even if the torque distribution to the first pump can be selected from among the several types set in advance, or if the operation amount of the turning operation lever is small, the first pump can be used. Has a problem that the selected torque is distributed, and there is a problem to be solved by the present invention.
Further, since the conventional one has a configuration in which an equal torque is distributed to the second and third hydraulic pumps, only the hydraulic actuator supplied with hydraulic oil from one of the hydraulic pumps is operated. However, there is also a problem to be solved in that the two pumps are equally distributed of torque, so that proper torque distribution is not performed and workability and work efficiency may be reduced.
[0004]
[Means for Solving the Problems]
SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above circumstances and has been made with a view to solving these problems, and the invention of claim 1 is directed to operation amount detection for detecting operation amounts of a plurality of operation tools, respectively. Hydraulic circuit device for a working machine, comprising: a hydraulic actuator that operates based on the detected operation amount; and a plurality of variable displacement hydraulic pumps for supplying hydraulic oil to these hydraulic actuators. A torque control means for controlling the torque of each hydraulic pump, and a torque for outputting a control command to the torque control means for distributing an output torque from a hydraulic pump power source to each hydraulic pump. Control unit and Ke, The torque control unit includes: a torque distribution calculation unit configured to calculate a torque distribution to each hydraulic pump based on an input signal from the operation amount detection unit; and a torque distribution unit configured to calculate the torque distribution unit based on a calculation result of the torque distribution calculation unit. And torque distribution output means for outputting a control command. The hydraulic oil from the first hydraulic pump that is set in advance among the plurality of hydraulic pumps is supplied to the corresponding first hydraulic actuator by operating the first operating tool, and the hydraulic oil from other hydraulic pumps other than the first hydraulic pump is When it is assumed that the pressure oil is supplied to each of the corresponding remaining hydraulic actuators that are operated by the operation of the remaining operating tools other than the first operating tool, the torque distribution calculating means causes the first hydraulic pump to operate the first operating tool. A calculation for distributing the torque based on the operation amount, and a subtraction torque obtained by subtracting the calculated torque to the first hydraulic pump from the output torque of the hydraulic pump power source, based on the operation amounts of the remaining operation tools, When performing the calculation to be distributed to the hydraulic pumps, when there are a plurality of other hydraulic pumps, each of the other hydraulic pumps is connected to one or more corresponding hydraulic actuators. Each of them supplies pressure oil, and the calculation of the torque distribution to the first hydraulic pump by the torque distribution calculating means is performed irrespective of the operation amount of the remaining operating tools. The torque distribution to each of the hydraulic pumps is configured to be performed based on the ratio of the operation amount of the hydraulic actuator operation tool corresponding to each hydraulic pump to the operation amount of all the remaining operation tools. A hydraulic circuit device for a working machine, characterized in that:
By doing so, the torque distribution to each hydraulic pump is performed based on the operation amount of the operating tool, and the workability and work efficiency are improved.
According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the hydraulic circuit device further includes a merging oil passage for merging the supply pressure oil from each of the other hydraulic pumps and supplying the pressure oil to a hydraulic actuator other than the corresponding hydraulic actuator. , An opening and closing control valve for controlling the opening and closing of the merging oil passage.
The invention of claim 3 is claim 1 or 2 In the above, the torque control means is a hydraulic circuit device of a working machine configured using an electromagnetic proportional control valve for supplying a torque control pressure to a capacity variable means of a hydraulic pump.
The invention of claim 4 is the claim Any of 1 to 3 , A discharge pressure detecting means for detecting a discharge pressure of each hydraulic pump is connected to the torque control unit, and a torque distribution calculating means is configured to distribute torque to each hydraulic pump based on an input signal from the discharge pressure detecting means. Is a hydraulic circuit device of a working machine provided with a feedback mechanism for calculating
The invention of claim 5 is the invention of claim Any of 1 to 4 In the working machine is a hydraulic excavator in which the upper revolving body is pivotally supported on the lower traveling body, the hydraulic excavator includes a revolving motor, left and right traveling motors, a boom cylinder, a stick cylinder, Various hydraulic actuators such as bucket cylinders, and first, second and third hydraulic pumps are provided, and the first pump supplies pressurized oil to the turning motor, and the second and third pumps This is a hydraulic circuit device for a working machine that supplies pressure oil to a hydraulic actuator.
