專利名稱：工程機械的泵控制裝置的制作方法
技術領域：
本發(fā)明涉及一種液壓回路，該液壓回路具有由安裝在液壓挖掘
機等工程機械中的發(fā)動機驅動的至少3個液壓泵，本發(fā)明特別涉及
一種工程機械的泵控制裝置，該泵控制裝置控制各液壓泵的排油容 積，以使隨著各液壓泵的驅動而產生的消耗扭矩不超過發(fā)動機的輸 出馬力，且使發(fā)動機輸出得到有效利用。
背景技術：
作為這種現(xiàn)有技術，有例如專利文獻1記載的技術。該現(xiàn)有技
術包括由1臺原動機驅動的3個可變容量型液壓泵和多個執(zhí)行器， 對于第1及第2液壓泵的排油容積，是根據(jù)對各自的自身噴出壓力 Pl、 P2和第3液壓泵的噴出壓力P3利用減壓閥進行減壓而得到的 壓力P3，來進行控制的，當?shù)?液壓泵的噴出壓力P3，大時，控制第 1、第2液壓泵的輸入扭矩變小。另外，對于第3液壓泵的排油容積， 是只根據(jù)自身噴出壓力P3來進行控制的，從第3液壓泵噴出的壓力 油能夠不受第1、第2液壓泵的噴出流量的變動、即消耗扭矩的變動 的影響而確保穩(wěn)定的流量。而且，第1、第2、第3液壓泵的輸入扭 矩的總和被控制成不超過發(fā)動機能輸出的馬力，以防止發(fā)動機的過 載。
專利文獻1:日本特開2002 - 242904號公報
但是，在上述專利文獻l公開的現(xiàn)有技術中，在控制第1、第2 液壓泵的輸入扭矩時，根據(jù)第3液壓泵的噴出壓力通過減壓閥而得 到的二次壓力來進行第1、第2液壓泵1、 2的減扭矩，上述減壓閥 的設定是，設定為圖6所示的最大壓力P30以下，基于圖6所示的 減扭矩特性線Pk-Pl-Pm進行減扭矩，〗旦由于第3液壓泵的實際的輸入扭矩因調節(jié)器的彈簧特性的影響等而成為輸入扭矩線f,所以基于 用減壓閥對第3液壓泵的噴出壓力進行減壓而得到的二次壓力來進
行的第1、第2液壓泵的減扭矩如圖6的區(qū)域A所示，進行了實際 的第3液壓泵輸入扭矩以上的減扭矩。因此，在第3液壓泵的噴出 壓力比最大壓力P30大的區(qū)域中，不能有效地利用原動機輸出，從 而存在作業(yè)量降低的問題。

發(fā)明內容
本發(fā)明的目的是提供一種工程機械的泵控制裝置，其在利用第3 泵的噴出壓力控制第1、第2液壓泵的輸入扭矩的情況下，即使根據(jù) 用減壓閥對第3液壓泵的噴出壓力進行減壓而得到的二次壓力來進 行第1、第2液壓泵1、 2的減扭矩，也能夠有效地利用原動機輸出， 不會導致作業(yè)量降低。
為實現(xiàn)上述目的，本發(fā)明的第一方案是一種工程機械的泵控制 裝置，其具有原動機；由所述原動機驅動的可變容量型的第1、第 2、第3泵和固定容量型的先導泵；對所述原動機的目標轉速進行指 令的指令機構；對所述原動機的轉速進行控制的控制裝置；根據(jù)所 述第1、第2、第3泵的噴出壓力，對第1、第2泵的輸入扭矩進行 控制的第1、第2泵用調節(jié)器；根據(jù)所述第3泵的噴出壓力，對第3 泵的輸入扭矩進行控制的第3泵用調節(jié)器；對供給到所述第1、第2 泵用調節(jié)器的所述第3泵的噴出壓力進行限制的限制機構，其特征 在于，所述第1、第2泵用調節(jié)器具有基于外部指令壓力使所述第1、 第2泵的輸入扭矩可變的可變機構，所述泵控制裝置還具有對作 