特許 7051294 負荷検出ポンプ用の電子トルクおよび圧力制御

(19)【発行国】日本国特許庁(JP)

(12)【公報種別】特許公報(B2)

(11)【特許番号】

(24)【登録日】2022-04-01

(45)【発行日】2022-04-11

(54)【発明の名称】負荷検出ポンプ用の電子トルクおよび圧力制御

(51)【国際特許分類】

   F04B 49/22 20060101AFI20220404BHJP

   F04B 1/26 20060101ALI20220404BHJP

   F04B 49/08 20060101ALI20220404BHJP

【ＦＩ】

F04B49/22

F04B1/26

F04B49/08 321

【請求項の数】 3

(21)【出願番号】P 2016556807

(86)(22)【出願日】2015-03-18

(65)【公表番号】

(43)【公表日】2017-05-25

(86)【国際出願番号】 IB2015000360

(87)【国際公開番号】W WO2015140622

(87)【国際公開日】2015-09-24

【審査請求日】2018-03-07

【審判番号】

【審判請求日】2020-07-02

(31)【優先権主張番号】14/220,201

(32)【優先日】2014-03-20

(33)【優先権主張国・地域又は機関】US

(73)【特許権者】

【識別番号】515359466

【氏名又は名称】ダンフォス・パワー・ソリューションズ・インコーポレーテッド

(74)【代理人】

【識別番号】100098394

【弁理士】

【氏名又は名称】山川 茂樹

(74)【代理人】

【識別番号】100064621

【弁理士】

【氏名又は名称】山川 政樹

(72)【発明者】

【氏名】リゲンフェルター，ケヴィン

(72)【発明者】

【氏名】ラファイエット，ゲイリー

【合議体】

【審判長】窪田 治彦

【審判官】小川 恭司

【審判官】田合 弘幸

(56)【参考文献】

【文献】国際公開第２０１１／１０７１９０（ＷＯ，Ａ１）

【文献】特開２００２－３５７１７７（ＪＰ，Ａ）

【文献】特開２０１２－１３７１５７（ＪＰ，Ａ）

【文献】特開昭６０－１０５３（ＪＰ，Ａ）

(58)【調査した分野】(Int.Cl.，ＤＢ名)

F04B 49/22

(57)【特許請求の範囲】

【請求項1】

ポンプ（１４）を駆動すべく構成されたモーターまたはエンジン（１２）と、
前記ポンプ（１４）の出力側及び前記ポンプ（１４）に接続するタンク（１６）と流体連通する圧力逃し弁（２２）と、
前記ポンプ（１４）の斜板（３４）に接続され、且つ前記圧力逃し弁（２２）と流体連通するポンプ制御部またはシリンダ（３２）と、
前記斜板（３４）に接続された斜板角度センサ（３６）と、
前記斜板角度センサ（３６）に接続されるとともに前記圧力逃し弁（２２）の圧力逃し設定を制御するコンピュータ（４０）と
前記圧力逃し弁（２２）が、当該圧力逃し弁の両端での圧力低下が正しく機能しないレベルまで低下する圧力低下状態にならないよう、前記斜板（３４）の角度を調節して前記ポンプ（１４）の容量を小さくするトルク制御部と
を含み、
前記ポンプ（１４）から前記圧力逃し弁（２２）にかかる、負荷に応じたシステム圧力が大きくなるほど、前記トルク制御部は、前記斜板（３４）の角度を前記ポンプ（１４）の容量を小さくするよう変化させ、
前記斜板（３４）による前記ポンプ（１４）の所与の容量での最大システム圧力を実現すべく、前記コンピュータ（４０）が、前記圧力逃し設定として、前記圧力逃し弁（２２）に流す電流を制御して、当該圧力逃し弁（２２）を通る流量を大きくして前記ポンプ制御部またはシリンダ（３２）のポンプ側圧力を大きくして、前記トルク制御部が、前記斜板（３４）の角度を前記ポンプ（１４）の容量を小さくするように変化させて、前記モーターまたはエンジン（１２）の能力が不足した場合であってもシステムを動作させるよう、
前記コンピュータ（４０）が、前記モーターまたはエンジン（１２）が生成可能なトルクと、前記ポンプ（１４）の所与のポンプ容量での前記モーターまたはエンジン（１２）に対する要求トルクとを計算し、前記要求トルクが前記生成可能なトルクを上回る場合に、前記圧力逃し弁（２２）の圧力逃し設定を制御して、前記生成可能なトルク以下で前記システムを動作させるよう、前記トルク制御部が、前記斜板（３４）の角度を前記ポンプ（１４）の容量を小さくするように変化させるポンプ制御システム。

