CN104487683B - 内燃机的控制装置、作业机械及内燃机的控制方法 - Google Patents

内燃机的控制装置、作业机械及内燃机的控制方法 Download PDF

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Abstract

每当对搭载于作业机械而成为所述作业机械的动力源的内燃机进行控制时，使用第一等节气门线、第二等节气门线、第三等节气门线，该第一等节气门线是在内燃机的旋转速度相同时对应于对内燃机的燃料喷射量成为最大的情况且以内燃机的输出成为恒定的方式确定的，该第二等节气门线是在内燃机的旋转速度相同时对应于对内燃机的燃料喷射量为0的情况，以内燃机的转矩及旋转速度将0作为起点且随着内燃机的旋转速度的增加而内燃机的转矩下降的方式确定的，该第三等节气门线是根据第一等节气门线和第二等节气门线而得到的。

Description

内燃机的控制装置、作业机械及内燃机的控制方法
技术领域
本发明涉及一种对包含液压挖掘机、推土机、自卸卡车及轮式装载机等建筑机械的作业机械所具备的内燃机进行控制的技术。
背景技术
作业机械例如具备内燃机作为行驶用的动力或产生作业机用于进行动作的动力的动力产生源。作为内燃机，例如使用柴油发动机(以下，适当称为发动机)。作为对作业机械的发动机进行控制的技术，已知有例如专利文献1记载的技术。
【在先技术文献】
【专利文献】
【专利文献1】日本特愿2011-111387号公报
发明内容
【发明要解决的课题】
为了提高对发动机进行控制时的通用性，存在欲将燃料调整表盘(节气门表盘)产生的指令值或与之同种类的指令值向发动机的控制装置提供来进行控制的要求。专利文献1记载的技术使用等马力曲线来控制发动机，因此无法应对这样的要求，存在改善的余地。
本发明的目的是在对搭载于作业机械的发动机进行控制时，能够将燃料调整表盘产生的指令值或与之同种类的指令值向发动机的控制装置提供来控制发动机。
【用于解决课题的手段】
本发明涉及一种内燃机的控制装置，其中，每当对搭载于作业机械而成为所述作业机械的动力源的内燃机进行控制时，使用第一关系、第二关系、第三关系来控制所述内燃机的运转状态，该第一关系是在所述内燃机的各旋转速度下对应于对所述内燃机的燃料喷射量成为最大的情况，且以成为所述内燃机的额定输出的旋转速度下的输出成为所述额定输出以上的方式确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，该第二关系是在所述内燃机的各旋转速度下对应于对所述内燃机的燃料喷射量为0的情况，以所述内燃机的转矩及旋转速度将0作为起点且随着所述内燃机的旋转速度的增加而所述内燃机的转矩下降的方式确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，该第三关系是根据所述第一关系和所述第二关系而得到的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系。
优选的是，所述内燃机的控制装置使用与第四关系和第五关系一致的所述第三关系来控制所述内燃机的运转状态，该第四关系是以所述内燃机的输出成为恒定的方式确定的所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，该第五关系是以相对于所述内燃机的输出的燃料消耗率成为最小的方式设定的所述内燃机的转矩与旋转速度的关系。
优选的是，所述内燃机的控制装置以成为所述第三关系与所述第五关系一致时的所述旋转速度及所述转矩的方式控制所述内燃机的运转状态。
优选的是，所述内燃机的控制装置还使用第六关系来控制所述内燃机的负载下降时的运转状态，该第六关系是所述作业机械的负载下降时的根据所述内燃机的最大旋转速度即无负载最大旋转速度而确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系。
优选的是，所述第六关系是随着所述旋转速度的增加而所述转矩减小的关系。
优选的是，所述第一关系以成为比所述内燃机实际能够输出的上限值大的输出的方式确定。
本发明涉及一种作业机械，其中，包括内燃机和内燃机的控制装置，该内燃机的控制装置使用第一关系、第二关系、第三关系来控制所述内燃机的运转状态，该第一关系是在所述内燃机的各旋转速度下对应于对所述内燃机的燃料喷射量成为最大的情况，且以成为所述内燃机的额定输出的旋转速度下的输出成为所述额定输出以上的方式确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，该第二关系是在所述内燃机的各旋转速度下对应于对所述内燃机的燃料喷射量为0的情况，以所述内燃机的转矩及旋转速度将0作为起点且随着所述内燃机的旋转速度的增加而所述内燃机的转矩下降的方式确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，该第三关系是根据所述第一关系和所述第二关系而得到的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，所述控制装置使用与第四关系和第五关系一致的所述第三关系来控制所述内燃机的运转状态，该第四关系是以与所述内燃机的输出的指令值对应的输出成为恒定的方式确定的所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，该第五关系是以相对于所述内燃机的输出的燃料消耗率成为最小的方式设定的所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，所述控制装置还使用第六关系来控制所述内燃机的负载下降时的运转状态，该第六关系是所述作业机械的负载下降时的根据所述内燃机的最大旋转速度即无负载最大旋转速度而确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系。
