JP3351799B2 - エンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置 - Google Patents
エンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置Info
- Publication number
- JP3351799B2 JP3351799B2 JP50958498A JP50958498A JP3351799B2 JP 3351799 B2 JP3351799 B2 JP 3351799B2 JP 50958498 A JP50958498 A JP 50958498A JP 50958498 A JP50958498 A JP 50958498A JP 3351799 B2 JP3351799 B2 JP 3351799B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- engine
- hydraulic pump
- speed
- lever
- pump
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Lifetime
Links
Classifications
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
- E02F9/20—Drives; Control devices
- E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
- E02F9/2278—Hydraulic circuits
- E02F9/2296—Systems with a variable displacement pump
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
- E02F9/20—Drives; Control devices
- E02F9/2025—Particular purposes of control systems not otherwise provided for
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
- E02F9/20—Drives; Control devices
- E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
- E02F9/2221—Control of flow rate; Load sensing arrangements
- E02F9/2232—Control of flow rate; Load sensing arrangements using one or more variable displacement pumps
- E02F9/2235—Control of flow rate; Load sensing arrangements using one or more variable displacement pumps including an electronic controller
-
- E—FIXED CONSTRUCTIONS
- E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
- E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
- E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
- E02F9/20—Drives; Control devices
- E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
- E02F9/2246—Control of prime movers, e.g. depending on the hydraulic load of work tools
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
- F02D29/00—Controlling engines, such controlling being peculiar to the devices driven thereby, the devices being other than parts or accessories essential to engine operation, e.g. controlling of engines by signals external thereto
- F02D29/04—Controlling engines, such controlling being peculiar to the devices driven thereby, the devices being other than parts or accessories essential to engine operation, e.g. controlling of engines by signals external thereto peculiar to engines driving pumps
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mining & Mineral Resources (AREA)
- Civil Engineering (AREA)
- Structural Engineering (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Fluid Mechanics (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 技術分野 本発明は、エンジン出力トルクカーブに沿って等燃費
カーブの中心側に向かって油圧ポンプの吸収トルクのマ
ッチング点を移行させるエンジンおよび可変容量型油圧
ポンプの制御装置に関する。
カーブの中心側に向かって油圧ポンプの吸収トルクのマ
ッチング点を移行させるエンジンおよび可変容量型油圧
ポンプの制御装置に関する。
背景技術 従来のエンジンおよび可変容量型油圧ポンプ（以下、
油圧ポンプと言う。）の制御は、図14に示すように、エ
ンジントルクカーブ上の定格点近辺でエンジン出力トル
クとポンプの吸収トルクとのマッチング点Ａとなるよう
に、油圧ポンプの最大吸収トルクを制御している。以下
の説明において、エンジン出力トルクとポンプの吸収ト
ルクとがマッチングする点を、マッチング点と言う。
油圧ポンプと言う。）の制御は、図14に示すように、エ
ンジントルクカーブ上の定格点近辺でエンジン出力トル
クとポンプの吸収トルクとのマッチング点Ａとなるよう
に、油圧ポンプの最大吸収トルクを制御している。以下
の説明において、エンジン出力トルクとポンプの吸収ト
ルクとがマッチングする点を、マッチング点と言う。
ここで、油圧ポンプの吸収トルクをＴ、ポンプの吐出
圧をＰ、油圧ポンプの１回転当たり吐出流量をｑ（cc/r
ev）、定数をK1としたときの油圧ポンプの吸収トルクＴ
は下記の式で求められる。
圧をＰ、油圧ポンプの１回転当たり吐出流量をｑ（cc/r
ev）、定数をK1としたときの油圧ポンプの吸収トルクＴ
は下記の式で求められる。
Ｔ＝K1・Ｐ・ｑ このようであるので、図18に示すように、ポンプの吐
出圧Ｐに対して、ポンプ吸収トルクＴが図14に示すマッ
チング点Ａのトルクを超えないように、油圧ポンプ１回
転当たりの吐出流量ｑ（cc/rev）、即ち油圧ポンプの傾
転角が制御される。油圧ポンプの効率ηは、図15に示す
ように、油圧ポンプの傾転角が大きいほど良い。このた
め、ポンプの吐出圧Ｐが高く、油圧ポンプ１回転当たり
の吐出流量ｑ（cc/rev）が、最大吐出流量ｑmaxより小
さい状態でマッチングしているときは油圧ポンプの効率
ηが低下する。一方、図16に示す、エンジンの等燃費カ
ーブεは、中心に近づくほど低燃費領域を示しており、
通常エンジンの燃費効率は定格出力点よりもエンジン回
転数が低い方が良い。
出圧Ｐに対して、ポンプ吸収トルクＴが図14に示すマッ
チング点Ａのトルクを超えないように、油圧ポンプ１回
転当たりの吐出流量ｑ（cc/rev）、即ち油圧ポンプの傾
転角が制御される。油圧ポンプの効率ηは、図15に示す
ように、油圧ポンプの傾転角が大きいほど良い。このた
め、ポンプの吐出圧Ｐが高く、油圧ポンプ１回転当たり
の吐出流量ｑ（cc/rev）が、最大吐出流量ｑmaxより小
さい状態でマッチングしているときは油圧ポンプの効率
ηが低下する。一方、図16に示す、エンジンの等燃費カ
ーブεは、中心に近づくほど低燃費領域を示しており、
通常エンジンの燃費効率は定格出力点よりもエンジン回
転数が低い方が良い。
ここで、エンジンの回転数をＮ、油圧ポンプ１回転当
たりの吐出流量ｑ（cc/rev）、定数K2としたときの油圧
ポンプの吐出流量Ｑは下記の式で求められる。
たりの吐出流量ｑ（cc/rev）、定数K2としたときの油圧
ポンプの吐出流量Ｑは下記の式で求められる。
Ｑ＝K2・ｑ・Ｎ したがって、同じ吐出流量Ｑを得るためには、ｑ・Ｎ
＝一定であるようにしてなるべくｑを大きく、Ｎを小さ
くする方が効率が良い。
＝一定であるようにしてなるべくｑを大きく、Ｎを小さ
くする方が効率が良い。
しかしながら、Ｔ＝K1・Ｐ・ｑであるからｑを大きく
すると油圧ポンプの吸収トルクＴがエンジンの出力トル
クを超えてしまいエンジン回転の大幅ダウンやエンスト
が発生する。
すると油圧ポンプの吸収トルクＴがエンジンの出力トル
クを超えてしまいエンジン回転の大幅ダウンやエンスト
が発生する。
これらの問題を解決する技術として、日本特開昭63−
50686号が知られている。この内容は図17に示すよう
に、油圧ポンプの最大吸収トルクの制御にエンジンの噴
射ポンプの制御を加え、ポンプの吐出圧Ｐに応じて、マ
ッチング点を、油圧ポンプの効率、およびエンジンの燃
費効率の良い方へ移動させる制御を行うものである。
50686号が知られている。この内容は図17に示すよう
に、油圧ポンプの最大吸収トルクの制御にエンジンの噴
射ポンプの制御を加え、ポンプの吐出圧Ｐに応じて、マ
ッチング点を、油圧ポンプの効率、およびエンジンの燃
費効率の良い方へ移動させる制御を行うものである。
即ち、マッチング点のトルク＝油圧ポンプの最大吸収
トルクをエンジン回転数Ｎの関数Ｔ（Ｎ）として、図17
に示すように、Ｔ（Ｎ）・Ｎ＝一定となるように（Ｎに
対して単調減少）設定している。
トルクをエンジン回転数Ｎの関数Ｔ（Ｎ）として、図17
に示すように、Ｔ（Ｎ）・Ｎ＝一定となるように（Ｎに
対して単調減少）設定している。
そして、このＴ（Ｎ）とポンプの吐出圧Ｐから、 ｑ＝Ｔ（Ｎ）/K1・Ｐ を求め、このｑと油圧ポンプ１回転当たりの最大吐出
流量ｑmaxを比較し、ｑ＜ｑmaxであれば、漸時エンジン
回転数Ｎを下げていくようにしている。
流量ｑmaxを比較し、ｑ＜ｑmaxであれば、漸時エンジン
回転数Ｎを下げていくようにしている。
これは、Ｔ（Ｎ）・Ｎ＝Ｗとすれば、 ｑ＝Ｔ（Ｎ）/K1・Ｐ＝W/K1・Ｐ・Ｎ ゆえに、Ｐ・ｑ・Ｎ＝W/K1＝一定 したがって、ポンプの吐出圧Ｐに対して油圧ポンプの
吸収トルクがＴ（Ｎ）を超えない範囲でｑ・Ｎ＝一定
で、ｑが最大、エンジン回転数Ｎが最小のＮを求めてい
ることになる。実際のマッチング点は図17のＴA〜ＴA1,