【請求項2】

第１の機能のための第１の負荷と、第２の機能のための第２の負荷が前記ポンプ（１４）に印加できるよう前記システムに接続されており、さらに前記第１、第２の負荷と前記システムとの間に前記第１の負荷と第２の負荷を切り替える圧力切替器またはシャトル弁（５２）を更に含む、請求項１に記載のシステム。

【請求項3】

負荷が前記ポンプ（１４）に印加できるよう前記システムに接続されており、前記モーターまたはエンジン（１２）の始動のための寒冷条件下でのクランク動作中、前記ポンプ（１４）の容量を下げるため当該ポンプ（１４）にかかる負荷を低下させるダンプ弁（５４）を前記システムと前記負荷の間に更に設けた、請求項１に記載のシステム。

【発明の詳細な説明】

【技術分野】

【0001】

関連出願の相互参照
本出願は、２０１３年９月３０日出願の米国仮特許出願第６１／８８４，３１８号明細書の優先権を主張するものである。

【背景技術】

【0002】

本発明は負荷検出ポンプ用の制御を目的とする。機械的トルク制御の使用は当該分野で公知である。公知のシステムにおいて、斜板角度は、逃し設定点が斜板角度に応じて変化する逃し弁に機械的に接続されている。当該システムにおける一つの問題は、例えばエンジンに掛かる副次的な負荷または低いエンジン速度におけるトルクの低下に対処すべくトルク設定点を迅速に変更できない点である。公知のシステムにおける別の問題は、最大圧力設定点をオンザフライ的に変更できない点である。

【0003】

例えば、従来の負荷検出システムを図１に示す。従来の負荷検出回路は、フィードバック圧を用いてシステム内の可変開口部の両端で所与の圧力低下を維持すべく一体化された制御部を有する可変容量型開回路ポンプを用いる。当該所与の圧力低下は、ポンプの制御部を設定することにより指定され、図１の例では２０バールに設定されている。ポンプは、必要とされる流量を最大能力まで提供して可変開口部の両端で２０バールの圧力低下を試みて維持する。当該２０バールの圧力低下を負荷検出限界圧力（ＬＳ圧力）と呼ぶ。

【0004】

ポンプの出力圧力は、負荷を持ち上げるために必要な圧力に可変開口部の両端で降下を加えたものに等しい。ある負荷を持ち上げるために必要な圧力が１８０バールに等しい場合、その結果生じるポンプの出力圧力は本例では２００バールに等しくなる。

【0005】

エンジンが提供すべきポンプへの入力トルクは、ポンプの出力圧力と、開口部の両端でのＬＳ圧力低下の維持に必要な容量との積を求めることにより計算される。当該計算のサンプルを以下の例１に示す。

【数1】

【発明の概要】

【課題を解決するための手段】

【0006】

ポンプの圧力または容量（流量）のいずれかが増大するに伴い、結果的に必要な入力トルクが増大する。往々にして、ポンプに対して高い流量および圧力が要求された場合、原動機に掛かるトルク要件が能力を超え、その結果エンジンストールが生じる。ポンプへの入力トルクが動作中のエンジンのトルク出力能力を超えて生じるストールに加え、その結果として操作者のフラストレーションおよび／または劣悪な性能が生じる。二重設定点を備えたシステムは公知であるが、極めて複雑且つ高価である。従って、当該分野においてこれらの短所を克服したシステムに対するニーズがある。