[0005]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Next, three embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
First, FIG. 1 to FIG. 5 show a first embodiment. In the drawings, reference numeral 1 denotes a hydraulic excavator, and the hydraulic excavator 1 includes a crawler-type lower traveling body 2 and a lower traveling body 2. An upper swing body 3 is supported so as to be swingable upward, and a working unit 4 and the like are attached to the upper swing body 3. The working unit 4 has a base end swinging to the upper swing body 2. It comprises a member device such as a boom 5 that is movably supported, a stick 6 that is swingably supported at the tip of the boom 5, and a bucket 7 that is swingably supported at the tip of the stick 6. The basic configuration such as the presence is the same as before.
[0006]
The hydraulic excavator 1 also swings a swing motor 8 for swinging the upper swing body 3, left and right traveling motors 9 and 10, a boom cylinder 11 for swinging the boom 5, and a stick 6. Various hydraulic actuators such as a stick cylinder 12 for swinging the bucket 7 and a bucket cylinder 13 for swinging the bucket 7 are provided, and these hydraulic actuators are operated by hydraulic oil from a hydraulic pump driven by the power of the engine M. Although the configuration is performed based on the supply, in the present embodiment, a total of three variable displacement hydraulic pumps of first, second, and third pumps P1, P2, and P3 are used as the hydraulic pumps. ing. Each of the hydraulic pumps P1, P2, and P3 is a swash plate type axial piston pump whose discharge amount changes based on the inclination angle displacement of the swash plates P1a, P2a, and P3a. The pump P1 is for the turning motor 8, the second pump P2 is for the left and right traveling motors 9, 10, and the stick cylinder 12, and the third pump P3 is for the bucket cylinder 13, the boom cylinder 11, and the attachment cylinder. 14 are set so as to supply the pressurized oil. Here, the attachment cylinder 14 is a hydraulic cylinder for a work attachment such as a breaker mounted in place of the bucket 6.
[0007]
Further, reference numerals 22 to 28 denote operation amount detections for detecting operation amounts of operation levers (none of which are shown) for turning, left running, right running, stick, bucket, boom, and attachment. This is constituted by an angle detection sensor and the like. Signals from these operation amount detection means 22 to 28 are set so as to be input to a control device 29 described later. Reference numerals 30, 31, 32 denote discharge pressure detecting means for detecting the discharge pressures of the respective hydraulic pumps P1, P2, P3. The discharge pressure detecting means comprises pressure detecting sensors and the like. Signals from 31 and 32 are also set to be input to the control device 29.
[0008]
The control device 29 is configured using a microcomputer or the like. The control device 29 distributes the output torque (target torque) from the engine M to the hydraulic pumps P1, P2, and P3. And a valve control unit 41 for controlling the opening degree of the control valves 34 to 40 for the hydraulic actuators 8 to 14. The valve control unit 41 controls the pilot valves 34 a to 40 a based on the input signals from the operation amount detecting means 22 to 28 to supply the hydraulic oil to the hydraulic actuators 8 to 14 at a flow rate corresponding to the operation amount of each operation lever. To control the opening amounts of the corresponding control valves 34 to 40. Since a conventionally known valve control unit 41 is employed, the details thereof are described below. Here, the description is omitted.
[0009]
On the other hand, the torque control unit 33 calculates a torque distribution to each of the hydraulic pumps P1, P2, and P3 based on input signals from the operation amount detection units 22 to 28, and based on the calculation result, an electromagnetic control described later. A control command is output to the proportional control valves 42, 43, and 44. A control procedure of the torque control unit 33 will be described below with reference to a block diagram shown in FIG.