TA2……ＴA4と移動していくことになる。
吸収トルクがＴ（Ｎ）を超えない範囲でｑ・Ｎ＝一定
で、ｑが最大、エンジン回転数Ｎが最小のＮを求めてい
ることになる。実際のマッチング点は図17のＴA〜ＴA1,
TA2……ＴA4と移動していくことになる。
前述の如く、油圧ポンプの吸収トルクＴは上記の式で
求められるから、油圧ポンプの最大吸収トルクは、図18
に示す双曲線Ｂ−Ｃとなる。
求められるから、油圧ポンプの最大吸収トルクは、図18
に示す双曲線Ｂ−Ｃとなる。
従来は、マッチング点のトルクから双曲線Ｂ−Ｃを設
定し、ポンプ吐出圧Ｐに応じて、ポンプ吐出流量ｑ（油
圧ポンプの１回転当たりポンプ吐出流量ｑ）が、双曲線
Ｂ−Ｃを超えないように油圧ポンプの傾転角が制御され
る。
定し、ポンプ吐出圧Ｐに応じて、ポンプ吐出流量ｑ（油
圧ポンプの１回転当たりポンプ吐出流量ｑ）が、双曲線
Ｂ−Ｃを超えないように油圧ポンプの傾転角が制御され
る。
ところが、運転者のレバーの操作量が小さいときは、
油圧ポンプの吐出流量ｑは図18に示すように、qSと小さ
くなる。
油圧ポンプの吐出流量ｑは図18に示すように、qSと小さ
くなる。
このときの油圧ポンプの吸収トルクをＴS、ポンプの
吐出圧をPa、油圧ポンプの１回転当たりの吐出流量をqS
（cc/rev）、定数をK1としたときの油圧ポンプの吸収ト
ルクＴSは下記の式で求められる。
吐出圧をPa、油圧ポンプの１回転当たりの吐出流量をqS
（cc/rev）、定数をK1としたときの油圧ポンプの吸収ト
ルクＴSは下記の式で求められる。
ＴS＝K1・Pa・ｑs 油圧ポンプの１回転当たり吐出流量がqSのときの油圧
ポンプの吸収トルクＴSは、図19に示すマッチング点Ａ
のトルクより小さくなって、点Ｚとなり、エンジン、お
よび、油圧ポンプは効率の悪い状態でマッチングしてい
ることになる。前記日本特開昭63−50686号公報におい
ても図18の双曲線Ｂ−Ｃを最大（図の左上方向）にする
エンジン回転数Ｎを求めていることになる。
ポンプの吸収トルクＴSは、図19に示すマッチング点Ａ
のトルクより小さくなって、点Ｚとなり、エンジン、お
よび、油圧ポンプは効率の悪い状態でマッチングしてい
ることになる。前記日本特開昭63−50686号公報におい
ても図18の双曲線Ｂ−Ｃを最大（図の左上方向）にする
エンジン回転数Ｎを求めていることになる。
したがって、この発明でも同様に、レバーの操作量が
小さい場合のマッチング点は、図17に示す点ＴB〜点ＴB
4となり、予め設定されたマッチング点ＴA〜ＴA4（マッ
チング点のトルクは、エンジン回転数Ｎの関数Ｔ（Ｎ）
に対し、エンジン回転数Ｎに対応して単調減少するよう
に設定されている。）より低くなり、エンジン、およ
び、油圧ポンプは効率の悪い状態でマッチングするとい
う問題がある。また、従来から微操作性を必要とすると
きはエンジン回転数を落として油圧ポンプの吐出流量を
下げるという制御が行われているが、この切換えはモー
ド切換スイッチを切換えることにより行われるので、操
作が繁雑であるという問題がある。
小さい場合のマッチング点は、図17に示す点ＴB〜点ＴB
4となり、予め設定されたマッチング点ＴA〜ＴA4（マッ
チング点のトルクは、エンジン回転数Ｎの関数Ｔ（Ｎ）
に対し、エンジン回転数Ｎに対応して単調減少するよう
に設定されている。）より低くなり、エンジン、およ
び、油圧ポンプは効率の悪い状態でマッチングするとい
う問題がある。また、従来から微操作性を必要とすると
きはエンジン回転数を落として油圧ポンプの吐出流量を
下げるという制御が行われているが、この切換えはモー
ド切換スイッチを切換えることにより行われるので、操
作が繁雑であるという問題がある。
発明の開示 本発明は、かかる従来技術の問題点を解消するために
なされたもので、油圧ポンプの必要とする吐出流量と吐
出圧に応じて、エンジンの燃費効率と油圧ポンプの効率
とが最も効率の良い点でマッチングするように、油圧ポ
ンプの傾転角制御とエンジンのガバナ制御を行うように
するとともに、レバー操作速度に応じてエンジン回転数
及びポンプ傾転角制御して微操作性を向上し、かつ、燃
料ダイヤルにより操作の繁雑さを解消するようにしたエ
ンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置を提供す
ることを目的とする。
なされたもので、油圧ポンプの必要とする吐出流量と吐
出圧に応じて、エンジンの燃費効率と油圧ポンプの効率
とが最も効率の良い点でマッチングするように、油圧ポ
ンプの傾転角制御とエンジンのガバナ制御を行うように
するとともに、レバー操作速度に応じてエンジン回転数
及びポンプ傾転角制御して微操作性を向上し、かつ、燃
料ダイヤルにより操作の繁雑さを解消するようにしたエ
ンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置を提供す
ることを目的とする。
本発明に係るエンジンおよび可変容量型油圧ポンプの
制御装置の第１構成は、エンジンと、エンジンの出力ト
ルクおよび回転速度を制御する噴射ポンプと、エンジン
により駆動され、作業機に圧油を供給する可変容量型油
圧ポンプと、可変容量型油圧ポンプの斜板角を制御する
レギュレータと、作業機の作動を操作する操作レバー
と、操作レバーからの信号を受けて可変容量型油圧ポン
プからの吐出容量を可変にする指令をレギュレータに出
力する制御手段と、を有するエンジンおよび可変容量型
油圧ポンプの制御装置において、 レバー操作速度を検知する第１検知手段と、 操作されたレバー操作速度に応じた第１検知手段から
の信号を受けたとき、操作されたレバー操作速度に応じ
て作業機の作動速度を作動させるように、エンジンの回
転速度を制御する指令を噴射ポンプに、あるいは／およ
び、可変容量型油圧ポンプの吐出容量を制御する指令を
レギュレータに出力する制御手段とを備える構成とした
ものである。
制御装置の第１構成は、エンジンと、エンジンの出力ト
ルクおよび回転速度を制御する噴射ポンプと、エンジン
により駆動され、作業機に圧油を供給する可変容量型油
圧ポンプと、可変容量型油圧ポンプの斜板角を制御する
レギュレータと、作業機の作動を操作する操作レバー
と、操作レバーからの信号を受けて可変容量型油圧ポン
プからの吐出容量を可変にする指令をレギュレータに出
力する制御手段と、を有するエンジンおよび可変容量型
油圧ポンプの制御装置において、 レバー操作速度を検知する第１検知手段と、 操作されたレバー操作速度に応じた第１検知手段から
の信号を受けたとき、操作されたレバー操作速度に応じ
て作業機の作動速度を作動させるように、エンジンの回
転速度を制御する指令を噴射ポンプに、あるいは／およ
び、可変容量型油圧ポンプの吐出容量を制御する指令を
レギュレータに出力する制御手段とを備える構成とした
ものである。
上記構成によれば、レバーの操作速度に見合ったエン
ジン回転数になるようにしてあり、このエンジン回転数
対応してエンジンの噴射ポンプのガバナ制御および油圧
ポンプの傾転角の制御を行うようにしたものである。
ジン回転数になるようにしてあり、このエンジン回転数
対応してエンジンの噴射ポンプのガバナ制御および油圧
ポンプの傾転角の制御を行うようにしたものである。
つまり、レバーの操作速度に応じてエンジンのトルク
カーブに沿って油圧ポンプの吸収トルクのマッチング点
を移動させるとともに、等燃費カーブの中心側に近づけ
るようにしたので、エンジンの燃費効率の良いところ
で、しかも、油圧ポンプの効率の良いところで運転する
ことができる。
カーブに沿って油圧ポンプの吸収トルクのマッチング点
を移動させるとともに、等燃費カーブの中心側に近づけ
るようにしたので、エンジンの燃費効率の良いところ
で、しかも、油圧ポンプの効率の良いところで運転する
ことができる。
第２構成は、第１構成において、制御手段は、操作さ
れたレバー操作速度が所定の速度以下のとき、作業機を
微速に作動させる指令を出力する構成としたものであ
る。
れたレバー操作速度が所定の速度以下のとき、作業機を
微速に作動させる指令を出力する構成としたものであ
る。
上記構成によれば、第１構成の効果に加えて、レバー
の操作速度が遅いとき、レバーの微操作速度に見合った
エンジン回転数になるようにしてあり、このエンジン回
転数に対応してエンジンの噴射ポンプのガバナ制御およ
び油圧ポンプの傾転角の制御を行うようにしたので、作
業機の微操作時にもエンジンの燃費効率の良いところ
で、しかも、油圧ポンプの効率の良いところで運転する
ことができる。
の操作速度が遅いとき、レバーの微操作速度に見合った
エンジン回転数になるようにしてあり、このエンジン回
転数に対応してエンジンの噴射ポンプのガバナ制御およ
び油圧ポンプの傾転角の制御を行うようにしたので、作
業機の微操作時にもエンジンの燃費効率の良いところ
で、しかも、油圧ポンプの効率の良いところで運転する
ことができる。
第３構成は、第２構成において、制御手段は、噴射ポ
ンプを制御する燃料ダイヤルが自動を選択されたとき作
業機を微速に作動させる指令を出力する構成としたもの
である。
ンプを制御する燃料ダイヤルが自動を選択されたとき作
業機を微速に作動させる指令を出力する構成としたもの
である。
上記構成によれば、燃料ダイヤルを自動位置にするこ
とにより、所定のエンジン回転数で作業機を微操作する
ことができるので、操作性が向上するとともに、エンジ
ンの燃費効率の良いところで、しかも、油圧ポンプの効
率の良いところで運転することができる。
とにより、所定のエンジン回転数で作業機を微操作する
ことができるので、操作性が向上するとともに、エンジ
ンの燃費効率の良いところで、しかも、油圧ポンプの効
率の良いところで運転することができる。
第４構成は、エンジンと、エンジンの出力トルクおよ
び回転速度を制御する噴射ポンプと、エンジンにより駆
動され、作業機に圧油を供給する可変容量型油圧ポンプ
と、可変容量型油圧ポンプの斜板角を制御するレギュレ
ータと、作業機の作動を操作する操作レバーと、操作レ
バーからの信号を受けて可変容量型油圧ポンプからの吐
出容量を可変にする指令をレギュレータに出力する制御
手段と、を有するエンジンおよび可変容量型油圧ポンプ
の制御装置において、 レバーストロークおよびレバー操作速度を検知する第
１検知手段と、 ポンプ圧を検知する第２検知手段と、 第１検知手段からのレバーストロークに応じた可変容
量型油圧ポンプからの吐出容量を求めるポンプ吐出容量
演算手段と、 操作されたレバー操作速度が所定の速度を越えたと
き、可変容量型油圧ポンプの回転当たりの吐出容量を最
大にする指令を出力するとともに、そのときのレバース
トロークに応じた吐出容量に対応するストローク用エン
ジン回転速度を演算する第１演算手段と、 エンジントルクカーブで、エンジンの効率とポンプの
効率とがマッチングするように所定範囲に設定されたエ
ンジントルクカーブにおけるエンジンの最低回転数Nmin
と最高回転数Nmaxとを記憶するマッチング範囲記憶手段
と、 操作されたレバー操作速度が所定の速度を越え、か
つ、可変容量型油圧ポンプの回転当たりの吐出容積を最
大にしたとき、そのときのマッチングエンジントルクカ
ーブに応じた吐出容量に対応するマッチング用エンジン
回転速度を演算する第２演算手段と、 第１演算手段と第２演算手段で演算されるそれぞれの
ストローク用エンジン回転速度とマッチング用エンジン
回転速度のうちの高い方を可変容量型油圧ポンプのレギ
ュレータに指令を出力するポンプ吐出用制御手段とを微
える構成したものである。
び回転速度を制御する噴射ポンプと、エンジンにより駆