【0007】

本発明の目的は、トルク設定を迅速に変更可能な負荷検出ポンプの制御機能を提供することである。

【0008】

本発明の別の目的は、最大圧力設定点をオンザフライ的に変更可能な負荷検出ポンプの制御機能を提供することである。

【0009】

本発明の更なる目的は、エンジンがストールする可能性を少なくする負荷検出ポンプの制御機能を提供することである。

【0010】

上述および他の目的は、以下の記述、図面、および請求項に基づくことにより当業者に明らかになろう。

【0011】

負荷検出ポンプ用の電気トルクおよび圧力制御部は、斜板角度センサを有するポンプを含んでいる。当該ポンプは、電気的に可変な圧力逃し弁および開口部を有する、圧力補償負荷検出制御部とインライン接続されている。回路には、エンジン速度センサおよびマイクロコントローラが接続されている。マイクロコントローラは、斜板センサおよびエンジン速度センサからの信号に基づいて圧力検出制御部内の電気的に可変な圧力逃し弁の圧力逃し設定を制御するソフトウェアを有している。

【図面の簡単な説明】

【0012】

【図1】従来技術の負荷検出システムの模式図である。

【図2】電子トルク／圧力制御回路の模式図である。 流線２０は、タンク１６から制御弁１８、圧力逃し弁２２を経て圧力制限補償弁２６と負荷検出補償弁２８に至る流路と上記タンク１６からシリンダ１９までの流路とを含む。 流線２４は、上記圧力逃し弁２２から圧力制限補償弁２６までの流路である。 ポンプ排出線３０は、その一端が上記圧力制限補償弁２６と負荷検出補償弁２８に、他の一端がトルク制御弁（ポンプ制御部またはシリンダ）３２に接続する流路である。

【図3】ポンプ容量を最大トルク圧力と比較した図である。線１００は最大圧力（ＥＴＬ なし）、線１０１は使用可能なエンジントルク、線１０２は要求トルク（ＥＴＬなし）である。

【図4】ポンプ容量を弁への電流と比較した図である。線１０４は最大システム圧力（Ｅ ＴＬ有効）、１０５は弁への電流である。

【図5】ポンプ容量を圧力と比較した図である。線１０６は要求トルク（ＥＴＬ有効）、 線１０７は最大システム圧力（ＥＴＬ有効）、線１０８は使用可能なエンジントルクである。

【図6】ポンプ容量をシステム容量と比較した図である。線１０９は最大システム圧力で ある。

【図7】電子トルク／圧力制御回路の模式図である。

【図8】負荷保持弁を有するトルク制御回路の模式図である。

【図9】圧力補償ポンプを有するトルク制御回路の模式図である。

【図10】容量を圧力と比較することによりトルク制御におけるマージンの割当を示す図である。線１１０はＰｃｔｒｌ線であり、線１１１はＰＬＳ線であり、線１１２はＰｐｕｍｐ線である。

【図11】容量を圧力と比較することによりトルク制御におけるマージンの割当を示す図である。

【発明を実施するための形態】

【0013】

図面を参照するに、ポンプ制御システム１０の例は、ポンプ１４を駆動すべく構成されたモーター１２を含んでいる。一実施形態において、モーター１２は、エンジンパワーテイクオフからのギアボックストランスミッションであり、ポンプ１４は可変軸ピストンポンプである。ポンプ１４は、タンク１６からの流体を、流線２０を通るシステム圧力で制御弁１８およびシリンダ１９まで吐出および加圧する。

【0014】

制御弁１８の下流において圧力逃し弁２２が流線２０に接続されている。流線２０にはまた流線２４により圧力制限補償弁２８が接続されていて、圧力制限補償弁２６に給気すべく接続されている。負荷検出補償弁２８は流線２０にも接続されていて、ポンプ排出線３０が、ポンプ１４の斜板３４に接続されていてその容量を制御するトルク制御弁３２に接続されている。斜板３４には斜板角度センサ３６が接続されていて、モーター１２にはエンジン速度センサ３８が接続されている。角度３６および速度３８センサは共に、ソフトウェア４２を有するコンピュータ４０に接続されている。コンピュータ４０は圧力逃し弁２２に接続されていてこれを制御する。

【0015】

動作時に、回路内において、シリンダ１９に掛かる力を強め、その結果ポンプ１４の回路内で圧力を生成する抵抗を受けたならば、斜板センサ３６は斜板３４の角度に関する情報を提供する信号をコンピュータ４０に送る。ソフトウェア４２は、エンジンが所与の容量で生成可能なトルクレベルを結果的に生成する最大圧力を計算する。コンピュータは次いで、最大圧力を実現すべく圧力逃し弁２２に正確な電流を流す信号を圧力逃し弁２２に送る。圧力逃し弁２２はＬＳ圧力を逃がすように調整される。