[0010]
First, the calculation of the torque distribution to the first pump P1 is performed based on the lever operation amount value α input from the turning operation amount detecting means 22. That is, the torque control unit 33 converts the lever operation amount value α into a lever theoretical value β according to a preset function [a], and further converts the lever theoretical value β into a preset function [b]. It is converted to the first pump torque ratio A. Here, the first pump torque ratio A is a ratio of the supply torque T1 to the first pump P1 to the output torque Tt to the first, second, and third pumps P1, P2, and P3 of the engine M (A = T1 / Tt), and the first pump torque rate A is set to be, for example, in the range of 0 to 20% in percentage. That is, the first pump torque ratio A is 0% when the turning operation lever is in the neutral position, 20% when the turning operation lever is fully operated, and when the turning operation lever is operated so as to be located between the neutral position and the full operation position, The value is set to an appropriate value between 0% and 20% corresponding to the operation amount. Then, by multiplying the first pump torque rate A by the output torque Tt, a supply torque T1 to the first pump P1 is calculated (T1 = A × Tt).
In the first embodiment, the first pump torque ratio A is set in the range of 0 to 20%, but is not limited to this, and may be 0 to 15%, 0 to 25%, or the like. Of course, it can be appropriately set according to the type of the working machine, the magnitude of the engine output, the capacity of the hydraulic pump, and the like.
[0011]
On the other hand, the calculation of the torque distribution to the second and third pumps P2 and P3 is performed by first detecting the operation amount detection means 23 to 23 for the left-hand running, right-hand running, stick, bucket, boom, and attachment operation levers. 28 is converted into a flow rate equivalent value γ according to functions [c] to [h] set in advance. Then, the required flow rate δ of each of the actuators 9 to 14 is obtained from the flow rate equivalent value γ. In the case of the first embodiment, the left running motor 9, the right running motor 10, and the attachment cylinder 14 are used. Is the required flow rate δ (δ = γ) as it is, and for the stick cylinder 12 and the boom cylinder 11, the value obtained by multiplying the flow rate equivalent value γ by a constant “2” is the required flow rate δ (δ = 2γ). ), The value obtained by multiplying the flow rate equivalent value γ by the constant “1.2” for the bucket cylinder 13 is set to be the required flow rate δ (δ = 1.2γ).
[0012]
Next, the total required flow rate ε of the second pump P2 is obtained by adding the required flow rates δ of the left traveling motor 9, the right traveling motor 10, and the stick cylinder 12. Further, the required torque D of the second pump P2 is obtained by multiplying the total required flow rate ε by the discharge pressure η of the second pump P2 detected by the discharge pressure detecting means 31 (D = ε × η).
Further, the total required flow rate ε of the third pump P3 is obtained by adding the required flow rates δ of the bucket cylinder 13, the boom cylinder 11, and the attachment cylinder 14. Further, the required torque E of the third pump P3 is obtained by multiplying the total required flow rate ε by the discharge pressure η of the third pump P3 detected by the discharge pressure detecting means 32 (E = ε × η).
Then, the required torque D of the second pump P2 is divided by the sum of the required torques D and E of the second and third pumps P2 and P3 to obtain a second pump torque ratio B (B = D / (D + E). )). Here, the second pump torque ratio B is a ratio of the supply torque T2 to the second pump P2 to the sum of the supply torques T2 and T3 to the second and third pumps P2 and P3 (B = T2 / (T2 + T3)). It is. The second pump torque ratio B is multiplied by a subtraction torque (Tt-T1) obtained by subtracting the supply torque T1 to the first pump P1 from the output torque Tt of the engine M to supply the second pump torque rate B to the second pump P2. The torque T2 is calculated (T2 = B × (Tt−T1)).
The third pump torque ratio C is obtained by dividing the required torque E of the third pump P3 by the sum of the required torques D and E of the second and third pumps P2 and P3 (C = E / (D + E) ). Here, the third pump torque rate C is a ratio of the supply torque T3 to the third pump P3 to the sum of the supply torques T2 and T3 to the second and third pumps P2 and P3 (C = T3 / (T2 + T3)). It is. The third pump torque ratio C is multiplied by a subtraction torque (Tt-T1) obtained by subtracting the supply torque T1 to the first pump P1 from the output torque Tt of the engine M to supply the third pump torque rate C to the third pump P3. The torque T3 is calculated (T3 = C × (Tt−T1)).