動され、作業機に圧油を供給する可変容量型油圧ポンプ
と、可変容量型油圧ポンプの斜板角を制御するレギュレ
ータと、作業機の作動を操作する操作レバーと、操作レ
バーからの信号を受けて可変容量型油圧ポンプからの吐
出容量を可変にする指令をレギュレータに出力する制御
手段と、を有するエンジンおよび可変容量型油圧ポンプ
の制御装置において、 レバーストロークおよびレバー操作速度を検知する第
１検知手段と、 ポンプ圧を検知する第２検知手段と、 第１検知手段からのレバーストロークに応じた可変容
量型油圧ポンプからの吐出容量を求めるポンプ吐出容量
演算手段と、 操作されたレバー操作速度が所定の速度を越えたと
き、可変容量型油圧ポンプの回転当たりの吐出容量を最
大にする指令を出力するとともに、そのときのレバース
トロークに応じた吐出容量に対応するストローク用エン
ジン回転速度を演算する第１演算手段と、 エンジントルクカーブで、エンジンの効率とポンプの
効率とがマッチングするように所定範囲に設定されたエ
ンジントルクカーブにおけるエンジンの最低回転数Nmin
と最高回転数Nmaxとを記憶するマッチング範囲記憶手段
と、 操作されたレバー操作速度が所定の速度を越え、か
つ、可変容量型油圧ポンプの回転当たりの吐出容積を最
大にしたとき、そのときのマッチングエンジントルクカ
ーブに応じた吐出容量に対応するマッチング用エンジン
回転速度を演算する第２演算手段と、 第１演算手段と第２演算手段で演算されるそれぞれの
ストローク用エンジン回転速度とマッチング用エンジン
回転速度のうちの高い方を可変容量型油圧ポンプのレギ
ュレータに指令を出力するポンプ吐出用制御手段とを微
える構成したものである。
上記構成によれば、レバーの操作速度が所定の速度を
越えたときでも、そのレバー操作速度に見合ったエンジ
ン回転数になるようにしてあり、このエンジン回転数に
対応してエンジンの噴射ポンプのガバナ制御および油圧
ポンプの傾転角の制御を行うようにした。
越えたときでも、そのレバー操作速度に見合ったエンジ
ン回転数になるようにしてあり、このエンジン回転数に
対応してエンジンの噴射ポンプのガバナ制御および油圧
ポンプの傾転角の制御を行うようにした。
これにより、レバーの操作速度が所定の速度を越えた
ときでも、その操作速度に応じてエンジンのトルクカー
ブに沿って油圧ポンプの吸収トルクのマッチング点を移
動させるとともに、等燃費カーブの中心側に近づけるよ
うにしたので、エンジンの燃費効率の良いところで、し
かも、油圧ポンプの効率の良いところで運転することが
できる。
ときでも、その操作速度に応じてエンジンのトルクカー
ブに沿って油圧ポンプの吸収トルクのマッチング点を移
動させるとともに、等燃費カーブの中心側に近づけるよ
うにしたので、エンジンの燃費効率の良いところで、し
かも、油圧ポンプの効率の良いところで運転することが
できる。
図面の簡単な説明 図１は本発明のエンジンおよび可変容量型油圧ポンプ
の制御装置の第１実施例の基本回路図である。
の制御装置の第１実施例の基本回路図である。
図２はエンジン出力トルク、ポンプ吸収トルクとエン
ジン回転数との関係を説明する１例の線図である。
ジン回転数との関係を説明する１例の線図である。
図３は第１実施例のエンジン回転数とレバー操作速度
との関係を説明する線図である。
との関係を説明する線図である。
図４はエンジン回転数の関数Ｔ（Ｎ）とエンジン回転
数との関係を説明する線図である。
数との関係を説明する線図である。
図５はエンジン出力トルク、ポンプ吸収トルクとエン
ジン回転数との関係を説明する２例の線図である。
ジン回転数との関係を説明する２例の線図である。
図６は第１実施例のフローチャートである。
図７は図６のつづきのフローチャートである。
図８は本発明のエンジンおよび可変容量型油圧ポンプ
の制御装置の第２実施例の基本回路図である。
の制御装置の第２実施例の基本回路図である。
図９はポンプ吐出圧Ｐとポンプ吐出流量ｑのＰ−ｑ線
図である。
図である。
図10は第２実施例のエンジン回転数とレバー操作速度
との関係を説明する線図である。
との関係を説明する線図である。
図11は第２実施例のエンジントルクカーブ線上に沿っ
てポンプ吸収トルクのマッチング点をA1−A2の間を移行
させる説明図である。
てポンプ吸収トルクのマッチング点をA1−A2の間を移行
させる説明図である。
図12は第２実施例のフローチャートである。
図13は図12のつづきのフローチャートである。
図14はエンジン出力トルクとエンジン回転数との関係
を説明する線図である。
を説明する線図である。
図15はポンプ効率とポンプ吐出流量との関係を説明す
る線図である。
る線図である。
図16はエンジンの等燃費カーブを説明する図である。
図17は従来のエンジン出力トルク、ポンプ吸収トルク
とエンジン回転数との関係を説明する線図である。
とエンジン回転数との関係を説明する線図である。
図18はポンプ吐出圧Ｐとポンプ吐出流量ｑの関係を説
明する１例のＰ−ｑ線図である。
明する１例のＰ−ｑ線図である。
図19はエンジン出力トルクとエンジン回転数との関係
を説明する線図である 図20はポンプ吐出圧Ｐとポンプ吐出流量ｑの関係を説
明する２例のＰ−ｑ線図である。
を説明する線図である 図20はポンプ吐出圧Ｐとポンプ吐出流量ｑの関係を説
明する２例のＰ−ｑ線図である。
発明を実施するための最良の形態 本発明に係るエンジンおよび可変容量型油圧ポンプの
制御装置について、好ましい実施例を添付図面に従って
以下に詳述する。
制御装置について、好ましい実施例を添付図面に従って
以下に詳述する。
図１は、本発明の基本回路を示し、エンジン１により
可変容量型油圧ポンプ２（以下、油圧ポンプ２と言
う。）が駆動される。エンジン１の噴射ポンプ1Aの図示
しないガバナは制御手段10と接続している。エンジン回
転数を検知する回転センサ1a（第３検知手段1aと言
う。）は制御手段10と接続している。油圧ポンプ２の傾
転角を制御するレギュレータ2Aは制御手段10と接続して
いる。油圧ポンプ２の吐出管路３から分岐する管路3aに
吐出圧を検知する油圧センサ3A（第２検知手段3Aと言
う。）を配設している。この油圧センサ3Aは制御手段10
と接続している。レバー７の操作ストロークS1、および
操作速度Ｖを検知するポテンショメータ7A（第１検知手
段と言う。）からの信号を制御手段10に入力している。
燃料ダイヤル８は、操作ノブ8aを通常モードのエンジン
回転数をMinからMaxの位置を選択するか、あるいは、AU
TO位置にすると、その信号は制御手段10に入力される。
可変容量型油圧ポンプ２（以下、油圧ポンプ２と言
う。）が駆動される。エンジン１の噴射ポンプ1Aの図示
しないガバナは制御手段10と接続している。エンジン回
転数を検知する回転センサ1a（第３検知手段1aと言
う。）は制御手段10と接続している。油圧ポンプ２の傾
転角を制御するレギュレータ2Aは制御手段10と接続して
いる。油圧ポンプ２の吐出管路３から分岐する管路3aに
吐出圧を検知する油圧センサ3A（第２検知手段3Aと言
う。）を配設している。この油圧センサ3Aは制御手段10
と接続している。レバー７の操作ストロークS1、および
操作速度Ｖを検知するポテンショメータ7A（第１検知手
段と言う。）からの信号を制御手段10に入力している。
燃料ダイヤル８は、操作ノブ8aを通常モードのエンジン
回転数をMinからMaxの位置を選択するか、あるいは、AU
TO位置にすると、その信号は制御手段10に入力される。
油圧ポンプ２は、管路３を介して電磁式方向切換弁４
と接続している。この電磁式方向切換弁４は管路5a,5b
を介してアクチュエータ６と接続している。
と接続している。この電磁式方向切換弁４は管路5a,5b
を介してアクチュエータ６と接続している。
制御手段10から指令信号i01は、電磁式方向切換弁４
の操作部4aに出力され、これにより電磁式方向切換弁４
はａ位置に切換わる。このため、油圧ポンプ２から吐出
する圧油は管路３から電磁式方向切換弁４のａ位置を通
って管路5bからアクチュエータ６に流入して駆動され
る。
の操作部4aに出力され、これにより電磁式方向切換弁４
はａ位置に切換わる。このため、油圧ポンプ２から吐出
する圧油は管路３から電磁式方向切換弁４のａ位置を通
って管路5bからアクチュエータ６に流入して駆動され
る。
制御手段10から指令信号i02は電磁式方向切換弁４の
操作部4bに出力され、これにより電磁式方向切換弁４は
ｂ位置に切換わる。このため、油圧ポンプ２から吐出す
る圧油は管路３から電磁式方向切換弁４のｂ位置を通っ
て管路5aからアクチュエータ６に流入して駆動される。
操作部4bに出力され、これにより電磁式方向切換弁４は
ｂ位置に切換わる。このため、油圧ポンプ２から吐出す
る圧油は管路３から電磁式方向切換弁４のｂ位置を通っ
て管路5aからアクチュエータ６に流入して駆動される。
次に、エンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御に
ついて、前述の従来技術と本発明の第１実施例とを比較
して説明する。
ついて、前述の従来技術と本発明の第１実施例とを比較
して説明する。
実際に運転に必要なのはポンプの吐出圧Paと、運転者
が操作に必要とする油圧ポンプの吐出流量Ｑである。油
圧ポンプの必要吐出流量Qdは、関数f1、運転者が操作し
たレバーストロークS1により決まり、 Qd＝f1（S1） により求められる。
が操作に必要とする油圧ポンプの吐出流量Ｑである。油
圧ポンプの必要吐出流量Qdは、関数f1、運転者が操作し
たレバーストロークS1により決まり、 Qd＝f1（S1） により求められる。
また、Qdを吐出するために必要な油圧ポンプ１回転当
たり吐出流量ｑは、エンジン回転数をＮとすると、 ｑ＝Qd/K2・Ｎ により求められる。
たり吐出流量ｑは、エンジン回転数をＮとすると、 ｑ＝Qd/K2・Ｎ により求められる。
従来は、図18のポンプ吐出圧Ｐとポンプ吐出流量ｑの
Ｐ−ｑ線図に示すように、油圧ポンプの最大吸収トルク
は双曲線Ｂ−Ｃを設定し、ポンプ吐出圧Ｐが増減しても
ポンプ吐出流量ｑ（cc/rev）が、双曲線Ｂ−Ｃを超えな
いように油圧ポンプの傾転角を制限している。
Ｐ−ｑ線図に示すように、油圧ポンプの最大吸収トルク
は双曲線Ｂ−Ｃを設定し、ポンプ吐出圧Ｐが増減しても
ポンプ吐出流量ｑ（cc/rev）が、双曲線Ｂ−Ｃを超えな
いように油圧ポンプの傾転角を制限している。
そして、油圧ポンプの実吐出圧Paに対し、この双曲線
Ｂ−Ｃから決まるqTとｑ＝Qd/K2・Ｎの小さい方に油圧
ポンプ１回転当たりの吐出流量がなるように傾転角を制
御している。
Ｂ−Ｃから決まるqTとｑ＝Qd/K2・Ｎの小さい方に油圧
ポンプ１回転当たりの吐出流量がなるように傾転角を制
御している。
したがって、レバーの操作量が小さいときは、油圧ポ
ンプの吐出流量ｑは図18に示すように、qSと小さくな
る。
ンプの吐出流量ｑは図18に示すように、qSと小さくな
る。
このときの油圧ポンプの吸収トルク（ＴS＝Kl・Pa・q
S）は、小さいので、図19に示すマッチング点Ａから点
Ｚに移動する。
S）は、小さいので、図19に示すマッチング点Ａから点
Ｚに移動する。
このため、従来技術ではエンジン、および、油圧ポン
プは効率の悪い位置でマッチングするという問題があ
る。
プは効率の悪い位置でマッチングするという問題があ
る。
また、前記日本特開昭63−50686号の技術でも、油圧
ポンプの実吐出圧Paに対して、油圧ポンプ１回転当たり
の吐出流量qTは最大に制御されるが、レバーの操作量が
小さくqS＜qTの場合は、同様の問題がある。