优选的是，包括：所述内燃机；由所述内燃机驱动的发电电动机；蓄积电力的蓄电装置；被供给所述发电电动机发出的电力或从所述蓄电装置放出的电力而驱动的电动机。
本发明涉及一种内燃机的控制方法，其中，每当对搭载于作业机械而成为所述作业机械的动力源的内燃机进行控制时，检测所述作业机械的运转状态，以检测到的所述运转状态为基础，使用第一关系、第二关系、第三关系来控制所述内燃机的运转状态，该第一关系是在所述内燃机的各旋转速度下对应于对所述内燃机的燃料喷射量成为最大的情况，且以成为所述内燃机的额定输出的旋转速度下的输出成为所述额定输出以上的方式确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，该第二关系是在所述内燃机的各旋转速度下对应于对所述内燃机的燃料喷射量为0的情况，以所述内燃机的转矩及旋转速度将0作为起点且随着所述内燃机的旋转速度的增加而所述内燃机的转矩下降的方式确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，该第三关系是根据所述第一关系和所述第二关系而得到的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系。
优选的是，在控制所述内燃机的运转状态时，为了使所述内燃机产生与第四关系对应的输出而使用与所述第四关系和第五关系一致的所述第三关系，该第四关系是以所述内燃机的输出成为恒定的方式确定的所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，该第五关系是以相对于所述内燃机的输出的燃料消耗率成为最小的方式设定的所述内燃机的转矩与旋转速度的关系。
优选的是，在控制所述内燃机的运转状态时，以成为所述第三关系与所述第五关系一致时的所述旋转速度及所述转矩的方式控制所述内燃机的运转状态。
本发明在对搭载于作业机械的发动机进行控制时，能够将燃料调整表盘产生的指令值或与之同种类的指令值向发动机的控制装置提供而能够控制发动机。
附图说明
图1是表示本实施方式的液压挖掘机的框图。
图2是表示本实施方式的液压挖掘机的驱动系统的简图。
图3是表示在本实施方式的发动机的控制中使用的转矩线图的一例的图。
图4是用于说明匹配路径的图。
图5是表示发动机的控制流程的图。
图6是表示无负载最大旋转速度运算程序段的图。
图7是表示发动机最小输出运算程序段的控制流程的图。
图8是表示发动机最大输出运算程序段的控制流程的图。
图9是表示发动机目标输出运算程序段的控制流程的图。
图10是表示匹配最小旋转速度运算程序段的控制流程的图。
图11是表示目标匹配旋转速度运算程序段的控制流程的图。
图12是表示发动机旋转速度指令值运算程序段的控制流程的图。
图13是表示泵吸收转矩指令值运算程序段的控制流程的图。
图14是表示转矩线图的一例的图。
具体实施方式
参照附图，详细说明用于实施本发明的方式(实施方式)。
图1是表示本实施方式的液压挖掘机1的框图。以下，作为作业机械，以液压挖掘机1为例进行说明。在本实施方式中，作业机械只要具备内燃机作为动力产生源即可，并未限定为液压挖掘机1。
＜液压挖掘机1＞
该液压挖掘机1具备车辆主体2和作业机3。车辆主体2具有下部行驶体4和上部回旋体5。下部行驶体4具有一对行驶装置4a、4a。各行驶装置4a、4a分别具有履带4b、4b。各行驶装置4a、4a具有行驶马达21。图1所示的行驶马达21驱动左侧的履带4b。虽然在图1中未记载，但是液压挖掘机1也具有驱动右侧的履带4b的行驶马达。驱动左侧的履带4b的行驶马达称为左行驶马达，驱动右侧的履带4b的行驶马达称为右行驶马达。右行驶马达和左行驶马达分别驱动履带4b、4b，由此使液压挖掘机1行驶或回旋。
上部回旋体5以能够回旋的方式设置在下部行驶体4上。液压挖掘机1通过用于使上部回旋体5回旋的回旋马达而回旋。回旋马达可以是将工作油的压力(液压)转换成旋转力的液压马达，也可以是将电力转换成旋转力的电动马达，还可以是液压马达与电动马达的组合。在本实施方式中，回旋马达是电动马达。
上部回旋体5具备驾驶室6。而且，上部回旋体5具有燃料箱7、工作油箱8、发动机室9、平衡重10。燃料箱7积存用于驱动发动机的燃料。工作油箱8积存从液压泵向斗杆工作缸14、动臂工作缸15及铲斗工作缸16的液压工作缸、行驶马达21及回旋马达等液压设备喷出的工作油。发动机室9收纳发动机及液压泵等设备。平衡重10配置在发动机室9的后方。
作业机3安装在上部回旋体5的前部中央位置。作业机3具有斗杆11、动臂12、铲斗13、斗杆工作缸14、动臂工作缸15及铲斗工作缸16。斗杆11的基端部与上部回旋体5进行销结合。通过这样的结构，斗杆11相对于上部回旋体5进行转动。
斗杆11与动臂12进行销结合。具体而言，斗杆11的前端部与动臂12的基端部进行销结合。动臂12的前端部与铲斗13进行销结合。通过这样的结构，动臂12相对于斗杆11进行转动。而且，铲斗13相对于动臂12进行转动。