[0013]
Further, the calculated supply torques T1, T2, T3 to the hydraulic pumps P1, P2, P3 are converted into torque control pressures R1, R2, R3 by the torque control pressure conversion calculating means 45. The torque control unit 33 controls the hydraulic proportional control valves 42, 43, and 44 for the torque control of the hydraulic pumps P 1, P 2, and P 3. A control command is issued so that the pressure supplied to the regulators (corresponding to the capacity changing means of the present invention) P1b, P2b, P3b for displacing the swash plates P1a, P2a, P3a of P3 becomes the torque control pressures R1, R2, R3. The supply torques T1, T2, T3 are respectively distributed to the hydraulic pumps P1, P2, P3.
Reference numeral 46 denotes a pilot pump serving as a pressure oil supply source for the regulators P1b, P2b, and P3b.
[0014]
By the way, in the present embodiment, the variable control of the hydraulic pumps P1, P2, P3 employs constant torque control (horsepower constant control), and is based on a PQ (pressure-flow rate) curve shown by a dotted line in FIG. Is controlled so that the pump output is kept constant at each point. In this device, by changing the torque control pressures R1, R2, R3 supplied to the regulators P1b, P2b, P3b, the PQ curve shifts in the direction of the arrow, and the pump absorption torque (horsepower) changes. Configuration.
[0015]
In the first embodiment configured as described above, the electromagnetic proportional control valves 42, 43, and 44 control the first, second, and third pumps P1, P2, and P3 based on a control command from the torque control unit 33. The torque control pressures R1, R2, and R3 supplied to the regulators P1b, P2b, and P3b of P3 are controlled. In this case, the torque control unit 33 first controls the torque in accordance with the operation amount of the turning operation lever. The distribution of the supply torque T1 to the first pump P1 is calculated, and the subtraction torque (Tt-T1) is obtained by subtracting the supply torque T1 of the first pump P1 from the output torque Tt to the hydraulic pumps P1, P2, P3 of the engine M. ) Are distributed to the second and third pumps P2, P3 in proportions corresponding to the operation amounts of the respective operation levers for left-hand running, right-hand running, stick, bucket, boom, and attachment. Then, control commands based on the calculation results are output to the electromagnetic proportional control valves 42, 43, and 44.
[0016]
As a result, the output torque Tt from the engine M is distributed to the first, second, and third pumps P1, P2, and P3 based on the operation amounts of the respective operation levers. That is, an appropriate torque corresponding to the operation amount of the operation lever is distributed to the hydraulic pumps P1, P2, and P3 that supply hydraulic oil to the hydraulic actuators 8 to 14 that are operated by the operation lever operated by the operator. Thus, workability and work efficiency are improved.
[0017]
Moreover, in the first embodiment, the torque control unit 33 first determines the torque distribution to the first pump P1 based on the operation amount of the turning operation lever, and uses the remaining torque as the second and third pump P2. , P3, the pressure oil supply to the turning motor 8 is preferentially performed without being affected by the pressure oil supply to the other hydraulic actuators 9 to 14. There is an advantage that the turning operation can be performed with priority regardless of the operation or non-operation of the actuator.
[0018]
Next, a second embodiment is shown in FIGS. 6 and 7. In the second embodiment, as shown in a hydraulic circuit diagram of FIG. 6, a pressure oil supply oil passage X from a second pump P2 is provided. And a pressure oil supply oil passage Y from the third pump P3, and a combiner valve (corresponding to an on-off control valve of the present invention) 47 for opening and closing the merged oil passage Z. I have. Then, in a state where the combiner valve 47 is closed, similarly to the first embodiment, the hydraulic oil from the second and third pumps P2 and P3 is supplied to the corresponding hydraulic actuators 9 to 14, respectively. However, in a state where the combiner valve 47 is open, the pressure oil from the second and third pumps P2 and P3 is also supplied to the other hydraulic actuators 9 to 14 via the merged oil passage Z. It has become. The combiner valve 47 is controlled so as to be opened when the boom 5, the stick 6, and the bucket 7 are operated in combination, etc., but the details of the opening / closing control are omitted here.