ポンプの実吐出圧Paに対して、油圧ポンプ１回転当たり
の吐出流量qTは最大に制御されるが、レバーの操作量が
小さくqS＜qTの場合は、同様の問題がある。
この問題点を解決するために、本発明の第１実施例は
以下のように制御するようにしたものである。
以下のように制御するようにしたものである。
すなわち、油圧ポンプの実吐出圧Paと、運転者が操作
に必要とするポンプ吐出流量Qdからエンジンの出力トル
クの範囲内で、これらの実吐出圧Pa、ポンプ吐出流量Qd
を達成するもののうち、油圧ポンプ１回転当たりの吐出
流量ｑが最大でエンジン回転数Ｎが最小になるように、
油圧ポンプのレギュレータ2Aおよびエンジンの噴射ポン
プ1Aを制御するようにしたものである。
に必要とするポンプ吐出流量Qdからエンジンの出力トル
クの範囲内で、これらの実吐出圧Pa、ポンプ吐出流量Qd
を達成するもののうち、油圧ポンプ１回転当たりの吐出
流量ｑが最大でエンジン回転数Ｎが最小になるように、
油圧ポンプのレギュレータ2Aおよびエンジンの噴射ポン
プ1Aを制御するようにしたものである。
また、従来はモード切換スイッチを切換えることによ
り、設定していた微操作モード（エンジン回転数を低く
固定）を、レバーの操作速度で自動で設定するように
し、さらに、これらの制御のON/OFFを燃料ダイヤルの操
作位置により、できるようにしたものである。
り、設定していた微操作モード（エンジン回転数を低く
固定）を、レバーの操作速度で自動で設定するように
し、さらに、これらの制御のON/OFFを燃料ダイヤルの操
作位置により、できるようにしたものである。
図１に示す、本発明の制御手段10には、レバーストロ
ークに応じた可変容量型油圧ポンプからの吐出容量を求
めるポンプ吐出容量演算手段、レバーストロークに応じ
た吐出容量に対応するストローク用エンジン回転数を演
算する第１演算手段、エンジン最低回転数Nminと最高回
転数Nmaxとを記憶するマッチング範囲記憶手段、レバー
操作速度が所定の速度を越え、かつ、可変容量型油圧ポ
ンプの回転当たり吐出容積を最大にしたとき、そのとき
のマッチングエンジントルクカーブに応じた吐出容量に
対応するマッチング用エンジン回転速度を演算する第２
演算手段、および、ストローク用エンジン回転速度とマ
ッチング用エンジン回転速度のうちの高い方を油圧ポン
プのレギュレータに指令を出力するポンプ吐出用制御手
段を備えている。上記構成によれば、マッチング範囲記
憶手段には、図４に示す、トルクカーブＴ（Ｎ）上にマ
ッチング点Ｄと、マッチング点Ｅとを予め記憶されてお
り、マッチング点Ｄのときは最高回転数Nmaxとし、マッ
チング点Ｅのときは最低回転数Nminとなるようにしてあ
る。例えば、備操作によりレバー操作速度が遅いとき
は、その操作速度に応じてマッチング点Ｅに向かって最
適マッチング点を設定し、エンジンと油圧ポンプが運転
される。
ークに応じた可変容量型油圧ポンプからの吐出容量を求
めるポンプ吐出容量演算手段、レバーストロークに応じ
た吐出容量に対応するストローク用エンジン回転数を演
算する第１演算手段、エンジン最低回転数Nminと最高回
転数Nmaxとを記憶するマッチング範囲記憶手段、レバー
操作速度が所定の速度を越え、かつ、可変容量型油圧ポ
ンプの回転当たり吐出容積を最大にしたとき、そのとき
のマッチングエンジントルクカーブに応じた吐出容量に
対応するマッチング用エンジン回転速度を演算する第２
演算手段、および、ストローク用エンジン回転速度とマ
ッチング用エンジン回転速度のうちの高い方を油圧ポン
プのレギュレータに指令を出力するポンプ吐出用制御手
段を備えている。上記構成によれば、マッチング範囲記
憶手段には、図４に示す、トルクカーブＴ（Ｎ）上にマ
ッチング点Ｄと、マッチング点Ｅとを予め記憶されてお
り、マッチング点Ｄのときは最高回転数Nmaxとし、マッ
チング点Ｅのときは最低回転数Nminとなるようにしてあ
る。例えば、備操作によりレバー操作速度が遅いとき
は、その操作速度に応じてマッチング点Ｅに向かって最
適マッチング点を設定し、エンジンと油圧ポンプが運転
される。
この逆にレバー操作速度が速いときは、その操作速度
に応じてマッチング点Ｄに向かって最適マッチング点を
設定し、エンジンと油圧ポンプが運転される。
に応じてマッチング点Ｄに向かって最適マッチング点を
設定し、エンジンと油圧ポンプが運転される。
このように、レバー操作速度に応じてマッチング点Ｄ
−Ｅの間で最適マッチング点となるようにエンジンの噴
射ポンプの制御と油圧ポンプの傾転角の制御が行われ
る。したがって、エンジン燃費効率と油圧ポンプの効率
とが最も効率の良い点でマッチングさせてエンジンおよ
び油圧ポンプを運転することができる。
−Ｅの間で最適マッチング点となるようにエンジンの噴
射ポンプの制御と油圧ポンプの傾転角の制御が行われ
る。したがって、エンジン燃費効率と油圧ポンプの効率
とが最も効率の良い点でマッチングさせてエンジンおよ
び油圧ポンプを運転することができる。
また、制御手段10には、燃料ダイヤル８の操作位置
（MIN〜MAX,AUTO）に応じて図２に示す。基準となるエ
ンジン回転数N0、および、基準となる油圧ポンプ最大吸
収トルクT0、および、マッチング点Ｄ−Ｅの線図に示す
ように、エンジン回転数Ｎの関数Ｔ（Ｎ）が記憶されて
いる。
（MIN〜MAX,AUTO）に応じて図２に示す。基準となるエ
ンジン回転数N0、および、基準となる油圧ポンプ最大吸
収トルクT0、および、マッチング点Ｄ−Ｅの線図に示す
ように、エンジン回転数Ｎの関数Ｔ（Ｎ）が記憶されて
いる。
また、制御手段10は、燃料ダイヤル８の操作位置（MI
N〜MAX位置、AUTO位置）に応じて、エンジン・ポンプの
効率を最も良くするように、噴射ポンプ1Aのガバナと油
圧ポンプのレギュレータ2Aへ指令出力する。
N〜MAX位置、AUTO位置）に応じて、エンジン・ポンプの
効率を最も良くするように、噴射ポンプ1Aのガバナと油
圧ポンプのレギュレータ2Aへ指令出力する。
さらに、制御手段10は、レバー７の操作量S1の信号を
受けて、レバー操作速度を検出して、その操作速度に応
じたエンジン回転数Ｎおよび油圧ポンプ１回転当たりの
吐出流量ｑとなるように、噴射ポンプ1Aおよびレギュレ
ータ2Aへ指令出力して、エンジン・油圧ポンプを制御す
るようになっている。
受けて、レバー操作速度を検出して、その操作速度に応
じたエンジン回転数Ｎおよび油圧ポンプ１回転当たりの
吐出流量ｑとなるように、噴射ポンプ1Aおよびレギュレ
ータ2Aへ指令出力して、エンジン・油圧ポンプを制御す
るようになっている。
本発明を詳しく説明すると、運転者が操作に必要なポ
ンプ吐出流量Qdを達成するもののうち、油圧ポンプ１回
転当たりの吐出流量が最大、エンジン回転数が最小とな
る回転数Nq minは、 Nq min＝Qd/K2・ｑmax により求めることができる。
ンプ吐出流量Qdを達成するもののうち、油圧ポンプ１回
転当たりの吐出流量が最大、エンジン回転数が最小とな
る回転数Nq minは、 Nq min＝Qd/K2・ｑmax により求めることができる。
しかしながら、一般的に、ポンプに作用する圧力Ｐ
と、ポンプ実吐出流量Ｑと、ポンプ１回転当たりの吐出
流量ｑと、エンジン回転数Ｎと、トルクＴとの関係を、
定数K2,K3としたときに、 Ｐ・Ｑ＝K2・Ｐ・ｑ・Ｎ＝K3・Ｔ・Ｎ であるから、エンジン回転数Ｎを小さくすると、必要
トルクＴは増大する。
と、ポンプ実吐出流量Ｑと、ポンプ１回転当たりの吐出
流量ｑと、エンジン回転数Ｎと、トルクＴとの関係を、
定数K2,K3としたときに、 Ｐ・Ｑ＝K2・Ｐ・ｑ・Ｎ＝K3・Ｔ・Ｎ であるから、エンジン回転数Ｎを小さくすると、必要
トルクＴは増大する。
したがって、必要トルクＴからも最小エンジン回転数
ＮTminが決定される。ＮTminは、Ｐ・Ｑ＝K3・Ｔ・Ｎよ
り、エンジン回転数Ｎの関数として制御手段10に記憶さ
れた許容トルクＴ（Ｎ）（通常はエンジンのトルクライ
ズに沿った関数として設定される）を使って、 ＮTmin＝Pa・Qd/K3・Ｔ・Ｎ により求めることができる。
ＮTminが決定される。ＮTminは、Ｐ・Ｑ＝K3・Ｔ・Ｎよ
り、エンジン回転数Ｎの関数として制御手段10に記憶さ
れた許容トルクＴ（Ｎ）（通常はエンジンのトルクライ
ズに沿った関数として設定される）を使って、 ＮTmin＝Pa・Qd/K3・Ｔ・Ｎ により求めることができる。
そして、油圧ポンプ１回転当たりの吐出流量から決ま
る最小エンジン回転数Nqminとトルクから決まる最小エ
ンジン回転数ＮTminとの大きい方をエンジン目標回転数
Nrに設定する。即ち、図５に示す、エンジン回転数Ｎの
関数として制御手段10に記憶された許容トルクＴ（Ｎ）
線に対して、Pa・Q/K3・Ｎで求められる線と、K1・Pa・
ｑmaxで求められる線とが交わる交点をNqmin,また、Ｔ
（Ｎ）線に対して、Pa・Q/K3・Ｎで求められる線が交わ
る交点を、ＮTminとして求め、このNqminとＮTminの大
きい方をエンジン目標回転数Nrに設定しているものであ
る。
る最小エンジン回転数Nqminとトルクから決まる最小エ
ンジン回転数ＮTminとの大きい方をエンジン目標回転数
Nrに設定する。即ち、図５に示す、エンジン回転数Ｎの
関数として制御手段10に記憶された許容トルクＴ（Ｎ）
線に対して、Pa・Q/K3・Ｎで求められる線と、K1・Pa・
ｑmaxで求められる線とが交わる交点をNqmin,また、Ｔ
（Ｎ）線に対して、Pa・Q/K3・Ｎで求められる線が交わ
る交点を、ＮTminとして求め、このNqminとＮTminの大
きい方をエンジン目標回転数Nrに設定しているものであ
る。
ここで、図４について説明する。縦軸はエンジン回転
数Ｎの関数Ｔ（Ｎ）であり、横軸はエンジン回転数Ｎで
ある。噴射ポンプ1Aへ無負荷回転数ＮOrとなるように指
令出力して、エンジン目標回転数Nrとなるようにしてあ
る。
数Ｎの関数Ｔ（Ｎ）であり、横軸はエンジン回転数Ｎで
ある。噴射ポンプ1Aへ無負荷回転数ＮOrとなるように指
令出力して、エンジン目標回転数Nrとなるようにしてあ
る。
このエンジン目標回転数Nrは、エンジン回転数の関数
Ｔ（Ｎ）に対するマッチング点Ｄ−Ｅ間で設定されるよ
うになっている。マッチング点Ｄにおいて、噴射ポンプ
1Aへ無負荷回転数ＮOmaxとなるように指令出力して、負
荷時のエンジン回転数Nmaxとなるようにしてある。この
エンジン回転数Nmaxが、最高回転数とする上限値であ
る。マッチング点Ｅにおいて、噴射ポンプ1Aへ無負荷回
転数ＮOminとなるように指令出力して、負荷時のエンジ
ン回転数Nminとなるようにしてある。このエンジン回転
数Nminが、最低回転数とする下限値である。
Ｔ（Ｎ）に対するマッチング点Ｄ−Ｅ間で設定されるよ
うになっている。マッチング点Ｄにおいて、噴射ポンプ
1Aへ無負荷回転数ＮOmaxとなるように指令出力して、負
荷時のエンジン回転数Nmaxとなるようにしてある。この
エンジン回転数Nmaxが、最高回転数とする上限値であ
る。マッチング点Ｅにおいて、噴射ポンプ1Aへ無負荷回
転数ＮOminとなるように指令出力して、負荷時のエンジ
ン回転数Nminとなるようにしてある。このエンジン回転
数Nminが、最低回転数とする下限値である。
このように制御される図４の関数設定されたデータが
制御手段10に記憶されている。そして、前記図５で説明
したNqmin,およびＮTminは、ポンプ実吐出流量Ｑが非常
に小さかったり、非常に大きい場合に、エンジンの実用
回転数範囲を外れてしまう場合があり、このときは図４
