建筑机械的旋转驱动控制系统的制作方法

专利名称：建筑机械的旋转驱动控制系统的制作方法
技术领域：
本发明涉及在旋转驱动建筑机械的上部旋转体的旋转液压马达中，能够控制未用 于所述旋转液压马达的驱动而被排出的溢流流量的建筑机械的旋转驱动控制系统。
背景技术：
在建筑机械中的液压挖掘机等上部旋转式建筑机械中，将上部旋转体旋转自如地 安装在具有行驶体的下部车体上，在该上部旋转体上摆动自如地安装有具有大臂、小臂、铲 斗等的工作装置。所述下部行驶体由行驶液压马达驱动，上部行驶体利用旋转液压马达进 行旋转动作。所述大臂、小臂、铲斗等分别利用大臂液压缸、小臂液压缸、铲斗液压缸等进行 摆动动作。在所述各液压马达、各液压缸等液压执行机构中，利用与各执行机构对应设置的 各控制阀，控制从由发动机驱动的可变容量型液压泵排出的压力油的供给或排出。而且，可 变容量型液压泵的泵容量根据液压执行机构中的负荷压力、泵排出压力及控制阀的位置而 被控制。例如，根据液压执行机构中的负荷压力与液压泵的排出压力的负荷传感差压，控 制液压泵的泵容量，并且，液压泵的泵容量被控制为使液压泵的泵吸收扭矩(液压泵的泵 容量X液压泵的泵排出压力)达到一定值以下。具体而言，根据负荷传感差压，当液压执行机构需要大量的泵排出流量时，进行控 制以增大液压泵的泵容量，当液压执行机构不需要大量的泵排出流量时，或者当控制阀回 到中立位置(不向液压马达、液压缸供给压力油的位置)时，进行控制以减小可变容量型液
压泵的泵容量。控制泵容量，以便能够排出液压执行机构所需的流量。这样根据负荷传感差压控 制可变容量型液压泵的泵容量，当不需要向液压马达、液压缸等液压执行机构供给压力油 时，能够使可变容量型液压泵的泵容量处于最小的状态。由此，能够减少旋转驱动可变容量 型液压泵的发动机的消耗马力。作为控制液压泵的泵容量时的目标泵容量，可以利用根据液压泵的目标泵吸收扭 矩与液压泵的泵排出压力的对应关系而确定的液压泵的目标泵容量、或根据对驱动上部旋 转体的旋转液压马达进行操纵的操纵杆的操纵量而确定的液压泵的目标泵容量等进行设定。通常，在液压泵的泵容量D、泵吸收扭矩T及泵排出压力P之间，D = T/P的关系式 成立。在该关系式中，在右边与左边之间需要常数，但是，在上述关系式中省略了该常数。利 用该关系式并根据目标泵吸收扭矩T，能够确定对应于当前的泵排出压力P的目标泵容量。 通常，目标泵吸收扭矩与各时间点的发动机转速对应而设定。除此之外，可预先通过实验等设定对应于操纵旋转液压马达的操纵杆的操纵量的 目标泵容量，以求出对应于检测到的操纵杆的操纵量的目标泵容量。然后，能够根据检测到 的操纵杆的操纵量，控制液压泵的斜盘角以使液压泵的泵容量达到目标泵容量。
这样，通过控制液压泵的目标泵吸收扭矩，当泵排出压力为高压时，进行控制以减 小泵容量，当泵排出压力为低压时，进行控制以增大泵容量。作为液压泵的目标泵吸收扭 矩，根据发动机的输出状态(全部输出、部分输出)进行设定。这样，通过控制液压泵的目 标泵吸收扭矩，防止驱动可变容量型液压泵的发动机达到过负荷状态而导致发动机熄火。在此，例如关于液压挖掘机的上部旋转体，例举驱动上部旋转体的旋转液压马达。 如果旋转驱动用先导阀被操纵，则旋转液压马达用控制阀(以下将旋转液压马达用控制阀 称为旋转控制阀)从中立位置被切换，自液压泵排出的压力油输送到旋转液压马达。从而 能够利用旋转液压马达的驱动使液压挖掘机的上部旋转体旋转。如果旋转液压马达用旋转控制阀被切换，则根据作用于对液压泵的泵容量进行控 制的负荷传感阀的负荷传感差压(泵排出压力与旋转液压马达的负荷压力的差压)，控制 液压泵的泵容量，使其达到对应于负荷传感差压的泵容量。即，如果旋转控制阀被切换，则 立即(通常在0. 2 0. 3秒左右之间)控制液压泵以使泵容量增大。另外，不限于上述负荷传感系统的液压回路，在中立全开型系统的液压回路中类 似的作用也有效。但是，由于欲使上部旋转体停止的惯性力大，因此，将上部旋转体从停止状态加速 到稳定旋转速度(旋转液压马达用的旋转控制阀指示的泵排出量全部流入旋转液压马达 的状态)需要时间。从该停止状态提速到稳定旋转速度的提速时间通常需要2 3秒左右。因此，在上部旋转体被提速到稳定旋转速度的时间内，从液压泵排出的压力油的 一部分未用于旋转液压马达的驱动而成为使上部旋转体加速的加速中的剩余流量，从旋转 溢流阀排出而被浪费。这样，如果从液压泵排出的压力油无用地被排出，则导致发动机油耗 增加、液压油油温上升、溢流噪声提高等弊端。作为控制溢流流量的装置，提出了具有压力控制装置的流体静压式驱动装置(参 照专利文献1)、建筑机械的液压回路(参照专利文献2)、液压工作装置的液压控制装置 (参照专利文献3)等。在专利文献1中记载的流体静压式驱动装置构成为，在负荷传感液 压回路中，旋转加速压力作用在旋转控制阀(在专利文献1中记载为并列节流部位)的弹 簧箱的与滑阀驱动侧相反的一侧。通过使旋转控制阀的滑阀返回到旋转加速压力和弹簧力 的平衡位置，使溢流流量减少。在专利文献2中记载的液压回路构成为在中立全开型液压回路中，可变容量型液 压泵的泵容量被调节装置控制。调节装置构成为，在来自所述液压泵的排出压力中被执行 机构使用后剩余的排出压力和从被控制装置控制的比例电磁阀输出的先导压力中，由成为 高压侧的压力控制。而且，控制装置构成为根据检测从可变容量型液压泵排出的泵排出压 力的检测值，输出控制比例电磁阀的指令信号。其中，当控制装置检测到旋转控制阀(在专利文献2中记载为切换控制阀)已被 操纵时，控制装置根据检测到的泵排出压力，向比例电磁阀输出先导压力以减少可变容量 型液压泵的泵容量。在专利文献3中记载的液压控制装置是能够将供给对执行机构进行驱动的压力 油的可变容量型液压泵的排出流量截断的液压工作装置的液压控制装置，旋转马达的溢流 阀作为可变型旋转溢流阀而构成。当工作压力超过截断设定压力时，进行使可变容量型液 压泵的吸收扭矩减小的控制，当减小可变容量型液压泵的吸收扭矩时，进行使可变型旋转溢流阀的溢流压力提高规定压力的控制。专利文献1 JP特开昭57-116966号公报专利文献2 JP特开2003-294003号公报专利文献3 JP特开2001-50202号公报在专利文献1中记载的流体静压式驱动装置构成为，将旋转加速压力作为驱动旋 转控制阀中的滑阀的压力而反馈。因此，旋转加速压力变得不稳定而导致引起振荡。另外，在专利文献2中记载的液压回路中，没有任何关于负荷传感系统的记载。而 且，当使用可变容量型液压泵时，成为必须使扭矩限制控制并存的结构，但是，没有任何关 于这方面的记载。而且，在专利文献1和2的结构中，关于如下构成没有任何记载或暗示当上部旋 转体的旋转提速时，作为旋转溢流阀的功能，能够使溢流流量处于极少的状态，并且，在最 高压力的状态下维持施加于旋转液压马达的泵排出压力。并且，作为旋转溢流阀，当采用具有如下特性即随着从该旋转溢流阀排出的溢流 流量的减少而使溢流压力减少的旋转溢流阀时，如果控制液压泵以使溢流流量减少，则导 致供给到旋转液压马达的泵排出压力下降，并且驱动上部旋转体的旋转扭矩减少。如果旋 转扭矩减少，则导致使上部旋转体加速的加速性变差。如果成为这种状况，则导致产生如下 不良情况，即因旋转上部旋转体而使工作装置横向抵接在对象物时的横向抵接力减小。在专利文献3中记载的液压控制装置中公开有如下内容通过在减少溢流流量时 使可变型旋转溢流阀的溢流压力提高规定压力，以抑制旋转马达的作用力减少。但是，其结 构为同时实施可变容量型液压泵的吸收扭矩的减少和可变型旋转溢流阀的溢流压力的上 升。因此，可变容量型液压泵的排出流量的变化和可变型旋转溢流阀的超控特性(力一〃
4 K特性)的变化同时发生，导致流入旋转马达的流量变化，从而产生因旋转速度的 变化而引起的冲击等不良情况。

发明内容
本发明提供一种在现有的液压装置中未曾构成过的建筑机械的旋转驱动控制系 统，该系统能够根据上部旋转体的驱动状况控制未被旋转液压马达使用而排出的溢流流 量。而且，提供一种建筑机械的旋转驱动控制系统，其能够很好地适用于可根据电信号指令 直接指定可变容量型液压泵的泵容量的电子泵、扭矩限制型液压泵，而且，即使在采用超控 特性(对于溢流阀的输入压力与通过流量的关系)差的旋转溢流阀的情况下，通过控制溢 流流量，也能够防止供给到旋转液压马达的泵排出压力下降，从而良好地旋转控制上部旋 转体。本发明的课题可通过第一至第七方面记载的各发明来实现。S卩，本发明的建筑机械的旋转驱动控制系统具有由发动机驱动且向液压执行机 构供给压力油的可变容量型液压泵、检测来自所述液压泵的泵排出压力的压力检测机构、 控制从所述液压泵排出的压力油向所述液压执行机构供给或自所述液压执行机构排出的 控制阀、控制所述液压泵容量的控制装置、作为所述液压执行机构之一而构成且使建筑机 械的上部旋转体旋转驱动的液压马达、设定所述液压马达的溢流压力的旋转溢流阀、以及 对作为所述控制阀之一而构成的液压马达用控制阀进行切换操纵的操纵杆，该旋转驱动控
6制系统的最主要的特征在于，所述控制装置还具有修正机构和解除机构，在操纵所述操纵 杆的过程中，当由所述压力检测机构检测到的泵排出压力超过第一设定值时，所述修正机 构根据所述泵排出压力使所述泵容量减少，当由所述压力检测机构检测到的泵排出压力低 于第二设定值时，所述解除机构解除由所述修正机构进行的修正，所述第二设定值在所述
第一设定值以上。而且，本发明的建筑机械的旋转驱动控制系统的主要特征在于，具有检测所述操 纵杆的操纵量的杆操纵量检测机构，所述旋转溢流阀为能够设定第一溢流压力和高于所述 第一溢流压力的第二溢流压力的两级旋转溢流阀，所述建筑机械的旋转驱动控制系统还具 有切换所述两级旋转溢流阀的设定压力的电磁切换机构，所述控制装置还具有判定机构， 其根据由所述杆操纵量检测机构和所述压力检测机构检测到的杆操纵量和泵排出压力，判 定所述上部旋转体是否处于加速中；以及旋转溢流压力切换机构，在所述上部旋转体的加 速中，当由所述压力检测机构检测到的泵排出压力超过第三设定值时，所述旋转溢流压力 切换机构将所述两级旋转溢流阀的设定压力从所述第一溢流压力切换到所述第二溢流压 力，当由所述压力检测机构检测到的泵排出压力低于第四设定值时，所述旋转溢流压力切 换机构将所述两级旋转溢流阀的溢流压力从所述第二溢流压力切换到所述第一溢流压力， 所述第三设定值被设定为比所述第一设定值小的值，所述第四设定值被设定为所述第二设 定值以下的值，所述电磁切换机构基于来自所述旋转溢流压力切换机构的切换信号，切换 所述两级旋转溢流阀的设定压力。而且，本发明的建筑机械的旋转驱动控制系统的主要特征在于，在所述控制装置 的所述修正机构进行根据由所述压力检测机构检测到的泵排出压力使所述泵容量减少的 控制的情况下，当除所述液压马达用控制阀以外的控制阀被切换操纵时，所述控制装置解 除由所述修正机构进行的修正。而且，本发明的建筑机械的旋转驱动控制系统的主要特征在于，所述控制装置具 有杆返回判定机构，该杆返回判定机构判定对所述液压马达用控制阀进行切换操纵的所述 操纵杆在操纵中是否已返回中立方向，如果所述杆返回判定机构判定为对所述液压马达用 控制阀进行切换操纵的所述操纵杆在操纵中已返回中立方向，则所述旋转溢流压力切换机 构将被设定为所述第二溢流压力的所述两级旋转溢流阀的设定压力切换到所述第一溢流 压力。而且，本发明的建筑机械的旋转驱动控制系统的主要特征在于，所述控制装置具 有杆反向操纵判定机构，该杆反向操纵判定机构判定对所述液压马达用控制阀进行切换操 纵的所述操纵杆在操纵中是否已超过中立位置朝反方向被操纵；如果所述杆反向操纵判定 机构判定为对所述液压马达用控制阀进行切换操纵的所述操纵杆在操纵中已被操纵为超 过中立位置，则所述旋转溢流压力切换机构将被设定为所述第二溢流压力的所述两级旋转 溢流阀的设定压力切换到所述第一溢流压力。而且，本发明的建筑机械的旋转驱动控制系统的主要特征在于，在所述控制装置 的所述修正机构进行根据由所述压力检测机构检测到的泵排出压力使所述泵容量减少的 控制的情况下，当除所述液压马达用控制阀以外的控制阀被切换操纵时，所述控制装置解 除由所述旋转溢流压力切换机构进行的从所述第一溢流压力到所述第二溢流压力的切换。而且，本发明的建筑机械的旋转驱动控制系统的主要特征在于，所述修正机构具