[0019]
Next, a control procedure of the torque control unit 33 according to the second embodiment will be described with reference to a block diagram shown in FIG. 7, but in a case where the combiner valve 47 is closed ("off" in FIG. 7). , And the calculation of the torque distribution to the first pump P1 is omitted because it is the same as that of the first embodiment, and the following description is based on the case where the combiner valve 47 is open (“on” in FIG. 7). The torque distribution to the second and third pumps P2 and P3 will be described.
[0020]
That is, in the second embodiment, the calculation of the torque distribution to the second and third pumps P2 and P3 is performed first for the left-hand running, for the right-hand running, and for the stick, as in the first embodiment. , The lever operation amount value α input from the operation amount detection means 23 to 28 of the bucket, boom, and attachment operation levers is converted into a flow rate equivalent value γ according to preset functions [c] to [h]. . Then, the required flow rate δ of each of the actuators 9 to 14 is calculated from the flow rate equivalent value γ. In the case of the second embodiment, the left traveling motor 9 and the right traveling motor 10 The value γ is set to be the required flow rate δ (δ = γ) for the second pump P2 as it is. Regarding the stick cylinder 12 and the boom cylinder 11, a value obtained by multiplying the flow rate equivalent value γ by a constant “2” is the required flow rate δ (δ = 2γ), but the value of the combiner valve 47 is “on”. In this case, "1/2" of the required flow rate 隆 is set to the required flow rate for the second pump P2, and the remaining "1/2" is set to the required flow rate for the third pump P3. Further, for the bucket cylinder 13, a value obtained by multiplying the flow rate equivalent value γ by a constant “1.2” is the required flow rate δ (δ = 1.2γ). When the combiner valve 47 is “on”, the required flow rate The flow rate δ is set so that “0.2 / 1.2” is the required flow rate for the second pump P2, and the remaining “1 / 1.2” is the required flow rate for the third pump P3. Further, the flow rate equivalent value γ of the attachment cylinder 14 is set so as to be the required flow rate δ (δ = γ) for the third pump P3.
Next, the required flow rates of the left traveling motor 9, the right traveling motor 10, the stick cylinder 12, the bucket cylinder 13, and the boom cylinder 11 for the second pump P2 are added to obtain the total required flow rate of the second pump P2. Find ε. Further, the total required flow rate ε of the third pump P3 is obtained by adding the required flow rates δ of the stick cylinder 12, the bucket cylinder 13, the boom cylinder 11, and the attachment cylinder 14 for the third pump P3. Then, based on the total required flow rate ε, the required torques D and E of the second and third pumps P2 and P3, the second and third pump torque ratios B and C, and the second and third pumps P2 and P3 are The supply torques T1 and T2 are calculated, but these calculations are the same as in the first embodiment and will not be described.
[0021]
In the second embodiment configured as described above, the output torque Tt from the engine M is distributed to the first, second, and third pumps P1, P2, and P3 based on the operation amounts of the operation levers. As a result, the same operation and effect as those of the first embodiment can be obtained. However, in the second embodiment, the supply pressure oils from the second and third pumps P2 and P3 are merged. A merging oil passage Z and a combiner valve 47 for opening and closing the merging oil passage Z are provided. When the combiner valve 47 is closed, the operation of each of the stick, bucket, and boom operation levers is performed. The amount acts to distribute the torque to the corresponding hydraulic pumps P2 or P3, respectively, but the state in which the combiner valve 47 is open, that is, the pressure oils from the second and third pumps P2 and P3 join. Each oil pressure In the state supplied to the actuators 9 to 14, the operation amounts of the stick, bucket, and boom operation levers act to distribute the torque to the second and third pumps P2, P3, respectively. Become. As a result, even if the hydraulic pumps P2 and P3 for supplying hydraulic oil to the hydraulic actuators 9 to 14 change with the opening and closing of the combiner valve 47, the second and third hydraulic pumps P2 and P3 change in response to the opening and closing of the combiner valve 47 The torque distribution to the third pumps P2 and P3 changes, and the hydraulic pumps P1, P2, and P3 that supply hydraulic oil to the hydraulic actuators 8 to 14 on which the operation levers are operated apply torque corresponding to the operation amount. An allocation will be made.