に示す、予め制御手段10に記憶されているエンジン回転
数Nmin〜Nmaxの範囲で運転できるようになっている。
制御手段10に記憶されている。そして、前記図５で説明
したNqmin,およびＮTminは、ポンプ実吐出流量Ｑが非常
に小さかったり、非常に大きい場合に、エンジンの実用
回転数範囲を外れてしまう場合があり、このときは図４
に示す、予め制御手段10に記憶されているエンジン回転
数Nmin〜Nmaxの範囲で運転できるようになっている。
以上により、エンジントルクカーブに沿って図16で説
明したように等燃費カーブεの中心に近づけるように油
圧ポンプのマッチング点を移行するようにして、エンジ
ンは燃費効率の良いところで、しかも、油圧ポンプは、
ポンプ効率の良いところで運転するようにしたものであ
る。
明したように等燃費カーブεの中心に近づけるように油
圧ポンプのマッチング点を移行するようにして、エンジ
ンは燃費効率の良いところで、しかも、油圧ポンプは、
ポンプ効率の良いところで運転するようにしたものであ
る。
図３は、エンジン回転数Ｎとレバー操作速度Ｖとの関
係を示す線図である。
係を示す線図である。
図３に示すように、レバー速度V0までの遅い範囲で
は、エンジン回転数ＮLの低い回転とし、レバー速度V0
からV1までの範囲は徐々にエンジン回転数が増加し、レ
バー速度V1に達すると高い回転のエンジン回転数Nmaxと
なるようにしてあり、このようなエンジン回転数Ｎとレ
バー操作速度Ｖとの関数設定されたものが制御手段10に
記憶されている。即ち、レバー操作速度Ｖは第１検知手
段7Aにより、無段階に連続的に（図３に示すように）、
検知されている。
は、エンジン回転数ＮLの低い回転とし、レバー速度V0
からV1までの範囲は徐々にエンジン回転数が増加し、レ
バー速度V1に達すると高い回転のエンジン回転数Nmaxと
なるようにしてあり、このようなエンジン回転数Ｎとレ
バー操作速度Ｖとの関数設定されたものが制御手段10に
記憶されている。即ち、レバー操作速度Ｖは第１検知手
段7Aにより、無段階に連続的に（図３に示すように）、
検知されている。
今、レバーの操作量が小さく、Nmin,またはNmaxから
求めたエンジン目標回転数Nrが小さい状態から、運転者
がレバーの操作量を大きくしていくと、それにともない
エンジン目標回転数Nrも増大していく。しかしながら、
レバーの操作速度が遅い場合には運転者が微操作を行い
たいと判断して、前述の如く図３に示す、エンジンの回
転数Ｎとレバー操作速度Ｖとの関係でエンジン目標回転
数Nrの増大に制限をかけるようにしてある。
求めたエンジン目標回転数Nrが小さい状態から、運転者
がレバーの操作量を大きくしていくと、それにともない
エンジン目標回転数Nrも増大していく。しかしながら、
レバーの操作速度が遅い場合には運転者が微操作を行い
たいと判断して、前述の如く図３に示す、エンジンの回
転数Ｎとレバー操作速度Ｖとの関係でエンジン目標回転
数Nrの増大に制限をかけるようにしてある。
図１に示す燃料ダイヤル８はMIN〜MAXの位置では従来
通りにスロットルの調整が可能で、AUTOの位置にする
と、詳しくは図6,図７のフローチャートで後述するが、
図３に示すようにレバー操作速度によるエンジン回転数
の増大制限制御が行われるとともに、エンジン目標回転
数Nrと、それに応じたポンプ目標吐出流量qrによって、
噴射ポンプ1Aのガバナ、および油圧ポンプ２のレギュレ
ータ2Aが制御される。
通りにスロットルの調整が可能で、AUTOの位置にする
と、詳しくは図6,図７のフローチャートで後述するが、
図３に示すようにレバー操作速度によるエンジン回転数
の増大制限制御が行われるとともに、エンジン目標回転
数Nrと、それに応じたポンプ目標吐出流量qrによって、
噴射ポンプ1Aのガバナ、および油圧ポンプ２のレギュレ
ータ2Aが制御される。
なお、燃料ダイヤル８はAUTOの位置以外では、レバー
操作速度によるエンジン回転数の増大制限制御のみOFF
となるように設定しても良い。
操作速度によるエンジン回転数の増大制限制御のみOFF
となるように設定しても良い。
本発明に係るエンジンおよび可変容量型油圧ポンプの
制御装置の第１実施例のフローチャートを図6,図７によ
り説明する。
制御装置の第１実施例のフローチャートを図6,図７によ
り説明する。
S1にて図１に示す燃料ダイヤル８の操作ノブ8aをAUTO
位置か判定しており、NOのときは図示しない従来の制御
に移り、YESのときはS2にてレバーストロークS1,ポンプ
吐出圧Paを検出する。
位置か判定しており、NOのときは図示しない従来の制御
に移り、YESのときはS2にてレバーストロークS1,ポンプ
吐出圧Paを検出する。
図１に示す、レバー７のストロークを検知するポテン
ショメータ7Aからの信号が制御手段10に入力されて、そ
の信号によりレバー７のストロークを検出するようにな
っている。
ショメータ7Aからの信号が制御手段10に入力されて、そ
の信号によりレバー７のストロークを検出するようにな
っている。
次に、S3にてポンプ必要吐出流量Qdを、関数f1、レバ
ーストロークS1から、 Qd＝f1（S1） で計算する。
ーストロークS1から、 Qd＝f1（S1） で計算する。
次に、S4にてレバー操作速度Ｖを検出し、図３のエン
ジン回転数Ｎとレバー操作速度Ｖとの関係線図に示すレ
バー操作速度V1に対して、検出されたレバー操作速度Ｖ
が大きいか判定しており、NOのときはS13に移行し、YES
のときはS6にて最小エンジン回転数Nqmin、ポンプ吐出
流量Qd、ポンプ最大吐出流量ｑmax、定数K2としたとき
の、 Nqmin＝Qd/K2・ｑmax を計算する。
ジン回転数Ｎとレバー操作速度Ｖとの関係線図に示すレ
バー操作速度V1に対して、検出されたレバー操作速度Ｖ
が大きいか判定しており、NOのときはS13に移行し、YES
のときはS6にて最小エンジン回転数Nqmin、ポンプ吐出
流量Qd、ポンプ最大吐出流量ｑmax、定数K2としたとき
の、 Nqmin＝Qd/K2・ｑmax を計算する。
つまり、運転者が操作に必要な吐出流量Qdを達成する
ために、油圧ポンプ１回転当たりの吐出流量が最大、エ
ンジン回転数が最小となるNqminを求めるものである。
次に、S7にて予め記憶されているエンジン目標回転数の
関数Ｔ（Ｎ）×Ｎ（エンジン回転数）と、1/K3（定数）
×Pa（ポンプ吐出圧）×Qd（ポンプ吐出流量）とを比較
演算して最小エンジン回転数ＮTminを求める。
ために、油圧ポンプ１回転当たりの吐出流量が最大、エ
ンジン回転数が最小となるNqminを求めるものである。
次に、S7にて予め記憶されているエンジン目標回転数の
関数Ｔ（Ｎ）×Ｎ（エンジン回転数）と、1/K3（定数）
×Pa（ポンプ吐出圧）×Qd（ポンプ吐出流量）とを比較
演算して最小エンジン回転数ＮTminを求める。
即ち、S6,S7で求めるNqmin,NTminは、図５に示すエン
ジン回転数Ｎの関数として制御手段10に記憶された許容
トルクＴ（Ｎ）線に対して、Pa・Q/K3・Ｎで求められる
線と、K1・Pa・ｑmaxで求められる線とが交わる交点をN
qmin,また、Ｔ（Ｎ）線に対して、Pa・Q/K3・Ｎで求め
られる線が交わる交点をＮTminとして求めるものであ
る。
ジン回転数Ｎの関数として制御手段10に記憶された許容
トルクＴ（Ｎ）線に対して、Pa・Q/K3・Ｎで求められる
線と、K1・Pa・ｑmaxで求められる線とが交わる交点をN
qmin,また、Ｔ（Ｎ）線に対して、Pa・Q/K3・Ｎで求め
られる線が交わる交点をＮTminとして求めるものであ
る。
ＮTmin＝Pa・Qd/K3・Ｔ（ＮTminとなるＮTminを求め
れば良いが、実際には制御手段10に記憶されているＴ
（Ｎ）とＮの積と、Pa・Qd/K3が等しくなる点としてＮT
minを求めるようにしている。
れば良いが、実際には制御手段10に記憶されているＴ
（Ｎ）とＮの積と、Pa・Qd/K3が等しくなる点としてＮT
minを求めるようにしている。
S8にてNqminとＮTminの高い方をエンジン目標回転数N
rとするように処理される。S9にてエンジン目標回転数N
rが予め記憶されているエンジン回転数Nminより小さい
か判定しており、NOのときはS11に移行し、YESのときは
S10にて予め記憶されているエンジン回転数Nminをエン
ジン目標回転数Nrとする処理がなされS15に移行する。
rとするように処理される。S9にてエンジン目標回転数N
rが予め記憶されているエンジン回転数Nminより小さい
か判定しており、NOのときはS11に移行し、YESのときは
S10にて予め記憶されているエンジン回転数Nminをエン
ジン目標回転数Nrとする処理がなされS15に移行する。
前記S9にてNOのときはS11にてエンジン目標回転数Nr
が予め記憶されているエンジン回転数Nmaxより大きいか
判定しており、YESと判定されたときはS12にて予め記憶
されているエンジン回転数Nmaxをエンジン目標回転数Nr
とする処理が行われS15に移行する。
が予め記憶されているエンジン回転数Nmaxより大きいか
判定しており、YESと判定されたときはS12にて予め記憶
されているエンジン回転数Nmaxをエンジン目標回転数Nr
とする処理が行われS15に移行する。
前記S5でNOのときはS13にて検出されたレバー操作速
度Ｖからエンジン回転数Nlimを求める。
度Ｖからエンジン回転数Nlimを求める。
つまり、Nlimは、図３に示す、レバー速度V0とV1との
範囲中で実際のレバー速度Ｖを検出して求められる。
範囲中で実際のレバー速度Ｖを検出して求められる。
前記、図３で説明したレバー操作速度Ｖによりエンジ
ン回転数の増大に制限をかけるものである。
ン回転数の増大に制限をかけるものである。
S14にて、エンジン回転数Nlimをエンジン目標回転数N
rとする処理が行われS15に移行する。
rとする処理が行われS15に移行する。
S15にて、油圧ポンプ１回転当たりの吐出流量ｑq、必
要吐出流量Qd、エンジンの目標回転数Nr、定数をＫとし
たときの、 ｑq＝Qd/K2・Nr を計算してS16に移行する。
要吐出流量Qd、エンジンの目標回転数Nr、定数をＫとし
たときの、 ｑq＝Qd/K2・Nr を計算してS16に移行する。
S16にて油圧ポンプ１回転当たりの吐出流量qT、エン
ジン目標回転数の関数Ｔ（Nr）ポンプの吐出圧Pa、定数
をK1としたときの、 qT＝Ｔ（Nr）/K1・Pa を計算してS17に移行する。
ジン目標回転数の関数Ｔ（Nr）ポンプの吐出圧Pa、定数
をK1としたときの、 qT＝Ｔ（Nr）/K1・Pa を計算してS17に移行する。
S17ではｑq,qTおよびｑmaxを比較し、一番小さいもの
を油圧ポンプ１回転当たりの目標吐出流量qrとする処理
が行われる。
を油圧ポンプ１回転当たりの目標吐出流量qrとする処理
が行われる。
そして、S18にてエンジン回転数Nrとするように、図
１の制御手段10から噴射ポンプ1Aのガバナに指令出力さ
れる。ただし、この場合図２に示すように、エンジンの
回転数は、通常負荷が軽くなると増大するので、噴射ポ
ンプ1Aにはエンジン目標回転数Nrに対応した無負荷回転
数ＮOrとするように指令出力されるようになっている。
１の制御手段10から噴射ポンプ1Aのガバナに指令出力さ
れる。ただし、この場合図２に示すように、エンジンの
回転数は、通常負荷が軽くなると増大するので、噴射ポ
ンプ1Aにはエンジン目標回転数Nrに対応した無負荷回転
数ＮOrとするように指令出力されるようになっている。
また、S19にて油圧ポンプ１回転当たりの吐出流量qr
とするように、図１の制御手段10からレギュレータ2Aに