7有经过时间判定机构，其判定自所述泵排出压力超过所述第一设定值开始所经过的时间 是在预先设定的一定时间以内还是以外；以及响应特性设定机构，其设定所述泵容量相对 于所述泵排出压力的响应特性，所述响应特性设定机构在所述一定时间经过之后，将相对 于所述泵排出压力的变化而使所述泵容量减少的方向上的响应特性，设定为与所述一定时 间经过之前的响应特性相比而延迟。在本发明的建筑机械的旋转驱动控制系统中，能够降低从液压泵、电子泵排出的 排出流量无用地被消耗的量，其中，液压泵被控制以达到基于所述液压泵的泵排出压力预 先设定的泵吸收扭矩，电子泵能够根据电信号指令直接指定泵容量。而且，关于使上部旋转 体旋转驱动时的操纵性，在本发明中也能够实现与未进行本发明那样的减少排出流量的控 制时的操纵性大致同等的操纵性。S卩，在旋转操纵杆的操纵过程中，当液压泵的泵排出压力超过第一设定值时，能够 利用修正机构进行根据泵排出压力减少控制液压泵的泵容量的目标泵容量值的修正。由 此，几乎不改变驱动旋转液压马达的泵排出流量，就能够减少未用于旋转液压马达的驱动 而被排出的流量。而且，当泵排出压力低于比所述第一设定值高的第二设定值时，利用解除机构解 除由修正机构进行的根据泵排出压力减少目标泵容量值的修正，能够使从液压泵排出的泵 排出流量恢复到与未进行修正时相同的泵排出流量。作为泵排出压力低于第二设定值的状 态，例如有上部旋转体被加速到稳定旋转速度状态的状态等。在这样的稳定旋转状态下，欲维持上部旋转体的旋转状态的惯性力增大，从旋转 溢流阀浪费的流量成为零，于是从液压泵排出的泵排出流量全部被用于旋转驱动。在此，如 果在泵排出流量全部用于旋转驱动的状态下仍继续进行修正，则导致泵排出流量不足，与 以往的状态相比，泵压力大幅度降低。但是，在本发明中，由于在泵压力低于第二设定值时解除修正，因此，不会引起泵 排出流量不足、泵压力降低，能够对旋转液压马达进行与未进行修正时同等的操纵。在此，需要将解除修正的第二设定值设定在相比稳定旋转速度状态下的泵压力足 够高的压力。另一方面，将解除修正的第二设定值设定得越高，修正就越容易解除，效果减 小。在本发明中，由于开始修正的第一设定值在第二设定值以下，因此，容易开始修 正，而且，即使将第二设定值设定得高，仍能够将进行修正的时间设定得长，因此能够增大 效果。这样，在本发明中，能够利用修正机构和解除机构精细地控制液压泵的泵容量。 即，在上部旋转体的旋转速度上升加速过程中，在泵排出压力超过第一设定值之前，能够基 于目标泵容量控制液压泵的泵容量，能够使旋转液压马达迅速起动。在上部旋转体的旋转速度上升加速过程中，当泵排出压力超过第一设定值时，能 够利用修正机构对目标泵容量值进行修正使其减小。由此，能够控制液压泵的泵容量，并减 少未用于旋转液压马达的驱动而被排出的流量。而且，当泵排出压力低于第二设定值时，解除根据泵排出压力减少目标泵容量的 修正，因此，如上所述，能够将从液压泵排出的泵排出流量全部用于旋转液压马达的驱动， 保持与以前同等的操纵性。
这样，在本发明中，在几乎不对旋转上部旋转体的旋转液压马达的旋转性能产生 影响的情况下，能够控制液压泵的泵容量。从而，能够减少未用于旋转液压马达的驱动而无 用地排出的流量。由此，能够谋求大幅改善如下弊端上部旋转体的旋转开始初期的发动机 油耗增加、液压油油温上升、溢流噪声增加等。在本发明中，将根据如上所述的本发明对未用于旋转液压马达的驱动而从例如旋 转溢流阀排出的溢流流量进行控制这一情况称为旋转截断(旋回力7卜才7 )。另外，作为目标泵容量的修正机构，能够对基于泵排出压力而设定的泵吸收扭矩 值进行修正使其减小，作为解除机构，能够解除由修正机构进行的修正而恢复到基于泵排 出压力而设定的修正前的泵吸收扭矩。在本发明中，根据像第二方面记载的发明那样的结构，在超控特性差的旋转溢流 阀作为上部旋转体的液压装置的一部分被采用的情况下，作为旋转溢流阀能够采用可设定 第一溢流压力和高于所述第一溢流压力的第二溢流压力的两级旋转溢流阀。从而，在旋转 操纵杆的操纵过程中，当泵排出压力超过比第一设定值低的第三设定值时，能够将两级旋 转溢流阀的溢流压力设定在第二溢流压力(高压侧)。通过如上所述的结构，在进行本发明的旋转截断时，即使减少了从旋转溢流阀排 出的溢流流量，也能够通过将两级旋转溢流阀的溢流压力设定在高压侧(第二溢流压力)， 防止溢流压力随着溢流流量的减少而降低。从而，能够得到与未进行旋转截断时同等的泵 排出压力，换言之，能够得到导入到旋转液压马达的泵排出压力。S卩，即使在采用超控特性差的旋转溢流阀的情况下进行本发明的旋转截断而减少 了溢流流量，也不会使导入旋转液压马达的泵排出压力减少。而且，当泵排出压力低于第二设定值以下的第四设定值时，能够将两级旋转溢流 阀的溢流压力设定在第一溢流压力(低压侧)。作为泵排出压力低于第四设定值的状态，例 如存在如下状态旋转操纵杆返回中立方向，供给到旋转马达的流量减少，并且在旋转马达 上施加有制动压力的状态。但是，由于在本发明中使两级旋转溢流阀的设定压力回到第一溢流压力，因此，能 够防止过大的制动压力作用于旋转马达。而且，在本发明中，第三设定值被设定为小于第一 设定值的值，第四设定值被设定为第二设定值以下的值。因此，在对目标泵容量进行修正以减少泵排出流量的控制期间，两级旋转溢流阀 的溢流压力的设定值一定达到高压侧压力(第二溢流压力)。因此，由于在第一溢流压力与 第二溢流压力之间不发生切换，因此，能够防止因切换溢流压力的设定值而引起的压力变 动，能够防止旋转速度的变化引起的冲击等不良情况发生。通常，“溢流阀的超控特性”作为表示向溢流阀输入的输入压力与通过溢流阀而排 出的溢流流量的关系的术语而使用。作为溢流阀的性能，理想的情况是在达到设定的溢流 压力之前几乎没有溢流流量，当超过设定的溢流压力时，无论增加多少溢流流量，溢流阀入 口处的压力都不会发生变化。将具有这种特性的溢流阀称为超控特性好的溢流阀。相反，超控特性差的溢流阀是指如果超过了某设定的溢流压力，则导致溢流阀入 口处的压力也上升的溢流阀。即，自溢流阀的排出开始，随着溢流流量的增加，导致溢流压 力大幅上升，将这种溢流阀称为超控特性差的溢流阀。但是，考虑到排出溢流流量时的噪音 问题、响应速度问题、绝对溢流流量问题等，有时不得不采用超控特性差的溢流阀。
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由于上述状况，有时候出现必须采用超控特性差的旋转溢流阀的情况。如果采用 超控特性差的旋转溢流阀进行旋转截断，当来自液压泵的泵排出量减少时，流入旋转溢流 阀的流量也减少，导致旋转溢流阀入口侧的压力也减少。于是，像本发明那样，通过采用两 级旋转溢流阀，能够使基于本发明的旋转截断更加有效地发挥作用。作为两级旋转溢流阀，能够采用利用电磁切换机构等改变溢流压力的溢流阀。在本发明中，像第三方面记载的发明那样，在进行上述修正的情况下，当进行除旋 转操纵以外的操纵时，能够解除该修正。由此，能够防止执行机构的速度下降。而且，在本发明中，像第六方面记载的发明那样，在进行上述修正的情况下，当进 行除旋转操纵以外的操纵时，解除从第一溢流压力向第二溢流压力的切换。由此，即使在进行除旋转操纵以外的操纵而解除上述修正以使泵排出流量增加的 情况下，也能够防止溢流压力变得过大。在本发明中，像第四方面、第五方面记载的发明那样，在上部旋转体的旋转过程 中，当判定为旋转操纵杆已返回中立方向或者旋转操纵杆超过中立位置而朝向与旋转方向 相反的一侧被操纵，并且预想到旋转制动压力作用在旋转液压马达时，能够控制两级旋转 溢流阀的旋转溢流压力切换机构将溢流压力切换到低压侧即第一溢流压力。如果在将两级旋转溢流阀的溢流压力设定在第二溢流压力(高压侧)的状态下使 旋转制动压力作用于旋转液压马达时，旋转液压马达的排出侧的压力相比于通常时(当把 两级旋转溢流阀的溢流压力设定在第一溢流压力时)的压力相对成为高压。其结果是，导致使因惯性力而继续旋转的上部旋转体的旋转减速的减速扭矩上 升，从而出现如下不良情况使上部旋转体的旋转过快地减速而引起减速冲击，或者施加于 旋转液压马达的峰值压力上升，使得旋转液压马达的寿命缩短。于是，在本发明中，当根据旋转操纵杆的动作预测到将施加旋转制动压力时，通过 将两级旋转溢流阀的溢流压力设定为第一溢流压力(低压侧)，防止高压压力油作用于旋 转液压马达。由此，能够使上部旋转体的旋转平缓地减速，并且能够防止产生减速冲击，延长旋 转液压马达的寿命。而且，能够防止制动压力变高，从而能够防止旋转液压马达损坏、旋转机械的寿命 缩短。在本发明中，像第七方面记载的发明那样，自旋转截断控制开始经过一定时间之 后，能够使减少泵容量的方向上的目标泵容量的修正响应特性延迟。通过这样的结构，不会 使在上部旋转体的旋转开始时开始起作用的旋转截断延迟，能够防止由于进行旋转截断而 导致泵排出压力引起压力变动。S卩，如果因某些原因导致在进行旋转截断时泵排出压力急剧变动，则控制液压泵 的泵容量的目标泵容量的值也变动。于是，如果利用基于正在变动的目标泵容量的控制信 号控制液压泵的泵容量，则被控制的液压泵的泵容量进一步增大且大幅度变动。其结果是， 泵排出压力进一步大幅度变动，导致产生旋转速度变动等不良情况。但是，在本发明的结构中，即使目标泵容量发生了变动，由于能够使其响应特性延 迟并输出，因此，能够在消除目标泵容量的变动之后，用于液压泵的泵容量的控制。于是，利 用基于消除了变动的目标泵容量的控制信号控制的液压泵的泵容量不会大幅度变动。其结果是，能够抑制泵排出压力的变动，从而能够进行稳定的旋转操纵。另外，在自旋转截断开始的一定时间以内，通过不使减少液压泵的泵容量的方向 上的目标泵容量的响应特性延迟而将该响应特性输出，能够防止旋转截断延迟，即能够防 止使来自液压泵的排出流量减少的控制延迟。这样，在自泵排出压力超过第一设定值开始的一定时间以内，不会产生上部旋转 体的旋转开始时的旋转截断的延迟，能够防止旋转截断引起的泵排出压力的压力变动。而且，自泵排出压力超过第一设定值时开始经过了所述一定时间之后，与增减液 压泵泵容量的方向无关，使目标泵容量的响应特性延迟。由此，即使因某些原因而导致泵排 出压力发生了变动，也不会使变动加大，而能够形成平稳的控制信号进行控制而不会使液 压泵的泵容量发生变动。