斗杆工作缸14、动臂工作缸15及铲斗工作缸16是由从液压泵喷出的工作油来驱动的液压工作缸。斗杆工作缸14使斗杆11动作。动臂工作缸15使动臂12动作。铲斗工作缸16使铲斗13动作。
(液压挖掘机1的驱动系统1PS)
图2是表示本实施方式的液压挖掘机1的驱动系统的简图。在本实施方式中，液压挖掘机1是将发动机、由该发动机驱动而发电的发电电动机、蓄积电力的蓄电装置、被供给从发电电动机19发出的电力或从蓄电装置放出的电力而进行驱动的电动机组合的混合动力方式的作业机械。具体而言，液压挖掘机1利用电动机(以下，适当称为回旋马达)使上部回旋体5回旋。
液压挖掘机1具有发动机17、液压泵18、发电电动机19及回旋马达24。发动机17是液压挖掘机1的动力产生源，是内燃机。在本实施方式中，发动机17是柴油发动机。发电电动机19与发动机17的输出轴连结。通过这样的结构，发电电动机19由发动机17驱动而产生电力。发电电动机19例如使用SR(开关磁阻)马达。发电电动机19既可以如本实施方式那样与发动机17的输出轴直接连结，也可以经由与发动机17的输出轴连接的减速器等传递机构来驱动。
液压泵18向液压设备供给工作油。在本实施方式中，液压泵18例如使用斜板式液压泵那样的可变容量型液压泵。液压泵18的输入部18I与连结在发电电动机19的转子上的动力传递轴19S连结。通过这样的结构，液压泵18由发动机17来驱动。
驱动系统1PS具备作为蓄电装置的电容器22及作为控制装置的逆变器23，来作为用于驱动回旋马达24的电动驱动系统。发电电动机19发出的电力或从电容器22放出的电力经由电力线缆向回旋马达24供给而使图1所示的上部回旋体5回旋。即，回旋马达24利用从发电电动机19供给(发出)的电力或从电容器22供给(放出)的电力进行动力运转动作，由此使上部回旋体5回旋。回旋马达24在上部回旋体5减速时进行再生动作，由此将电力向电容器22供给(充电)。而且，发电电动机19将自身发出的电力向电容器22供给(充电)。即，电容器22也能够蓄积发电电动机19发出的电力。
电容器22例如使用双电荷层电容器。可以取代电容器22而使用镍氢蓄电池或锂离子蓄电池作为蓄电装置。在回旋马达24设有旋转传感器25m。旋转传感器25m检测回旋马达24的旋转速度。旋转传感器25m将检测到的旋转速度转换成电信号，向设置在逆变器23内的混合动力控制器23a输出。作为回旋马达24，例如使用埋入磁铁同步电动机。作为旋转传感器25m，例如使用分解器或旋转编码器等。
在本实施方式中，混合动力控制器23a是具备CPU(Central Processing Unit)等运算装置及存储器(存储装置)的微型计算机。混合动力控制器23a取得发电电动机19及回旋马达24以及电容器22及逆变器23所具备的热敏电阻或热电偶等温度传感器产生的检测值的信号。并且，混合动力控制器23a基于取得的温度，对电容器22等各设备的温度进行管理，并且执行电容器22的充放电控制及由发电电动机19产生的发电·发动机的辅助控制、回旋马达24的动力运转·再生控制。
驱动系统1PS具备相对于设置在图1所示的车辆主体2上的驾驶室6内的操作员就座位置而设置在左右的位置上的作业机、进行行驶的操作的操作控制杆26R、26L，按照各自的操作来驱动作业机及上部回旋体。基于操作控制杆26R、26L的操作量而生成先导液压。先导液压向后述的控制阀供给。控制阀按照先导压力来驱动各作业机的滑柱，伴随着滑柱的移动而向斗杆工作缸14、动臂工作缸15及铲斗工作缸16供给工作油。其结果是，例如，按照操作控制杆26R的前后左右的操作而进行斗杆11的上下动作、铲斗13的挖掘·倾卸。而且，例如，通过操作控制杆26L的前后操作而进行动臂12的挖掘·倾卸操作。另外，操作控制杆26R、26L的操作量由控制杆操作量检测部27转换成电信号。控制杆操作量检测部27具备压力传感器27S。压力传感器27S检测按照操作控制杆26的操作而产生的先导液压。压力传感器27S输出与检测到的先导液压对应的电压。控制杆操作量检测部27通过将压力传感器27S输出的电压换算成操作量来求出控制杆操作量。
控制杆操作量检测部27将控制杆操作量作为电信号而向泵控制器33或混合动力控制器23输出。在操作控制杆26为电气式控制杆的情况下，控制杆操作量检测部27具备电位计等电气式的检测装置。控制杆操作量检测部27将电气式的检测装置按照控制杆操作量而生成的电压换算成控制杆操作量，来求出控制杆操作量。其结果是，例如，通过操作控制杆26L的左右操作来驱动回旋马达24。而且，通过未图示的左右的行驶控制杆，来驱动行驶马达21。
燃料调整表盘(以下，适当称为节气门表盘)28及模式切换部29设置在图1所示的驾驶室6内。节气门表盘28设定向发动机17的燃料供给量。节气门表盘28的设定值(指令值)被转换成电信号而向发动机的控制装置(以下，适当称为发动机控制器)30输出。
发动机控制器30取得从发动机17输出的来自未图示的各传感器的发动机17的旋转速度及水温等传感器的输出值。并且，发动机控制器30根据取得的传感器的输出值来把握发动机17的状态，并调整对发动机17的燃料的喷射量，由此来控制发动机17的输出。而且，发动机控制器30对作为发动机17的后处理装置而设置的未图示的粒子状物质除去装置及脱硝装置的温度及压力等的状态进行观察。并且，发动机控制器30为了粒子状物质除去装置及脱硝装置的管理，而对发动机17输出用于喷射燃料的指令。在本实施方式中，发动机控制器30具备CPU等运算装置及存储器(存储装置)。