指令出力される。
とするように、図１の制御手段10からレギュレータ2Aに
指令出力される。
これにより、前述の如く、図２に示すように、エンジ
ントルクカーブ上のＤ−Ｅの範囲内で目標エンジン回転
数Nrに対応したエンジン回転数ＮOrとなるように、図１
の噴射ポンプ1Aのガバナと油圧ポンプ２のレギュレータ
2Aを制御される。つまり、エンジントルクカーブに沿っ
て図16で説明したように等燃費カーブεの中心に近づけ
るようにして油圧ポンプの吸収トルクのマッチング点
（Ｄ−Ｅの間）を移行するようにしたので、エンジンの
燃費効率の良いところで、しかも、ポンプ効率の良いと
ころで運転するようにしたものである。
ントルクカーブ上のＤ−Ｅの範囲内で目標エンジン回転
数Nrに対応したエンジン回転数ＮOrとなるように、図１
の噴射ポンプ1Aのガバナと油圧ポンプ２のレギュレータ
2Aを制御される。つまり、エンジントルクカーブに沿っ
て図16で説明したように等燃費カーブεの中心に近づけ
るようにして油圧ポンプの吸収トルクのマッチング点
（Ｄ−Ｅの間）を移行するようにしたので、エンジンの
燃費効率の良いところで、しかも、ポンプ効率の良いと
ころで運転するようにしたものである。
また、本実施例で特徴とする点は、レバーの操作速度
Ｖが遅いとき、即ち図１に示すアクチュエータ６を微操
作するときは、そのレバーの操作速度Ｖに見合ったエン
ジン回転数Nlimになるようにしてあり、この制限を加え
たエンジン回転数Nlimにより前記の演算処理を行って、
エンジンの噴射ポンプのガバナ制御および油圧ポンプの
傾転角の制御を行うようにしたので、微操作モードへの
切換操作が不用になる上、これらの制御のON/OFF設定が
燃料ダイヤル８のみで行うことができる。
Ｖが遅いとき、即ち図１に示すアクチュエータ６を微操
作するときは、そのレバーの操作速度Ｖに見合ったエン
ジン回転数Nlimになるようにしてあり、この制限を加え
たエンジン回転数Nlimにより前記の演算処理を行って、
エンジンの噴射ポンプのガバナ制御および油圧ポンプの
傾転角の制御を行うようにしたので、微操作モードへの
切換操作が不用になる上、これらの制御のON/OFF設定が
燃料ダイヤル８のみで行うことができる。
次に、本発明に係るエンジンおよび可変容量型油圧ポ
ンプの制御装置の第２実施例を第１実施例の図１を参照
して図８乃至図13により説明する。
ンプの制御装置の第２実施例を第１実施例の図１を参照
して図８乃至図13により説明する。
図８に示すエンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制
御装置は、第１実施例の図１と同一符号を付したものは
同一部品である。
御装置は、第１実施例の図１と同一符号を付したものは
同一部品である。
可変容量型油圧ポンプ２（以下、油圧ポンプ２と言
う。）の傾転角を検知する傾転角センサ2Bは制御手段10
と接続している。これ以外は、第１実施例の図１と同一
であり、説明は省略する。
う。）の傾転角を検知する傾転角センサ2Bは制御手段10
と接続している。これ以外は、第１実施例の図１と同一
であり、説明は省略する。
図９はポンプ吐出圧Ｐとポンプ吐出流量ｑ（cc/rev）
との関係を説明するＰ−ｑ線図である。
との関係を説明するＰ−ｑ線図である。
ここで、エンジン回転数N,ポンプの吐出圧P,油圧ポン
プの１回転当たりの吐出流量ｑ（cc/rev）としたときの
油圧ポンプ吐出流量Ｑは、 Ｑ＝ｑ（cc/rev）・Ｎ よって、油圧ポンプの吸収馬力はＰ・Ｑ＝一定のほぼ
等馬力の一定線上に制御される。
プの１回転当たりの吐出流量ｑ（cc/rev）としたときの
油圧ポンプ吐出流量Ｑは、 Ｑ＝ｑ（cc/rev）・Ｎ よって、油圧ポンプの吸収馬力はＰ・Ｑ＝一定のほぼ
等馬力の一定線上に制御される。
図９において、ｑmaxとは油圧ポンプの１回転当たり
の最大吐出流量を示しており、後述するP0はこのときの
ポンプ吐出圧である。
の最大吐出流量を示しており、後述するP0はこのときの
ポンプ吐出圧である。
ここで、油圧ポンプの１回転当たりの吐出流量ｑ（cc
/rev）は、図８に示す油圧ポンプ２の傾転角を傾転角セ
ンサ2Bで検知することにより演算できる。
/rev）は、図８に示す油圧ポンプ２の傾転角を傾転角セ
ンサ2Bで検知することにより演算できる。
また、図８に示す制御手段10に予めポンプの吐出圧Ｐ
と吐出流量ｑとの関係をマップで記憶しておき、吐出圧
Ｐを検知することにより油圧ポンプの１回転当たりの吐
出流量ｑを設定することができる。
と吐出流量ｑとの関係をマップで記憶しておき、吐出圧
Ｐを検知することにより油圧ポンプの１回転当たりの吐
出流量ｑを設定することができる。
図10はエンジン回転数と操作レバー速度との関係を説
明する図である。
明する図である。
この図は後述するエンジン目標回転数Nrが設定された
後に、操作レバー７の操作速度を検知し、この操作レバ
ー７の操作速度V0が所定のレバー速度より遅い場合には
エンジン回転数が上がる側のエンジン回転数N0から前記
エンジン目標回転数Nrに制限（急激にエンジン回転数が
Nrまで上がらないように制限）を加えるように噴射ポン
プ1Aのガバナを制御するものである。
後に、操作レバー７の操作速度を検知し、この操作レバ
ー７の操作速度V0が所定のレバー速度より遅い場合には
エンジン回転数が上がる側のエンジン回転数N0から前記
エンジン目標回転数Nrに制限（急激にエンジン回転数が
Nrまで上がらないように制限）を加えるように噴射ポン
プ1Aのガバナを制御するものである。
これにより、操作レバー７の操作感覚にあったエンジ
ン回転数の制御が可能となり、エンジン回転数の急激な
上昇がなく、安定したエンジン回転数制御が行われるの
で微操作性が良い。
ン回転数の制御が可能となり、エンジン回転数の急激な
上昇がなく、安定したエンジン回転数制御が行われるの
で微操作性が良い。
図11はエンジン出力トルクカーブＡに対応する油圧ポ
ンプ吸収トルクのマッチング点のA1〜A2のＸ方向,A2〜A
1のＺ方向の移行時間について説明する図である。
ンプ吸収トルクのマッチング点のA1〜A2のＸ方向,A2〜A
1のＺ方向の移行時間について説明する図である。
エンジン回転数を下げる側となる油圧ポンプ吸収トル
クＳLFから油圧ポンプ吸収トルクＳLrへの移行時間を遅
くしてある。
クＳLFから油圧ポンプ吸収トルクＳLrへの移行時間を遅
くしてある。
また、エンジン回転数を上げる側となる油圧ポンプ吸
収トルクＳLrから油圧ポンプ吸収トルクＳLFへの移行時
間は速くしてある。
収トルクＳLrから油圧ポンプ吸収トルクＳLFへの移行時
間は速くしてある。
したがって、エンジン回転数を下げる側ではエンジン
回転数の変動を防止し、油圧ポンプの吐出流量不足が起
こらないようにしてある。
回転数の変動を防止し、油圧ポンプの吐出流量不足が起
こらないようにしてある。
また、エンジン回転数を上げる側では作業性が向上す
る共に、油圧ポンプの吐出流量不足が起こらないように
してある。
る共に、油圧ポンプの吐出流量不足が起こらないように
してある。
これとは逆に、エンジン回転数を下げる側の油圧ポン
プ吸収トルクＳLFから油圧ポンプ吸収トルクＳLrへの移
行時間を速くしても良い。
プ吸収トルクＳLFから油圧ポンプ吸収トルクＳLrへの移
行時間を速くしても良い。
さらに、エンジン回転数を上げる側の油圧ポンプ吸収
トルクＳLrから油圧ポンプ吸収トルクＳLFへの移行時間
を遅くしても良い。
トルクＳLrから油圧ポンプ吸収トルクＳLFへの移行時間
を遅くしても良い。
これらの制御は小型〜大型の各種エンジンと油圧ポン
プとの仕様等によって決定されるものである。
プとの仕様等によって決定されるものである。
これにより、エンジン回転数の変動を防止し、作業性
が向上すると共に、油圧ポンプの吐出流量不足が起こら
ないようにしてあるので、微操作性が良くエンジンおよ
び油圧ポンプが安定して駆動することができる。
が向上すると共に、油圧ポンプの吐出流量不足が起こら
ないようにしてあるので、微操作性が良くエンジンおよ
び油圧ポンプが安定して駆動することができる。
本発明に係るエンジンおよび可変容量型油圧ポンプの
制御装置の第２実施例のフローチャートを図12,図13に
基づいて説明する。
制御装置の第２実施例のフローチャートを図12,図13に
基づいて説明する。
S50にて図１に示す燃料ダイヤル８の操作ノブ8aをAUT
Oの位置か判定しており、NOのときはS50に戻り、YESの
ときは、S51にてエンジン回転数（Ｎ），ポンプ吐出圧
（P1），操作レバーストローク（S1）を検出する。S52
にて油圧ポンプ吐出流量Qd,関数f1,操作レバーストロー
クS1としたときの、 Qd＝f1（S1） を計算する。
Oの位置か判定しており、NOのときはS50に戻り、YESの
ときは、S51にてエンジン回転数（Ｎ），ポンプ吐出圧
（P1），操作レバーストローク（S1）を検出する。S52
にて油圧ポンプ吐出流量Qd,関数f1,操作レバーストロー
クS1としたときの、 Qd＝f1（S1） を計算する。
S53にてポンプ吐出圧P1に対する所定のポンプ圧P0がP
1≦P0か判定しており、YESのときはS54にて油圧ポンプ
ｑmax（cc/rev）から最小エンジン回転数Nq min、定数K
1,油圧ポンプ１回転当たりの最大吐出流量ｑmax（cc/re
v），油圧ポンプ吐出流量Qdとしたときの、 Nq min＝K1・（Qd/qmax） を計算する。
1≦P0か判定しており、YESのときはS54にて油圧ポンプ
ｑmax（cc/rev）から最小エンジン回転数Nq min、定数K
1,油圧ポンプ１回転当たりの最大吐出流量ｑmax（cc/re
v），油圧ポンプ吐出流量Qdとしたときの、 Nq min＝K1・（Qd/qmax） を計算する。
S53にてNOのときはS55にてポンプ吐出圧P1に対する所
定の油圧ポンプ圧P0がP1＞P0か判定しており、NOのとき
はS53に戻り、YESのときはS56にて油圧ポンプ最大吸収
トルクTmaxから最小エンジン回転数Nwmin,定数K1,油圧
ポンプ吐出流量Qd,油圧ポンプ１回転当たりの油圧ポン
プの吸収トルクqTとしたときの、 Nwmin＝K1・（Qd/qT） を計算する。
定の油圧ポンプ圧P0がP1＞P0か判定しており、NOのとき
はS53に戻り、YESのときはS56にて油圧ポンプ最大吸収
トルクTmaxから最小エンジン回転数Nwmin,定数K1,油圧
ポンプ吐出流量Qd,油圧ポンプ１回転当たりの油圧ポン
プの吸収トルクqTとしたときの、 Nwmin＝K1・（Qd/qT） を計算する。
S57に最小エンジン回転数Nq minと最小エンジン回転
数Nwminの高い方をエンジン目標回転数Nrに設定する。
数Nwminの高い方をエンジン目標回転数Nrに設定する。
S58にてエンジン目標回転数Nrに対応する油圧ポンプ
吸収トルクＳLrを設定する。S59にて油圧ポンプレギュ
レータへの制御電流値i2,関数f1,油圧ポンプ吸収トルク
ＳLrとしたときの、 i2＝1f（ＳLr） を計算する。
吸収トルクＳLrを設定する。S59にて油圧ポンプレギュ
レータへの制御電流値i2,関数f1,油圧ポンプ吸収トルク
ＳLrとしたときの、 i2＝1f（ＳLr） を計算する。
S60にて油圧ポンプのレギュレータへ指令出力する。
S61にて噴射ポンプへのスロットル開度を制御する制
御電流値i1,関数F2,油圧ポンプ吸収トルクＳLrとしたと
きの、 i1＝f2（ＳLr） を計算する。
御電流値i1,関数F2,油圧ポンプ吸収トルクＳLrとしたと
きの、 i1＝f2（ＳLr） を計算する。