图1是本发明实施方式的液压回路图。图2是液压泵的泵吸收马力曲线图。图3是旋转截断的动作说明图。图4是旋转截断的控制流程图。图5是使用两级旋转溢流阀的主要部分液压回路图。图6是表示两级旋转溢流阀的超控特性的图。图7是使用两级旋转溢流阀的控制流程图。图8是表示旋转溢流阀的溢流压力与泵排出压力的关系的图。图9是表示对扭矩控制阀进行修正的修正量指示值特性的图。图10是表示两级旋转溢流阀的超控特性的图。图11是表示对扭矩控制阀进行修正的修正量指示值特性的图。图12是控制电子泵的泵容量的说明图。图13是控制液压泵泵容量的说明图。图14是表示上部旋转体的驱动状态的主要部分回路图。图15是表示在上部旋转体的旋转中途进行操纵杆突然返回时的状态的主要部分 回路图。图16是表示目标泵容量的求出方法及由修正机构进行的修正的说明图。图17是判定操纵杆的突然返回的控制流程图。图18是表示使响应特性延迟的情况和使响应特性不延迟的情况下的泵排出压力 和斜盘角的形态的说明图。图19是表示因响应特性延迟而引起的泵排出压力与斜盘角的形态的说明图。图20是表示泵排出压力、修正比率和溢流压力的关系的图。图21是表示泵排出压力与泵排出流量的时间变化的图。附图标记说明5上部旋转体6可变容量型液压泵7控制装置
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8控制缸9负荷传感阀10扭矩控制阀11电磁比例控制阀12a旋转液压马达13控制阀13a旋转控制阀14旋转溢流阀(两级旋转溢流阀)15排出油路18先导操纵阀18a操纵杆20电子泵20a 斜盘21斜盘控制阀29电磁切换机构31压力传感器32差压传感器33节流装置34旋转控制阀36电磁阀37修正机构38解除机构39旋转溢流压力切换机构40，41斜盘控制阀42杆返回判定机构43杆反向操纵判定机构45a，45b，45c 油路46a，46b 分支点47 油路50经过时间判定机构51响应特性判定机构52判定机构53杆操纵量检测机构54判定机构B差压传感值D泵容量D’目标泵容量E修正比率Gl G4偏移曲线
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Li，L2泵吸收马力
N发动机转速
P泵排出压力
Pa第一设定值
Pb第二设定值
Pc第三设定值
Pd第四设定值
Pe第五设定值
Q泵排出流量
T泵吸收扭矩
Y杆操纵量
具体实施例方式下面，基于附图具体说明本发明的优选实施方式。本发明的建筑机械的旋转驱动 控制系统能够很好地适用于安装有上部旋转体的建筑机械。在本发明的建筑机械的旋转驱动控制系统中，除了采用下面说明的形状、结构以 外，只要是能够解决本发明课题的形状、结构即可采用。因此，本发明并不限定在下面说明 的实施例，可以对下面说明的实施例进行各种各样的变更。实施例图1表示本发明实施方式的建筑机械的旋转驱动控制系统，特别是由旋转驱动上 部旋转体的旋转液压马达和可变容量型液压泵构成的上部旋转体的旋转驱动控制系统中 的液压回路。发动机2是柴油发动机，其发动机扭矩的控制通过调整向发动机2的汽缸内 喷射的燃料量来进行。该燃料的调整能够利用以往公知的燃料喷射装置3来进行调整。在发动机2的输出轴上连接有可变容量型液压泵6 (以下称为液压泵6)和先导液 压泵19，通过发动机2输出轴的旋转，驱动液压泵6和先导液压泵19。液压泵6的斜盘6a 的倾角由控制缸8控制，通过改变斜盘6a的倾角，改变液压泵6的泵容量D (cc/rev)。控制缸8由根据泵排出压力与液压执行机构12的负荷压力的差压而工作的负荷 传感阀9控制，并且根据来自扭矩控制阀10的输出压力而被控制。扭矩控制阀10被控制 在合流压力与弹簧17的作用力平衡的位置，其中，合流压力为从电磁比例控制阀11输出的 先导压力和来自液压泵6的泵排出压力之和，弹簧17配置在扭矩控制阀10的另一端部侧。来自液压泵6的排出流量经由排出油路15供给到液压执行机构12中的各控制阀 13。作为建筑机械，若以液压挖掘机为例进行说明，则作为各控制阀13而设置有铲斗阀、行 驶阀、大臂阀、小臂阀、旋转控制阀13a等。在本发明中，由于涉及液压执行机构12中的驱动上部旋转体5的旋转液压马达 12a，因此，下面说明旋转液压马达12a和控制旋转液压马达12a的旋转控制阀13a。旋转控制阀13a根据设置于先导操纵阀18的操纵杆18a的操纵而被控制。通过 利用操纵杆18a操纵旋转控制阀13a，能够控制向旋转液压马达12a供给或自其排出的从液 压泵6排出的排出流量。由此，能够使旋转液压马达12a正转或反转，或者停止旋转或控制 旋转速度。
对控制液压泵6的泵容量的结构进一步进行说明。在控制泵容量的结构中，作为 根据负荷传感差压而控制的负荷传感阀9的结构，采用以往公知的结构，其中，负荷传感差 压为从液压泵6排出的泵排出压力与液压执行机构12的负荷压力的差压。S卩，由于负荷传感阀9根据负荷传感差压而被控制，控制控制缸8的活塞8a的位 置根据来自负荷传感阀9的液压和泵排出压力而被控制，因此，能够控制液压泵6的泵容量 使其成为对应于液压执行机构12的负荷压力的容量。另外，虽未在图示例中示出，但在采用中立全开型液压回路的情况下，液压泵6的 斜盘角根据从液压泵6排出的油不通过液压执行机构12而返回油箱30的中央旁通流量 (七 >夕一"1 流量)被控制。在扭矩控制阀10的滑阀的一端部侧，作用有液压泵6的泵排出压力和从电磁比例 控制阀11输出的先导压力的合力，在滑阀的另一端部侧作用有弹簧17的弹力。扭矩控制 阀10的滑阀位于所述合力与弹簧17的弹力平衡的位置。弹簧17的一端部与扭矩控制阀10的滑阀抵接，另一端部与连接于控制缸8的活 塞8a的反馈杆16抵接。S卩，弹簧17构成为其弹力根据控制缸8的活塞8a的位置而被调 整。从而能够根据扭矩控制阀10的滑阀取得平衡的位置，将液压泵6的泵排出压力自扭矩 控制阀10以减压状态导入到控制缸8。这样，由于液压泵6的泵排出压力与弹簧17的弹力相对，并且在弹簧17的另一端 作用有自控制缸8伸出的反馈杆16，因此，扭矩控制阀10构成力反馈式液压伺服机构。当来自负荷传感阀9的输出压力高于来自扭矩控制阀10的输出压力时，为了不使 来自负荷传感阀9的输出压力倒流到扭矩控制阀10，在来自扭矩控制阀10的输出油路上设 置有单向阀23。控制装置7 —边由转速传感器24检测发动机2的转速，一边向燃料喷射装置3发 出指令值以使该转速达到对应于来自燃料刻度盘4的指令值的发动机转速。而且，能够根 据来自检测液压泵6的排出压力的检测机构即压力传感器25的检测值、来自压力传感器26 且表示先导操作阀18中的操作杆18a操作量的检测值，进行对电磁比例控制阀11输出或 者停止输出先导压力的控制。在控制装置7中设置有根据压力传感器26的检测值检测操 纵杆18a的操纵量的杆操纵量检测机构53。另外，如果从电磁比例控制阀11输出先导压力，则在扭矩控制阀10中能够变更液 压泵6中的泵吸收扭矩T的设定值使其减小。在图1中，如果来自液压泵6的泵排出压力P上升至基于弹簧17的弹力而设定的 设定值，则扭矩控制阀10从I位置切换到II位置。于是，泵排出压力P输入到控制缸8的 大径室A，活塞8a在图1中向右移动而使液压泵6的泵容量减少。由于泵吸收扭矩T能够由泵排出压力P与泵容量D之积(D = T/P)来表示，因此， 能够将泵吸收扭矩T控制为大致一定。更准确地讲，从电磁比例控制阀11向扭矩控制阀10 传送对应于由燃料刻度盘4设定的发动机目标转速与由转速传感器24检测的发动机2的 实际转速之间的偏差的反馈信号。下面，利用图2说明该状态。由于可以将发动机转速看作为大致一定，因此，在图 2中纵轴表示泵排出流量Q(=泵容量DX发动机转速N)而不是泵容量D。S卩，图2表示泵 吸收马力L1，L2。
如果利用操纵杆18a操纵对旋转控制阀13a进行操纵的先导操纵阀18，则旋转控 制阀13a与操纵杆18a的操纵量对应地被切换。如果旋转控制阀13a被切换，则来自液压 泵6的泵排出流量输送到旋转液压马达12a，驱动上部旋转体5。此时，如果旋转控制阀13a被切换，则旋转液压马达12a的负荷压力经由传感油路 35作用在负荷传感阀9上。负荷传感阀9根据泵排出压力P与负荷传感压力的负荷传感差 压而工作，液压泵6的泵容量D立即(通常在0. 2 0. 3秒左右的时间内)增加。但是，由于欲使上部旋转体5停止的惯性力大，因此，加速到处于由旋转控制阀 13a指示的泵排出流量全部流入旋转液压马达12a的状态的稳定旋转速度需要时间。处于 停止状态的上部旋转体5若要加速到稳定旋转速度，通常需要2 3秒的时间。因此，在将上部旋转体5加速到稳定旋转速度期间，供给到旋转液压马达12a的压 力油成为剩余流量从两级旋转溢流阀14作为溢流流量向油箱30排出。这样，如果从液压 泵6排出的泵排出量全部未用于做功而被无用地浪费，则导致发动机2油耗增加、液压油油 温上升、溢流噪声增加等弊端。作为此情况下的两级旋转溢流阀14的作用，使溢流流量处于极少的状态，以便能 够限制供给到旋转液压马达12a的泵排出压力P使其维持在最高压力即可。于是，本发明构成为不仅将供给到旋转液压马达12a的泵排出压力P维持在最高 压力，并且减少从两级旋转溢流阀14排出的溢流流量。下面说明该结构。在本发明中确定如下条件在对旋转液压马达用旋转控制阀13a进行切换操纵的 操纵杆18a的操纵中，在上部旋转体5的旋转速度处于加速中即泵排出压力处于上升中的 状态下，泵排出压力P超过预先通过实验等设定的第一设定值Pa (参照图3 (d))。当满足该 条件时，能够利用设置于控制装置7的修正机构37减少根据泵排出压力P控制液压泵6的 泵容量D的目标泵容量值。然后，泵排出压力P开始下降，当低于预先通过实验等设定的第二设定值Pb (参照 图3(d))时，能够利用设置于控制装置7的解除机构38解除由修正机构37进行的修正。通过这样的结构，如图3 (d)所示，在自泵排出压力P超过第一设定值Pa时开始到 低于第二设定值Pb这期间，能够从电磁比例控制阀11向扭矩控制阀10施加如图3(e)所 示的规定压力图案的压力。关于图3的说明将在后面进行论述。此时，第一设定值Pa与第二设定值Pb之间的大小关系为Pa < Pb。在旋转起动 时，由于流入旋转液压马达12a的流量比液压泵6的排出流量少，因此，泵排出压力急剧上 升。即使自泵排出压力超过溢流压力开始进行减少泵容量的控制即旋转截断控制，到泵容 量实际减少也需要时间。于是，考虑泵容量减少的响应时间，设定有第一设定值Pa。如果旋转溢流阀从溢流状态退出之后，即泵排出压力低于溢流压力之后，还是照 样实施利用旋转截断控制减少泵容量的控制，则导致使流入旋转液压马达12a的流量减 少，从而出现上部旋转体的旋转速度下降、旋转速度发生变化等不良情况。于是，需要将第二设定值Pb设定在旋转溢流阀自溢流状态退出的附近压力。因 此，需要将第二设定压力Pb设定在第一设定压力Pa以上。在本发明的旋转截断控制中，当满足上述条件时，能够将液压泵6的泵吸收马力 从通常的泵吸收马力Ll的状态限制在泵吸收马力L2的状态，并且，能够从泵吸收马力L2 的状态逐渐恢复到泵吸收马力Ll的状态。