发动机控制器30基于节气门表盘28的设定值，来生成控制指令的信号。发动机控制器30将生成的控制信号向共轨控制部32发送。接收到该控制信号的共轨控制部32调整对发动机17的燃料喷射量。即，发动机17是能够进行共轨式的电子控制的发动机。发动机控制器30经由共轨控制部32而适当地控制向发动机17的燃料喷射量，由此能够使发动机17产生目标的输出。而且，发动机控制器30也可以自由地设定在某一瞬间的发动机旋转速度下能够输出的转矩。
模式切换部29是将液压挖掘机1的作业模式设定为动力模式或经济模式的部分。模式切换部29例如具备设置在驾驶室6中的操作按钮、开关或触摸面板。液压挖掘机1的操作员通过对模式切换部29所具备的操作按钮等进行操作，而能够切换液压挖掘机1的作业模式。
作为液压挖掘机1的作业模式，例如有动力模式及经济模式。在本实施方式中，动力模式是指液压挖掘机1进行维持大的作业量并同时抑制了燃料消耗量的发动机控制及泵控制的作业模式。经济模式是指与动力模式相比进一步抑制燃料消耗量且以轻负载作业来确保作业机3的动作速度地进行发动机控制及泵控制的作业模式。当通过模式切换部29设定作业模式时，与设定的作业模式对应的电信号向发动机控制器30及泵控制器33输出。
泵控制器33控制从液压泵18喷出的工作油的流量。在本实施方式中，泵控制器33是具备CPU等运算装置及存储器(存储装置)的微型计算机。泵控制器33接收从发动机控制器30、模式切换部29及控制杆操作量检测部27发送的信号。并且，泵控制器33生成用于调整从液压泵18喷出的工作油的流量的控制指令的信号。泵控制器33使用生成的控制信号来变更液压泵18的斜板角，由此变更从液压泵18喷出的工作油的流量。
来自检测液压泵18的斜板角的斜板角传感器18a的信号向泵控制器33输入。斜板角传感器18a检测斜板角，由此泵控制器33能够运算液压泵18的泵容量。在控制阀20内设有用于检测液压泵18的喷出压力(以下，适当称为泵喷出压力)的泵压检测部20a。检测到的泵喷出压力被转换成电信号而向泵控制器33输入。
发动机控制器30、泵控制器33、混合动力控制器23a例如由CAN(Controller AreaNetwork)那样的车内LAN(Local Area Network)连接。通过这样的结构，发动机控制器30、泵控制器33、混合动力控制器23a相互能够进行信息的交接。
在本实施方式中，至少发动机控制器30对发动机17的运转状态进行控制。这种情况下，发动机控制器30也使用泵控制器33及混合动力控制器23a中的至少一方生成的信息来控制发动机17的运转状态。这样，在本实施方式中，发动机控制器30、泵控制器33及混合动力控制器23a中的至少1个作为内燃机的控制装置发挥功能。即，它们中的至少1个实现本实施方式的内燃机的控制方法，从而控制发动机17的运转状态。以下，在不区分发动机控制器30、泵控制器33及混合动力控制器23a时，可以将它们称为机构控制装置。
发动机17具备旋转速度检测传感器17C。旋转速度检测传感器17C检测发动机17的输出轴17S的旋转速度，即，检测输出轴17S的每单位时间的转速。发动机控制器30及泵控制器33取得旋转速度检测传感器17C检测到的发动机17的旋转速度，在发动机17的运转状态的控制中使用。在本实施方式中，可以是，旋转速度检测传感器17C检测发动机17的转速，而发动机控制器30及泵控制器33将转速转换成旋转速度。接下来，说明本实施方式的发动机17的控制。
＜关于发动机17的控制＞
图3是表示在本实施方式的发动机17的控制中使用的转矩线图的一例的图。转矩线图示出发动机17的输出轴17S的转矩T(N×m)与输出轴17S的旋转速度n(rpm：rev/min)的关系。图3中示出等节气门线EL1、EL2、EL3a、EL3b、EL3c、EL3d、EL3e、EL3f、等马力线EPO、EPa、EPb、EPc、EPd、EPe、EPf、限制线VL、HL、LL、发动机17的最大转矩线TL、泵吸收转矩线PL、匹配路径ML。
等节气门线EL1、EL2、EL3a、EL3b、EL3c、EL3d、EL3e、EL3f表示燃料调整表盘即节气门表盘28的设定值(节气门开度)相等时的转矩T与旋转速度n的关系。节气门表盘28的设定值是指共轨控制部32用于规定向发动机17喷射的燃料的喷射量的指令值。
在本实施方式中，节气门表盘28的设定值由百分率表示，在对发动机17的燃料喷射量为0时设为0％，在对发动机17的燃料喷射量成为最大时设为100％。在本实施方式中，在机构控制装置对发动机17的运转状态进行控制时，并不是使对发动机17的燃料喷射量成为最大的情况与发动机17成为最大输出的情况相对应。
等节气门线EL1对应于节气门表盘28的设定值为100％，即，对发动机17的燃料喷射量成为最大的情况。等节气门线EL2对应于节气门表盘28的设定值成为0％的情况。等节气门线EL3a、EL3b、EL3c、EL3d、EL3e、EL3f依次对应于节气门表盘28的设定值增大的值。
等节气门线EL1、EL2、EL3a～EL3f在发动机17的旋转速度n相同的情况下进行比较时，等节气门线EL1的燃料喷射量最大，等节气门线EL2的燃料喷射量最小，即成为0。等节气门线EL3a、EL3b、EL3c、EL3d、EL3e、EL3f的燃料喷射量依次增大。
即，等节气门线EL1在发动机17的旋转速度n相同的情况下，表示与对发动机17的燃料喷射量成为最大的情况对应的、转矩T与旋转速度n的第一关系。以下，将等节气门线EL1适当称为第一等节气门线EL1。