【0016】

トルク制御弁３２のポンプ側における高い圧力がポンプ１４をデストロークする。ポンプがデストロークするに伴い、ソフトウェア４２は、圧力逃し弁２２に対する現行指令を緩和することによりＬＳ圧力を増大させる。ポンプ１４はデストロークし続け、ＬＳ圧力は、ポンプ出力とＬＳ圧力との間で所望の差異に達するまで斜板３４角度に基づいて増大し続ける。これによりシステム１０が、エンジンストールを生起させることなく所与の容量に対して最大の圧力を加えることができる。

【0017】

基本ＥＴＬ回路動作
一例として、負荷検出開回路システムでは往々にして、エンジンに求められるトルクはエンジンの能力を超える。これが生じたならば、操作者は自身の指令を緩和することが求められるが、これにより機械が減速して効率的に動作させることが困難になる恐れがある。代替的に、エンジンが単にストールして操作者がマシンを再起動する必要がある。

【0018】

例１のエンジントルクの計算から始める。

【数2】

【0019】

当該機械の操作者が当該動作を指令しており、シリンダに掛かる力を強め、その結果回路内の圧力を３００バール（ポンプにおいて３２０バール）まで上昇させる回路に対する何らかの抵抗を受けたものと仮定する。弁に対する指令の変化が無ければ、ポンプは、新たなより高い圧力で同一出力フローを維持しようとするであろう。その結果生じる、エンジンに対する新たなトルク要求を例２に示す。

【数3】

【0020】

機械に搭載されたエンジンが生成可能な出力トルクが１５０Ｎｍに過ぎない場合、上述の新たな負荷および維持された流量指令にエンジンが対応できず、操作者が指令を続けたならば結果的にストール状態に陥るであろう。システム１０は、基本ＥＴＬを用いて、圧力逃し弁２２内のＬＳ圧力を調整し、トルクレベルをエンジンが生成可能な最大トルク以下に維持して、エンジンがストールしないようにすることにより、ポンプ１４のストロークを制御することができる。

【0021】

図３に示すように、一例として、ポンプ１４が動作可能な大領域があり、その結果エンジンストール状態に陥る恐れがある。線１０１は、エンジンがポンプ１２に伝達可能な最大トルクレベルを示している。線１００は、従来方式の負荷検出システムにより通常使用される定常的な最大圧力限界を示す。

【0022】

機械の動作中、ソフトウェア４２はポンプ１４の斜板角度を連続的に監視している。ソフトウェア４２は斜板角度を用いて、所与の容量でエンジンが生成可能なトルクレベルが結果的に生じる最大圧力を計算し、当該最大圧力を実現すべくポンプ制御部内の比例圧力逃し弁２２に正確な電流を送る。図４に示すように、斜板角度の増大に伴い、圧力逃し弁２２への電流が増大し（自身の設定を下げながら）、ポンプ１４が吸収できるトルクの量を制限する。

【0023】

当該制御ロジックを用いて、電子的トルク制限により、結果的にエンジンストールが生じる図３の領域１０３を除外して、代わりに油圧システム１０がエンジンストールを生起させることなく所与の容量で可能な最大圧力を常時印加できるようになる。

【0024】

本例を再度参照するに、今回はＥＴＬが有効であるため、
１）操作者は第１の例と同じ流量および容量、すなわち４５ｃｃおよび２００バールを指令する。
２）機械はシステム圧力を３２０バールまで上昇させる負荷を受ける。
３）ＥＴＬは常時有効であり、ポンプ１４が、エンジンをストールさせることなく負荷を増大可能な角度まで迅速にデストロークする。