為供給到所述第1、第2泵用調節(jié)器的所述外部指令壓力的扭矩控制 指令壓力進行計算的控制器；對所述扭矩控制指令壓力進行控制的 扭矩控制機構；對所述第3泵的噴出壓力進行檢測的壓力檢測機構， 所述控制器具有根據(jù)由所述壓力檢測機構檢測出的第3泵的噴出 壓力輸出所述第1、第2泵的修正扭矩量的扭矩修正量輸出部；根據(jù) 由所述指令機構所指令的原動機的目標轉速輸出所述第1、第2泵的基準扭矩值的基準扭矩輸出部；根據(jù)所述扭矩修正量輸出部和所述 基準扭矩輸出部的輸出值以根據(jù)所述第3泵的噴出壓力控制所述第 1 、第2泵的輸入扭矩的方式計算出所述扭矩控制指令壓力的計算部。
另外，本發(fā)明的第二方案是，在第一方案所述的工程機械的泵 控制裝置中，還具有對所述原動機的實際轉速進行檢測的轉速檢測 機構，在所述控制器中還具有根據(jù)由所述指令機構所指令的目標 轉速與實際轉速的偏差，輸出用于對第1、第2泵的輸入扭矩進一步 地修正的修正值的速敏扭矩修正量輸出部，所述計算部根據(jù)分別從 所述扭矩修正量輸出部、基準扭矩輸出部和所述速敏扭矩修正量輸 出部輸出的修正量，計算所述扭矩控制指令壓力。
發(fā)明的效果
在這樣構成的第一方案的發(fā)明中，即使在根據(jù)被限制機構限制 的第3液壓泵的噴出壓力(二次壓力)對第1、第2液壓泵1、 2進 行減扭矩的情況下，即使第3液壓泵的噴出壓被限制機構限制從而 第1、第2液壓泵要被過度地減扭矩，也能根據(jù)由壓力檢測機構檢測 出的實際的第3泵的噴出壓力對第1、第2液壓泵增扭矩，由此各液 壓泵的輸入扭矩的總和能夠在發(fā)動機的可輸出的設定范圍內得到有 效的利用，從而即使由從第3液壓泵供給的壓力油驅動的^丸行器的 負載增大，也不會極端地減少第1及第2液壓泵的排油容積，能夠 確保至少規(guī)定的流量作為來自第1及第2液壓泵的噴出流量，從而 能夠防止各執(zhí)行器的速度過度降低，因此能夠確保良好的操作性和 作業(yè)性能。
在第二方案的發(fā)明中，根據(jù)由用于檢測發(fā)動機實際轉速的轉速
定的目標轉速的偏差，確定速敏扭矩修正量，該扭矩修正量、由目 標轉速預先確定的基準扭矩和由上述第3液壓泵的噴出壓力確定的 第1、第2液壓泵的修正扭矩量這三個扭矩修正量之和成為最終的液 壓泵總計的輸入扭矩，因此即使對執(zhí)行器作用急劇的負載，也能夠 防止發(fā)動機旋轉的滯后。


圖1是本發(fā)明的第1實施方式的液壓回路圖。 圖2是第1實施方式的主要部位液壓回路圖。
圖3是第1實施方式的控制流程圖。
圖4是示出了第1實施方式的第1、第2液壓泵的流量特性的圖。 圖5是示出了第1實施方式的第3液壓泵的流量特性的圖。 圖6是示出了第1實施方式的第3液壓泵的扭矩控制特性和實 際的輸入扭矩的圖。
圖7是本發(fā)明的第2實施方式的液壓回路圖。 圖8是第2實施方式的主要部位液壓回路圖。 圖9是第2實施方式的控制流程圖。
圖IO是表示應用了本發(fā)明的作為工程機械的液壓挖掘機的外觀 的圖。
附圖標記說明 1第1液壓泵 2第2液壓泵 3第3液壓泵 4先導泵 5發(fā)動機
6調節(jié)器(第l及第2液壓泵用的調節(jié)器、帶有可變機構) 7調節(jié)器
14減壓閥(限制機構) 29控制器