等节气门线EL2在发动机17的旋转速度n相同的情况下，表示与对发动机17的燃料喷射量成为0的情况对应的、转矩T与旋转速度n的第二关系。等节气门线EL2将发动机17的转矩T为0且旋转速度n为0设为起点，以随着发动机17的旋转速度n增加而发动机17的转矩T下降的方式确定。转矩T下降的比例基于因发动机17的内部摩擦而产生的摩擦转矩Tf来确定。以下，将等节气门线EL2适当称为第二等节气门线EL2。
摩擦转矩Tf对应于发动机17的内部摩擦产生的损失。在图3所示的转矩线图中，发动机17输出的转矩为正。因此，在图3所示的转矩线图中，摩擦转矩Tf成为负的值。摩擦转矩Tf随着旋转速度n的增加而增大。第二等节气门线EL2根据摩擦转矩Tf相对于发动机17的各个旋转速度n的关系能够求出。
等节气门线EL3a、EL3b、EL3c、EL3d、EL3e、EL3f存在于第一等节气门线EL1与第二等节气门线EL2之间。等节气门线EL3a、EL3b、EL3c、EL3d、EL3e、EL3f表示根据第一等节气门线EL1和第二等节气门线EL2的值而得到的、转矩T与旋转速度n的第三关系。在本实施方式中，等节气门线EL3a、EL3b、EL3c、EL3d、EL3e、EL3f通过对第一等节气门线EL1和第二等节气门线EL2的值进行插补而得到。作为插补，例如使用线性插补等。求出等节气门线EL3a、EL3b、EL3c、EL3d、EL3e、EL3f的方法并未限定为插补。
以下，将等节气门线EL3a、EL3b、EL3c、EL3d、EL3e、EL3f适当称为第三等节气门线EL3a、EL3b、EL3c、EL3d、EL3e、EL3f。在不区分多个第三等节气门线EL3a、EL3b、EL3c、EL3d、EL3e、EL3f时，称为等节气门线EL3或第三等节气门线EL3。
在图3所示的例子中，第三等节气门线EL3为6条，但是第三等节气门线EL3只要存在于第一等节气门线EL1与第二等节气门线EL2之间即可。因此，第三等节气门线EL3的条数不受限制。而且，相邻的第三等节气门线EL3彼此的间隔也不受限定。
第一等节气门线EL1、第二等节气门线EL2及第三等节气门线EL3均表示发动机17的旋转速度n及转矩T的目标。即，发动机17被控制成为根据第一等节气门线EL1、第二等节气门线EL2及第三等节气门线EL3而得到的旋转速度n及转矩T。
等马力线EP0、EPa、EPb、EPc、EPd、EPe、EPf以发动机17的输出成为恒定的方式确定转矩T与旋转速度n的关系。等马力线EP0、EPa、EPb、EPc、EPd、EPe、EPf的发动机17的输出依次增大。等马力线EP0对应于发动机17的输出为0的情况。在本实施方式中，等马力线EP0、EPa、EPb、EPc、EPd、EPe、EPf相当于转矩T与旋转速度n的第四关系。在不区分等马力线EP0、EPa、EPb、EPc、EPd、EPe、EPf时，称为等马力线EP。等马力线EP具有以避免发动机17的输出超过由该等马力线EP规定的输出的方式进行限制的功能。
限制线VL、HL、LL对发动机17的旋转速度n进行限制。即，发动机17的旋转速度n由机构控制装置例如发动机控制器30控制成不超过限制线VL、HL、LL。限制线VL、HL规定发动机17的最大的旋转速度。即，机构控制装置例如发动机控制器30进行控制，以免发动机17的最大的旋转速度超过由限制线VL、HL规定的旋转速度而成为过旋转。在图3所示的例子中，发动机17被控制成旋转速度n不超过旋转速度nplh。限制线LL规定发动机17的最小的旋转速度。即，机构控制装置例如发动机控制器30进行控制，以免发动机17的最小的旋转速度低于由限制线LL规定的旋转速度npll。
发动机17的最大转矩线TL在图1所示的液压挖掘机1的运行中，表示发动机17能够产生的最大的输出。由最大转矩线TL表示的发动机17的转矩考虑发动机17的耐久性及排气烟极限等来决定。因此，发动机17能够产生比与最大转矩线TL对应的转矩大的转矩。实际上，机构控制装置例如发动机控制器30以避免发动机17的转矩超过最大转矩线TL的方式控制发动机17。泵吸收转矩线PL表示相对于发动机17的旋转速度n而图2所示的液压泵18能够吸收的最大转矩。
在限制线VL与最大转矩线TL的交点Pcnt处，发动机17产生的输出成为最大。将交点Pcnt称为额定点。将额定点Pcnt处的发动机17的输出称为额定输出。最大转矩线TL如前述那样根据排气烟极限来确定。限制线VL根据最高旋转速度来确定。因此，额定输出是根据发动机17的排气烟极限和最高旋转速度而确定出的发动机17的最大输出。
匹配路径ML设定为在发动机17以规定的输出进行动作时，通过燃料消耗率良好的点。匹配路径ML以使对发动机17的输出的燃料消耗率变得最小的方式设定转矩T与旋转速度n的关系。在本实施方式中，匹配路径ML相当于转矩T与旋转速度n的第五关系。
图4是用于说明匹配路径ML的图。匹配路径ML是表示基于发动机17的燃料消耗率而求出的、旋转速度n与转矩T的关系的线。燃料消耗率(以下，适当称为燃料消耗量)是指1小时且输出每1kW时，发动机17消耗的燃料的量。燃料消耗率是表示发动机17的效率的1个指标。在本实施方式中，匹配路径ML具体而言是表示以通过燃料消耗量最小点M1的方式设定的、旋转速度n与转矩T的关系的线。匹配路径ML优选通过燃料消耗量最小点M1，但由于各种制约，未必能够设定为通过燃料消耗量最小点M1。因此，匹配路径ML在难以设定为通过燃料消耗量最小点M1时，设定为通过燃料消耗量最小点M1的附近。这种情况下，匹配路径ML设定为通过燃料消耗量最小点M1的尽可能附近。燃料消耗量最小点M1的尽可能附近例如可以是由成为相对于燃料消耗量最小点M1处的燃料消耗率为105％至110％左右的燃料消耗率的等燃料消耗量曲线M包围的范围。
