液壓閉合回路的驅(qū)動裝置制造方法
【專利摘要】提供一種在由液壓泵驅(qū)動單桿液壓缸的液壓閉合回路系統(tǒng)中，能夠抑制負載反轉(zhuǎn)時的液壓缸速度變動并提高操作性的驅(qū)動裝置。該液壓閉合回路的驅(qū)動裝置具有雙向型液壓泵(2)、由液壓泵(2)排出的壓力油而驅(qū)動的單桿液壓缸(7a)、操作裝置(10a)、和排出流量控制機構(12)，其還具有：檢測液壓缸的活塞桿側油室(7a4)壓力和活塞頭側油室(7a5)壓力的壓力檢測裝置(17a、17b)、和控制裝置(11)，該控制裝置具有：負載計算機構(11a)，根據(jù)活塞桿側油室的壓力和活塞頭側油室的壓力來運算液壓缸的負載量；負載切換機構(11c)，根據(jù)算出的負載量的極性來運算第一比例增益；和乘法機構(11d)，將算出的第一比例增益與來自操作裝置的操作量相乘來計算指令信號，并將指令信號輸出至排出流量控制機構(12)。
【專利說明】液壓閉合回路的驅(qū)動裝置
【技術領域】
[0001]本發(fā)明涉及液壓閉合回路的驅(qū)動裝置，更具體地說，涉及一種通過液壓泵直接驅(qū)動液壓執(zhí)行機構的液壓閉合回路的驅(qū)動裝置。
【背景技術】
[0002]近幾年，對于液壓挖掘機和輪式裝載機等工程機械，節(jié)能化逐漸成為重要的開發(fā)項目。在工程機械的節(jié)能化中，液壓系統(tǒng)自身的節(jié)能化非常重要，由此正在研究一種通過液壓泵以閉合回路的方式連接液壓執(zhí)行機構并對其直接控制的液壓閉合回路系統(tǒng)的應用。該系統(tǒng)不產(chǎn)生因控制閥造成的壓損，并且由于僅在必要時排出泵流量，所以也不會發(fā)生流量損失，因此，能夠?qū)崿F(xiàn)節(jié)能化。
[0003]由于在工程機械中作為液壓執(zhí)行機構而使用了單桿液壓缸，所以為了進行閉合回路式的連接，需要吸收隨著液壓缸內(nèi)活塞的頭側與桿側的受壓面積差而產(chǎn)生的流量差，從而為此提出了對策。
[0004]例如，在專利文獻I中記載了一種結構，在將單桿液壓缸與液壓泵以閉合回路的方式連接的執(zhí)行機構回路中設有低壓選擇閥，當發(fā)生流量過?；蛄髁坎蛔銜r，經(jīng)由低壓選擇閥自動地在與油箱之間對回路內(nèi)的油進行吸排作用。
[0005]現(xiàn)有技術文獻
[0006]專利文獻
[0007]專利文獻1:日本特開2001-2371號公報
[0008]與像液壓機那樣地負載的方向始終固定的裝置不同，在工程機械中負載的方向會頻繁變動。例如，在液壓挖掘機的斗桿液壓缸中，在斗桿伸長的狀態(tài)下，斗桿重量作用于牽引液壓缸的方向上，由此活塞桿側油室變成高壓；而在斗桿折疊的狀態(tài)下，相反地作用于推壓液壓缸的方向上，由此活塞頭側油室變成高壓。同樣地，在動臂液壓缸中，當動臂處于空中時，動臂重量作用于推壓液壓缸的方向上，由此活塞頭側油室變成高壓，當鏟斗接地而變成挖掘姿勢時，牽引力作用在動臂液壓缸上而使活塞桿側油室變成高壓。這樣，液壓缸負載根據(jù)使用狀況而變化，但從操作性上來講，優(yōu)選為活塞桿速度不因負載而大幅變動。
[0009]然而，在專利文獻I記載的液壓閉合回路系統(tǒng)中，當負載方向反轉(zhuǎn)時，存在活塞桿速度大幅變動而使操作性降低的課題。

【發(fā)明內(nèi)容】

[0010]本發(fā)明是基于上述情況提出的，其目的是，提供一種在通過液壓泵驅(qū)動單桿液壓缸的液壓閉合回路系統(tǒng)中，能夠抑制負載反轉(zhuǎn)時的活塞桿速度的變動并提高操作性的驅(qū)動
>J-U ρ?α裝直。 [0011]為了達成上述目的，第一發(fā)明是一種液壓閉合回路的驅(qū)動裝置，其具有:雙向型液壓泵；對所述雙向型液壓泵的排出流量進行控制的排出流量控制機構；通過所述雙向型液壓泵排出的壓力油而驅(qū)動的單桿液壓缸；第一管路，其一端與所述雙向型液壓泵的一方的排出口連接，且另一端與所述單桿液壓缸的活塞桿側油室連接；第二管路，其一端與所述雙向型液壓泵的另一方的排出口連接，且另一端與所述單桿液壓缸的活塞頭側油室連接；和對所述單桿液壓缸的驅(qū)動發(fā)出指令的操作裝置，其中，所述液壓閉合回路的驅(qū)動裝置具有:檢測所述單桿液壓缸的活塞桿側油室的壓力的活塞桿側油室壓力檢測機構；檢測所述單桿液壓缸的活塞頭側油室的壓力的活塞頭側油室壓力檢測機構；和控制裝置，該控制裝置具有:負載計算機構，根據(jù)由所述活塞桿側油室壓力檢測機構檢測出的所述單桿液壓缸的活塞桿側油室的壓力、和由所述活塞頭側油室壓力檢測機構檢測出的活塞頭側油室的壓力，來運算所述單桿液壓缸的負載量；負載切換機構，根據(jù)由所述負載計算機構算出的所述負載量的極性來運算第一比例增益；和乘法機構，將由所述負載切換機構算出的第一比例增益與來自所述操作裝置的操作量相乘來計算指令信號，并將所述指令信號輸出至所述排出流量控制機構。
[0012]另外，第二發(fā)明的特征在于，在第一發(fā)明中，所述負載計算機構從由所述活塞頭側油室壓力檢測機構檢測出的所述單桿液壓缸的活塞頭側油室的壓力與所述單桿液壓缸的活塞頭側的受壓面積相乘得到的值中，減去由所述活塞桿側油室壓力檢測機構檢測出的所述單桿液壓缸的活塞桿側油室的壓力與所述單桿液壓缸的活塞桿側的受壓面積相乘得到的值，由此，運算所述單桿液壓缸的負載量。
[0013]而且，第三發(fā)明的特征在于，在第二發(fā)明中，所述負載切換機構的所述第一比例增益的輸出特性在所述單桿液壓缸的負載量的極性發(fā)生變化的區(qū)域內(nèi)具有不敏感區(qū)或滯后。
[0014]另外，第四發(fā)明的特征在于，在第一至第三發(fā)明的任意一項中，具有控制裝置，所述控制裝置具有:負載感應機構，運算根據(jù)由所述負載計算機構算出的所述負載量的增加而逐漸減小的第二比例增益；和乘法機構，將由所述負載切換機構算出的第一比例增益、由所述負載感應機構算出的第二比例增益、和來自所述操作裝置的操作量相乘來計算指令信號，并將所述指令信號輸出至所述排出流量控制機構。
[0015]而且，第五發(fā)明提供一種液壓閉合回路的驅(qū)動裝置，其具有:多個雙向型液壓泵；對多個所述雙向型液壓泵的排出流量進行控制的多個排出流量控制機構；通過多個所述雙向型液壓泵排出的壓力油而驅(qū)動的多個單桿液壓缸；多個切換閥，能夠?qū)⒍鄠€所述單桿液壓缸內(nèi)的一個單桿液壓缸的活塞桿側油室或活塞頭側油室中的某一方、與多個所述雙向型液壓泵內(nèi)的一個或兩個雙向型液壓泵的一方的排出口連接，并且，能夠?qū)⒍鄠€所述單桿液壓缸內(nèi)的一個所述單桿液壓缸的活塞桿側油室或活塞頭側油室中的另一方、與多個所述雙向型液壓泵內(nèi)的一個或兩個所述雙向型液壓泵的另一方的排出口連接；和對多個所述單桿液壓缸的驅(qū)動發(fā)出指令的多個操作裝置，其中，所述液壓閉合回路的驅(qū)動裝置具有:檢測多個所述單桿液壓缸的各活塞桿側油室的壓力的活塞桿側油室壓力檢測機構；檢測多個所述單桿液壓缸的各活塞頭側油室的壓力的活塞頭側油室壓力檢測機構；和控制裝置，該控制裝置具有:負載計算機構，根據(jù)由所述活塞桿側油室壓力檢測機構檢測出的多個所述單桿液壓缸的各活塞桿側油室的壓力、和由所述活塞頭側油室壓力檢測機構檢測出的多個所述單桿液壓缸的各活塞頭側油室的壓力，來運算多個所述單桿液壓缸的各負載量；負載切換機構，根據(jù)由所述負載計算機構算出的各所述負載量的極性來運算各第一比例增益；和乘法機構，將由所述負載切換機構算出的各第一比例增益與來自多個所述操作裝置的各操作量相乘來計算各指令信號，并將各所述指令信號輸出至各所述排出流量控制機構。[0016]另外，第六發(fā)明的特征在于，在第五發(fā)明中，具有控制裝置，所述控制裝置具有:輸出限制機構，將所述乘法機構的輸出限制為預先確定的指令值，并將所述限制的信號作為指令信號向與多個所述雙向型液壓泵內(nèi)的一個雙向型液壓泵對應的一個所述排出流量控制機構輸出；和減法機構，從所述乘法機構的輸出中減去所述預先確定的指令值，并將通過所述減去而算出的信號作為指令信號，向一個所述排出流量控制機構輸出，該排出流量控制機構是與多個所述雙向型液壓泵內(nèi)的所述一個雙向型液壓泵以外的一個雙向型液壓泵對應的機構。
[0017]發(fā)明效果
[0018]根據(jù)本發(fā)明，能夠抑制負載反轉(zhuǎn)時的活塞桿速度的變動，因此能夠?qū)崿F(xiàn)靈敏的控制并提高操作性、控制性。由此，能夠抑制隨著速度變動而產(chǎn)生的振動或沖擊，并向操作員提供操作性和舒適性。其結果為提高生產(chǎn)性。
【專利附圖】

【附圖說明】