S62にて噴射ポンプへ指令出力する。
S63にて燃料ダイヤルAUTO位置か判定しており、YESの
ときはS51に戻り、NOのときはエンドとなる。
ときはS51に戻り、NOのときはエンドとなる。
第２実施例のフローチャートによれば、操作レバー７
のストロークにより演算される油圧ポンプ２の吐出流
量、エンジン回転数およびポンプの吐出圧により演算さ
れるエンジン目標回転数Nrは、重負荷となってもエンス
トすることがなく、油圧ポンプが吐出制御できる許容範
囲内に設定してある。このエンジン目標回転数Nrに対応
して設定される油圧ポンプ吸収トルクＳLrがエンジント
ルクカーブの線上でマッチングするようにしたので、こ
のマッチング点が図16に示す等燃費カーブの中心に近づ
くように制御される。
のストロークにより演算される油圧ポンプ２の吐出流
量、エンジン回転数およびポンプの吐出圧により演算さ
れるエンジン目標回転数Nrは、重負荷となってもエンス
トすることがなく、油圧ポンプが吐出制御できる許容範
囲内に設定してある。このエンジン目標回転数Nrに対応
して設定される油圧ポンプ吸収トルクＳLrがエンジント
ルクカーブの線上でマッチングするようにしたので、こ
のマッチング点が図16に示す等燃費カーブの中心に近づ
くように制御される。
したがって、低燃費で、かつ、エンジンおよび油圧ポ
ンプは効率の良い所でマッチングさせることができる。
ンプは効率の良い所でマッチングさせることができる。
産業上の利用可能性 本発明は、エンジンの燃費効率と油圧ポンプの効率と
が最も効率の良い点でマッチングさせるとともに、レバ
ー操作速度に応じてエンジン回転数及びポンプ傾転角制
御して微操作性を向上し、かつ、燃料ダイヤルにより操
作の繁雑さを解消するようにしたエンジンおよび油圧ポ
ンプの制御装置として有用である。
が最も効率の良い点でマッチングさせるとともに、レバ
ー操作速度に応じてエンジン回転数及びポンプ傾転角制
御して微操作性を向上し、かつ、燃料ダイヤルにより操
作の繁雑さを解消するようにしたエンジンおよび油圧ポ
ンプの制御装置として有用である。
フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F02D 29/04 E02F 9/20 F15B 11/00
Claims (6)
- 【請求項１】エンジンと、エンジンの出力トルクおよび
回転速度を制御する噴射ポンプと、エンジンにより駆動
され、作業機に圧油を供給する可変容量型油圧ポンプ
と、この油圧ポンプの斜板角を制御するレギュレータ
と、作業機の作動を操作する操作レバーと、操作レバー
からの信号を受けて油圧ポンプからの吐出容量を可変に
する指令をレギュレータに出力する制御手段と、を有す
るエンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置にお
いて、 レバー操作速度を検知する第１検知手段を備え、 制御手段は、操作されたレバー操作速度に応じた第１検
知手段からの信号を受けたとき、操作されたレバー操作
速度に応じて作業機の作動速度を作動させるように、エ
ンジンの回転速度を制御する指令を噴射ポンプに、およ
び、油圧ポンプの吐出容量を制御する指令をレギュレー
タにそれぞれ出力することを特徴とするエンジンおよび
可変容量型油圧ポンプの制御装置。 - 【請求項２】請求の範囲１記載のエンジンおよび可変容
量型油圧ポンプの制御装置において、 制御手段は、操作されたレバー操作速度が所定の速度以
下のときには、噴射ポンプおよびレギュレータに制御指
令を出力して、所定速度以下のレバー操作速度に対応す
るように少なくともエンジンの回転速度を小さくし、作
業機を微速に作動させることを特徴とするエンジンおよ
び可変容量型油圧ポンプの制御装置。 - 【請求項３】請求の範囲１記載のエンジンおよび可変容
量型油圧ポンプの制御装置において、 噴射ポンプを制御する燃料ダイヤルを備え、 制御手段は、燃料ダイヤルの自動が選択され、かつ操作
されたレバー操作速度が所定の速度以下のときには、エ
ンジン回転数の増大に制限をかけるようにして、作業機
を微速に作動させる指令を出力することを特徴とするエ
ンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置。 - 【請求項４】エンジンと、エンジンの出力トルクおよび
回転速度を制御する噴射ポンプと、エンジンにより駆動
され、作業機に圧油を供給する可変容量型油圧ポンプ
と、この油圧ポンプの斜板角を制御するレギュレータ
と、作業機の作動を操作する操作レバーと、操作レバー
からの信号を受けて油圧ポンプからの吐出容量を可変に
する指令をレギュレータに出力する制御手段と、を有す
るエンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置にお
いて、 レバーストロークおよびレバー操作速度を検知する第１
検知手段と、 ポンプ圧を検知する第２検知手段と、 第１検知手段からのレバーストロークに応じた油圧ポン
プからの吐出容量を求めるポンプ吐出容量演算手段と、 操作されたレバー操作速度が所定の速度を越えたとき、
油圧ポンプの回転当たりの吐出容量を最大にする指令を
出力するとともに、そのときのレバーストロークに応じ
た吐出容量に対応するストローク用エンジン回転速度を
演算する第１演算手段と、 エンジントルクカーブで、エンジンの効率と油圧ポンプ
の効率とがマッチングするように所定範囲に設定された
エンジントルクカーブにおけるエンジンの最低回転数Nm
inと最高回転数Nmaxとを記憶するマッチング範囲記憶手
段と、 操作されたレバー操作速度が所定の速度を越え、かつ、
油圧ポンプの回転当たりの吐出容積を最大にしたとき、
そのときのマッチングエンジントルクカーブに応じた吐
出容量に対応するマッチング用エンジン回転速度を演算
する第２演算手段とを備え、 制御手段は、第１演算手段と第２演算手段で演算される
それぞれのストローク用エンジン回転速度とマッチング
用エンジン回転速度とのうちの高い方を油圧ポンプのレ
ギュレータに指令として出力することを特徴とするエン
ジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置。 - 【請求項５】エンジンと、エンジンの出力トルクおよび
回転速度を制御する噴射ポンプと、エンジンにより駆動
され、作業機に圧油を供給する可変容量型油圧ポンプ
と、この油圧ポンプの斜板角を制御するレギュレータ
と、作業機の作動を操作する操作レバーと、操作レバー
からの信号を受けて油圧ポンプからの吐出容量を可変に
する指令をレギュレータに出力する制御手段と、を有す
るエンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置にお
いて、 レバー操作速度を無段階に検知する第１検知手段を備
え、 制御手段は、操作されたレバー操作速度に応じた第１検
知手段からの信号を受けたとき、操作されたレバー操作
速度に応じて作業機の作動速度を作動させるように、エ
ンジンの回転速度を制御する指令を噴射ポンプに、およ
び、油圧ポンプの吐出容量を制御する指令をレギュレー
タにそれぞれ出力し、 前記エンジンの回転速度を制御する指令及び前記油圧ポ
ンプの吐出容量を制御する指令は、レバーの操作速度に
応じてエンジンのトルクカーブに沿って油圧ポンプの吸
収トルクのマッチング点を移動するように、制御手段で
演算されることを特徴とするエンジンおよび可変容量型
油圧ポンプの制御装置。 - 【請求項６】エンジンと、エンジンの出力トルクおよび
回転速度を制御する噴射ポンプと、エンジンにより駆動
され、作業機に圧油を供給する可変容量型油圧ポンプ
と、この油圧ポンプの斜板角を制御するレギュレータ
と、作業機の作動を操作する操作レバーと、操作レバー
からの信号を受けて油圧ポンプからの吐出容量を可変に
する指令をレギュレータに出力する制御手段と、を有す
るエンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置にお
いて、 噴射ポンプのスロットル開度を無段階に調整する位置、
及びレバー操作速度に応じてエンジン回転数を制御する
AUTO位置を有する燃料ダイヤルと、 レバー操作速度を検知する第１検知手段とを備え、 制御手段は、燃料ダイヤルのAUTO位置が選択されている
場合で、操作されたレバー操作速度に応じた第１検知手
段からの信号を受けたとき、操作されたレバー操作速度
に応じて作業機の作動速度を作動させるように、エンジ
ンの回転速度を制御する指令を噴射ポンプに、および、
油圧ポンプの吐出容量を制御する指令をレギュレータに
それぞれ出力し、また 操作されたレバー操作速度が所定の速度以下のときに
は、予め設定されているレバー操作速度とエンジン回転
数との関係に基づき、エンジン回転数の増大を制限する
制御指令を噴射ポンプに出力することを特徴とするエン
ジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置。
Applications Claiming Priority (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP22764196 | 1996-08-09 | ||
| JP8-227641 | 1996-08-09 | ||
| PCT/JP1997/002768 WO1998006936A1 (fr) | 1996-08-09 | 1997-08-07 | Unite de commande pour moteur et pompe hydraulique a cylindree variable |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP3351799B2 true JP3351799B2 (ja) | 2002-12-03 |
Family
ID=16864070
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP50958498A Expired - Lifetime JP3351799B2 (ja) | 1996-08-09 | 1997-08-07 | エンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3351799B2 (ja) |
| WO (1) | WO1998006936A1 (ja) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN100587172C (zh) * | 2004-04-08 | 2010-02-03 | 株式会社小松制作所 | 作业机械的液压驱动装置 |
| CN1950614B (zh) * | 2004-05-07 | 2011-05-11 | 株式会社小松制作所 | 作业机械的液压驱动装置 |
| EP2256260A3 (en) * | 2009-05-29 | 2014-06-18 | Kabushiki Kaisha Kobe Seiko Sho (Kobe Steel, Ltd.) | Controller for hydraulic pump horsepower and work machine provided therewith |
Families Citing this family (14)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP4475767B2 (ja) | 2000-08-03 | 2010-06-09 | 株式会社小松製作所 | 作業用車両 |