如前述那样，越是比燃料消耗量最小点M1靠外侧的等燃料消耗量曲线M，燃料消耗量越大，即越变差，因此匹配路径ML设定为尽可能不从燃料消耗量最小点M1向外侧远离。而且，在从燃料消耗量最小点M1向外侧远离的过程中，匹配路径ML交叉的等燃料消耗量曲线M的条数越多，发动机17在燃料消耗率大的区域中运转的可能性越高。因此，匹配路径ML设定为在从燃料消耗量最小点M1向外侧远离的过程中，与匹配路径ML交叉的等燃料消耗量曲线M的条数尽可能减少。
当沿着如此求出的匹配路径ML来控制旋转速度n时，燃料消耗量、发动机效率及泵效率提高。这是因为，在发动机17产生同样的输出且从液压泵18得到相同的要求流量这样的条件下，与在调节线Lr1上的点pt1处匹配相比，在相同的等节气门线EL3上的点即匹配路径ML上的点pt2处匹配的情况下，发动机17的状态从高旋转且低转矩向低旋转且高转矩转变，泵容量变大，在等燃料消耗量曲线M上的接近燃料消耗量最小点M1的点处运转。而且，发动机17在低旋转区域运行，由此噪音减少，且发动机摩擦及泵卸载损失等减少。
在本实施方式中，机构控制装置使用第一等节气门线EL1、第二等节气门线EL2、对两者进行插补而得到的第三等节气门线EL3，控制发动机17的运转状态。例如，机构控制装置以成为与节气门表盘28的指示值对应的第三等节气门线EL3和匹配路径ML交叉的点的转矩T及旋转速度n的方式控制发动机17。而且，机构控制装置也可以以成为与节气门表盘28的设定值对应的第三等节气门线EL3和泵吸收转矩线PL交叉的点的转矩T及旋转速度n的方式控制发动机17。此外，机构控制装置还可以以成为与节气门表盘28的设定值对应的第三等节气门线EL3、匹配路径ML、泵吸收转矩线PL交叉的点的转矩T及旋转速度n的方式控制发动机17。
在机构控制装置使用匹配路径ML来控制发动机17的运转状态时，使用图3所示的与等马力线EP及匹配路径ML一致的第三等节气门线EL3。并且，机构控制装置在以从匹配路径ML偏离的旋转速度n及转矩T来控制发动机17的运转状态时，例如，以成为前述的第三等节气门线EL3上的旋转速度n及转矩T的方式控制发动机17的运转状态。在图3所示的例子中，机构控制装置以成为与匹配点MP1一致的第三等节气门线EL3d上的转矩T及旋转速度n的方式控制发动机17的运转状态，该匹配点MP1是等马力线EPd与匹配路径ML一致的点。
每当机构控制装置控制发动机17的运转状态时，发动机控制器30将第一等节气门线EL1、第二等节气门线EL2、发动机17的最大转矩线TL及限制线VL、HL、LL的信息存储于自身的存储装置。需要说明的是，在本实施方式中，发动机控制器30只要至少将第一等节气门线EL1及第二等节气门线EL2的信息存储于自身的存储装置即可。这种情况下，发动机控制器30对第一等节气门线EL1和第二等节气门线EL2进行插补而求出与输入的节气门表盘28的设定值对应的第三等节气门线EL3。并且，发动机控制器30使用通过插补而求出的第三等节气门线EL3来控制发动机17的运转状态。需要说明的是，发动机控制器30也可以将对第一等节气门线EL1和第二等节气门线EL2进行插补而求出的第三等节气门线EL3存储于自身的存储装置。
如图2所示，发动机控制器30从节气门表盘28直接或经由泵控制器33能够取得节气门表盘28的设定值(信号)。发动机控制器30选择与节气门表盘28的设定值对应的第三等节气门线EL3。并且，发动机控制器30使用所选择的第三等节气门线EL3来控制发动机17的运转状态。
在本实施方式中，发动机控制器30每当规定的间隔(例如，节气门开度每10％)，将对第一等节气门线EL1和第二等节气门线EL2进行插补而得到的多个第三等节气门线EL3存储于存储装置。发动机控制器30每当控制发动机17时，在与节气门表盘28的设定值对应的第三等节气门线EL3不存在的情况下，使用第一等节气门线EL1和第二等节气门线EL2进行插补，由此生成对应的第三等节气门线EL3。
这种情况下，发动机控制器30选择比前述的指示值大的第三等节气门线EL3和比前述的设定值小的第三等节气门线EL3。并且，发动机控制器30使用这2个第三等节气门线EL3进行插补，由此生成与前述的指示值对应的第三等节气门线EL3。
发动机控制器30至少将第一等节气门线EL1、第二等节气门线EL2及对两者进行插补而得到的第三等节气门线EL3的信息存储于自身的存储装置，并基于它们和节气门表盘28的设定值，来控制发动机17的运转状态。因此，发动机控制器30只要仅被输入节气门表盘28的设定值，就能够控制发动机17的运转状态。因此，通过使用发动机控制器30，即便不使用发动机控制器30以外的控制器例如泵控制器33其他的控制器，也仅通过生成节气门表盘28的设定值就能够控制发动机17。其结果是，通过使用发动机控制器30，控制发动机17的运转状态时的自由度及通用性提高。例如，在欲对发动机17单体的性能进行试验时，只要将节气门表盘28的设定值向发动机控制器30提供，就能够实现发动机17单体的试验。