由此，当开始旋转上部旋转体5时，能够控制液压泵6的泵容量D以达到泵吸收马 力L2。即，能够使扭矩控制阀10的泵吸收扭矩值减小，从而能够控制液压泵6的泵容量D 使其减小。因此，由于来自液压泵6的排出流量减少，因此能够减少从两级旋转溢流阀14 排出的溢流流量。随着上部旋转体5被加速而逐渐增速，使泵吸收马力从泵吸收马力L2的状态逐渐 增加到泵吸收马力Ll的状态下的马力。即，从减小了扭矩控制阀10的泵吸收扭矩值的状 态上升到原来的泵吸收扭矩值。由此，当上部旋转体5达到稳定旋转状态时，能够将全部的 泵排出量供给到旋转液压马达12a。作为从泵吸收马力Ll的状态限制在泵吸收马力L2的状态的条件，能够根据由检 测液压泵6的泵排出压力P的压力传感器25，或者检测输入到旋转液压马达12a的泵排出 压力P的未图示的压力传感器(作为该压力传感器，由于需要检测旋转液压马达12a正转 时和反转时的压力，因此优选设置在两处)得到的检测信号，从泵吸收马力Ll的状态限制 在泵吸收马力L2的状态，或者从泵吸收马力L2的状态恢复到泵吸收马力Ll的状态。由于在本发明中能够如上所述那样构成，因此，在上部旋转体5的旋转速度上升 加速过程中，当泵排出压力超过第一设定值Pa时，能够以处在泵吸收马力L2的状态(利用 修正机构将控制液压泵的泵吸收扭矩值限制在小的值的状态)下的液压泵6的泵吸收马力 驱动液压泵，其中，泵吸收马力L2的状态下的泵吸收马力L2低于未进行本发明的旋转截断 控制时的泵吸收马力Ll的状态(预先设定的泵吸收扭矩值的状态)下的泵吸收马力Li。然后，当泵排出压力低于第二设定值Pb时，能够恢复到未进行本发明的旋转截断 控制时的泵吸收马力Ll的状态。由于在上部旋转体5的旋转速度的上升加速过程中，当泵排出压力超过第一设定 值Pa时，能够将泵吸收马力限制在低压侧的泵吸收马力L2的状态，因此能够大幅减少未用 于旋转液压马达12a的驱动而被排出的溢流流量。而且，当泵排出压力低于第二设定值Pb时，能够将泵吸收马力从泵吸收马力L2的 状态增加以达到泵吸收马力Ll的状态。由此，当上部旋转体5达到稳定旋转速度时，能够 以减少溢流流量的状态，将从液压泵6排出的泵排出流量全部供给到旋转液压马达12a。另外，在控制泵吸收扭矩的机构作为扭矩控制阀而构成的情况下，也能够由控制 扭矩控制阀的电磁比例控制阀等构成修正机构37和解除机构38。在图2中，泵吸收马力Ll中的纵轴方向的尺寸Ql表示未进行旋转截断时从两级 旋转溢流阀14排出的溢流流量。另外，泵吸收马力Ll中的纵轴方向的尺寸Q2表示进行旋 转截断时从两级旋转溢流阀14排出的溢流流量。而且，能够利用未图示的速度检测机构检测上部旋转体5的旋转速度，并根据来 自该速度检测机构的检测信号，从泵吸收马力Ll的状态限制在泵吸收马力L2的状态，或者 从泵吸收马力L2的状态恢复到泵吸收马力Ll的状态。或者，能够利用检测先导操纵阀18的先导压力的压力传感器31或检测操纵杆18a 的操纵角度的未图示的角度传感器检测先导操纵阀18的操纵杆18a的操纵量，并根据由压 力传感器31或角度传感器检测到的检测信号，从泵吸收马力Ll的状态限制在泵吸收马力 L2的状态，或者从泵吸收马力L2的状态恢复到泵吸收马力Ll的状态。而且，也可以不单独 分别使用上述的检测传感器、检测机构、差压传感器、角度传感器而结合使用。
下面，利用图3进一步说明本发明的旋转截断的动作。图3的横轴表示图3(a) 图3(f)中共用的时间轴。另外，与纵轴平行的两根虚线间隔表示旋转速度从上部旋转体5 的停止状态上升到稳定旋转速度的期间。图3(a)的纵轴表示由压力传感器26检测到的先导操纵阀18的输出压力。先导 操纵阀18的输出压力能够作为操纵杆18a的操纵量来检测。图3(b)的纵轴表示液压泵6的泵容量D。在图3(b)中，粗线表示未进行本发明的 旋转截断控制时的泵容量D，虚线表示进行本发明的旋转截断控制时的泵容量D。图3(c)的纵轴表示上部旋转体5的旋转速度V。其中，由于旋转速度V也可作为 流入旋转液压马达12a的流量来获取，因此，图3(c)的纵轴也表示流入旋转液压马达12a 的流量。于是，在图3(c)中粗线表示未进行本发明的旋转截断控制时从液压泵6排出的排 出流量。另外，虚线表示进行本发明的旋转截断控制时从液压泵6排出的泵排出流量。而 且，细线表示在进行本发明的旋转截断控制时和未进行本发明的旋转截断控制时这两种情 况下，旋转液压马达12a驱动上部旋转体5所需要的流量。即，无论从液压泵6排出了多少 泵排出流量，也只有用细线表示的流量用于驱动旋转液压马达12a。图3(d)的纵轴表示来自液压泵6的泵排出压力P。在图3(d)中，粗线表示未进行 本发明的旋转截断控制时或者采用超控特性好的旋转溢流阀时的泵排出压力P，虚线表示 采用超控特性差的旋转溢流阀时的泵排出压力P。另外，纵轴中的Pa表示第一设定值，Pb 表示第二设定值。图3(e)的纵轴表示从电磁比例控制阀11输出的先导输出压力。图3 (e)的粗线 表示未进行本发明的旋转截断控制时从电磁比例控制阀11输出的先导输出压力，虚线表 示进行本发明的旋转截断控制时从电磁比例控制阀11输出的先导输出压力。图3(f)的纵轴表示如后述那样作为旋转溢流阀而采用两级旋转溢流阀时的两级 旋转溢流阀的设定压力。接着，在图3(a)中，对利用压力传感器26检测到先导操纵阀18进行满操纵的情 况，利用图1、图3以及表示旋转截断控制流程的图4进行说明。在图4的步骤Sl中，作为相对于液压泵6的泵吸收扭矩T的设定值，设定X。艮口， 设定如图3(e)的粗线所示的从电磁比例控制阀11输出的输出压力。如果设定泵吸收扭矩 T的设定值X，则进入步骤S2。在步骤S2中，判定用于操纵旋转控制阀13a的先导压力是否从先导操纵阀18输 出。通过利用压力传感器26检测到先导输出压力如图3(a)所示上升，则可以判定为先导 操纵阀18已被操纵。在步骤S2中，如果判定为先导操纵阀18已被操纵，则进入步骤S3。否则，进入步 骤S8，进行与未进行旋转截断控制时相同的控制。在步骤S3中，判定泵压力P是否超过了预先通过实验等设定的第一设定压力Pa。 如果超过了第一设定压力Pa，就进入步骤S4。如果未超过第一设定压力Pa，则进入步骤S8， 进行与未进行旋转截断控制时相同的控制。在步骤S4中，进行如下处理，即利用设置于控制装置7的修正机构37，根据泵压力 P修正泵吸收扭矩的设定值X，并设定为降低了液压泵6的泵吸收扭矩的新的泵吸收扭矩的设定值。在步骤S4中，如果设定了新的泵吸收扭矩的设定值，则进入步骤S5。在步骤S5中，基于新的泵吸收扭矩的设定值，控制液压泵6的泵容量D。S卩，控制 装置7控制电磁比例控制阀11以便向扭矩控制阀10输出如图3(e)的虚线所示的先导输 出压力。由此，扭矩控制阀10基于新的泵吸收扭矩的设定值，控制液压泵6的泵容量。如果未进行旋转截断控制，则控制装置7进行控制，以便将如图3(e)的粗线所示 的输出压力从电磁比例控制阀11输出到扭矩控制阀10。在该粗线的状态下，利用泵吸收扭 矩T的设定值X控制液压泵6的泵容量D。 在步骤S5中，如果基于新的泵吸收扭矩的设定值开始控制液压泵6的泵容量D，则 进入步骤S6。在步骤S6中，判定泵压力P是否趋于下降，或者泵压力P是否低于第二设定 值Pb。即，如果泵压力P趋于下降且低于第二设定值Pb，则进入步骤S8。在步骤S8中，利 用解除机构38解除由修正机构37进行的修正。S卩，利用解除机构38进行控制以使新的泵吸收扭矩T的设定值达到原来的泵吸收 扭矩的设定值X。利用图1和图3说明该控制如下在修正机构37中，将受到来自电磁比 例控制阀11的输出压力的扭矩控制阀10切换到图1的II位置，降低液压泵6的泵吸收扭 矩T，以使液压泵6的泵容量D减小。通过该控制，液压泵6的泵容量D被控制为达到如图3(b)的虚线所示的泵容量。 然后，通过该控制，在从上部旋转体5的停止状态上升到稳定旋转速度的期间，泵容量D被 控制为如图3(b)的虚线所示逐渐增大。在图3(b)中示出了液压泵6的泵容量D从最小泵容量开始变动的例子，也能够 采用将零容量作为最小泵容量开始变动的液压泵。此时，液压泵6的泵容量D不是从如图 3 (b)所示的最小泵容量状态开始上升，而是从零容量开始上升。另外，因先导操纵阀18被满操纵，如图3(c)的虚线所示，从液压泵6排出的泵排 出流量被供给到旋转液压马达12a侧。如图3(d)所示，如果泵排出压力P低于第二设定值 Pb，则控制装置7控制解除机构38，并解除修正以使由修正机构37修正了的泵吸收扭矩的 设定值成为原来的设定值X。然后，液压泵6的泵容量D恢复到未进行旋转截断的状态。在未进行旋转截断控制的情况下，从液压泵6排出的排出流量中图3 (C)的粗线表 示的流量被供给到旋转液压马达12a。S卩，在自上部旋转体5开始旋转时至上升到稳定旋转速度的期间，在旋转驱动上 部旋转体5的旋转液压马达12a中消耗的流量为用细线表示的被消耗的流量。在旋转液压 马达12a中消耗的流量，无论是在进行旋转截断控制时，还是在未进行旋转截断控制时都 不发生变化。因此，在未进行旋转截断控制的情况下，由粗线和细线的差分表示的流量未被旋 转液压马达12a的驱动消耗，而从两级旋转溢流阀14排出。此时，从两级旋转溢流阀14排 出的溢流流量的总和能够用粗线和细线包围的面积来表示。与之相对，在进行本发明的旋转截断控制的情况下，如图3(b)的虚线所示，由于 以由修正机构37进行了修正的状态来控制液压泵6的泵容量D，因此，液压泵6的泵容量D 上升的梯度成为平缓的梯度。因此，泵容量D不会像粗线所示那样急剧上升，而像虚线所示 那样平缓地增大。即使在未进行旋转截断控制的情况下，如图3(c)的虚线所示的流量也供给到旋