[0019]圖1是表示具有本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第一實施方式的液壓挖掘機的側視圖。
[0020]圖2是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第一實施方式的液壓回路圖。
[0021]圖3是表示構成本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第一實施方式的控制器的運算內(nèi)容的結構圖。
[0022]圖4是表示液壓閉合回路系統(tǒng)中的斗桿液壓缸驅(qū)動時的伺服泵流量、液壓缸壓力、斗桿速度、和斗桿位移量的關系的一例的參考特性圖。
[0023]圖5是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第一實施方式中的斗桿液壓缸驅(qū)動時的伺服泵流量、液壓缸壓力、斗桿速度、和斗桿位移量的關系的一例的特性圖。
[0024]圖6是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式的液壓回路圖。
[0025]圖7是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式中的回路切換時的電磁切換閥與伺服泵的動作示例的圖表。
[0026]圖8是表示構成本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式的控制器的運算內(nèi)容的結構圖。
[0027]圖9是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式中的斗桿液壓缸驅(qū)動時的伺服泵流量、液壓缸壓力、斗桿速度、和斗桿位移量的關系的一例的特性圖。
[0028]圖10是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第三實施方式的液壓回路圖。
[0029]圖11是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第四實施方式的液壓回路圖。
【具體實施方式】
[0030]<第一實施方式>
[0031]以下，使用附圖對本發(fā)明的液壓閉合回路的實施方式進行說明。圖1是表示具有本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第一實施方式的液壓挖掘機的側視圖。在該圖1中，液壓挖掘機具有行駛體31、能夠旋轉(zhuǎn)地設在行駛體31上的旋轉(zhuǎn)體32、配置在旋轉(zhuǎn)體32上的駕駛室33、和能夠在上下方向上轉(zhuǎn)動地(能夠俯仰動作地)安裝在旋轉(zhuǎn)體32上的前方部的多關節(jié)型的前部裝置34。[0032]在旋轉(zhuǎn)體32上，搭載有具體后述的液壓閉合回路20、對構成液壓閉合回路20的逆變器12(參照圖2)供給電力的蓄電池13、和控制液壓閉合回路20的控制器11。
[0033]前部裝置34具有基端部能夠轉(zhuǎn)動地軸支承在旋轉(zhuǎn)體32上的動臂35、能夠轉(zhuǎn)動地軸支承在該動臂35的前端部上的斗桿36、和能夠轉(zhuǎn)動地軸支承在該斗桿36的前端上的鏟斗37，動臂35、斗桿36和鏟斗37分別通過動臂用液壓缸7b、斗桿用液壓缸7a、和鏟斗用液壓缸7c來動作。
[0034]在此，當探討斗桿液壓缸7a中的活塞桿側油室與活塞頭側油室的壓力時，在由虛線所示的斗桿36的伸長狀態(tài)下，斗桿36的重量作用于牽引斗桿液壓缸7a的活塞桿的方向上，由此活塞桿側油室的壓力變成高壓。在由實線所示的斗桿36的彎曲狀態(tài)下，斗桿36的重量作用于推壓斗桿液壓缸7a的活塞桿的方向上，由此活塞頭側油室的壓力變成高壓。
[0035]S卩，斗桿36轉(zhuǎn)動，并根據(jù)斗桿36的軸方向是否超過了從動臂35的前端部的將斗桿36軸支承的軸心向大致垂直方向的下方延伸的線(圖中由單點劃線示出)，而使對斗桿液壓缸7a施加的負載的方向反轉(zhuǎn)。
[0036]接著，使用圖2對液壓閉合回路20進行說明。圖2是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第一實施方式的液壓回路圖。在本實施方式中，示出了對構成液壓挖掘機的斗桿液壓缸7a進行驅(qū)動的例子。在圖2中，與圖1所示的附圖標記相同的附圖標記表示的是同一部分，因此省略其具體說明。
[0037]在圖2中，I表示電動機，2表示雙向型液壓泵，3a、3b表示第一及第二單向閥，4a、4b表第一及第二溢流閥,6a、6b表不第一及第二先導式單向閥，7a表不斗桿液壓缸,8表示低壓泵，9表示油箱，IOa表示斗桿用操作桿，11表示控制器，12表示逆變器，13表示蓄電池。電動機I通過電力而驅(qū)動旋轉(zhuǎn)，該電力是從蓄電池13經(jīng)由作為排出流量控制機構的逆變器12而供給的。逆變器12向電動機I供給與來自控制器11的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩指令相應的電力。電動機I的旋轉(zhuǎn)軸與雙向型液壓泵2的旋轉(zhuǎn)軸機械式地連接，通過使液壓泵2正反旋轉(zhuǎn)，而使工作油的吸入/排出方向反轉(zhuǎn)，從而使斗桿液壓缸7a往復動作。以下，將電動機I與液壓泵2的組合稱為伺服泵SPl。
[0038]斗桿液壓缸7a具有液壓缸主體7al、能夠移動地設在液壓缸主體7al內(nèi)的活塞7a2、和設在活塞7a2—側的活塞桿7a3，從而構成了具有活塞桿側油室7a4和活塞頭側油室7a5的單桿式液壓缸。
[0039]低壓泵8吸入來自油箱9的工作油，并向排出配管(低壓管線)16供給低壓的壓力油。排出配管16分別與第一及第二先導式單向閥6a、6b的入口側、以及第一及第二單向閥3a、3b的入口側連接。
[0040]液壓泵2具有兩個工作油排出/吸入口 2x、2y。在一方的工作油排出/吸入口 2x上連接有第一管路14的一端,而第一管路14的另一端與斗桿液壓缸7a的活塞桿側油室7a4的連接端口連接。在另一方的工作油排出/吸入口 2y上連接有第二管路15的一端，而第二管路15的另一端與斗桿液壓缸7a的活塞頭側油室7a5的連接端口連接。
[0041]在第一管路14上，分別連接有僅允許吸入的第一單向閥3a的出口側、和將第二管路15的壓力作為先導壓且僅允許吸入的第一先導式單向閥6a的出口側。第一單向閥3a的入口側和第一先導式單向閥6a的入口側分別連接在與低壓泵8的排出配管16連通的管路上。[0042]在第二管路15上，分別連接有僅允許吸入的第二單向閥3b的出口側、和將第一管路14的壓力作為先導壓且僅允許吸入的第二先導式單向閥6b的出口側。第二單向閥3b的入口側和第二先導式單向閥6b的入口側分別連接在與低壓泵8的排出配管16連通的管路上。
[0043]另外，在第一管路14上連接有第一溢流閥4a的入口側，且第一溢流閥4a的出口側與第二管路15連接，其中，該第一溢流閥4a當?shù)谝还苈?4的壓力變成設定壓力以上的高壓時，將工作油釋放到第二管路15中。同樣地，在第二管路15上連接有第二溢流閥4b的入口側，且第二溢流閥4b的出口側與第一管路14連接，其中，該第二溢流閥4b當?shù)诙苈?5的壓力變成設定壓力以上的高壓時，將工作油釋放到第一管路14中。第一及第二溢流閥4a、4b用于防止泵和配管的破損。
[0044]當回路內(nèi)的壓力(第一管路14或第二管路15的壓力)下降時，第一及第二單向閥3a、3b從低壓管線16吸入來自低壓泵8的工作油，用于防止回路內(nèi)發(fā)生汽蝕。
[0045]為了配合隨著單桿液壓缸即斗桿液壓缸7a的往復動作而產(chǎn)生的流量差的增減，第一及第二先導式單向閥6a、6b將回路內(nèi)的工作油排出到低壓管線16中，或者向回路內(nèi)吸入低壓管線16內(nèi)的工作油。
[0046]在斗桿液壓缸7a的活塞桿側的液壓缸主體7al中，設有檢測活塞桿側油室7a4的壓力的第一壓力傳感器17a (活塞桿側油室壓力檢測機構)，在斗桿液壓缸7a的活塞頭側的液壓缸主體7al中，設有檢測活塞頭側油室7a5的壓力的第二壓力傳感器17b (活塞頭側油室壓力檢測機構)。第一及第二壓力傳感器17a、17b檢測出的各油室的壓力輸入至控制器11。
[0047]斗桿用操作桿IOa設在駕駛室33內(nèi)。斗桿用操作桿IOa的操作量信號輸入至控制器11，控制器11由該操作量信號和第一及第二壓力傳感器17a、17b的信號等來運算電動機I/液壓泵2的轉(zhuǎn)速指令，并向逆變器12輸出驅(qū)動指令信號。