30壓力傳感器(壓力檢測機構) 35電i茲比例閥(控制機構) Tl表(基準扭矩輸出部) T2表(扭矩修正量輸出部) T5表(速敏扭矩修正量輸出部)
具體實施例方式
第1實施方式
以下，+艮據(jù)圖1~圖6、圖10說明本發(fā)明的工程機械的液壓回 路的實施方式。在本實施方式中，作為工程機械，將液壓挖掘機作 為應用對象，圖1是全體液壓回^各圖，圖2是主要部位液壓回路圖， 圖3是表示控制器的處理的流程的流程圖，圖4是第1及第2液壓 泵的噴出流量特性圖，圖5是第3液壓泵的噴出流量特性圖，圖6 是第3泵噴出壓的第1、第2泵減扭矩特性，圖IO是液壓挖掘機的 外觀圖。
首先，根據(jù)圖IO說明應用本發(fā)明的液壓挖掘機的結構。液壓挖 掘機大致由以下部分構成通過行駛裝置49驅動履帶而行駛的行駛 體41;在行駛體41上以通過旋轉馬達13 (參照圖2)而能夠旋轉的 方式設置的旋轉體40;在旋轉體40的前方能夠上下移動地設置的作 業(yè)裝置47。在旋轉體40上具有駕駛室43;收納后述的發(fā)動機5、 液壓泵l、 2、 3等驅動源(均參照圖2)的機械室42。作業(yè)裝置47 具有在旋轉體40的前部能夠上下移動地設置的動臂44;設置于動 臂44的前端的斗桿45;設置于斗桿45的前端的伊斗46。動臂44、 斗桿45、妒斗46分別由動臂油缸11、斗桿油缸12、 4產斗油缸48 驅動。
圖1表示動臂油缸11、斗;f干油缸12、旋轉馬達13的液壓回^各 圖的整體圖。另外，省略了伊斗油缸48、行駛馬達和操作先導系統(tǒng) 的液壓回路。如該圖1所示，第1實施方式的液壓回路具有由發(fā)動 機5驅動的可變容量型的第1、第2、第3液壓泵1、 2、 3以及固定 容量型的先導泵4。
從第1、第2、第3液壓泵1、 2、 3向各自的主管路22、 23、 24 噴出的壓力油的流動由方向控制閥8、 9、 IO控制，該壓力油被引導 至動臂油缸ll、斗桿油缸12、旋轉馬達13。
第1、第2、第3液壓泵1、 2、 3是通過改變排油容積可變機構(以下用斜板代表)la、 2a、 3a的傾轉角(排油容積)來調整每轉 的噴出流量(容積)的斜板泵，斜板la、 2a的傾轉角由作為第1、 第2泵1、 2用的容量控制機構的調節(jié)器6控制，斜板3a的傾轉角 由作為第3液壓泵用的容量控制機構的調節(jié)器7控制。
根據(jù)圖2說明包含調節(jié)器6、 7的液壓回路的主要部位的詳細情 況。另外，在該圖2中，關于用于以與未圖示的操作桿的操作量相 對應的速度驅動各執(zhí)行器的機構，即為了以與操作信號相對應的速 度驅動各致動器而根據(jù)液壓泵所要求的流量增加或減少傾轉角的流 量控制機構，省略了圖示。
調節(jié)器6具有根據(jù)液壓泵1、 2的自身壓力控制輸入扭矩的功能 和根據(jù)來自外部的指令壓力控制液壓泵的輸入扭矩的功能，調節(jié)器7 具有根據(jù)液壓泵3的自身壓力控制輸入扭矩的功能，調節(jié)器6、 7分 別由各伺服氣缸6a、 7a和傾轉控制閥6b、 7b形成。伺服氣缸6a具 有因受壓面積差而驅動的差動活塞6e,該差動活塞6e的大徑側受壓 室6c通過傾轉控制閥6b而連接在先導管路28a上，從而直接作用 有通過先導管路25供給的先導壓力P0。另外，差動活塞6e的受壓 室6j通過先導管路36、后述的電》茲比例閥35連接在先導管路25上， 從而作用有被電磁比例閥35減壓的先導壓力P35。