[0022]
Next, a third embodiment will be described. Since the hydraulic circuit of the third embodiment is the same as that of the first embodiment, FIG. 4 is shared. Hereinafter, the control procedure of the torque control unit 33 will be described with reference to FIG. Description will be made based on the block diagram shown.
That is, in the third embodiment, first, the torque control unit 33 first operates each of the operation amount detection units 22 to 22 for the turning, left-hand running, right-hand running, stick, bucket, boom, and attachment operation levers. The lever operation amount value α input from 28 is converted into a flow rate equivalent value γ in accordance with preset functions [i] and [c] to [h]. Then, the required flow rate δ of each of the actuators 8 to 14 is obtained from the flow rate equivalent value γ, and the required flow rate δ of the turning motor 8, the left traveling motor 9, the right traveling motor 10, and the attachment cylinder 14 is calculated. γ is the required flow rate δ (δ = γ) as it is, and for the stick cylinder 12 and the boom cylinder 11, the value obtained by multiplying the flow rate equivalent value γ by a constant “2” is the required flow rate δ (δ = 2γ), The cylinder 13 is set such that a value obtained by multiplying the flow rate equivalent value γ by a constant “1.2” becomes the required flow rate δ (δ = 1.2γ).
[0023]
Next, the required flow rate δ of the turning motor 8 is defined as the total required flow rate ε of the first pump P1, and the total required flow rate ε is multiplied by the discharge pressure η of the first pump P1 detected by the discharge pressure detecting means 30. , The required torque F of the first pump P1 is obtained (F = ε × η).
Further, the total required flow rate ε of the second pump P2 is obtained by adding the respective required flow rates δ of the left traveling motor 9, the right traveling motor 10, and the stick cylinder 12, and the discharge pressure is added to the total required flow rate ε. The required torque D of the second pump P2 is obtained by multiplying the discharge pressure η of the second pump P2 detected by the detection means 31 (D = ε × η).
Further, the total required flow rate ε of the third pump P3 is obtained by adding the required flow rates δ of the bucket cylinder 13, the boom cylinder 11, and the attachment cylinder 14, and a discharge pressure detecting means is added to the total required flow rate ε. The required torque E of the third pump P3 is obtained by multiplying the discharge pressure η of the third pump P3 detected by E.32 (E = ε × η).
Then, the required torque F of the first pump P1 is divided by the sum of the required torques F, D, and E of the first, second, and third pumps P1, P2, and P3 to obtain a first pump demand relative to the total required torque. A torque ratio H (H = F / (D + E + F)) is obtained, and the first pump required torque rate H is divided by a constant “5” to obtain a first pump torque rate A (A = H / 5). Then, the supply torque T1 to the first pump P1 is calculated by multiplying the first pump torque rate A by the output torque Tt of the engine M (T1 = A × Tt). Here, in calculating the first pump torque rate A, the first pump required torque rate H is divided by a constant “5” in order to set the first pump torque rate A in a range of 0 to 20%. However, the range and the constant can be appropriately set as described in the first embodiment.
Further, the required torque D of the second pump P2 is divided by the sum of the required torques F, D, and E of the first, second, and third pumps P1, P2, and P3, and the second required pump D with respect to the total required torque is obtained. The torque ratio J (J = D / (D + E + F)) is obtained. Further, the second pump required torque ratio J is divided by the sum of the second pump required torque ratio J and a third pump required torque ratio K described later to obtain a second pump torque rate B (B = J / (J + K). )). The second pump torque ratio B is multiplied by a subtraction torque (Tt-T1) obtained by subtracting the supply torque T1 to the first pump P1 from the output torque Tt of the engine M to supply the second pump torque rate B to the second pump P2. The torque T2 is calculated (T2 = B × (Tt−T1)).