[0048]接著，使用圖3說明由控制器11執(zhí)行的驅(qū)動指令信號的運算內(nèi)容。圖3是表示構成本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第一實施方式的控制器的運算內(nèi)容的結構圖。在圖3中，與圖1及圖2所示的附圖標記相同的附圖標記表示的是同一部分，因此省略其具體說明。
[0049]如圖3所示，控制器11具有負載計算機構11a、負載感應機構lib、負載切換機構He、和乘法機構lid。另外，在控制器11中輸入有來自斗桿用操作桿IOa的操作量信號、第一壓力傳感器17a檢測出的斗桿液壓缸7a的活塞桿側油室7a4的壓力、和第二壓力傳感器17b檢測出的斗桿液壓缸7a的活塞頭側油室7a5的壓力。而且，從控制器11向逆變器12輸出了驅(qū)動伺服泵SPl的指令信號。
[0050]在負載計算機構Ila中輸入有第一壓力傳感器17a檢測出的斗桿液壓缸7a的活塞桿側油室7a4的壓力、和第二壓力傳感器17b檢測出的斗桿液壓缸7a的活塞頭側油室7a5的壓力。負載計算機構Ila根據(jù)如下數(shù)式(I)計算對斗桿液壓缸7a施加的液壓缸負載
F0
[0051]F = Phead X Ahead-Prod X Arod.....(I)
[0052]在此，Phead為第二壓力傳感器17b檢測出的斗桿液壓缸7a的活塞頭側油室7a5的壓力，Ahead為斗桿液壓缸7a中的活塞7a2的活塞頭側的受壓面積，Prod為第一壓力傳感器17a檢測出的斗桿液壓缸7a的活塞桿側油室7a4的壓力，Arod為斗桿液壓缸7a中的活塞7a2的活塞桿側的受壓面積。
[0053]算出的液壓缸負載F的信號輸出至負載感應機構Ilb和負載切換機構11c。
[0054]在負載感應機構Ilb中輸入有液壓缸負載F的信號。負載感應機構Ilb根據(jù)預先確定的增益常數(shù)Kl相對于液壓缸負載F的特性來計算增益常數(shù)Kl。如圖3所示，該特性為:隨著液壓缸負載F變得越大，增益常數(shù)Kl逐漸減小。在此，例如，當液壓缸負載F為O時，增益常數(shù)Kl為I ;當液壓缸負載F最小時，增益常數(shù)Kl為最大值；當液壓缸負載F為負時，增益常數(shù)Kl為I以上；當液壓缸負載F為正時，增益常數(shù)Kl不足I ;當液壓缸負載F最大時，增益常數(shù)Kl為最小值。算出的增益常數(shù)Kl的信號輸出至乘法機構lid。
[0055]在負載切換機構Ilc中輸入有液壓缸負載F的信號。負載切換機構Ilc根據(jù)預先確定的增益常數(shù)K2相對于液壓缸負載F的特性來計算增益常數(shù)K2。如圖3所示，該特性為:根據(jù)液壓缸負載F的方向，使增益常數(shù)K2僅以如下量進行變化，該量為，斗桿液壓缸7a中的活塞7a2的活塞頭側的受壓面積(Ahead) /活塞7a2的活塞桿側的受壓面積(Arod)之t匕。在此，例如，將液壓缸負載F為負時的增益常數(shù)K2設為I ;將液壓缸負載F為正時的增益常數(shù)K2設為斗桿液壓缸7a中的活塞7a2的活塞頭側的受壓面積(Ahead)/活塞7a2的活塞桿側的受壓面積(Arod)之比，例如為1.3。算出的增益常數(shù)K2的信號輸出至乘法機構lid。
[0056]此外，增益常數(shù)K2的切換特性還兼具圖3所示的不敏感區(qū)和滯后。由此，防止了因微小的壓力脈動和傳感器噪音而頻繁切換的發(fā)生，從而防止了擺動(hunting)或振動的發(fā)生。另外，從液壓缸負載F的方向發(fā)生變化起，到低壓選擇閥即先導式單向閥6a、6b進行開閉為止的過程中具有延遲，因此，形成如下的特性:在先導式單向閥6a、6b確實地切換而使壓力上升到某種程度之后，將增益常數(shù)K2切換。而且，形成如下的特性:使增益常數(shù)K2的切換具有斜率，從而使增益常數(shù)平穩(wěn)地變化。由此，液壓泵2的流量平穩(wěn)地切換，能夠抑制斗桿液壓缸7a的沖擊(shock)并得到良好的操作性。
[0057]在乘法機構Ild中輸入有來自斗桿用操作桿IOa的操作量信號、負載感應機構Ilb的輸出即增益常數(shù)K1、和負載切換機構Ilc的輸出即增益常數(shù)K2。乘法機構Ild將這些輸入相乘來計算電動機I的轉(zhuǎn)矩指令。算出的電動機I的轉(zhuǎn)矩指令輸出至逆變器12。逆變器12基于該轉(zhuǎn)矩指令來控制電動機I和液壓泵2 (伺服泵SPl)的轉(zhuǎn)速。
[0058]這樣，將增益常數(shù)Kl和K2與來自斗桿用操作桿IOa的操作量信號相乘，并輸出伺服泵SPl的驅(qū)動指令，因此，能夠根據(jù)液壓缸負載F的大小和方向來控制液壓泵2的流量。
[0059]接著，使用圖4說明液壓閉合回路系統(tǒng)中的液壓缸負載對液壓缸速度的影響。圖4是表示液壓閉合回路系統(tǒng)中的斗桿液壓缸驅(qū)動時的伺服泵流量、液壓缸壓力、斗桿速度、和斗桿位移量的關系的一例的參考特性圖，并且為了表示本實施方式的特征，示出了將圖3的負載感應機構Ilb的輸出即增益常數(shù)Kl和負載切換機構Ilc的輸出即增益常數(shù)K2均設為固定值I的情況下的斗桿液壓缸7a的動作的一例。
[0060]在圖4中，橫軸表示時間，縱軸的(a)?(e)從上到下依次表示斗桿操作桿操作量La、伺服泵流量Qs、斗桿液壓缸壓力Ps、斗桿速度Va、斗桿的位移量Da。另外，從時刻tl到時刻t5為止，表示斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的伸長動作時的各特性；從時刻t6到時刻tlO為止，表示斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的收縮動作時的各特性。[0061]首先，對活塞桿7a3的伸長動作進行說明。返回圖1，液壓挖掘機的斗桿36的初始狀態(tài)為由虛線所示的斗桿伸長狀態(tài)。此時，斗桿36的重量作用于牽引斗桿液壓缸7a的活塞桿7a3的方向上，因此，活塞桿側油室7a4的壓力變成高壓，活塞頭側油室7a5變成低壓。
[0062]在時刻tl時，操作員開始將斗桿用操作桿IOa向活塞桿7a3的伸長方向進行操作，當?shù)綍r刻t2為止操作了操作量LVl時，作為與操作量成比例的工作油流量Qs而從伺服泵SPl排出Ql，并使其流入至斗桿液壓缸7a的活塞頭側油室7a5內(nèi)，斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3開始伸長動作。
[0063]此時，在圖2中，由于活塞桿側油室7a4為高壓，所以與第一管路14連接的第一單向閥3a和第一先導式單向閥6a閉合，從活塞桿側油室7a4流出的工作油的流量全部吸入至液壓泵2的工作油排出/吸入口 2x中。此時，根據(jù)液壓缸活塞頭側油室7a5與液壓缸活塞桿側油室7a4之間的容積差，導致泵吸入流量與液壓泵2的必要排出流量相比較少，由此造成了流量不足，但不足部分的工作油流量會從低壓泵8經(jīng)由低壓管線16而供給，并通過打開的先導式單向閥6b及單向閥3b而吸入到第二管路15內(nèi)。
[0064]此時的斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的速度Vl能夠由如下數(shù)式⑵算出，其中，伺服泵流量Qs為(該情況下為吸入流量)Ql，斗桿液壓缸7a中的活塞7a2的活塞桿側的受壓面積為Arod。
[0065]Vl = Ql+Arod.....(2)
[0066]如上所述，斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3伸長，由此斗桿36向下方轉(zhuǎn)動，與此同時，液壓缸活塞桿側油室7a4的壓力也降低。而且，在斗桿36的軸方向超過從動臂35的前端部的將斗桿36軸支承的軸心向大致垂直方向的下方延伸的線的時間點(時刻t3)上，對斗桿液壓缸7a施加的液壓缸負載F的方向發(fā)生反轉(zhuǎn)。也就是說，液壓缸活塞頭側油室7a5的壓力變成高壓，液壓缸活塞桿側油室7a4的壓力變成低壓。此外，操作員直到時刻t4為止都以操作量LVl保持斗桿用操作桿10a，并從時刻t4使操作量返回而在時刻t5回到O。
[0067]此時(時刻t3?t4之間)，在圖2中，活塞頭側油室7a5為高壓，由此與第二管路15連接的第二單向閥3b和第二先導式單向閥6b閉合，從伺服泵SPl排出的工作油的流量Qs全部流入至液壓缸活塞頭側油室7a5內(nèi)。此時，根據(jù)液壓缸活塞頭側油室7a5與液壓缸活塞桿側油室7a4之間的容積差，使泵吸入流量與液壓泵2的必要排出流量相比較少，由此造成了流量不足，但不足部分的工作油流量會從低壓泵8經(jīng)由低壓管線16而供給，并通過打開的先導式單向閥6a及單向閥3a而吸入到第一管路14內(nèi)。由此，流量不足得以補充。