而且，若大徑側 受壓室6c與先導管路28a連通，則差動活塞6e因受壓面積差而被向 圖示右側驅動，若大徑側受壓室6c與油箱15連通，則差動活塞6e 因受壓面積差而被向圖示左側驅動。當差動活塞6e向圖示右側移動 時，斜板la、 2a的傾轉角、即泵傾轉減少，從而液壓泵1、 2的噴 出量減少，當差動活塞6e向圖示左側移動時，斜板la、2a的傾轉角、 即泵傾轉增加，從而液壓泵1、 2的噴出量增加。另外，設置有用于 對先導一次壓力P0進行減壓的電磁比例閥35,被減壓的先導二次壓 力P35分別通過管路36被導入到差動活塞6e的外部指令受壓室6j, 通過在外部指令受壓室6j作用先導二次壓力P35，第1、第2液壓泵 的輸入扭矩能夠與液壓泵1、 2的自身壓力和第3泵的噴出壓力無關 地變化。也就是，在先導二次壓力P35升壓的情況下，差動活塞6e
9的平衡通過(6j推壓力+6(;推壓力)和(6d推壓力)這三個推壓力 來控制，從而控制了泵傾轉。由此，在先導二次壓力P35正在升壓 的狀態(tài)下，與先導二次壓力P35沒有升壓的狀態(tài)相比，第1、第2 液壓泵1、 2的傾轉控制在第1、第2液壓泵1、 2噴出壓力低的狀態(tài) 下進行，因此第1、第2泵的輸入扭矩變小。相反，在先導二次壓力 P35沒有升壓的情況下，由于外部指令受壓室6j通過先導管路36與 油箱15連通，所以差動活塞6e的6j推壓力消失，差動活塞6e的平 衡由(6c推壓力)和(6d推壓力)這兩個推壓力來控制，從而控制 了泵傾轉。因此，在先導二次壓力P35沒有升壓的狀態(tài)下，與先導 二次壓力P35正在升壓的狀態(tài)相比，第1、第2液壓泵1、 2的傾轉 控制在第1、第2液壓泵1、 2噴出壓力高的狀態(tài)下進行，因此第1、 第2泵的輸入扭矩比先導二次壓力P35沒有升壓的情況大。
伺服氣缸7a具有因受壓面積差而驅動的差動活塞7e，該差動活 塞7e的大徑側受壓室7c通過傾轉控制閥7b而連接到先導管路28c 上，從而直接作用有通過先導管路28供給的先導壓力P0。而且，若 大徑側受壓室7c與先導管路28c連通，則差動活塞7e因受壓面積差 而被向圖示右側驅動，若大徑側受壓室7c與油箱15連通，則差動 活塞7e因受壓面積差而被向圖示左側驅動。當差動活塞7e向圖示 右側移動時，斜板3a的傾轉角、即泵傾轉減少，液壓泵3的噴出量 減少，當差動活塞7e向圖示左側移動時，斜板3a的傾轉角、即泵 傾轉增加，液壓泵3的噴出量增加。
傾轉控制閥6b、 7b是輸入扭矩限制用的閥，由閥柱6g、 7g、彈 簧6f、 7f和操作驅動部6h、 6i、 7h形成。從第1泵噴出的壓力油(噴 出壓力Pl)和從第2泵噴出的壓力油(噴出壓力P2)通過從各自的 主管路22、 23分支的管路16、 17而被引導至往復閥26,被往復閥 26選擇的高壓側的壓力油(壓力P12)通過管路27而被引導至第1、 第2液壓泵1、 2用的傾轉控制閥6b的操作驅動部6h。另外，從第 3液壓泵噴出的壓力油(噴出壓力P3)被設置在從主管路24分支的 管路18上的后述的作為限制機構的減壓岡14減壓(壓力P3，)，并通過管路19被引導至另一個操作驅動部6i。另一方面，來自第3液 壓泵的噴出壓力P3通過管路18和從該管路18分支的管路18a直接 被引導至第3泵用傾轉控制用閥7b的操作驅動部7h。而且，對于各 傾轉控制閥6b、 7b,根據(jù)彈簧6f、 7f的推壓力和導向操作驅動部6h、 6i、 7h的液壓的推壓力來控制閥位置。