Further, the required torque E of the third pump P3 is divided by the sum of the required torques F, D, and E of the first, second, and third pumps P1, P2, and P3 to obtain the required torque of the third pump with respect to the total required torque. A ratio K (K = D / (D + E + F)) is obtained. Further, the third pump required torque ratio K is divided by the sum of the second pump required torque ratio J and the third pump required torque ratio K to obtain a third pump torque ratio C (C = K / (J + K) ). Then, the third pump torque rate C is multiplied by a torque (Tt-T1) obtained by subtracting the supply torque T1 to the first pump P1 from the output torque Tt of the engine M to obtain the supply torque to the third pump P3. T3 is calculated (T3 = C × (Tt−T1)).
[0024]
In the third embodiment configured as described above, the output torque Tt from the engine M is distributed to the first, second, and third pumps P1, P2, and P3 based on the operation amounts of the operation levers. As a result, the same functions and effects as those of the first embodiment are obtained. However, in the third embodiment, the torque distribution of the first pump P1 that supplies the pressurized oil to the swing motor 8 is reduced. In the calculation, the calculation is performed based on the ratio of the operation amount of the turning operation lever to the operation amount of all the operated levers. As a result, in the third embodiment, the torque distribution to the first pump P1 is not prioritized as in the first and second embodiments, and the torque distribution to the first pump P1 is also reduced. Similar to the second and third pumps P2 and P3, the calculation is performed based on the ratio of the operation amount of the corresponding operation tool to the operation amount of all the operation tools that are operated, and it is not necessary to give priority to the turning operation. It is suitable for performing work.
[0025]
Incidentally, the third embodiment is not provided with a merging oil passage and a combiner valve, but it goes without saying that the third embodiment can also be carried out in a hydraulic circuit device provided with these. In this case, the total required flow rate of the second and third pumps may be obtained in the same manner as in the second embodiment.
In the second and third embodiments, components common to the first embodiment (the same components) are denoted by the same reference numerals, are drawn, and the details are omitted.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a perspective view of a hydraulic excavator.
FIG. 2 is a block diagram illustrating input and output to and from a control device according to the first, second, and third embodiments.
FIG. 3 is a graph showing variable control characteristics of a hydraulic pump according to the first, second, and third embodiments.
FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram according to the first and third embodiments.
FIG. 5 is a block diagram illustrating a control procedure of a torque control unit according to the first embodiment.
FIG. 6 is a hydraulic circuit diagram according to a second embodiment.
FIG. 7 is a block diagram illustrating a control procedure of a torque control unit according to the second embodiment.
FIG. 8 is a block diagram illustrating a control procedure of a torque control unit according to the third embodiment.
FIG. 9 is an explanatory diagram showing torque distribution in a conventional example.
[Explanation of symbols]
1 Hydraulic excavator
2 Undercarriage
3 Upper revolving superstructure
8 Turning motor
9 Left side motor
10 Right running motor
11 Boom cylinder
12 Stick Cylinder
13 Bucket cylinder
14 Cylinder for attachment
22 Turning operation amount detection means
23 Left-hand side operation amount detection means
24 Right side operation amount detection means
25 Stick operation amount detection means
26 Bucket manipulated variable detection means
27 Boom operation amount detection means
28 Attachment operation amount detection means
30 First pump discharge pressure detecting means
31 Second pump discharge pressure detecting means
32 Third pump discharge pressure detecting means
33 Torque control unit
42 Electromagnetic proportional control valve
43 Electromagnetic proportional control valve
44 Electromagnetic proportional control valve
47 Combiner valve
Z junction oil passage
P1 First pump
P2 Second pump
P3 Third pump
P1b regulator
P2b regulator
P3b regulator