[0068]此時的斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的速度V2能夠由如下數(shù)式(3)算出，其中，伺服泵流量Qs為(該情況下為排出流量)Ql，斗桿液壓缸7a中的活塞7a2的活塞頭側的受壓面積為Ahead。
[0069]V2 = Ql+Ahead.....(3)
[0070]由上述數(shù)式(2)及數(shù)式(3)可知，即使伺服泵SPl的流量Qs固定為Q1，根據(jù)液壓缸負載F的方向的反轉(zhuǎn)，也能夠使斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的速度以活塞7a2的活塞桿側的受壓面積與活塞7a2的活塞頭側的受壓面積之比而從Vl變動成V2。工程機械中使用的液壓缸的活塞的活塞桿側的受壓面積/活塞的活塞頭側的受壓面積的比率一般為0.5?0.7左右，因此，速度也會變化30?50%左右，并成為操作性降低的主要原因。另外，由于速度驟變，對車身的沖擊也會變大，并成為損害舒適性的主要原因。[0071]雖然省略了具體說明，但關于從時刻t6到時刻tlO為止斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3進行收縮動作時的情況，是與上述的斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3進行伸長動作時相同的，根據(jù)液壓缸負載F的反轉(zhuǎn)，液壓缸7a中的活塞桿7a3的速度也會從_V2變動成-Vl，并依然成為操作性降低的主要原因。
[0072]另外，如圖4所示，除液壓缸負載F反轉(zhuǎn)時之外，斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的速度均保持固定的速度。這是基于如下特性而造成的，即，液壓閉合回路中的活塞桿的速度依賴于液壓泵2的流量，且基本上不受負載壓力的影響。該特性從負載魯棒性的觀點來看是優(yōu)選的，尤其在要求高精度的驅(qū)動控制的情況下會成為優(yōu)點。
[0073]但是，對于習慣了對具有通常的閥控制方式的液壓回路的液壓挖掘機進行操作的操作員來說，該特性有可能會造成不適感。在閥控制方式的液壓回路的情況下，通過縮小控制閥的端口 口徑來控制向液壓缸流動的工作油的流量，因此，液壓缸負載F變得越大，控制閥中的壓力差越減少，工作油的流量越會減少，其結果是活塞桿的速度會降低。例如，在液壓挖掘機的挖掘作業(yè)中，當液壓缸受到阻力時，在閥控制方式的液壓回路中活塞桿的速度會下降，但這會對操作員付與自然的操作感覺。相對于此，在液壓閉合回路中，即使液壓缸受到了阻力，活塞桿的速度也不會變化，因此，有可能會在操作員的操作感覺中產(chǎn)生不適感。
[0074]為了解決這種問題，在本實施方式中，當進行圖3的負載感應機構Ilb中的增益常數(shù)Kl的運算時，隨著液壓缸負載F變得越大，使增益常數(shù)Kl逐漸減小。由此，活塞桿的速度與液壓缸負載F的上升相應地降低。另外，當進行圖3的負載切換機構Ilc中的增益常數(shù)K2的運算時，使增益常數(shù)K2僅以如下量進行變化，該量為，斗桿液壓缸7a中的活塞7a2的活塞頭側的受壓面積(Ahead)/活塞7a2的活塞桿側的受壓面積(Arod)之比。
[0075]也就是說，當將活塞桿側油室7a4與活塞頭側油室7a5相比為高壓的區(qū)域內(nèi)的增益常數(shù)K2例如設為1，并將斗桿液壓缸7a中的活塞7a2的活塞頭側的受壓面積(Ahead)/活塞7a2的活塞桿側的受壓面積(Arod)之比例如設為1.3時，在活塞頭側油室7a5與活塞桿側油室7a4相比為高壓的區(qū)域內(nèi)，使增益常數(shù)K2增加到1.3。由此，在活塞頭側油室7a5與活塞桿側油室7a4相比為高壓的區(qū)域內(nèi)，伺服泵SPl的工作油的流量會增加，因此，能夠防止上述的液壓缸速度的降低。
[0076]接著，使用圖5對本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第一實施方式的動作進行說明。圖5是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第一實施方式中的斗桿液壓缸驅(qū)動時的伺服泵流量、液壓缸壓力、斗桿速度、和斗桿位移量的關系的一例的特性圖。
[0077]在圖5中，橫軸表示時間，縱軸的(a)?(e)從上到下依次表示斗桿操作桿操作量La、伺服泵流量Qs、斗桿液壓缸壓力Ps、斗桿速度Va、斗桿的位移量Da。另外，從時刻tl到時刻t5為止，表示斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的伸長動作時的各特性；從時刻t6到時刻tlO為止，表示斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的收縮動作時的各特性。
[0078]首先，對活塞桿7a3的伸長動作進行說明。返回圖1，液壓挖掘機的斗桿36的初始狀態(tài)為由虛線所示的斗桿伸長狀態(tài)。此時，斗桿36的重量作用于牽引斗桿液壓缸7a的活塞桿7a3的方向上，因此，活塞桿側油室7a4的壓力變成高壓，活塞頭側油室7a5變成低壓。
[0079]在時刻tl時，操作員開始將斗桿用操作桿IOa向活塞桿7a3的伸長方向進行操作，當?shù)綍r刻t2為止操作了操作量LVl時，分別從圖3中的負載感應機構Ilb和負載切換機構Ilc輸出增益常數(shù)Kl和增益常數(shù)K2,其中，增益常數(shù)Kl為I以上,增益常數(shù)K2為I。因此，從伺服泵SPl排出使增益常數(shù)Kl和增益常數(shù)K2與操作量相乘所得到的工作油的流量Qs (Ql以上)，并使其流入至斗桿液壓缸7a的活塞頭側油室7a5內(nèi)，從而使斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3開始伸長動作。
[0080]圖2中的液壓閉合回路的動作是與圖4的情況相同的。但是，由于工作油的流量為Ql以上，所以斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的速度變成Vl以上。這樣，斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3伸長，由此，斗桿36向下方轉(zhuǎn)動，并且在斗桿36的軸方向超過從動臂35的前端部的將斗桿36軸支承的軸心向大致垂直方向的下方延伸的線的時間點(時刻t3)上，對斗桿液壓缸7a施加的液壓缸負載F的方向發(fā)生反轉(zhuǎn)。根據(jù)圖3中的負載感應機構Ilb的特性，時刻t3時增益常數(shù)Kl變成1，由此，此時工作油的流量Qs變成Ql，斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的速度變成VI。此外，操作員直到時刻t4為止都以操作量LVl保持斗桿用操作桿10a，并從時刻t4使操作量返回而在時刻t5使其回到O。
[0081]在時刻t3?t4之間，圖2中的液壓閉合回路的動作是與圖4的情況相同的。但是，根據(jù)液壓缸負載F發(fā)生方向反轉(zhuǎn)，使得從圖3中的負載切換機構Ilc輸出的增益常數(shù)K2例如為1.3。因此，從伺服泵SPl排出使增益常數(shù)Kl和增益常數(shù)K2與操作量相乘所得到的工作油的流量Qs (Q2)，并使其流入至斗桿液壓缸7a的活塞頭側油室7a5內(nèi)，從而使斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3繼續(xù)進行伸長動作。也就是說，使伺服泵SPl的流量Qs與負載方向反轉(zhuǎn)前相比增加，由此，防止了斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的速度降低。時刻t3時的伺服泵SPl的流量QS為Q2，且時刻t4時的伺服泵SPl的流量QS為Q2以下，是基于負載感應機構I Ib的特性而決定的。
[0082]如上所述，通過在負載方向反轉(zhuǎn)時將伺服泵SPl的流量Qs從Ql增加到Q2，能夠防止斗桿速度的急劇變動。工作油的流量Q2與Ql相比僅以液壓缸的受壓面積之比的量增力口。也就是說,通過Q2 = QlXAhead + Arod來求出。另外,通過負載感應機構Ilb,隨著活塞頭側油室7a5的壓力變得越大且液壓缸負載F變得越大而減小伺服泵SPl的流量Qs，由此，能夠降低斗桿速度并實現(xiàn)自然的操作感覺。