18转液压马达12a侧。未被旋转液压马达12a消耗而从两级旋转溢流阀14排出的溢流流量 成为由粗线和细线的差分表示的流量。此时，从两级旋转溢流阀14排出的溢流流量的总和 用虚线和细线包围的面积来表示。这样，通过进行旋转截断控制，能够减少从两级旋转溢流阀14排出的溢流流量。 而且，即使减少了溢流流量，由于仍能够确保被旋转液压马达12a消耗的流量，因此，和未 进行旋转截断控制时一样，在相同条件下，能够将上部旋转体5从停止状态上升到稳定旋 转速度。再回到图4，在步骤S7中，判定供给规定量以上的压力油的指令是否输出到共有 液压泵6的除旋转液压马达12a以外的液压执行机构12上。在供给规定量以上的压力油 的指令输出到共有液压泵6的除旋转液压马达12a以外的液压执行机构12上的情况下，如 果进行旋转截断控制，则导致产生从液压泵6供给的流量不足的不良情况，但是，通过在步 骤S7中进行判定，能够防止不良情况发生。如果在步骤S7中判定为供给规定量以上的压力油的指令输出到共有液压泵6的 除旋转液压马达12a以外的液压执行机构12上，则进入步骤S8，并进行与未进行旋转截断 控制时相同的控制。这样，与未进行旋转截断控制时同样，根据本发明能够进行旋转液压马达12a的 驱动控制，而且，能够减少从两级旋转溢流阀14排出的溢流流量。由此，能够大幅改善发动 机油耗增加、液压油油温上升、溢流噪声增加等弊端。另外，如图3(d)的虚线所示，在采用超控特性差的两级旋转溢流阀14的情况下， 如果进行旋转截断控制，则导致来自液压泵6的泵排出压力下降。于是，下面说明采用超控 特性差的两级旋转溢流阀14进行旋转截断的情况。关于超控特性简单说明如下。为了表示溢流阀的特性，可以采用输入到溢流阀的 压力与通过溢流阀而被排出的溢流流量的关系来进行说明，通常将该关系称为超控特性。 理想的溢流阀的性能是在达到某溢流压力之前几乎不排出流体，但若超过某溢流压力，无 论增加了多少溢流流量，溢流阀入口侧的压力也不发生变化，将具有这样的特性的溢流阀 称为具有良好超控特性的溢流阀。相反，超控特性差的溢流阀是溢流压力随着溢流流量的增加而大幅上升的溢流 阀。在图6中，横轴表示溢流阀入口侧的压力，纵轴表示溢流流量，分别示出超控特性差的 两个溢流阀的特性。在图6中虽省略了图示，但是，在采用超控特性好的溢流阀的情况下， 根据溢流压力示出如下曲线，该曲线表示大致平行于纵轴的特性。考虑到溢流时的噪音问题、响应速度问题、绝对流量问题等，有时不得不采用超控 特性差的溢流阀。于是，接下来说明在进行本发明的旋转截断的上部旋转体的液压装置中 作为两级旋转溢流阀14采用超控特性差的溢流阀的情况。假设作为两级旋转溢流阀14采用了用图6中的粗线表示的超控特性差的溢流阀。 此时，具有粗线所示特性的两级旋转溢流阀14在设计上在A点进行溢流。如果对具有粗线 所示特性的两级旋转溢流阀14进行旋转截断，由于来自液压泵6的泵排出量减少，因此流 入具有粗线所示特性的两级旋转溢流阀14的流量也减少，导致使具有粗线所示特性的两 级旋转溢流阀14入口处的压力减少到B点。其结果是，与以A点的溢流压力进行旋转时相比，供给到旋转液压马达12a的油的
19压力即两级旋转溢流阀14入口侧的泵排出压力P下降，导致旋转扭矩减少。由此，产生如 下不良情况旋转上部旋转体5时的加速性变差、通过旋转上部旋转体5使工作装置横向抵 接于对象物时的横向抵接力减小。于是，为了解决上述不良情况，在本发明中，即便采用了超控特性差的旋转溢流 阀，并且因进行旋转截断而使溢流流量减少，也不会导致溢流压力随着溢流流量的减少而 减少。即，此时采用了能够将两级旋转溢流阀14的溢流压力设定在比第一溢流压力高的第 二溢流压力的两级旋转溢流阀。利用图6进行说明如下。通过将溢流压力设定在高压侧，使粗线所示的状态转移 到细线所示的状态。由此，能够得到与未进行旋转截断时同等的泵排出压力P，或者能够得 到向旋转液压马达12a供给的泵排出压力P。关于上述情况，利用图6并进一步结合两级旋转溢流阀14的动作说明如下。在通 常的动作时，两级旋转溢流阀14的溢流压力设定在低压侧的第一溢流压力以便具有图6的 粗线所示的特性。在进行旋转截断时，能够将两级旋转溢流阀14的溢流压力设定在图6的 细线所示的高压侧的第二溢流压力。为了变更两级旋转溢流阀14的设定压力，如图5所示，设置有控制两级旋转溢流 阀14的电磁切换机构29。在图5中，设置于控制装置7的旋转溢流压力切换机构39能够 通过控制电磁切换机构29来切换两级旋转溢流阀14，将溢流压力设定在高压侧的第二溢 流压力或低压侧的第一溢流压力。电磁切换机构例如为接通/关掉电磁阀，可以直接设置在两级旋转溢流阀，也可 以外设于两级旋转溢流阀。在图5中示出电磁切换机构29处于接通状态而两级旋转溢流 阀14被设定在第二溢流压力的状态，如果电磁切换机构29被关掉，则能够将溢流压力设定 在第一溢流压力。图5的结构为从图1的结构中省去了旋转驱动上部旋转体5的液压装置的结构， 与图1相同的部件采用相同的附图标记。因与图1相同的部件采用了相同的附图标记，故 省略图5的说明。作为图5中的可变容量型液压泵，给出由控制装置7直接指令泵容量的电子控制 式泵29的例子。泵20的泵容量能够利用被电磁阀36控制的斜盘控制阀21进行控制。另外，图5中的液压泵也能够构成为利用先导压力控制斜盘控制阀21。如果具有 这样的结构，则能够进行与图1所示的液压泵6相同的控制。S卩，控制液压泵6，20的泵容量的结构的主要部分，若是泵20的情况，可以如图12 所示构成，若是液压泵6的情况，可以如图13所示构成。如图12所示，利用压力传感器25检测来自泵20的泵排出压力，控制装置7根据 由压力传感器25检测到的泵排出压力P和扭矩指令值T，并利用泵容量D = T/P的关系式， 能够求出控制泵20的泵容量的目标泵容量。或者，根据操纵杆18a的操纵量的检测信号， 或者在中立全开型液压回路中对应于由差压传感器32检测到的操纵杆18a的操纵量的检 测信号，能够求出控制泵20的泵容量的目标泵容量。控制装置7能够使用通过上述关系式求出的目标泵容量控制泵吸收扭矩，或者将 通过上述关系式求出的目标泵容量作为斜盘指令输出到斜盘控制阀41，从而控制泵20的
泵容量。
在图1所示的液压泵6的情况下，如图13所示，向斜盘控制阀40输入来自液压泵 6的泵排出压力P，并且控制装置7向斜盘控制阀40输出基于扭矩指令值T的控制指令，从 而能够控制斜盘控制阀40，并控制液压泵6的泵容量。在此，说明如下情况当旋转上部旋转体5时，在未进行旋转截断的通常的操纵 中，将具有粗线所示的特性的两级旋转溢流阀14的设定压力设定为图6的A点处的溢流压 力。此时，当两级旋转溢流阀14的溢流压力未变更到高压侧时，通过进行旋转截断，具有粗 线所示的特性的两级旋转溢流阀14入口侧的压力下降。例如，来自具有粗线所示的特性的 两级旋转溢流阀14的溢流流量减少到在B点所示的流量区域。作用于旋转液压马达12a 的泵排出压力P成为B点的压力。于是，当进行旋转截断时，可以从两级旋转溢流阀14溢流与B点处的溢流流量相 同的流量。此时，如果将两级旋转溢流阀14的溢流压力变更为高压侧以使两级旋转溢流阀 14入口侧的压力达到与A点的溢流压力相同压力，S卩，如果从图6的粗线所示状态变更为细 线所示状态，则不改变从两级旋转溢流阀14排出的溢流流量，也能够使作用于旋转液压马 达12a的泵排出压力P设定为C点的泵排出压力P，并且可以不降低作用于旋转液压马达 12a的泵排出压力P。因此，如图5所示，在本发明中进行旋转截断时，能够将两级旋转溢流阀14的溢流 压力设定为两级。即，当进行旋转截断时，控制图5所示的电磁切换机构29，能够将两级旋 转溢流阀14的溢流压力设定在高压侧的第二溢流压力。如果将两级旋转溢流阀14的溢流压力设定在高压侧的第二溢流压力，则能够构 成具有图6的细线所示的特性的两级旋转溢流阀14。此时，具有细线所示的特性的两级旋 转溢流阀14的溢流压力能够提高到从A点的位置向右侧移动的A’点处的压力。而且，即 使进行旋转截断以使具有细线所示的特性的两级旋转溢流阀14入口侧压力减少，并且，从 具有细线所示的特性的两级旋转溢流阀14排出的溢流流量达到与上述B点的溢流流量相 同的溢流流量，具有细线所示的特性的两级旋转溢流阀14入口侧的压力也能够设定在与A 点相同的压力。通过该结构，即使通过进行旋转截断使溢流流量减少，也能够实现溢流压力未减 少的状态(A点压力=C点压力)。换言之，可以不使作用于旋转液压马达12a的泵排出压 力P减少。但是，当对上部旋转体5开始进行旋转加速时，从液压泵6或泵20排出的泵压力 油流量经由旋转控制阀13a从油路45a供给到旋转液压马达12a，使上部旋转体5按照图14 的顺时针方向旋转。如图3(d)、(f)所示，当处于上升趋势的泵排出压力P超过第三设定压 力Pc时，将图14所示的两级旋转溢流阀14的溢流压力设定在高压侧的第二溢流压力。通过将两级旋转溢流阀14的溢流压力设定在第二溢流压力，能够将供给到旋转 液压马达12a的排出流量的液压设定成第二溢流压力，从而能够使上部旋转体5进行旋转 加速。在图14和图15中，省略了图5所示的油路47的结构。因此，将旋转控制阀13a作 为四口切换阀来进行图示。另外，从旋转液压马达12a排出的压力油流量经由油路45b、旋转控制阀13a向油 箱30排出，从油路45a的分支点46a经由单向阀22流入油路45c的排出流量由两级旋转 溢流阀14的溢流压力来进行控制。
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接着，利用图7的控制流程说明采用两级旋转溢流阀14时的旋转截断控制。在步骤Sll中，将两级旋转溢流阀14的设定压力设定在低压侧的第一溢流压力， 将液压泵6的泵吸收扭矩的设定值设定在X。接着进入到步骤S12，步骤S12 步骤S18的 控制表示旋转截断控制，与图4的步骤S2 S8相同，因此省略其说明。接下来的步骤S19 步骤S24的控制表示两级旋转溢流阀14的控制流程。在步骤S19中，利用判定机构54判定旋转体是否在加速中。当旋转操纵杆18的 操纵量大于规定量D时，判定机构54确认为泵排出压力处于上升趋势，若在步骤S19中判 定为“是”，则进入步骤S20。若在步骤S19中判定为“否”，则进入步骤S24，两级旋转溢流 阀14的溢流压力设定为第一溢流压力。在步骤S20中判定泵排出压力P是否在第三设定值Pc以上。若在步骤S20中判 定为“是”，则进入步骤S21，若判定为“否”，则进入步骤S24，将两级旋转溢流阀14的设定 压力保持在第一溢流压力并返回到步骤S11，再次重复步骤S12以后的控制。下面，利用图8说明泵排出压力P的第三设定值Pc以及在步骤S12中出现的泵排 出压力P的第四设定值Pd。在图8中纵轴表示两级旋转溢流阀14的溢流压力，横轴表示旋 转液压马达12a输入侧的压力(泵排出压力P)，图8是表示两级旋转溢流压力14的溢流压 力(高压侧的第二溢流压力与低压侧的第一溢流压力，第二溢流压力>第一溢流压力)与 泵排出压力(第三设定值Pc和第四设定值Pd，Pc > Pd)的关系的曲线图。由于操纵杆18a被操纵，且泵排出压力处于上升趋势，因此判定为上部旋转体5的 旋转处于加速中，如果泵排出压力P超过第三设定值Pc，则将两级旋转溢流阀14的溢流压 力从低压侧的第一溢流压力Lo切换到高压侧的第二溢流压力Hi。