減壓閥14具有彈簧14a和反饋噴出壓力的受壓部14b，第3液 壓泵3的噴出壓力P3成為由彈簧14a設定的規(guī)定壓力值以上時，使 節(jié)流量變大。由此，第3液壓泵3的噴出壓力P3被減壓，使得被引 導至傾轉控制閥6b的操作驅動部6i的壓力P3，不會成為規(guī)定的壓力 值以上。在本實施方式中，彈簧14a的設定是，設定為圖4所示的 第3液壓泵3的噴出流量控制不會被實施的最大壓P30。 15是壓力 油的^"油油箱。
在電i茲比例閥35中，當在螺線管35b中通有電流35i時，電^茲 比例閥35的閥柱才艮據(jù)該電流值移動，該閥位置為Si側以及Sj側。 通過該閥柱的移動，先導管路25和管路36慢慢地連通，隨著電流 值35i變大，先導二次壓力P35也變大，該先導二次壓力P35被供 給到傾轉控制用差動活塞6e的外部指令受壓室6j。
壓力傳感器30檢測出第3液壓泵3的噴出壓力(P3)，并將指 令電壓發(fā)送到控制器29。
控制器29根據(jù)由壓力傳感器30檢測出的第3液壓泵3的噴出 壓力Pd3和預先準備的表示第3液壓泵3的噴出壓力Pd3與扭矩修 正量之間的關系的表T2，確定第1、第2液壓泵1、 2的增扭矩修正 量Td3,另外，根據(jù)用發(fā)動機旋轉控制刻度盤37設定的發(fā)動機目標 轉速Ne和預先準備的表示發(fā)動機目標轉速Ne與基準扭矩之間的關 系的表T1，確定基準扭矩Te，并在控制器計算部16中進行上述基 準扭矩Te和第1、第2液壓泵1、 2的增扭矩^f奮正量Td3的加算以 確定目標扭矩Ta,根據(jù)預先準備的目標扭矩Ta與比例閥輸出Ts之 間的關系表T3確定電磁比例闊輸出Ps,通過電磁閥輸出特性表T4， 確定向電石茲閥35輸出的電流值Tsa。另外，通過表T2確定的增扭矩
ii修正量Td3,作為考慮到第3液壓泵3的調節(jié)器7的彈簧特性等而對 圖6所示的區(qū)域A這么大的減扭矩進行補償?shù)脑雠ぞ亓浚峭ㄟ^實 驗等預先確定的值。
在如上所述構成的第1實施方式的工程機械的液壓回路中，在 使動臂油缸11工作的情況下，根據(jù)其要求流量通過未圖示的流量控 制機構使調節(jié)器6的傾轉角增加，于是來自第1液壓泵1的噴出流 量增加。根據(jù)該噴出流量的增加以及動臂油缸11的負載壓力，來自 第1液壓泵1的噴出壓力Pl變大，于是傾轉控制閥6b的操作驅動 部6h的壓力P12上升，從而閥柱6g的向圖2左側的推壓力增加。 當該閥柱6g的向左側的推壓力達到彈簧6f所產生的向右側的推壓 力以上時，閥柱6g向左側移動，該閥位置向Sc側移動，于是伺服 氣缸6a的大徑側受壓室6c與先導管路28a相連通。如上所述，當伺 服氣缸6a的大徑側受壓室6c與先導管路28a相連通時，由于伺服氣 缸6a的各受壓室6c、 6d的受壓面積差，差動活塞6e向圖2的右側 移動，斜板la、 2a的傾轉角減少。另一方面，由于旋轉馬達13不 工作，所以第3液壓泵3的噴出壓力P3保持低壓的狀態(tài)，施加到傾 轉控制閥6b的另 一 個操作驅動部6i的壓力P3 ，也保持極低壓的狀態(tài)。 此時的比例閥輸出，由于上述第3液壓泵3的噴出壓力P3保持低壓 的狀態(tài)，所以成為滿足以由發(fā)動機目標轉速Ne確定的基準:扭矩Te 為準的基準扭矩Te的輸出。