另外，存在泵控制器33或图1所示的液压挖掘机1具备的其他的控制装置经由发动机控制器30来控制发动机17的情况。这样的情况下，泵控制器33等只要将发动机17产生的输出的指令值转换成节气门表盘28的设定值而向发动机控制器30提供即可。节气门表盘28的设定值由于以0％至100％之间的百分率表示，因此能够比较简单地生成。因此，液压挖掘机1具备的其他的控制装置通过使用节气门表盘28的设定值，能够比较简单地控制发动机17。
在液压挖掘机1具备的其他的控制装置经由发动机控制器30来控制发动机17的情况下，与从节气门表盘28向发动机控制器30输入的设定值相比，液压挖掘机1具备的其他的控制装置生成的节气门的设定值优先。由此，液压挖掘机1具备的其他的控制装置能够控制发动机17的运转状态。其他的控制装置生成的节气门的设定值是与节气门表盘28的设定值同种类的指令值。
机构控制装置在本实施方式中为泵控制器33取得控制杆操作量、作业模式及节气门表盘28的设定值、上部回旋体5的回旋速度(回旋旋转速度)等的信息(表示运转状态的信息)，求出发动机17产生的输出的指令值(以下，适当称为发动机输出指令值)。该发动机输出指令值成为图3的转矩线图所示的第三等节气门线EL3上的值。发动机输出指令值成为发动机17产生的输出的目标。
泵控制器33将输出指令值转换成节气门开度而向发动机控制器30输出。从泵控制器33取得了节气门开度的发动机控制器30选择与该节气门开度对应的第三等节气门线EL3。并且，发动机控制器30以成为选择的第三等节气门线EL3上的旋转速度n及转矩T的方式控制发动机17。
例如，在负载作用于图1所示的液压挖掘机1的作业机3的情况下，发动机控制器30在第三等节气门线EL3和泵吸收转矩线PL的交点(匹配点)MP1处使发动机17的输出与液压泵18的输出匹配而使作业机3动作。需要说明的是，该匹配点MP1优选设为匹配路径ML上。该匹配点MP1处的旋转速度n是目标匹配旋转速度np1。通过这样的控制，作业机3能够得到充分的输出，并且发动机17以低转速进行驱动，因此能够将燃料消耗抑制得较低。
作业机3的负载减小的结果是，在液压挖掘机1的负载下降的情况下，且需要向作业机3的液压工作缸14、15、16的工作油流量的情况下，即需要确保作业机3的动作速度的情况下，机构控制装置在本实施方式中为泵控制器33决定与控制杆操作量、上部回旋体5的回旋旋转速度、节气门表盘28的设定值等的信息对应的无负载最大旋转速度np2。并且，泵控制器33在目标匹配旋转速度np1与无负载最大旋转速度np2之间的旋转速度的范围内，使用作为转矩T与旋转速度n的第六关系的可变旋转速度限制线VL2来驱动发动机17。在本实施方式中，可变旋转速度限制线VL2是限制线VL进行了移动而得到的。即，限制线VL的功能通过使可变旋转速度限制线VL2移动来实现。限制线VL进行限制，以免发动机17的旋转速度n大于限制线VL所规定的旋转速度。因此，可变旋转速度限制线VL2也进行限制，以免发动机17的旋转速度n大于由可变旋转速度限制线VL2规定的旋转速度。
在本实施方式中，可变旋转速度限制线VL2中，伴随着发动机17的旋转速度n的增加，发动机17的转矩T按照一次函数而减小。可变旋转速度限制线VL2在发动机17的转矩为0时，通过无负载最大旋转速度np2。无负载最大旋转速度np2根据控制杆操作量、上部回旋体5的回旋旋转速度、节气门表盘28的设定值等而变化。因此，可变旋转速度限制线VL2也根据无负载最大旋转速度np2的变化而移动。而且，在使用后述的无负载最小旋转速度nm1的情况下，可变旋转速度限制线VL2’通过无负载最小旋转速度nm1，但是无负载最小旋转速度nm1也根据液压挖掘机1的运转条件而变化。因此，可变旋转速度限制线VL2也根据无负载最小旋转速度nm1的变化而移动。
通过机构控制装置执行这样的控制，当从负载作用于作业机3的状态起该负载下降时，发动机17从低旋转速度侧的匹配点MP1处的运转转变为高旋转速度侧的匹配点MP2处的运转。匹配点MP2是通过匹配点MP1的第三等节气门线EL3d与可变旋转速度限制线VL2的交点。通过使发动机17在高旋转速度侧的匹配点MP2处运转，液压泵18能够喷出充分的流量的工作油。因此，由于向液压工作缸14、15、16供给充分的流量的工作油，因此能够确保作业机3的动作速度。而且，发动机17的输出以第三等节气门线EL3d为目标被控制，因此不会消耗多余的能量。需要说明的是，无负载最大旋转速度np2并不局限于发动机能够输出的最大转速。
在作业机3的负载进一步下降的情况下，当机构控制装置原封不动地在高旋转速度的区域来驱动发动机17时，消耗较多的燃料，其结果是，存在燃料消耗量下降的可能性。因此，在负载下降的情况下，且例如仅铲斗13进行动作那样不再需要较多的来自液压泵18的工作油的喷出流量及喷出压力的情况下，即泵容量存在富余的情况下，机构控制装置使可变旋转速度限制线VL2向低旋转速度的区域转移。
如前述那样，泵容量由斜板角传感器18a检测。机构控制装置在本实施方式中为泵控制器33根据斜板角传感器18a的检测值的大小而使可变旋转速度限制线VL2转移。例如，在检测到泵容量比规定值大的情况下，液压工作缸14、15、16等液压设备需要工作油的流量。这种情况下，泵控制器33使可变旋转速度限制线VL2向高旋转速度的区域转移而使发动机17的旋转速度n上升。在检测到泵容量比规定值小的情况下，液压设备不需要工作油流量。这种情况下，泵控制器33使可变旋转速度限制线VL2向低旋转速度的区域转移而使发动机17的旋转速度n下降。机构控制装置通过执行这样的控制，能够抑制在高旋转速度的区域使发动机运转引起的多余的燃料消耗。