如果上部旋转体5达到 稳定旋转状态并且泵排出压力低于第四设定值Pd，则进行将两级旋转溢流阀14的溢流压 力从高压侧的第二溢流压力Hi减少到低压侧的第一溢流压力Lo的控制。如果将第三设定值Pc和第四设定值Pd的值设定为相接近的值，则存在如下风险， 即导致第二旋转溢流阀14的溢流压力在该设定压力值附近在低压侧的第一溢流压力与高 压侧的第二溢流压力之间频繁地被切换。因此，为了避免产生前述的不良情况，可以预先通 过实验求出第三设定值Pc和第四设定值Pd的值。两级旋转溢流阀14是为了保护旋转设备等使其不受过大的泵排出压力P的影响 而设置的。即使在关闭旋转控制阀13a而不传递来自液压泵6的泵排出压力P的情况下， 由于在上部旋转体5被外力驱动时等，泵排出压力P作用于旋转液压马达12a，因此，此情况 下，为了保护旋转设备等使其不受过大的泵排出压力P的影响，设置有该两级旋转溢流阀 14。再回到图7继续进行说明。在步骤S21中，从控制装置7向电磁切换机构29输出 控制信号，使两级旋转溢流阀14的溢流压力从低压侧的第一溢流压力设定在高压侧的第 二溢流压力。如果两级旋转溢流阀14的溢流压力被设定在高压侧的第二溢流压力，则进入 步骤S22。在步骤S22中，判定泵排出压力P是否处于减少趋势、或者泵排出压力P是否低于 第四设定值Pd。若判定结果为“是”，则进入步骤S23，若判定结果为“否“，则进入步骤S24。 在步骤S24中，将两级旋转溢流阀14的溢流压力变更为低压侧的第一溢流压力。在此，第三设定值Pc被设定为小于第一设定值Pa的值，第四设定值Pd被设定为第二设定值Pb以下的值。因此，在进行旋转截断控制期间，两级旋转溢流阀14的溢流压力 的设定值必然成为高压(第二溢流压力)，在第一溢流压力与第二溢流压力之间不发生切 换。由此，在旋转截断过程中能够防止因切换溢流压力的设定值而引起压力变动。在步骤S23中，判定是否为“操纵杆18a不在规定量D以下，并且，供给规定量以上 的压力油的指令未向除旋转液压马达12a以外的共有液压泵6的液压执行机构12输出，并 且上部旋转体5不在减速中”。若判定结果为“否”，则进入步骤S24。若判定结果为“是”，则返回到步骤S11，反 复进行自步骤S12开始的旋转截断控制、自步骤S19开始的两级旋转溢流阀14的控制。关 于上部旋转体5是否在减速中的判定方法，将在后面利用图17详细说明。在步骤S24中进行将两级旋转溢流阀14的设定压力切换到第一溢流压力的控制。 如果步骤S24的控制结束，则返回到步骤S11，反复进行自步骤S12开始的控制。因此，在步 骤S22和步骤S23中的判定均为“是”时，两级旋转溢流阀14的设定压力被保持在第二溢 流压力。关于对扭矩控制阀10进行减少(限制)泵吸收扭矩的控制，利用图9 图11加 以说明。图9表示泵排出压力P与对扭矩控制阀10进行修正的修正量之间的关系，纵轴表 示泵吸收扭矩T的扭矩修正比，横轴表示泵排出压力P。在泵排出压力P达到第一设定值 Pa之前，对扭矩控制阀10不进行泵吸收扭矩的限制，当泵排出压力P达到第一设定值Pa以 上时，限制泵吸收扭矩以减少泵容量。图10表示泵排出压力P与来自两级旋转溢流阀14的溢流流量的关系，纵轴表示 溢流流量，横轴表示泵排出压力P。第一设定值Pa和第五设定压力Pe以及第一设定值Pa与第五设定压力Pe之间的 泵吸收扭矩的扭矩修正量即修正比率E的值等可通过实验而求出，以使进行旋转截断时的 上部旋转体5的旋转加速与未进行旋转加速的以往的情况相同。而且，能够将第一设定值Pa设定为将两级旋转溢流阀14的溢流压力设定在高压 侧的第二溢流压力时的两级旋转溢流阀14的溢流压力附近的值。并能够将第四设定值Pb 设定为未进行旋转截断的以往情况下两级旋转溢流阀14的溢流压力附近的值。而且，在泵排出压力P达到第一设定值Pa之前，将修正比率E设为“ 1，，的值，当泵 排出压力P在第五设定值Pe以上时，例如能够将修正比率E设定在大致一定的Emin。作为 Emin值，可通过实验等求出最佳数值。当泵排出压力P处于第一设定值Pa与第五设定值Pe之间时，能够将修正比率E 的值设定为与泵排出压力P成比例的数值。在图9中表示三次函数比例关系，也可以设定 成如后述的图20所示的直线比例关系。或者，也能够设定成二次函数比例关系或其他函数 比例关系。这些比例关系可通过实验等求出最佳比例关系。而且，两级旋转溢流阀14的高压侧的第二溢流压力与低压侧的第一溢流压力的 设定压力之差，作为实际动作时能够使进行旋转截断的时间增长且使泵吸收扭矩T的扭矩 修正量增加的值，也可通过实验求出。另外，作为被修正机构37采用的泵吸收扭矩T的扭矩修正量，如图9所示，可以根 据泵排出压力P设定(根据泵排出压力P计算或通过实验求出)，如图11所示，也可以根据 上部旋转体5的旋转速度、操纵杆18a设定。
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只要不使旋转加速度等操纵性变差，能够在由泵排出压力P、上部旋转体5的旋转 速度、操纵杆18a等确定的扭矩修正比率当中选择修正量最少的那一个扭矩修正比率。在上述说明中，介绍了基于泵排出压力P与吸收扭矩T的对应关系求出目标泵容 量的方法，但是，作为求出用于控制包含泵20的液压泵6，20的泵容量的目标泵容量的方 法，还有另一种方法。该方法为从图16的曲线图Zl和Z2的关系求出操纵杆18a的操纵量 Y和目标泵容量D’的方法。在图16的曲线图Z3和Z4中示出基于泵排出压力P与吸收扭 矩T的对应关系求出目标泵容量D’的方法。为了利用图16说明求出目标泵容量D’的方法，使用图5的液压回路图进行说明。 在图5的液压回路中，基本结构与图1所示的液压回路相同。因此，对于与图1所示的液压 回路所使用的部件相同的部件，采用相同的附图标记，并省略其说明。在图5的液压回路中示出从控制装置7向斜盘控制阀21直接指令泵容量的回路 结构，但是，如图13所示，也能够构成从控制装置7向斜盘控制阀40指令扭矩的回路结构。在图5中，设置有用于检测来自先导操纵阀18的PPC压力的压力传感器31，并且， 为了检测先导操纵阀18中的操纵杆18a的操纵量，旋转控制阀34的端口数构成为六个。作 为旋转控制阀34的端口，具有与油箱30连接的一个端口、与泵20连接的两个端口、与通往 旋转液压马达12a的油路45a，45b分别连接的两个端口、以及与用于检测旋转控制阀34的 动作状况的油路47连接的一个端口。在与油箱30连接的油路47上设置有节流装置33，通过利用差压传感器32检测节 流装置33的前后差压，能够检测旋转控制阀34的动作状况，即操纵杆18a的操纵量。艮口， 通过使旋转控制阀34的滑阀对应操纵杆18a的操纵量而滑动，与油路47连接的旋转控制 阀34的端口的开口面积根据旋转控制阀34的滑阀的滑动而发生变化。于是，流入油路47的流量发生变化。此时，能够根据差压传感器32检测设置于油 路47的节流装置33的前后差压，并根据该检测出的前后差压检测流入油路47的流量变 化，而且，能够根据由差压传感器32检测到的检测值，检测操作杆18a的操作量。另外，与旋转液压马达12a连接的油路45a和油路45b分别从分支点46a，46b连 接到单向阀22，在油路45a和油路45b中，高压侧的压力油从单向阀22通过油路45c排出 到油箱30。在油路45c设置有两级旋转溢流阀14，两级旋转溢流阀14能够利用电磁切换 机构29将溢流压力切换到高压侧的第二溢流压力或低压侧的第一溢流压力。图16的曲线图Zl表示操纵杆18a的操纵量Y与由差压传感器32检测到的检测 值的对应关系。即，当由差压传感器32检测到的检测值为Bl时，根据曲线图Zl中的对应 关系，可知仅以操纵量Yl操纵了操纵杆18a。根据图16的曲线图Z2中的差压传感器B与目标泵容量D’的对应关系，当仅以操 纵量Yl操纵了操纵杆18a时，泵20的泵容量能够被控制为达到目标泵容量D1’。下面，说明图16所示的曲线图Z3和Z4。曲线图Z3表示实际发动机转速N与泵 吸收扭矩T的对应关系，曲线图Z4表示相对于泵吸收扭矩T的泵排出压力P与目标泵容量 D’的关系。如曲线图Z3所示，实际发动机转速为N2时的泵吸收扭矩与T2值对应。在曲线图 Z4中，在泵吸收扭矩T2的曲线上，当泵排出压力为P5时，目标泵容量与D5’对应。另外，能 够控制为使泵20的泵容量达到目标泵容量D5’。
此时，当在仅以操纵量Yl操纵了操纵杆18a时的目标泵容量D1’值和与泵排出压 力P5对应的目标泵容量D5’值之间存在大小关系时，将目标泵容量D1’或者目标泵容量 D5’中较小的一方设定为目标泵容量Dmin’。然后，根据目标泵容量Dmin’并通过旋转截断 对泵20的目标泵容量进行修正，从而能够减少从两级旋转溢流阀14排出而无用地浪费的 排出流量。于是，在本发明中，在仅以操纵量Yl操纵了操纵杆18a时的目标泵容量D1’值和 与泵排出压力P5对应的目标泵容量D5’值之间判定大小关系，并基于目标泵容量Dmin’控 制泵20的泵容量。如上所述，当泵排出压力P超过第一设定值Pa时，进行通过操纵修正机构37使目 标泵容量Dmin’值减少的控制。关于该控制，利用图16进一步说明。在目标泵容量D1’和 目标泵容量D5’中将较小的一方的目标泵容量设为Dmin’，并根据曲线图Z5所示的泵排出 压力P与修正比率E的对应关系，求出与泵排出压力P5对应的修正比率E1。然后，将目标泵容量(Dmin’ ΧΕΙ)值作为控制量，控制泵20的泵容量，其中，该目 标泵容量(Dmin’ XEl)值为将从曲线图Z5求出的修正比率El与目标泵容量Dmin’相乘而 得到的修正后的值。由此，也能够将本发明很好地适用于具有使控制装置7向斜盘控制阀 41直接指令泵容量的回路结构的旋转驱动控制系统。在利用图16进行的上述说明中，介绍了在仅以操纵量Yl操纵了操纵杆18a时的 目标泵容量D1’值和对应于泵排出压力P5的目标泵容量D5’值之间判定大小关系，并将较 小的一方的目标泵容量作为目标泵容量Dmin’来控制泵20的泵容量的情况。但是，在本发明的旋转截断控制中，能够仅根据仅以操纵量Yl操纵了操纵杆18a 时的目标泵容量D’值来控制泵20的泵容量，也可以仅根据与泵排出压力P5对应的目标泵 容量D5’值来控制泵20的泵容量。而且，本发明的旋转截断控制不限于控制泵20的泵容 量，例如，如图13所示，也能够很好地适用于具有使控制装置7向斜盘控制阀40指令扭矩 的回路结构的旋转驱动控制系统。接着，利用图5和图15说明在进行上部旋转体5的旋转控制时操纵杆18a突然返 回或者进行反向操纵的情况。此时，如图15所示，由于旋转控制阀13a被关闭，因此，油路 45a及、位于分支点46b和旋转控制阀13a之间的油路45b被关闭。但是，由于在惯性力的作用下上部旋转体5欲继续旋转，因此，从旋转液压马达 12a排出的油，从油路45b的分支点46b经由单向阀22流入油路45c。此时，如果因旋转截断而将两级旋转溢流阀14的溢流压力设定在高压侧的第二 溢流压力，则旋转液压马达12a的排出侧的压力与通常时(将两级旋转溢流阀设定在低压 侧的第一溢流压力时)相比，相对成为高压。其结果是，导致使因惯性力而继续旋转的上部旋转体5的旋转减速的减速扭矩上 升，从而出现如下不良情况使上部旋转体5的旋转过快地减速而引起减速冲击，或者施加 于旋转液压马达12a的峰值压力上升，使得旋转液压马达12a的寿命缩短。于是，为了解决这种不良情况，在本发明中，当制动压力施加于旋转液压马达12a 时，通过将两级旋转溢流阀14的溢流压力设定在低压侧的第一溢流压力，能够使上部旋转 体5的旋转平缓地减速，防止产生减速冲击。而且，由于不使施加于旋转液压马达12a的压 力上升，因此不会缩短旋转液压马达12a的寿命。