這樣，在旋轉馬達13不工作的情況下，第1液壓泵1及第2液 壓泵2的傾轉角被第1液壓泵1或第2液壓泵2的噴出壓力Pl、 P2 控制，噴出流量按照圖4所示的流量特性線Pa—Pb—Pc—Pd變化。 即，在來自第1液壓泵1及第2液壓泵2的噴出壓力Pl、 P2較低壓 的情況下，傾轉角變大，噴出流量也變多，但隨著噴出壓力P1、 P2 變高，減少傾轉角并減少其噴出流量，以控制該傾轉角不超過預先 分配到第1液壓泵1及第2液壓泵2的最大輸入扭矩a(由虛線表示 的曲線a)。
在這種情況下，當指示旋轉馬達13工作時，通過未圖示的流量控制機構使來自第3液壓泵3的噴出流量增加，由于具有與上述動 臂油缸11的驅動的情況大致相同的作用，所以液壓泵3的斜板3a 的傾轉角根據(jù)噴出壓力P3按照圖5所示的流量特性線減少。即，在 沒有超出對于第3液壓泵3預先設定的最大輸入扭矩c(由虛線表示 的曲線c)的范圍內控制傾轉角。
這種情況下，由于在第3液壓泵3用的調節(jié)器7的控制中沒有 反映出第1液壓泵1及第2液壓泵2的噴出壓力Pl、 P2,所以即使 例如動臂油缸11的負載壓力變動，導向旋轉馬達13的來自第3液 壓泵3的供給流量也不變動。
另一方面，來自笫3液壓泵3的噴出壓力P3通過減壓閥14被 引導至第1、第2液壓泵1、 2用的調節(jié)器6。即，來自第1、第2 液壓泵1、2的噴出壓力P12作用在傾轉控制閥6b的操作驅動部6h, 而且，由于對來自第3液壓泵3的噴出壓力P3減壓而得到的壓力 P3，被施加到另一個操作驅動部6i,所以調節(jié)器6的第1、第2液壓 泵1、 2的傾轉角比在旋轉馬達13沒有驅動的情況下進一步減小。 在此，由壓力傳感器30檢測出的第3液壓泵3的噴出壓力P3被發(fā) 送到控制器29，如上所述，根據(jù)由壓力傳感器30檢測出的第3液壓 泵的噴出壓力Pd3和預先準備的表示第3液壓泵的噴出壓力Pd3與 扭矩修正量之間的關系的表T2,確定第1、第2液壓泵的增扭矩修 正量Td3,另外，根據(jù)在發(fā)動機旋轉控制刻度盤37設定的發(fā)動機目 標轉速Ne和預先準備的表示發(fā)動機目標轉速Ne與基準扭矩之間的 關系的表Tl,確定基準扭矩Te,然后在控制器計算部16進行上述 基準扭矩Te和第1、第2液壓泵1、 2的增扭矩修正量Td3的加算 以確定目標扭矩Ta,根據(jù)預先準備的目標扭矩Ta與比例閥輸出Ps 之間的關系表T3，確定電磁比例閥輸出Ps,然后根據(jù)電磁閥輸出特 性表T4，確定向電磁閥發(fā)送的電流值Tsa,并從電磁比例閥35供給 外部指令壓力P35。根據(jù)從減壓閥14施加的壓力P3，和從電磁比例 閥35供給的外部指令壓力P35的值，被控制成由圖4所示的流量特 性線Pa—Pb—Pc—Pd—Pg—Pf—Pe包圍的區(qū)域的值。如上所述，減壓閥14的彈簧14b被設定為，傳遞到傾轉控制閥6b的壓力P3，成為 P30以下，特性線Pe—Pg—Pf確保了由將扭矩d作為目標的流量特 性線Pa—Ph—Pi—Pj表示的流量，上述扭矩d如下獲得從第1、 第2液壓泵1、 2的最大輸入扭矩a減去與壓力P30相當?shù)牡?