【0025】

機械的見地からのＥＴＬ動作
１）操作者は第１の例と同じ流量および容量、すなわち４５ｃｃおよび２００バールを指令する。
２）機械は負荷圧力を３００バール（ポンプで受けるのは３２０バール）まで上昇させる負荷を受ける。
３）操作者は同じ指令を維持する。３００バールの負荷圧力が、ＬＳ線２０を下って電子的に比例圧力逃し弁２２に伝達される。３２０バールの圧力が、可変開口部を通してポンプ１４およびポンプ制御部３２に伝達される。
４）ＬＳ圧力は、マイクロコントローラ４０により斜板３４の角度に基づいて計算された設定で逃がされる。これによりポンプ制御部３２のＬＳ側に掛かる圧力が下がる。
５）ポンプ制御部３２のポンプ側に掛かる高い圧力は、ポンプ１４をデストロークさせながらサーボピストンに油を送るよう制御部を切り替える。
６）ポンプ１４がデストロークするに伴い、ソフトウェア４２はＬＳ可変逃し弁２２に対する現在の指令を緩和して、ポンプ制御部３２に掛かるＬＳ圧力を増大させることができる。
７）ポンプ１４は引き続きデストロークし続け、ＬＳ圧力は、ポンプ出力とＬＳ圧力との差が２０バールデルタに達するまで斜板角度に基づいて引き続き増大し続ける。

【0026】

負荷保持弁によるトルク制御
複数の機能を有する従来方式の機械的トルク制御部および負荷保持または負荷低下逆止め弁を含むシステムは、ポンプ出口圧力が「逆止めされた」負荷を持ち上げ得る圧力未満に制限され、且つ当該機能が有効である場合に、移動不可能な状況に陥る恐れがある。電子トルク制御部を、電子的に制御された弁、圧力トランスジューサ、およびソフトウェアソリューションと共に使用することでこの問題を軽減することができる。

【0027】

図８において、例えば、機能１用の弁２２が開き、負荷を持ち上げるには１５０バールの圧力と共にＥＴＬソフトウェア４２の現在のトルク制限設定を超える流量が要求される。このシナリオにおいて、ＥＴＬはポンプ１４の容量を調整することになる。機能２の弁２２が開いたならば、負荷を持ち上げるのに２５０バールの圧力を必要とするため、逆止め弁５０は負荷を維持し続け、ＥＴＬが適切に機能して負荷を持ち上げるために必要な圧力がポンプ制御部３２に戻されないであろう。この問題を解決すべく、操作者により指令された場合に、機能２を上昇させるために必要な圧力を監視すべく圧力トランスジューサ（圧力切替器またはシャトル弁）５２が追加される。機能２に対する指令が発行されたが、ポンプ１４の現在のトルク設定点では負荷を持ち上げることができない場合、ソフトウェア４２は、機能２に掛かる負荷を持ち上げるのに充分高い圧力が可能な点までポンプ容量が減少するまで機能１（または他の複数の機能）の指令を撤回する。当該機能を考慮する際に、ＥＴＬソフトウェア４２が斜板角度を連続的に監視し、エンジンが受容可能なトルクレベルを維持すべくポンプ容量が減少するのに伴いポンプ１４の圧力制限を強めることを想起されたい。

【0028】

圧力補償ポンプに対するトルク制御
バックホウシステムにおいて、トルクを制限するポンプ制御部および手動操作のオープンセンター積層弁を有する圧力補償ポンプを用いることが一般的である。負荷検出回路における上述の全ての利点が依然として圧力補償システムにあてはまる。また、図９に示すように、エンジンがクランク動作（主に寒冷条件下で）する間、ＰＣポンプ１４の設定点を下げる特別なダンプ弁５４を有していることが一般的である。問題は、油が冷えている場合に、オープンセンター弁を通して油を押し出すためにかなり強い圧力を必要とする点である。トルク制限システムは、一切の追加的な構成要素無しに、クランク動作中にＰＣの圧力設定点を下げて出口圧力および容量を減らすことにより、エンジンのスタータに掛かる負荷を減らすことができる。

【0029】

トルク制御部および弁の両端におけるマージン低下
比例弁の組、特に複数の補償弁において、弁の設計は通常、当該弁が適切に動作して、負荷検出圧力をポンプ１４に適切に伝達するために、当該弁の両端での最小限の圧力低下（またはマージン）を必要とする。上述のように、トルク制御部は、弁の両端でのマージンをポンプ制御部３２に配置された開口部に移すことにより機能する。トルク制御部が更にトルクを減らすに伴い、弁２２の両端でのマージンは、当該弁が正しく機能しないレベルまで低下する恐れがある。これは特に、トルク減少のレベルが極めて高い、エンジンの回転速度ＲＰＭが低い状態で顕著である。