另外，关于制动压力施加于或者有可能施加于旋转液压马达12a的情况，可通过 如下方式确认，即利用压力传感器31基于来自先导操纵阀18的先导压力检测旋转控制阀 13a突然返回中立方向或被反向操纵的情况、或检测操纵阀18a的操纵角(操纵角可通过在 先导操纵阀18设置角度检测器来检测)、或利用未图示的转速传感器检测上部旋转体5的 旋转轴的旋转等。由此，能够将杆返回判定机构42构成为，利用控制装置7能够检测操作人员欲停 止上部旋转体5的旋转(上部旋转体减速)的情况、对上部旋转体5进行的旋转驱动实际 上从加速/稳定旋转的状态转到减速状态的情况。如果控制装置7判断为如上所述转到减速状态的情况，则如图5所示，控制装置7 向电磁比例控制阀11输出停止旋转截断的信号，并且，向电磁切换机构29输出控制信号， 进行将两级旋转溢流阀14的溢流压力设定为低压侧的第一溢流压力Lo的控制。由此，能 够解决上述伴随旋转截断而产生的不良情况。在上述说明中，介绍了能够将两级旋转溢流阀14的溢流压力设定在低压侧的第 一溢流压力或高压侧的第二溢流压力的结构，即两级旋转溢流阀的结构，但是，也可以构成 为根据导入两级旋转溢流阀14的先导压力以无级方式设定溢流压力的结构，即能够将两 级旋转溢流阀构成为可变溢流阀。而且，当把两级旋转溢流阀14构成为可变溢流阀时，通过使变更两级旋转溢流阀 14的溢流压力的电磁阀，从电磁切换机构29的结构变更为电磁比例控制阀的结构，能够进 行更精细的压力设定。于是，在进行旋转截断时，也能够忠实地再现通过现有的技术实现的 旋转时的压力波形。接着，利用图17的控制流程和图5，说明操纵杆18a突然返回或反向操纵时的判定。在步骤S31中，判定旋转控制阀34中的滑阀的绝对位置是否减少一定值以上。即， 利用设置于控制装置7的杆返回判定机构42和杆反向操纵判定机构43，判定检测操纵杆 18a的输出压力的压力传感器31与检测向反方向操纵的操纵杆18a的输出压力的未图示的 压力传感器的输出之差的绝对值是否减少一定值以上。即，判定操纵杆18a是否进行突然 返回操纵或反向操纵。在步骤S31中，如果判定为旋转控制阀34中的滑阀的绝对位置减少一定值以上， 则进入步骤S32，若判定为旋转控制阀34中的滑阀的绝对位置未减少一定值以上，则进入 步骤S33。在步骤S32中，判定为操纵杆18a进行突然返回操纵或反向操纵，并且将截断量 (在进行本发明的旋转截断时，减去从溢流阀排出的排出流量时得到的剩下的排出流量) 控制为零，将两级旋转溢流阀14的溢流压力设定在低压侧的第一溢流压力Lo。由此，能够使上部旋转体5的旋转平缓地减速，防止产生减速冲击，从而能够延长 旋转液压马达12a的寿命。如果步骤S32中的处理结束，则返回到步骤S31，重复自步骤S31开始的处理。在步骤S33中，判定操纵杆18a是否向左方被操纵。在步骤S33中，如果判定为操 纵杆18a向左方被操纵，则进入步骤S41，若判定为操纵杆18a未向左方被操纵，则进入步骤 S34。
关于操纵杆18a是否向左方被操纵的判定，可通过检测图5所示的旋转控制阀34 中的滑阀的滑动方向来进行。即，虽然在图5中仅示出了检测作用于旋转控制阀34中的滑 阀一端侧的PPC压力的压力传感器31，但是，还设置有检测作用于旋转控制阀34中的滑阀 另一端侧的PPC压力的未图示的压力传感器，利用这两个压力传感器能够判定操纵杆18a 向哪个方向操纵。在步骤S34中，判定操纵杆18a是否向右方被操纵。在步骤S34中，如果判定为操 纵杆18a向右方被操纵，则进入步骤S36，若判定为操纵杆18a未向右方被操纵，则进入步骤 S35。在步骤S35中，判定为操纵杆18a当前位于中立位置，重新设置反向操纵信号。此 时，截断量维持在零状态，两级旋转溢流阀14的溢流压力维持在低压侧的第一溢流压力Lo 的状态。如果步骤S35中的处理结束，则返回步骤S31，重复进行自步骤S31开始的处理。在步骤S36中，利用设置于修正机构37的经过时间判定机构50，判定一定时间之 前的操纵杆18a的操纵方向是否为与当前操纵方向相反的左方。在步骤S36中，如果判定 为一定时间之前的操纵杆18a的操纵方向是与当前操纵方向相反的方向，则进入步骤S37， 若不是与当前操纵方向相反的方向，则进入步骤S38。在步骤S37中，判定为操纵杆18a处于反向操纵状态，设置反向操纵信号。此时， 截断量维持在零状态，两级旋转溢流阀14的溢流压力维持在低压侧的第一溢流压力Lo的 状态。如果步骤S37中的处理结束，则返回到步骤S31，重复进行自步骤S31开始的处理。在步骤S38中，判定是否设置有反向操纵信号。在步骤S38中，如果判定为设置有 反向操纵信号，则进入步骤S39，如果判定为未设置有反向操纵信号，则进入步骤S46。在步骤S39中，判定为操纵杆18当前继续处于反向操纵状态中。此时，截断量维 持在零状态，两级旋转溢流阀14的溢流压力依然维持在低压侧的第一溢流压力Lo的状态。 如果步骤S39中的处理结束，则返回到步骤S31，重复进行自步骤S31开始的处理。在步骤S46中，进行通常的旋转截断控制以及切换两级旋转溢流阀14的设定压力 的控制。然后，返回到步骤S31，重复进行自步骤S31开始的处理。在步骤S41中，判定一定时间之前的操纵杆18a的操纵方向是否为与当前操纵方 向相反的右方。在步骤S41中，如果判定为一定时间之前的操纵杆18a的操纵方向是与当 前操纵方向相反的方向，则进入步骤S42，若不是与当前操纵方向相反的方向，则进入步骤 S43。在步骤S42中，判定为操纵杆18a处于反向操纵状态，设置反向操纵信号。此时， 截断量维持在零状态，两级旋转溢流阀14的溢流压力维持在低压侧的第一溢流压力Lo的 状态。如果步骤S42中的处理结束，则返回到步骤S31，重复进行自步骤S31开始的处理。在步骤S43中，判定是否设置有反向操纵信号。在步骤S43中，如果判定为设置有 反向操纵信号，则进入步骤S44，如果判定为未设置有反向操纵信号，则进入步骤S45。在步骤S44中，判定为操纵杆18当前继续处于反向操纵状态中。此时，截断量维 持在零状态，两级旋转溢流阀14的溢流压力维持在低压侧的第一溢流压力状态。如果步骤 S44中的处理结束，则返回到步骤S31，重复进行自步骤S31开始的处理。在步骤S45中，进行通常的旋转截断控制以及切换两级旋转溢流阀14的设定压力 的控制。然后，返回到步骤S31，重复进行自步骤S31开始的处理。
接着，说明在本发明中自截断开始经过一定时间之后延迟使泵容量减少的方向上 的目标泵容量的响应特性的情况。为了进行旋转截断，在使用目标泵容量D’进行泵20或者液压泵6的泵容量D (以 下称为液压泵的泵容量D)的控制时，泵排出压力P也发生变动。因某些原因而使泵排出压 力P急剧发生变动时，控制泵20或者液压泵6的泵容量D的目标泵容量D’值也发生变动。如果根据变动的目标泵容量D’控制液压泵的泵容量D，则被控制的液压泵的泵容 量D根据变动的目标泵容量D’进一步增大并大幅变动。其结果是，泵排出压力P进一步大 幅变动，不能通过抑制从两级旋转溢流阀14溢流的排出流量来进行截断。于是，在本发明中，输出响应特性延迟的目标泵容量D’。由此，能够防止上部旋转 体5开始旋转时发生旋转截断的延迟，而且，能够防止由于进行旋转截断而导致泵排出压 力P产生压力变动。输出响应特性延迟的目标泵容量D’、或者输出响应特性未延迟的目标 泵容量D’的控制由设置于修正机构37的响应特性设定机构51来进行。下面，利用图18和图19说明输出响应特性延迟的目标泵容量D’的情况和输出响 应特性未延迟的目标泵容量D’的情况。在图18和图19中，上方所示的曲线图表示泵排 出压力P的时间变化，下方所示的曲线图表示进行旋转截断时的液压泵的斜盘角的时间变 化。图18和图19中的虚线表示响应特性未延迟的状态，实线表示响应特性延迟的状 态。另外，图19表示在截断开始后的一定时间内仅相对于增大液压泵的泵容量D的目标泵 容量信号使响应特性延迟的情况。相反，在截断开始后的一定时间内，相对于减少液压泵的泵容量D的目标泵容量 信号不使响应特性延迟。在图19中示出在截断开始并经过一定时间之后相对于增减泵容 量的目标泵容量信号使响应特性延迟的状态。如图18的虚线所示，如果相对于泵排出压力P的变动不使目标泵容量的响应特性 延迟，则根据目标泵容量的信号被控制的斜盘角也与泵排出压力P的变动对应地以反相位 进行变动，并且变动随着时间的经过而被放大。与之相对，如图18的实线所示，如果相对于泵排出压力P的变动使目标泵容量的 响应特性延迟，则能够吸收泵排出压力P的变动，从而也能够使泵排出压力P的变动平滑地变化。如图19的下图所示，在旋转截断开始后的一定时间内，如果相对于减少液压泵的 泵容量D的目标泵容量信号也使响应特性延迟，则在旋转截断开始后不久发生截断量不足 的情况。即，在图19中用一定时间表示的区域中，泵20的斜盘20a进行实线所示的控制， 液压泵的泵容量D容易增大，并且来自液压泵的排出流量过剩。于是，在本发明中，在旋转截断开始后的一定时间内，通过相对于减少液压泵的斜 盘角的方向上的目标泵容量D’信号不使修正响应特性延迟，能够对泵20的斜盘20a进行 在图19中用一定时间表示的区域中的虚线所示的控制，能够防止截断控制延迟，因此，能 够防止截断量不足。而且，在旋转截断开始并经过一定时间之后，通过相对于增减泵20的泵容量的目 标泵容量D’信号使响应特性延迟，能够以消除目标泵容量D’的变动的状态来控制泵20的 泵容量。由此，泵20的泵容量不会大幅变动。