[0083]關于活塞桿7a3的收縮動作也同樣地，由負載感應機構Ilb和負載切換機構Ilc執(zhí)行控制，其結果為，不會在負載反轉(zhuǎn)時發(fā)生速度變動地，能夠平穩(wěn)地得到與液壓缸負載F相應的斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的速度。
[0084]根據(jù)上述本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第一實施方式，能夠抑制負載反轉(zhuǎn)時的活塞桿7a3的速度變動，因此能夠?qū)崿F(xiàn)靈敏的控制而提高操作性、控制性。由此，能夠抑制隨著速度變動而產(chǎn)生的振動或沖擊，并向操作員提供操作性和舒適性。其結果能夠提高生產(chǎn)性。
[0085]另外，根據(jù)上述本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第一實施方式，能夠根據(jù)液壓缸負載F而降低活塞桿7a3的速度，因此，能夠?qū)崿F(xiàn)與標準的工程機械和作業(yè)機械同等的操作感覺，還能向習慣了標準機械的操作員提供無不適感的高操作性。其結果能夠提高生產(chǎn)性。
[0086]<第二實施方式>
[0087]以下，使用附圖對本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式進行說明。圖6是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式的液壓回路圖。在本實施方式中，示出了對構成液壓挖掘機的斗桿液壓缸7a和動臂液壓缸7b進行驅(qū)動的例子。在圖6中，與圖1至圖5所示的附圖標記相同的附圖標記表示的是同一部分，因此省略其具體說明。
[0088]在圖6所示的本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式中，液壓閉合回路200基本上構成為，設有兩套第一實施方式的液壓閉合回路，并通過電磁切換閥來改變連接。電磁切換閥5a?5d發(fā)揮對伺服泵SP1、2與斗桿液壓缸7a、動臂液壓缸7b的連接進行切換的作用，例如當電磁切換閥VlA設為ON時，伺服泵SPl與斗桿液壓缸7a連接。
[0089]在圖6中，la、lb表示第一及第二電動機，2a、2b表示雙向型的第一及第二液壓泵，3a?3d表不第一?第四單向閥，3e?3h表不第五?第八單向閥，4a?4d表不第一?第四溢流閥，4e?4h表示第五?第八溢流閥，5a、5b表示二位四通的第一電磁切換閥(VIA)及第二電磁切換閥(VlB)，5c、5d表示二位四通的第三電磁切換閥(V2A)及第四電磁切換閥(V2B), 6a?6d表不第一?第四先導式單向閥，7a表不斗桿液壓缸,7b表不動臂液壓缸,8表不低壓泵，9表不油箱，IOa表不斗桿用操作桿，IOb表不動臂用操作桿，110表不控制器，12a、12b表示逆變器，13表示蓄電池。第一及第二電動機la、lb通過電力而驅(qū)動旋轉(zhuǎn)，該電力是從蓄電池13經(jīng)由作為排出流量控制機構的逆變器12a、12b而供給的。逆變器12a、12b向第一及第二電動機la、lb供給與來自控制器110的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩指令相應的電力。以下，將第一電動機Ia與第一液壓泵2a的組合稱為第一伺服泵SPl，將第二電動機Ib與第二液壓泵2b的組合稱為第二伺服泵SP2。
[0090]動臂液壓缸7b具有液壓缸主體7bl、能夠移動地設在液壓缸主體7bl內(nèi)的活塞7b2、和設在活塞7b2—側的活塞桿7b3，從而構成了具有活塞桿側油室7b4和活塞頭側油室7b5的單桿式液壓缸。
[0091]低壓泵8吸入來自油箱9的工作油，并向排出配管(低壓管線)16供給低壓的壓力油。排出配管16分別與第一及第二先導式單向閥6a、6b的入口側、第三及第四先導式單向閥6c、6d的入口側、第一及第二單向閥3a、3b的入口側、第三及第四單向閥3c、3d的入口偵U、第五及第六單向閥3e、3f的入口側、以及第七及第八單向閥3g、3h的入口側連接。
[0092]第一液壓泵2a具有兩個工作油排出/吸入口 2ax、2ay。在一方的工作油排出/吸入口 2ax上連接有第一上游管路14al的一端,而第一上游管路14al的另一端分別與第一電磁切換閥(VIA) 5a及第二電磁切換閥(VlB) 5b的兩個上游側連接端口中的一方連接。在另一方的工作油排出/吸入口 2ay上連接有第二上游管路15al的一端,而第二上游管路15al的另一端分別與第一電磁切換閥(VIA) 5a及第二電磁切換閥(VlB) 5b的兩個上游側連接端口中的另一方連接。
[0093]在第一上游管路14al上連接有僅允許吸入的第一單向閥3a的出口側、和第一溢流閥4a的入口側，而第一溢流閥4a的出口側與第二上游管路15al連接，其中，第一溢流閥4a當?shù)谝簧嫌喂苈?4al的壓力變成設定壓力以上的高壓時，將工作油釋放到第二上游管路15al中。第一單向閥3a的入口側連接在與低壓泵8的排出配管16連通的分支管路上。
[0094]在第二上游管路15al上連接有僅允許吸入的第二單向閥3b的出口側、和第二溢流閥4b的入口側，而第二溢流閥4b的出口側與第一上游管路14al連接，其中，該第二溢流閥4b當?shù)诙嫌喂苈?5al的壓力變成設定壓力以上的高壓時，將工作油釋放到第一上游管路14al中。
[0095]在第一電磁切換閥(VlA)5a的兩個下游側連接端口中的一方上連接有第一下游管路14a2的一端，而第一下游管路14a2的另一端與斗桿液壓缸7a的活塞桿側油室7a4的連接端口連接。另外，該下游側連接端口的一方與第三電磁切換閥(V2A)5c的兩個下游側連接端口中的一方連接。
[0096]在第一電磁切換閥(VlA)5a的兩個下游側連接端口中的另一方上連接有第二下游管路15a2的一端，而第二下游管路15a2的另一端與斗桿液壓缸7a的活塞頭側油室7a5的連接端口連接。另外，該下游側連接端口的另一方與第三電磁切換閥(V2A)5c的兩個下游側連接端口中的另一方連接。
[0097]在第一下游管路14a2上，連接有:僅允許吸入的第五單向閥3e的出口側；將第二下游管路15a2的壓力作為先導壓且僅允許吸入的第一先導式單向閥6a的出口側；和第五溢流閥4e的入口側，而第五溢流閥4e的出口側與第二下游管路15a2連接，該第五溢流閥4e當?shù)谝幌掠喂苈?4a2的壓力變成設定壓力以上的高壓時，將工作油釋放到第二下游管路15a2中。第五單向閥3e的入口側和第一先導式單向閥6a的入口側分別連接在與低壓泵8的排出配管16連通的分支管路上。
[0098]在第二下游管路15a2上，連接有:僅允許吸入的第六單向閥3f的出口側；將第一下游管路14a2的壓力作為先導壓且僅允許吸入的第二先導式單向閥6b的出口側；和第六溢流閥4f的入口側,而第六溢流閥4f的出口側與第一下游管路14a2連接,該第六溢流閥4f當?shù)诙掠喂苈?5a2的壓力變成設定壓力以上的高壓時，將工作油釋放到第一下游管路14a2中。第六單向閥3f的入口側和第二先導式單向閥6b的入口側分別連接在與低壓泵8的排出配管16連通的分支管路上。
[0099]第二液壓泵2b具有兩個工作油排出/吸入口 2bx、2by。在一方的工作油排出/吸入口 2bx上連接有第三上游管路14bl的一端,而第三上游管路14bl的另一端分別與第三電磁切換閥(V2A) 5c及第四電磁切換閥(V2B) 5d的兩個上游側連接端口中的一方連接。在另一方的工作油排出/吸入口 2by上連接有第四上游管路15bl的一端,而第四上游管路15bl的另一端分別與第三電磁切換閥(V2A) 5c及第四電磁切換閥(V2B)5d的兩個上游側連接端口中的另一方連接。
[0100]在第三上游管路14bl上，連接有:僅允許吸入的第三單向閥3c的出口側；和第三溢流閥4c的入口側，而第三溢流閥4c的出口側與第四上游管路15bl連接，該第三溢流閥4c當?shù)谌嫌喂苈?4bl的壓力變成設定壓力以上的高壓時，將工作油釋放到第四上游管路15bl中。第三單向閥3c的入口側連接在與低壓泵8的排出配管16連通的分支管路上。
[0101]在第四上游管路15bl上，連接有:僅允許吸入的第四單向閥3d的出口側；和第四溢流閥4d的入口側，而第四溢流閥4d的出口側與第三上游管路14bl連接，該第四溢流閥4d當?shù)谒纳嫌喂苈?5bl的壓力變成設定壓力以上的高壓時，將工作油釋放到第三上游管路14bl中。
[0102]在第四電磁切換閥(V2B)5d的兩個下游側連接端口中的一方上連接有第三下游管路14b2的一端，而第三下游管路14b2的另一端與動臂液壓缸7b的活塞桿側油室7b4的連接端口連接。另外，該下游側連接端口的一方與第二電磁切換閥(VlB)5b的兩個下游側連接端口中的一方連接。