【0030】

図１０に、ポンプ出口圧力（Ｐｐｕｍｐ）、実際に負荷に掛かる圧力である実負荷圧力（ＰＬＳ）、および逃し弁２２および開口部の後に配置されたポンプ１４（Ｐｃｔｒｌ）の負荷検出制御部で生じる圧力の概略を示す。

【0031】

矢印先端のＸで示す開始条件は、弁２２の両端でのマージンの維持に１４７ｃｃの容量、および負荷を持ち上げるのに７５バールの圧力を必要とする。当該条件で、当該位置はトルク制御部の影響下になく、且つマージン全体が比例制御弁２２の両端での低下により満たされる。負荷圧力が増大しても弁に対する指令が変化しない場合、当該弁は当初、ＰＬＳ線が左向きになるまで上向きに移動する。トルク制御部が起動して当該制御部における圧力を逃がし始めての位置である。圧力が増大し続ける（ＰＬＳ線に沿って）に伴い、ポンプ１４はデストロークし続けて制御弁２２を通る流量を減少させる。上述のように、当該弁２２は依然として同じ指令を受信しているため、流量の減少により当該の弁２２の両端での圧力低下が緩和される。ポンプ出口（Ｐｐｕｍｐ）と（Ｐｃｔｒｌ）との間の全圧力低下は、ＬＳ制御部３２の開口部の両端での圧力低下が増大していることにより依然として満たされているため、ポンプ１４がストローク動作に入らないようにすべく必要なマージンを満たしている。圧力が上昇し続けるに伴い、ポンプ１４のマージン要件を満たす圧力低下が制御弁２２から遠ざかり、ポンプ１２のＬＳ制御部３２の開口部に近づき続けることが分かる。圧力低下が垂直線に到達する位置が、制御弁２２の両端でのマージンが、当該弁がもはや正しく機能しない位置まで低下した位置である。当該位置で機械の性能が損なわれ始め、更なるポンプ角度の減少により更なる弁の性能低下が生じ得る。

【0032】

この問題を解決すべく、全弁流量要求を制御する方法が用いられてきた。使用するアルゴリズムは、トルク制限器が能動的に調整していない場合に弁出力を不必要に制限することを避けながら、トルク制限器がマージン低下による影響を受けないように弁開口を制限するものである。ポンプ角度センサ３６およびマイクロコントローラ４０と連動して電子制御弁を用いることにより、制御弁２２から開口部へのマージンの移動を操作して、に応じて、負荷および出力トルク要件を満たすべくポンプ１４を更にデストロークさせることができる。

【0033】

再度図１０を参照するに、適切な制御弁機能（本例では７バールと仮定する）の最小マージン要件を表すグラフの垂直線をより詳細に調べることができる。これは、垂直線の交点における中間曲線（ＰＬＳ）と上側の曲線（Ｐｐｕｍｐ）との差異が７バールであることを意味する。本例における安定した弁指令の下で負荷圧力が続くならば、標準的なトルク制御としてポンプ１４を当該線の左側へデストロークさせ続け、制御弁の性能が低下し始めるであろう。これらの性能線の生成は、弁２２、負荷、およびポンプ１４の初期条件に基づいている。制御弁２２の開口（流量要求）を変える場合、これらの曲線の性質を変えて、更なるマージン低下無しにポンプ１４が更なるデストロークを行えるようにできる。

【0034】

引き続き本例を参照するに、ポンプ１４からの要求が最大値の１４７ｃｃから１１５ｃｃまで下げられた場合、ＰＬＳ曲線の特徴が再成形され、次いで上述のマージンの移動が変化する。これにより僅かに制限が強められた弁開口は当該弁の両端での相対マージンが増大し、増大した負荷要求を満たすべく更なるポンプのデストロークが可能になる。図１１に見られるように、本例で弁への要求を１４７ｃｃから１１５ｃｃまで下げることにより、弁の両端でのマージン低下が問題になる前に、全システム圧力に到達可能になる。

【図1】

【図2】

【図3】

【図4】

【図5】

【図6】

【図7】

【図8】

【図9】

【図10】

【図11】