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另外，在本发明中，能够防止随着旋转截断而产生压力变动，也能够抑制泵排出压 力的变动。而且，由于能够防止相对于泵排出压力P的上升使截断控制延迟，因此，能够抑 制溢流的排出流量。接着，利用图20和图21说明第一设定值Pa、第二设定值Pb、第三设定值Pc与由 修正机构37修正目标泵容量D’的修正比率E的关系。在图20中示出泵排出压力P与修正比率E的关系，并且再次示出图8所示的两级 旋转溢流阀4的溢流压力与泵排出压力P的关系。在图8和图9中示出将第一设定值Pa设为固定值的情况，当固定第一设定值Pa 时，如果泵排出压力P的上升速度快，即使修正机构37采用修正比率E对目标泵容量D’进 行修正，修正后的目标泵容量D’也赶不上泵排出压力P的变化，因此，液压泵的泵容量D以 产生延迟的状态被控制。因此，即使考虑到当前泵排出压力P的值而控制了液压泵的泵容量D，如果泵排出 压力P的上升速度快，则截断量不足，于是也不能在油耗方面得到足够的改善。当泵排出压力P上升时，如果超过了第三设定值Pc，则从低压侧的第一溢流压力 Lo切换到高压侧的第二溢流压力Hi的状态并维持该状态。当泵排出压力P低于第四设定 值Pd时，两级旋转溢流阀14的溢流压力从高压侧的第二溢流压力Hi切换到低压侧的第一 溢流压力Lo并维持该状态。在此，由于第三设定值Pc被设定成小于第一设定值Pa的最小值(Pmin’)的值，因 此，即使泵排出压力P的上升速度快且将第一设定值Pa变更到最小值(Pmin’ )侧，也保持 第三设定值Pc <第一设定压力Pa的关系。而且，由于第四设定值Pd也被设定成比第二设定值Pb的最小值小的值，因此，保 持第四设定值Pd <第二设定压力Pb的关系。或者，也能够根据第二设定值Pb重新设定第 四设定值Pd，以使第四设定值Pd <第二设定压力Pb。为此，由于在旋转截断控制中两级旋 转溢流阀14的设定压力不被切换，因此，能够进行稳定的旋转驱动控制。于是，也注意泵排出压力P的变化量，当泵排出压力P的上升速度快时，能够控制 第一设定值Pa使其减小。在图20的表示泵排出压力P与修正比率E之间的关系的曲线 Gl G4中，例如，如果用曲线G3表示将第一设定值Pa设定为固定值的情况，则在泵排出压 力P的上升速度快时，能够使第一设定值Pa朝Pmin’侧转移以便如曲线G4所示构成。作为图20中的修正比率E的值，在泵排出压力P上升时，沿着从作为100%状态的 比率“1”朝向Emin减少的方向变化，最终维持在Emin的状态。相反，在泵排出压力P减少 时，沿着从Emin比率朝向作为100%状态的比率“1”增大的方向变化，最终维持在“1”的状 态。由此，能够从泵排出压力P的低压力状态，利用修正机构37进行目标泵容量D’的 修正，因此，即使在泵排出压力P的上升速度快时，也不会产生时间延迟，能够控制液压泵 的泵容量以进行旋转截断。而且，在泵排出压力P减少时，如果减速速度变快，则第二设定值Pb的大小朝Pmin 侧转移。例如，在图20中，如果用G2表示将第二设定值Pb固定的情况，则在减速速度快时， 也能够使第二设定值Pb朝Pmin侧转移以便如曲线Gl所示构成。S卩，如果泵排出压力P的 减小速度变快，则修正比率快速返回到“1”的状态，从而能够快速返回到未进行旋转截断的
29状态。此时，在图20下方所示的两级旋转溢流阀14的溢流压力与泵排出压力P之间的 关系的曲线中，作为根据泵排出压力P的增减速度使第一设定值Pa或第二设定值Pb朝 Pmin'侧或Pmin侧转移时的条件，在从当前时间点的泵排出压力P(t)值减去例如0. 1秒 前的泵排出压力P (t_ At)值而得到的值即泵排出压力P的时间差分Δ P超过泵排出压力 P上升时预先设定的阈值时，或者小于泵排出压力P减少时预先设定的阈值时，能够将第一 设定值Pa或者第二设定值Pb朝Pmin’侧或Pmin侧转移。然后，根据时间差分Δ P设定第一设定值Pa或者第二设定值Pb。泵排出压力P的 上升速度越快(相当于ΔΡ越大)，第一设定值Pa的值越小，即使是相同的泵排出压力P， 相比于将第一设定值Pa的值固定的情况，也能够更多地进行截断(削减溢流流量)。在图21中示出根据泵排出压力的增减速度使第一设定值Pa朝Pmin’侧转移以及 未转移时的泵排出流量Q的时间变化的情况。实线表示泵排出压力P的时间变化，单点划 线表示未进行旋转截断时的泵排出流量Qa的时间变化。粗虚线表示将第一设定值Pa作为固定值时的泵排出流量Qb的时间变化，粗实线 表示根据泵排出压力P的增减速度使第一设定值Pa朝Pmin’侧转移时的泵排出流量Qc的 时间变化。双点划线表示理想的泵排出流量Qd的时间变化。这样，在根据泵排出压力P的增减速度使第一设定值Pa朝Pmin’侧转移时，与未 转移时相比，能够更接近理想的泵排出流量Qd。而且，如箭头A所示，能够使旋转截断开始 的时机提前。另外，如箭头B所示，能够使修正比率E值减小。由此，如用阴影表示的由泵排出流量Qb和泵排出流量Qd包围的区域所示，根据泵 排出压力P的增减速度使第一设定值Pa朝Pmin’侧转移时，与未转移时相比，能够增大截断量。这样，在开始旋转上部旋转体5时，能够及时开始旋转截断，在不改变对于上部旋 转体5的操纵性的情况下，能够大幅降低油耗率。在上述说明中，以液压挖掘机为例进行了说明，但是，本发明不限定在液压挖掘 机，能够适用于具有旋转体的建筑机械，例如能够很好地适用于履带式液压挖掘机、轮式液 压挖掘机、起重机等。通过如上所述的结构，在几乎不变更当前安装的液压设备的情况下，能够减少旋 转加速时伴随溢流的能量损失，能够实现油耗的改善、液压油油温的下降及溢流噪声的降 低。工业实用性本发明能够适用于具有旋转体的建筑机械，例如，能够很好地适用于履带式液压 挖掘机、轮式液压挖掘机、起重机等。
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权利要求
一种建筑机械的旋转驱动控制系统，具有液压泵，其为可变容量型，由发动机驱动并向液压执行机构供给压力油；压力检测机构，其检测来自所述液压泵的泵排出压力；控制阀，其控制从所述液压泵排出的压力油向所述液压执行机构供给或自所述液压执行机构排出；控制装置，其控制所述液压泵的容量；液压马达，其作为所述液压执行机构之一而构成，并旋转驱动建筑机械的上部旋转体；旋转溢流阀，其设定所述液压马达的溢流压力；以及操纵杆，其切换操纵作为所述控制阀之一而构成的液压马达用控制阀，该建筑机械的旋转驱动控制系统的特征在于，所述控制装置还具有修正机构，在操纵所述操纵杆的过程中，当由所述压力检测机构检测到的泵排出压力超过第一设定值时，所述修正机构根据所述泵排出压力使所述泵容量减少；以及解除机构，当由所述压力检测机构检测到的泵排出压力低于第二设定值时，所述解除机构解除由所述修正机构进行的修正，所述第二设定值在所述第一设定值以上。
2.如权利要求1所述的建筑机械的旋转驱动控制系统，其特征在于， 具有检测所述操纵杆的操纵量的杆操纵量检测机构，所述旋转溢流阀为能够设定第一溢流压力和高于所述第一溢流压力的第二溢流压力 的两级旋转溢流阀，所述建筑机械的旋转驱动控制系统还具有切换所述两级旋转溢流阀的设定压力的电 磁切换机构，所述控制装置还具有判定机构，其根据由所述杆操纵量检测机构和所述压力检测机构检测到的杆操纵量和 泵排出压力，判定所述上部旋转体是否处于加速中；以及旋转溢流压力切换机构，在所述上部旋转体的加速中，当由所述压力检测机构检测到 的泵排出压力超过第三设定值时，所述旋转溢流压力切换机构将所述两级旋转溢流阀的设 定压力从所述第一溢流压力切换到所述第二溢流压力，当由所述压力检测机构检测到的泵 排出压力低于第四设定值时，所述旋转溢流压力切换机构将所述两级旋转溢流阀的溢流压 力从所述第二溢流压力切换到所述第一溢流压力，所述第三设定值被设定为比所述第一设定值小的值， 所述第四设定值被设定为所述第二设定值以下的值，所述电磁切换机构基于来自所述旋转溢流压力切换机构的切换信号，切换所述两级旋 转溢流阀的设定压力。
3.如权利要求1所述的建筑机械的旋转驱动控制系统，其特征在于，在所述控制装置的所述修正机构进行根据由所述压力检测机构检测到的泵排出压力 使所述泵容量减少的控制的情况下，当除所述液压马达用控制阀以外的控制阀被切换操纵 时，所述控制装置解除由所述修正机构进行的修正。
4.如权利要求2所述的建筑机械的旋转驱动控制系统，其特征在于，所述控制装置具有杆返回判定机构，该杆返回判定机构判定对所述液压马达用控制阀 进行切换操纵的所述操纵杆在操纵中是否已返回中立方向；如果所述杆返回判定机构判定为对所述液压马达用控制阀进行切换操纵的所述操纵 杆在操纵中已返回中立方向，则所述旋转溢流压力切换机构将被设定为所述第二溢流压力 的所述两级旋转溢流阀的设定压力切换到所述第一溢流压力。
5.如权利要求2所述的建筑机械的旋转驱动控制系统，其特征在于，所述控制装置具有杆反向操纵判定机构，该杆反向操纵判定机构判定对所述液压马达 用控制阀进行切换操纵的所述操纵杆在操纵中是否已超过中立位置朝反方向操纵；如果所述杆反向操纵判定机构判定为对所述液压马达用控制阀进行切换操纵的所述 操纵杆在操纵中已被操纵为超过中立位置，则所述旋转溢流压力切换机构将被设定为所述 第二溢流压力的所述两级旋转溢流阀的设定压力切换到所述第一溢流压力。
6.一种建筑机械的旋转驱动控制系统，其特征在于，在所述控制装置的所述修正机构进行根据由所述压力检测机构检测到的泵排出压力 使所述泵容量减少的控制的情况下，当除所述液压马达用控制阀以外的控制阀被切换操纵 时，所述控制装置解除由所述旋转溢流压力切换机构进行的从所述第一溢流压力到所述第 二溢流压力的切换。
7.如权利要求1或2所述的建筑机械的旋转驱动控制系统，其特征在于，所述修正机构 具有经过时间判定机构，其判定自所述泵排出压力超过所述第一设定值开始所经过的时间 是在预先设定的一定时间以内还是以外；以及响应特性设定机构，其设定所述泵容量相对于所述泵排出压力的响应特性，所述响应特性设定机构在所述一定时间经过之后，将相对于所述泵排出压力的变化而 使所述泵容量减少的方向上的响应特性，设定为与所述一定时间经过之前的响应特性相比 而延迟。
全文摘要
一种建筑机械的旋转驱动控制系统，根据上部旋转体的驱动状况控制从旋转溢流阀排出的溢流流量。该建筑机械的旋转驱动控制系统具有由发动机驱动且向液压执行机构供给压力油的可变容量型液压泵、检测来自所述液压泵的泵排出压力的压力检测机构、控制从所述液压泵排出的压力油向所述液压执行机构供给或自其排出的控制阀、控制所述液压泵的容量的控制装置、作为所述液压执行机构之一而构成且旋转驱动作业车辆的上部旋转体的液压马达、设定所述液压马达的溢流压力的旋转溢流阀、以及切换操纵作为所述控制阀之一而构成的液压马达用控制阀的操纵杆；所述控制装置还具有修正机构和解除机构，其中，在操纵所述操纵杆的过程中，当由所述压力检测机构检测到的泵排出压力超过第一设定值时，所述修正机构根据所述泵排出压力使所述泵容量减少，当由所述压力检测机构检测到的泵排出压力低于第二设定值时，所述解除机构解除由所述修正机构进行的修正；所述第二设定值在所述第一设定值以上。
文档编号F15B11/02GK101981325SQ20098011168
公开日2011年2月23日 申请日期2009年3月30日 优先权日2008年3月31日
发明者丸田和弘, 北岛仁, 大井健, 市原将志, 浅田寿士, 秋山照夫 申请人:株式会社小松制作所