液壓 泵3的輸入扭矩而得到扭矩b(圖4中的虛線表示的曲線b),再對 扭矩b加上上述增扭矩量而得到扭矩d(圖4中的虛線表示的曲線d )。 在此，從第1、第2液壓泵1、 2的最大輸入扭矩a減去與壓力P3， 相當?shù)牡?液壓泵3的輸入扭矩而得到扭矩b(圖4中的虛線表示的 曲線b),再對扭矩b加上上述增扭矩量而得到扭矩d(圖4中的虛 線表示的曲線d)，由于該扭矩d如上所述地根據(jù)第3液壓泵的噴出 壓力P3變化，所以位于扭矩a (圖4中的虛線表示的曲線a)和扭 矩b(圖4中的虛線表示的曲線b)之間。因此，即使旋轉負載變大， 來自第3液壓泵3的噴出壓力P3增加，來自第1、第2液壓泵1、 2 的噴出流量也至少能夠確保圖4中流量特性線Pa—Ph—Pi—Pj表示 的流量，從而能夠避免動臂油缸11和斗桿油缸12的動作速度極端 地降低，同時，即使由從第3液壓泵供給的壓力油驅動的執(zhí)行器的 負載增大，也不會極端地減少第1、第2液壓泵的排油容積，能夠確 保至少規(guī)定的流量作為來自第1、第2液壓泵的噴出流量，從而能夠 防止各執(zhí)行器的速度過度降低，因此能夠確保良好的操作性和作業(yè) 性能。
因此，根據(jù)本第1實施方式的工程機械的液壓回路，即使旋轉 負載增大，來自第l、第2液壓泵1、 2的噴出流量也不會減少必要 以上的量，通過在第1、第2液壓泵1、 2側對第3液壓泵3的噴出 壓力P3，所導致的過多的減扭矩量進行增扭矩，能夠有效地利用發(fā)動 機輸出。因此，能夠避免動臂油缸11和斗桿油缸12的速度的極端 降低，從而能夠確保良好的操作性。
第2實施方式
在本第2實施方式中，在第1實施方式的基礎上追加了用于 檢測發(fā)動機實際轉速的發(fā)動機轉速傳感器32和將由該發(fā)動機轉速傳感器32檢測出的發(fā)動機實際轉速發(fā)送到控制器29的配線33。
另外，在控制器29中，根據(jù)由壓力傳感器30檢測出的第3液 壓泵的噴出壓力Pd3和預先準備的表示第3液壓泵的噴出壓力Pd3 與扭矩修正量之間的關系的表T2,確定第1、第2液壓泵的增扭矩 修正量Td3，另外，根據(jù)在發(fā)動機旋轉控制刻度盤37設定的發(fā)動機 目標轉速Ne和預先準備的表示發(fā)動機目標轉速Ne和基準扭矩之間 的關系的表T1，確定基準扭矩Te,根據(jù)由發(fā)動機轉速傳感器32檢 測出的發(fā)動機實際轉速Nr與上述發(fā)動機目標轉速Ne的偏差(Nr -Ne)、以及預先準備的表示由發(fā)動機轉速傳感器32檢測出的發(fā)動機 實際轉速Nr與上述發(fā)動機目標轉速Ne的偏差和4丑矩修正量之間的 關系的表T5，確定扭矩修正量TNs,然后在控制器計算部17進行由 上述發(fā)動機實際轉速Nr與上述發(fā)動機目標轉速Ne的偏差求出的 TNs、上述基準扭矩Te和第1、第2液壓泵的增扭矩修正量Td3的 加減計算，以確定目標扭矩Ta，根據(jù)預先準備的目標扭矩Ta與比例 閥輸出的關系表T 3確定電磁比例閥輸出P s,根據(jù)電磁閥輸出特性表 T4確定向電磁閥發(fā)送的電流值Tsa 。
通過上述第2實施方式，在第1實施方式的作用效果的基礎上， 還具有以下的作用效果。即，由于根據(jù)作用于發(fā)動機的負載還進行 液壓泵l、 2的扭矩修正，所以在桿的急劇操作所產生的執(zhí)行器的急 劇的負載狀態(tài)中，能夠防止發(fā)動機旋轉滯后。