[0103]在第四電磁切換閥(V2B)5d的兩個下游側連接端口中的另一方上連接有第四下游管路15b2的一端，而第四下游管路15b2的另一端與動臂液壓缸7b的活塞頭側油室7b5的連接端口連接。另外，該下游側連接端口的另一方與第二電磁切換閥(VlB)5b的兩個下游側連接端口中的另一方連接。
[0104]在第三下游管路14b2上，連接有:僅允許吸入的第七單向閥3g的出口側；將第四下游管路15b2的壓力作為先導壓且僅允許吸入的第三先導式單向閥6c的出口側；和第七溢流閥4g的入口側，而第七溢流閥4g的出口側與第四下游管路15b2連接，該第七溢流閥4g當?shù)谌掠喂苈?4b2的壓力變成設定壓力以上的高壓時，將工作油釋放到第四下游管路15b2中。第七單向閥3g的入口側和第三先導式單向閥6c的入口側分別連接在與低壓泵8的排出配管16連通的分支管路上。
[0105]在第四下游管路15b2上，連接有:僅允許吸入的第八單向閥3h的出口側；將第三下游管路14b2的壓力作為先導壓且僅允許吸入的第四先導式單向閥6d的出口側；和第八溢流閥4h的入口側，而第八溢流閥4h的出口側與第三下游管路14b2連接，該第八溢流閥4h當?shù)谒南掠喂苈?5b2的壓力變成設定壓力以上的高壓時，將工作油釋放到第三下游管路14b2中。第八單向閥3h的入口側和第四先導式單向閥6d的入口側分別連接在與低壓泵8的排出配管16連通的分支管路上。
[0106]在動臂液壓缸7b的活塞桿側的液壓缸主體7bl中，設有檢測活塞桿側油室7b4的壓力的第三壓力傳感器18a (活塞桿側油室壓力檢測機構)。在動臂液壓缸7b的活塞頭側的液壓缸主體7bl中，設有檢測活塞頭側油室7a5的壓力的第四壓力傳感器18b (活塞頭側油室壓力檢測機構)。第三及第四壓力傳感器18a、18b檢測出的各油室的壓力輸入至控制器110。另外，第一及第二壓力傳感器17a、17b檢測出的斗桿液壓缸7a的各油室的壓力也輸入至控制器110。
[0107]動臂用操作桿IOb和斗桿用操作桿IOa設在駕駛室33內(nèi)，它們的操作量信號輸入至控制器110?？刂破?10根據(jù)這些操作量信號和各種傳感器信號等來運算第一?第四電磁切換閥5a?5d的切換時機和第一及第二伺服泵SP1、SP2的各轉(zhuǎn)速指令，并向第一?第四電磁切換閥5a?5d及逆變器12a、12b輸出驅(qū)動指令信號。
[0108]接著，使用圖7及圖8對由控制器110執(zhí)行的驅(qū)動指令信號的運算內(nèi)容進行說明。圖7是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式中的回路切換時的電磁切換閥與伺服泵的動作示例的圖表，圖8是表示構成本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式的控制器的運算內(nèi)容的結構圖。在圖7及圖8中，與圖1至圖6所示的附圖標記相同的附圖標記表示的是同一部分，因此省略其具體說明。
[0109]圖7是表示在本實施方式中控制器110控制的回路切換時的電磁切換閥與伺服泵的動作示例的圖表。
[0110]首先，在圖7所示的停止時，控制器110將第一?第四電磁切換閥(VIA?V2B) 5a?5d設為非勵磁，并且將第一及第二伺服泵SP1、SP2設為停止狀態(tài)。在該狀態(tài)下，通過第一?第四電磁切換閥5a?5d能夠阻止工作油的移動，因此，能夠防止斗桿液壓缸7a及動臂液壓缸7b因自重而落下。
[0111]在斗桿單獨動作時，控制器將第一電磁切換閥(VIA) 5a勵磁，并且驅(qū)動第一伺服泵SP1。另外，在動臂單獨動作時，控制器110將第四電磁切換閥(V2B)5d勵磁，并且驅(qū)動第二伺服泵SP2。
[0112]另外，在動臂動作和斗桿動作的混合動作的情況下，控制器110使第一電磁切換閥(VIA) 5a和第四電磁切換閥(V2B)5d勵磁，并且驅(qū)動第一伺服泵SPl和第二伺服泵SP2。
[0113]另一方面，在斗桿單獨動作時，操作桿操作量增加，若想使斗桿以最高輸出進行動作的話，控制器4在第一電磁切換閥(VIA) 5a的基礎上使第三電磁切換閥(V2A) 5c勵磁，并且驅(qū)動第一伺服泵SPl和第二伺服泵SP2。由此，來自第一及第二伺服泵SP1、SP2兩者的工作油被供給至斗桿液壓缸7a。
[0114]通過這種結構，能夠使每臺伺服泵的容積小型化，并同時在必要時產(chǎn)生較大的液壓缸輸出。尤其是，由于能夠縮小電動機的容積，所以在液壓挖掘機那樣的將液壓閉合回路搭載在有限的空間內(nèi)的情況下非常有效。
[0115]圖8是表示控制器110的運算內(nèi)容的一部分的結構圖。在此，示出了輸入斗桿用操作桿IOa和斗桿液壓缸7a的各油室的壓力，并向第一及第二伺服泵SP1、SP2輸出指令信號的部分。在此，雖未圖示，但動臂液壓缸7b動作時的控制結構也同樣地構成。
[0116]在圖8中，負載計算機構11a、負載感應機構lib、負載切換機構11c、及乘法機構Ild具有與第一實施方式中說明的圖3相同的功能?？刂破?10除了這些回路之外，還具有輸出限制機構lie、減法機構I If、和繼電器機構llg。
[0117]若將乘法機構Ild的輸出即轉(zhuǎn)矩指令設為轉(zhuǎn)速指令Vref，則在輸出限制機構lie中輸入有該轉(zhuǎn)矩指令(轉(zhuǎn)速指令)Vref。輸出限制機構Ile具有將輸出限制為相當于預先確定的伺服泵SPl的最大轉(zhuǎn)速Nmax的限制功能。由此，即使在輸入即轉(zhuǎn)速指令Vref超過了最大轉(zhuǎn)速Nmax的情況下,輸出限制機構Ile也不會輸出Nmax以上的指令。該指令信號輸出至逆變器12a。逆變器12a基于該指令信號來控制第一電動機Ia和第一液壓泵2a (第一伺服泵SPl)的轉(zhuǎn)速。
[0118]在減法機構Ilf中輸入有轉(zhuǎn)速指令Vref和預先確定的伺服泵SPl的最大轉(zhuǎn)速Nmax的信號。減法機構Ilf從轉(zhuǎn)速指令Vref中減去預先確定的伺服泵SPl的最大轉(zhuǎn)速Nmax的信號，來計算轉(zhuǎn)速指令Vref的超過最大轉(zhuǎn)速Nmax的超過量。算出的超過量的信號輸出至繼電器機構Hg。
[0119]在繼電器機構Ilg中輸入有超過量的信號。繼電器機構Ilg由僅在圖7所示的斗桿液壓缸最高輸出動作時設為ON的繼電器的接點構成。也就是說，控制器110僅在判斷為處于斗桿液壓缸最高輸出動作狀態(tài)的情況下，將輸入即轉(zhuǎn)速指令Vref的超過最大轉(zhuǎn)速Nmax的超過量的信號輸出。繼電器機構Ilg的輸出信號輸出至逆變器12b。逆變器12b基于該指令信號來控制第二電動機Ib和第二液壓泵2b (第二伺服泵SP2)的轉(zhuǎn)速。
[0120]這樣,在斗桿液壓缸最高輸出動作時,將轉(zhuǎn)速指令Vref的超過最大轉(zhuǎn)速Nmax的超過量向第二伺服泵SP2發(fā)出指令，因此，能夠以簡單的控制結構來高精度地控制伺服泵的合計流量。
[0121]接著，使用圖9對本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式的動作進行說明。圖9是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式中的斗桿液壓缸驅(qū)動時的伺服泵流量、液壓缸壓力、斗桿速度、和斗桿位移量的關系的一例的特性圖。
[0122]在圖9中，橫軸表示時間，縱軸的(a)?(g)從上到下依次表示斗桿操作桿操作量La、第一伺服泵流量Qsl、第二伺服泵流量Qs2、第一伺服泵與第二伺服泵的合計流量Qs、斗桿液壓缸壓力Ps、斗桿速度Va、斗桿的位移量Da。另外，從時刻tl到時刻t5為止，表示斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的伸長動作時的各特性；從時刻t6到時刻tlO為止，表示斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的收縮動作時的各特性。另外，在本實施方式中對如下情況進行說明:在圖7所示的斗桿最高輸出動作時，控制器110使第一電磁切換閥(VIA) 5a和第三電磁切換閥(V2A) 5c勵磁，并且驅(qū)動第一伺服泵SPl和第二伺服泵SP2。