| JP2002179387A (ja) * | 2000-10-03 | 2002-06-26 | Komatsu Ltd | 作業用車両の速度制御装置とその速度制御方法 |
| DE60235125D1 (de) | 2002-09-26 | 2010-03-04 | Hitachi Construction Machinery | Antriebsaggregatsteuerung einer baumaschine |
| JP4557205B2 (ja) * | 2004-02-20 | 2010-10-06 | 株式会社小松製作所 | 油圧機器の制御装置 |
| JP2005349278A (ja) * | 2004-06-09 | 2005-12-22 | Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd | 自走式破砕機 |
| JP4806014B2 (ja) * | 2006-05-10 | 2011-11-02 | 住友建機株式会社 | 建設機械の過負荷防止装置 |
| JP4948031B2 (ja) * | 2006-05-10 | 2012-06-06 | 住友建機株式会社 | 建設機械の油圧ポンプ制御装置 |
| US7729833B2 (en) | 2006-09-11 | 2010-06-01 | Caterpillar Inc. | Implement control system based on input position and velocity |
| US7962768B2 (en) | 2007-02-28 | 2011-06-14 | Caterpillar Inc. | Machine system having task-adjusted economy modes |
| US8374755B2 (en) | 2007-07-31 | 2013-02-12 | Caterpillar Inc. | Machine with task-dependent control |
| JP5226734B2 (ja) * | 2010-05-20 | 2013-07-03 | 株式会社小松製作所 | ハイブリッド建設機械 |
| KR101754423B1 (ko) * | 2010-12-22 | 2017-07-20 | 두산인프라코어 주식회사 | 굴삭기의 유압펌프 제어방법 |
| CN104159803B (zh) * | 2012-01-05 | 2016-12-14 | 日立建机株式会社 | 工程机械的控制装置 |
| JP6934454B2 (ja) | 2018-06-25 | 2021-09-15 | 日立建機株式会社 | 建設機械 |
Citations (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0276904A (ja) * | 1988-06-29 | 1990-03-16 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | 油圧駆動装置及びその制御方法 |
| JPH03293433A (ja) * | 1990-04-09 | 1991-12-25 | Yutani Heavy Ind Ltd | 油圧式作業用機械の制御装置 |
| JPH05195546A (ja) * | 1992-01-20 | 1993-08-03 | Kubota Corp | 土工機における油圧アクチュエータ制御装置 |
| JPH0694005A (ja) * | 1992-09-14 | 1994-04-05 | Shin Meiwa Ind Co Ltd | 油圧作動機器の操作装置 |
| JP3293433B2 (ja) | 1995-11-06 | 2002-06-17 | オムロン株式会社 | パワーコンディショナおよび分散型電源システム |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6350686A (ja) * | 1986-08-15 | 1988-03-03 | Komatsu Ltd | エンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置 |
| JP3444503B2 (ja) * | 1993-03-26 | 2003-09-08 | 株式会社小松製作所 | 油圧駆動機械の制御装置 |
-
1997
- 1997-08-07 WO PCT/JP1997/002768 patent/WO1998006936A1/ja active Application Filing
- 1997-08-07 JP JP50958498A patent/JP3351799B2/ja not_active Expired - Lifetime
Patent Citations (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0276904A (ja) * | 1988-06-29 | 1990-03-16 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | 油圧駆動装置及びその制御方法 |
| JPH03293433A (ja) * | 1990-04-09 | 1991-12-25 | Yutani Heavy Ind Ltd | 油圧式作業用機械の制御装置 |
| JPH05195546A (ja) * | 1992-01-20 | 1993-08-03 | Kubota Corp | 土工機における油圧アクチュエータ制御装置 |
| JPH0694005A (ja) * | 1992-09-14 | 1994-04-05 | Shin Meiwa Ind Co Ltd | 油圧作動機器の操作装置 |
| JP3293433B2 (ja) | 1995-11-06 | 2002-06-17 | オムロン株式会社 | パワーコンディショナおよび分散型電源システム |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN100587172C (zh) * | 2004-04-08 | 2010-02-03 | 株式会社小松制作所 | 作业机械的液压驱动装置 |
| CN1950614B (zh) * | 2004-05-07 | 2011-05-11 | 株式会社小松制作所 | 作业机械的液压驱动装置 |
| EP2256260A3 (en) * | 2009-05-29 | 2014-06-18 | Kabushiki Kaisha Kobe Seiko Sho (Kobe Steel, Ltd.) | Controller for hydraulic pump horsepower and work machine provided therewith |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| WO1998006936A1 (fr) | 1998-02-19 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP3351799B2 (ja) | エンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置 | |
| US4773369A (en) | Method of controlling an output of an internal combustion engine and/or a variable displacement hydraulic pump driven by the engine | |
| KR101015680B1 (ko) | 유압 건설 기계의 제어 장치 | |
| KR970000491B1 (ko) | 유압건설기계의 유압제어장치 | |
| JP3587957B2 (ja) | 建設機械のエンジン制御装置 | |
| JPH11108003A (ja) | 油圧建設機械の原動機と油圧ポンプの制御装置 | |
| GB2291987A (en) | Controller for hydraulic drive machine | |
| WO2001075309A1 (fr) | Procede et dispositif de commande de pompe | |
| JP2651079B2 (ja) | 油圧建設機械 | |
| JP3686324B2 (ja) | 油圧走行車両 | |
| JPH07119506A (ja) | 油圧建設機械の原動機回転数制御装置 | |
| JP4109405B2 (ja) | 建設機械のエンジン制御装置 | |
| KR100805990B1 (ko) | 유압구동제어장치 | |
| JPH07127605A (ja) | 油圧建設機械の駆動制御装置 | |
| JPH02291436A (ja) | 油圧建設機械の駆動制御装置 | |
| JPH05215101A (ja) | ポンプ傾転量の制御方法 | |
| JPH05280070A (ja) | 油圧建設機械のトルク制御装置 | |
| JP3373914B2 (ja) | 油圧ポンプの吐出流量制御装置 | |
| JP2608997B2 (ja) | 油圧建設機械の駆動制御装置 | |
| JPH07189764A (ja) | 建設機械のエンジン制御装置 | |
| JP3308073B2 (ja) | 油圧建設機械の原動機回転数制御装置 | |
| JPH0783084A (ja) | 油圧建設機械 | |
| JP2005180259A (ja) | 油圧建設機械の制御装置 | |
| JPH07158605A (ja) | 油圧作業機の油圧駆動装置 | |
| JP2773511B2 (ja) | 建設機械のポンプ傾転量の制御方法 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080920 Year of fee payment: 6 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080920 Year of fee payment: 6 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090920 Year of fee payment: 7 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090920 Year of fee payment: 7 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100920 Year of fee payment: 8 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100920 Year of fee payment: 8 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110920 Year of fee payment: 9 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120920 Year of fee payment: 10 |