權利要求
1.一種工程機械的泵控制裝置，具有原動機(5)；由所述原動機驅動的可變容量型的第1、第2、第3泵(1、2、3)和固定容量型的先導泵(4)；對所述原動機的目標轉速(Ne)進行指令的指令機構(37)；對所述原動機的轉速進行控制的控制裝置(29)；根據(jù)所述第1、第2、第3泵的噴出壓力，對第1、第2泵的輸入扭矩進行控制的第1、第2泵用調節(jié)器(6)；根據(jù)所述第3泵的噴出壓力，對第3泵的輸入扭矩進行控制的第3泵用調節(jié)器(7)；對供給到所述第1、第2泵用調節(jié)器的所述第3泵的噴出壓力進行限制的限制機構(14)，其特征在于，所述第1、第2泵用調節(jié)器具有基于外部指令壓力(P35)使所述第1、第2泵的輸入扭矩可變的可變機構(6e、6j)，所述泵控制裝置還具有對作為供給到所述第1、第2泵用調節(jié)器的所述外部指令壓力的扭矩控制指令壓力(Ps)進行計算的控制器(29)；對所述扭矩控制指令壓力進行控制的扭矩控制機構(35)；對所述第3泵的噴出壓力進行檢測的壓力檢測機構(30)，所述控制器具有根據(jù)由所述壓力檢測機構檢測出的第3泵的噴出壓力(P3)輸出所述第1、第2泵的修正扭矩量(Td3)的扭矩修正量輸出部(T2)；根據(jù)由所述指令機構所指令的原動機的目標轉速輸出所述第1、第2泵的基準扭矩值(Te)的基準扭矩輸出部(T1)；根據(jù)所述扭矩修正量輸出部和所述基準扭矩輸出部的輸出值計算出所述扭矩控制指令壓力的計算部(T3)。
2. 如權利要求1所述的工程機械的泵控制裝置，其特征在于， 還具有對所述原動機(5)的實際轉速(Nr)進行檢測的轉速檢測機構(32),在所述控制器(29)中還具有根據(jù)由所述指令機構(37)所指令的目標轉速(Ne)與實際轉速的偏差(Ns)，輸出用于對第1、 第2泵(1、 2)的輸入扭矩進一步地修正的修正值(TNs)的速敏扭 矩修正量輸出部(T5),所述計算部(T3)根據(jù)分別從所述扭矩修正量輸出部(T2)、 基準扭矩輸出部(Tl)和所述速敏扭矩修正量輸出部輸出的修正量， 計算所述扭矩控制指令壓力(Ps)。
全文摘要
本發(fā)明提供一種工程機械的泵控制裝置。該裝置具有根據(jù)由壓力檢測機構(30)檢測出的第3泵的噴出壓力(P3)輸出所述第1、第2泵的修正扭矩量(Td3)的扭矩修正量輸出部(T2)；和根據(jù)由所述指令機構所指令的原動機的目標轉速輸出所述第1、第2泵的基準扭矩值的基準扭矩輸出部(T1)；根據(jù)這些輸出值(Td3、Te)計算對所述第1、第2泵的輸入扭矩進行增扭矩的扭矩控制指令壓力，并作為外部指令壓力供給到第1、第2泵用調節(jié)器的可變機構，使第1、第2泵的輸入扭矩不進行必要以上的減扭矩。由此，在使用三個可變容量型液壓泵時，即使通過減壓閥對其中一個液壓泵的噴出壓力進行減壓，并利用該壓力對其他兩個液壓泵的輸入扭矩進行減扭矩，也能夠有效地利用發(fā)動機輸出，不會導致作業(yè)量的降低。
文檔編號F15B11/00GK101542131SQ20088000024
公開日2009年9月23日 申請日期2008年1月22日 優(yōu)先權日2007年1月22日
發(fā)明者有賀修榮, 楢崎昭廣, 石川廣二 申請人:日立建機株式會社