[0123]在時刻tl時，操作員開始將斗桿用操作桿IOa向活塞桿7a3的伸長方向進行操作，當在時刻tla超過操作量Nmax并到時刻t2為止操作了操作量LVl時，則在時刻tla時，分別從圖8中的負載感應機構Ilb和負載切換機構IIc輸出增益常數(shù)Kl和增益常數(shù)K2，其中，增益常數(shù)Kl為I以上，增益常數(shù)K2為I，并且，從作為乘法機構Ild的輸出的轉(zhuǎn)速指令Vref,經(jīng)由輸出限制機構Ile而輸出最大轉(zhuǎn)速Nmax的信號。由此,從第一伺服泵SPl排出工作油的流量Qsl (Qmax)，并使其流入至斗桿液壓缸7a的活塞頭側油室7a5內(nèi)，從而斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3開始伸長動作。
[0124]在時刻tla?時刻t2之間，圖8中的乘法機構Ild的輸出即轉(zhuǎn)速指令Vref進一步上升，但由于向第一伺服泵SPl發(fā)出的轉(zhuǎn)速指令由輸出限制機構lie限制在Nmax，所以不會發(fā)生變化。另一方面，通過減法機構Ilf和繼電器機構llg，使轉(zhuǎn)速指令Vref的超過最大轉(zhuǎn)速Nmax的超過量的信號輸出至第二伺服泵SP2。由此，從第一伺服泵SPl排出該超過量的工作油流量。其結果是，如圖9的(d)所示，第一伺服泵與第二伺服泵的合計流量Qs變成Ql以上，并流入至斗桿液壓缸7a的活塞頭側油室7a5內(nèi)。
[0125]此時,在圖6中，由于使第一電磁切換閥(VIA) 5a和第三電磁切換閥(V2A)5c勵磁，所以使斗桿液壓缸7a的成為高壓的活塞桿側油室7a4與第一下游管路14a2、第一上游管路14al、第三上游管路14bl連通。另外，使斗桿液壓缸7a的成為低壓的活塞頭側油室7a5與第二下游管路15a2、第二上游管路15al、第四上游管路15bl連通。
[0126]由于活塞桿側油室7a4為高壓，所以與第一上游管路14al連接的第一單向閥3a、與第三上游管路14bl連接的第三單向閥3c、與第一下游管路14a2連接的第一先導式單向閥6a和第五單向閥3e閉合，從活塞桿側油室7a4流出的工作油的流量全部吸入至第一液壓泵2a的工作油排出/吸入口 2ax和第二液壓泵2b的工作油排出/吸入口 2bx。此時，根據(jù)液壓缸活塞頭側油室7a5與液壓缸活塞桿側油室7a4之間的容積差，使泵吸入流量與第一及第二液壓泵2a、2b的必要排出流量相比較少，因此造成了流量不足，但不足部分的工作油流量會從低壓泵8經(jīng)由低壓管線16而供給，并分別通過打開的第二先導式單向閥6b和第六單向閥3f而吸入到第二下游管路15a2中，并通過打開的第二單向閥3b而吸入到第二上游管路15al中，并通過打開的第四單向閥3d而吸入到第四上游管路15bl中。
[0127]這樣，斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3伸長，由此，使斗桿36向下方轉(zhuǎn)動，并且在斗桿36的軸方向超過從動臂35的前端部的將斗桿36軸支承的軸心向大致垂直方向的下方延伸的線的時間點(時刻t3)上,對斗桿液壓缸7a施加的液壓缸負載F的方向發(fā)生反轉(zhuǎn)。根據(jù)圖8中的負載感應機構Ilb的特性，由于在時刻t3時增益常數(shù)Kl變成1，所以此時工作油的合計流量Qs變成Q1，斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的速度變成VI。此外，操作員直到時刻t4為止都以操作量LVl保持斗桿用操作桿10a，并從時刻t4使操作量返回而在時刻t5使其回到O。
[0128]此時(時刻t3?t4之間)，在圖6中，活塞頭側油室7a5為高壓，因此與第二上游管路15al連接的第二單向閥3b、與第四上游管路15bl連接的第四單向閥3d、與第二下游管路15a2連接的第二先導式單向閥6b和第六單向閥3f閉合，從第一伺服泵SPl和第二伺服泵SP2排出的工作油的合計流量Qs全部流入至液壓缸活塞頭側油室7a5內(nèi)。此時，根據(jù)液壓缸活塞頭側油室7a5與液壓缸活塞桿側油室7a4之間的容積差，使合計泵吸入流量與第一液壓泵2a及第二液壓泵2b的必要合計排出流量相比較少，因此造成了流量不足，但不足部分的工作油流量會從低壓泵8經(jīng)由低壓管線16而供給，并分別通過打開的第一先導式單向閥6a和第五單向閥3e而吸入到第一下游管路14a2，并通過打開的第一單向閥3a而吸入到第一上游管路14al，并通過打開的第三單向閥3c而吸入到第三上游管路14bl。由此，流量不足得以補充。
[0129]另外，通過液壓缸負載F的方向反轉(zhuǎn)，從圖8中的負載切換機構Ilc輸出增益常數(shù)K2，該增益常數(shù)K2例如為1.3。由此，雖然乘法機構Ild的輸出即轉(zhuǎn)速指令Vref增加，但由于如上所述向第一伺服泵SPl發(fā)出的指令由輸出限制機構lie限制在Nmax，所以向第二伺服泵SP2發(fā)出的指令會增加。第一伺服泵SPl與第二伺服泵SP2的合計流量Qs(Q2)流入至斗桿液壓缸7a的活塞頭側油室7a5內(nèi)，斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3繼續(xù)伸長動作。也就是說，伺服泵SPl的流量Qs與負載方向反轉(zhuǎn)前相比增加，由此，防止了斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的速度降低。時刻t3時的伺服泵SPl的流量QS為Q2，且時刻t4時的伺服泵SPl的流量QS為Q2以下，是基于負載感應機構Ilb的特性而產(chǎn)生的。
[0130]如上所述，在負載方向反轉(zhuǎn)時將第二伺服泵SPl和第二伺服泵SP2的合計流量Qs從Ql增加到Q2，由此能夠防止斗桿速度的急劇變動。工作油的流量Q2與Ql相比僅以液壓缸的受壓面積之比的量增加。也就是說，通過Q2 = QlXAhead+Arod而求出。另外,通過負載感應機構11b，隨著活塞頭側油室7a5的壓力變得越大且液壓缸負載F變得越大而減小伺服泵SPl和第二伺服泵SP2的合計流量Qs，從而能夠降低斗桿速度并實現(xiàn)自然的操作感覺。
[0131]關于活塞桿7a3的收縮動作也同樣地，由負載感應機構Ilb和負載切換機構Ilc執(zhí)行控制，其結果是，不會在負載反轉(zhuǎn)時發(fā)生速度變動地，能夠平穩(wěn)地得到與液壓缸負載F相應的斗桿液壓缸7a中的活塞桿7a3的速度。即，根據(jù)本實施方式，基于使多個泵的排出流量合流，而能夠同時實現(xiàn)高速大輸出方式的活塞桿7a3的驅(qū)動、和高操作性。
[0132]此外，在本實施方式中，將第一伺服泵SPl的流量設為Qmax，而使第二伺服泵SP2的流量變化，由此使合計流量發(fā)生變化，但并不限定于此。還可以使第一伺服泵SPl的流量和第二伺服泵SP2的流量兩者都發(fā)生變化。
[0133]根據(jù)上述本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式，能夠得到與上述第一實施方式相同的效果。
[0134]另外，根據(jù)上述本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式，在由多個液壓泵來驅(qū)動一個液壓缸中的活塞桿的情況下，也能抑制負載反轉(zhuǎn)時的液壓缸中的活塞桿的速度變動。由此，能夠同時實現(xiàn)高速大輸出的方式的作業(yè)機械的驅(qū)動、和高操作性。其結果是，能夠謀求生產(chǎn)性的提高。
[0135]〈第三實施方式〉
[0136]以下，使用附圖對本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第三實施方式進行說明。圖10是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第三實施方式的液壓回路圖。在圖10中，與圖1至圖9所示的附圖標記相同的附圖標記表示的是同一部分，因此省略其具體說明。
[0137]在本實施方式中，雖然與第一實施方式中的液壓回路大致相同，但排出流量控制機構不同。在第一實施方式中，作為排出流量控制機構，而由逆變器12可變速地控制電動機I來控制雙向型液壓泵2的泵排出流量，但在本實施方式中，省略了逆變器12、電動機I。
[0138]在圖10中，50表示雙向可變型液壓泵，30表示驅(qū)動雙向可變型液壓泵50的發(fā)動機，40表示控制雙向可變型液壓泵50的斜板傾轉(zhuǎn)角的液壓調(diào)節(jié)器。
[0139]控制器11通過與第一實施方式相同的運算來計算指令信號，并將該指令信號輸出至液壓調(diào)節(jié)器40。通過液壓調(diào)節(jié)器40來控制雙向可變型液壓泵50的斜板傾轉(zhuǎn)角，并使排出流量變化。
[0140]根據(jù)上述本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第三實施方式，能夠得到與上述第一實施方式相同的效果。
[0141]〈第四實施方式〉
[0142]以下，使用附圖對本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第四實施方式進行說明。圖11是表示本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第二實施方式的液壓回路圖。在圖11中，與圖1至圖10所示的附圖標記相同的附圖標記表示的是同一部分，因此省略其具體說明。
[0143]在本實施方式中，雖然與第二實施方式中的液壓回路大致相同，但排出流量控制機構不同。在第二實施方式中，作為排出流量控制機構，由逆變器12a、12b可變速地控制電動機la、lb來控制雙向型液壓泵2a、2b的泵排出流量，但在本實施方式中，省略了逆變器12a、12b和電動機IaUb0
[0144]在圖11中，50a、50b表示雙向可變型液壓泵，30表示分別驅(qū)動雙向可變型液壓泵50a、50b的發(fā)動機，40a、40b表示分別控制雙向可變型液壓泵50a、50b的斜板傾轉(zhuǎn)角的液壓調(diào)節(jié)器。
[0145]控制器110通過與第二實施方式相同的運算來計算指令信號，并將該指令信號分別輸出至液壓調(diào)節(jié)器40a、40b。通過液壓調(diào)節(jié)器40a、40b來分別控制雙向可變型液壓泵50a、50b的各斜板傾轉(zhuǎn)角，并使排出流量變化。
[0146]根據(jù)上述本發(fā)明液壓閉合回路的驅(qū)動裝置的第四實施方式，能夠得到與上述第一實施方式相同的效果。
[0147]此外，在上述各實施方式中，說明了使用先導式單向閥作為液壓閉合回路中的流量差吸收機構的示例，但并不限定于此。還可以是如下的液壓閉合回路，該液壓閉合回路由如沖洗閥和梭閥(shuttlevalve)那樣的低壓選擇閥、或者電磁閥來進行流量差吸收。
[0148]附圖標記說明
[0149]I 電動機
[0150]2 液壓泵(雙向型液壓泵)
[0151]3a第一單向閥
[0152]3b 第二單向閥
[0153]4a第一溢流閥
[0154]4b第二溢流閥
[0155]5a第一電磁切換閥
[0156]5b第二電磁切換閥
[0157]5c第三電磁切換閥
[0158]5d第四電磁切換閥[0159]6a第一先導式單向閥
[0160]6b第二先導式單向閥
[0161]7a斗桿液壓缸(單桿液壓缸)
[0162]7b動臂液壓缸(單桿液壓缸)
[0163]8低壓泵
[0164]9油箱
[0165]IOa斗桿用操作桿(操作裝置)
[0166]11控制器(控制裝置)
[0167]Ila負載計算機構
[0168]Ilb負載感應機構
[0169]Ilc負載切換機構
[0170]Ild乘法機構
[0171]Ile輸出限制機構
[0172]Ilf減法機構
[0173]12逆變器(排出流量控制機構)
[0174]13蓄電池
[0175]14第一管路
[0176]15第二管路
[0177]17a壓力傳感器(活塞桿側油室壓力檢測機構)
[0178]17b壓力傳感器(活塞頭側油室壓力檢測機構)
[0179]18a壓力傳感器(活塞桿側油室壓力檢測機構)
[0180]18b壓力傳感器(活塞頭側油室壓力檢測機構)
[0181]20液壓閉合回路
[0182]30發(fā)動機
[0183]40液壓調(diào)節(jié)器(排出流量控制機構)
[0184]50液壓泵(雙向可變型)
[0185]110控制器(控制裝置)
[0186]200液壓閉合回路
[0187]SPl伺服泵
[0188]SP2第二伺服泵
【權利要求】
1.一種液壓閉合回路的驅(qū)動裝置，其具有: 雙向型液壓泵； 對所述雙向型液壓泵的排出流量進行控制的排出流量控制機構； 通過所述雙向型液壓泵排出的壓力油而驅(qū)動的單桿液壓缸； 第一管路，其一端與所述雙向型液壓泵的一方的排出口連接，且另一端與所述單桿液壓缸的活塞桿側油室連接； 第二管路，其一端與所述雙向型液壓泵的另一方的排出口連接，且另一端與所述單桿液壓缸的活塞頭側油室連接；和 對所述單桿液壓缸的驅(qū)動發(fā)出指令的操作裝置，其特征在于，所述液壓閉合回路的驅(qū)動裝置具有: 檢測所述單桿液壓缸的活塞桿側油室的壓力的活塞桿側油室壓力檢測機構； 檢測所述單桿液壓缸的活塞頭側油室的壓力的活塞頭側油室壓力檢測機構；和控制裝置，該控制裝置具有:負載計算機構，根據(jù)由所述活塞桿側油室壓力檢測機構檢測出的所述單桿液壓缸的活塞桿側油室的壓力、和由所述活塞頭側油室壓力檢測機構檢測出的活塞頭側油室的壓力，來運算所述單桿液壓缸的負載量；負載切換機構，根據(jù)由所述負載計算機構算出的所述負載量的極性來運算第一比例增益；和乘法機構，將由所述負載切換機構算出的第一比 例增益與來自所述操作裝置的操作量相乘來計算指令信號，并將所述指令信號輸出至所述排出流量控制機構。
2.根據(jù)權利要求1所述的液壓閉合回路的驅(qū)動裝置，其特征在于， 所述負載計算機構從由所述活塞頭側油室壓力檢測機構檢測出的所述單桿液壓缸的活塞頭側油室的壓力與所述單桿液壓缸的活塞頭側的受壓面積相乘得到的值中，減去由所述活塞桿側油室壓力檢測機構檢測出的所述單桿液壓缸的活塞桿側油室的壓力與所述單桿液壓缸的活塞桿側的受壓面積相乘得到的值，由此，運算所述單桿液壓缸的負載量。
3.根據(jù)權利要求2所述的液壓閉合回路的驅(qū)動裝置，其特征在于， 所述負載切換機構的所述第一比例增益的輸出特性在所述單桿液壓缸的負載量的極性發(fā)生變化的區(qū)域內(nèi)具有不敏感區(qū)或滯后。
4.根據(jù)權利要求1~3中任一項所述的液壓閉合回路的驅(qū)動裝置，其特征在于，具有控制裝置，所述控制裝置具有: 負載感應機構，運算根據(jù)由所述負載計算機構算出的所述負載量的增加而逐漸減小的第二比例增益；和乘法機構，將由所述負載切換機構算出的第一比例增益、由所述負載感應機構算出的第二比例增益、和來自所述操作裝置的操作量相乘來計算指令信號，并將所述指令信號輸出至所述排出流量控制機構。
5.一種液壓閉合回路的驅(qū)動裝置，其具有: 多個雙向型液壓泵； 對多個所述雙向型液壓泵的排出流量進行控制的多個排出流量控制機構； 通過多個所述雙向型液壓泵排出的壓力油而驅(qū)動的多個單桿液壓缸； 多個切換閥，能夠?qū)⒍鄠€單桿液壓缸內(nèi)的一個單桿液壓缸的活塞桿側油室或活塞頭側油室中的某一方、與多個所述雙向型液壓泵內(nèi)的一個或兩個雙向型液壓泵的一方的排出口連接，并且，能夠?qū)⒍鄠€所述單桿液壓缸內(nèi)的一個所述單桿液壓缸的活塞桿側油室或活塞頭側油室中的另一方、與多個所述雙向型液壓泵內(nèi)的一個或兩個所述雙向型液壓泵的另一方的排出口連接；和 對多個所述單桿液壓缸的驅(qū)動發(fā)出指令的多個操作裝置，其特征在于，所述液壓閉合回路的驅(qū)動裝置具有: 檢測多個所述單桿液壓缸的各活塞桿側油室的壓力的活塞桿側油室壓力檢測機構；檢測多個所述單桿液壓缸的各活塞頭側油室的壓力的活塞頭側油室壓力檢測機構；和控制裝置，該控制裝置具有:負載計算機構，根據(jù)由所述活塞桿側油室壓力檢測機構檢測出的多個所述單桿液壓缸的各活塞桿側油室的壓力、和由所述活塞頭側油室壓力檢測機構檢測出的多個所述單桿液壓缸的各活塞頭側油室的壓力，來運算多個所述單桿液壓缸的各負載量；負載切換機構，根據(jù)由所述負載計算機構算出的各所述負載量的極性來運算各第一比例增益；和乘法機構，將由所述負載切換機構算出的各第一比例增益與來自多個所述操作裝置的各操作量相乘來計算各指令信號，并將各所述指令信號輸出至各所述排出流量控制機構。
6.根據(jù)權利要求5所述的液壓閉合回路的驅(qū)動裝置，其特征在于，具有控制裝置，所述控制裝置具有: 輸出限制機構，將所述乘法機構的輸出限制為預先確定的指令值，并將所述限制的信號作為指令信號向與多個所述雙向型液壓泵內(nèi)的一個雙向型液壓泵對應的一個所述排出流量控制機構輸出；和 減法機構，從所述乘法機構的輸出中減去所述預先確定的指令值，并將通過所述減去而算出的信號作為指令信號，向一個所述排出流量控制機構輸出，該一個所述排出流量控制機構是與多個所述雙向型液壓泵內(nèi)的所述一個雙向型液壓泵以外的一個雙向型液壓泵對應的機構。
【文檔編號】F15B11/04GK104011400SQ201280062368
【公開日】2014年8月27日 申請日期:2012年12月3日 優(yōu)先權日:2012年1月11日
【發(fā)明者】平工賢二, 藤島一雄 申請人:日立建機株式會社