在本实施方式中，其他的控制装置例如泵控制器33生成发动机17的输出指令值，在使用该输出指令值来控制发动机17的情况下，泵控制器33将输出指令值转换成节气门的设定值而向发动机控制器30提供。发动机控制器30使用与转换后的节气门的设定值对应的第三等节气门线EL3，控制发动机17的运转状态。即，机构控制装置使用与输出指令值所对应的等马力线EP和匹配路径ML一致的第三等节气门线EL3，来控制发动机17。由此，能够选择与输出指令值对应的第三等节气门线EL3。
另外，机构控制装置多在发动机17的燃料消耗量良好的匹配路径ML上对发动机17进行控制。如图3所示，等马力线EP与第三等节气门线EL3的形状不同，但是在匹配路径ML上使第三等节气门线EL3与输出指令值所对应的等马力线EP一致，因此在使用的机会多的匹配路径ML上，能够使第三等节气门线EL3与输出指令值一致。其结果是，能够减少输出指令值与液压挖掘机1的实际的动作的差异，因此能够抑制液压挖掘机1的操作性的下降。
在本实施方式中，第一等节气门线EL1是表示发动机17的等马力线，即，发动机17的输出恒定的线。第一等节气门线EL1中，发动机17的额定输出的旋转速度下的输出成为额定输出以上。在本实施方式中，第一等节气门线EL1设为等马力线，但并未限定于此。
另外，第二等节气门线EL2中，随着发动机17的旋转速度n的增加，转矩T按照一次函数而减少。第三等节气门线EL3对第一等节气门线EL1和第二等节气门线EL2进行插补而得到。因此，等马力线EP和与该等马力线EP的马力对应的第三等节气门线EL3交叉于一点。例如，在与发动机17的最大输出的一半对应的等马力线EP上，对应有节气门的开度对应于50％的第三等节气门线EL3，两者交叉于一点。
在本实施方式中，通过匹配路径ML而使等马力线EP与第三等节气门线EL3一致。而且，在发动机17的旋转速度n比匹配路径ML大的情况下，当以相同的旋转速度n进行比较时，第三等节气门线EL3比等马力线EP增大。而且，在发动机17的旋转速度n比匹配路径ML小的情况下，当以相同的旋转速度n进行比较时，等马力线EP比第三等节气门线EL3增大。在本实施方式中，机构控制装置如前述那样，在负载作用于液压挖掘机1的作业机3之后，该负载下降时，以基于无负载最大旋转速度np2的可变旋转速度限制线VL2与第三等节气门线EL3d的匹配点MP2来控制发动机17。
在匹配点MP2处的旋转速度np2下，由于与等马力线EPd对应的第三等节气门线EL3d的转矩T比等马力线EPd的转矩T小，因此发动机17的燃料消耗量提高。在需要工作油的流量时，用于驱动液压泵18的转矩可以比较小。因此，在需要工作油的流量时，若使用第三等节气门线EL3d来控制发动机17，则能够提高发动机17的燃料消耗量。本实施方式将第三等节气门线EL3与等马力线EP的关系设为前述那样的关系，因此在对作业机3的负载下降之后需要液压泵18的流量时，能够确保工作油的流量并提高发动机17的燃料消耗量，因此优选。
在发动机17的旋转速度n比较小的情况下，要求比工作油的流量高的压力。因此，为了驱动液压泵18而需要大的转矩T。本实施方式将第三等节气门线EL3与等马力线EP的关系设为前述那样的关系。因此，在本实施方式中，在发动机17的旋转速度n低的情况下，更具体而言在旋转速度比匹配路径ML低且转矩比匹配路径ML高的区域中，当以相同的旋转速度n进行比较时，与等马力线EPd对应的第三等节气门线EL3d的转矩T比等马力线EPd的转矩T大。在工作油要求高压力的情况下，与等马力线EPd相比，使用与等马力线EPd对应的第三等节气门线EL3d能够产生更大的转矩T，因此优选。
第一等节气门线EL1如图3所示，在发动机17的各旋转速度n下，转矩T比发动机17的最大转矩线TL高。由此，机构控制装置在与其他的控制装置之间发生了通信的延迟或者发动机17的使用环境发生了变动时，能够减少发动机17的输出超过由最大转矩线TL规定的值的可能性。其结果是，发动机17减少在过负载下使用的可能性，因此优选。
可变旋转速度限制线VL2根据与图3所示的转矩线图的横轴(转矩T＝0)的交点处的旋转速度和与最大转矩线TL的交点处的旋转速度来求出。可变旋转速度限制线VL2与转矩线图的横轴交叉的点的旋转速度为na，可变旋转速度限制线VL2与最大转矩线TL交叉的点处的旋转速度为nb。此时，以成为na＝k×nb的方式决定可变旋转速度限制线VL2。k是比1大的常数。k预先设定。若以无负载最大旋转速度np2为例，则在可变旋转速度限制线VL2与最大转矩线TL交叉的点处的旋转速度为np2’时，以成为无负载最大旋转速度np2＝k×np2’的方式决定可变旋转速度限制线VL2。
可变旋转速度限制线VL2由数学式T＝hl×n+i表示，与可变旋转速度限制线VL2交叉的部分的最大转矩线TL由数学式T＝h2×n+j表示。h1、h2、j为常数。这种情况下，可变旋转速度限制线VL2的斜度h1通过(h2×na+k×j)×(1-k)/(k2×na)能够求出，常数i通过-hl×na能够求出。k、h2及j为已知，因此若旋转速度na被提供，则能够求出h1及i。例如，若旋转速度na为无负载最大旋转速度np2，则能求出与之对应的h1及i。发动机控制器30例如将求出h1及i的数学式存储于自身的存储装置。并且，例如基于从泵控制器33等提供的旋转速度na来求出h1及i，生成可变旋转速度限制线VL2。并且，发动机控制器30使用生成的可变旋转速度限制线VL2来控制发动机17。
从图3及前述的数学式可知，可变旋转速度限制线VL2可以由斜度为h1、切片为i的一次函数的式子表示。可变旋转速度限制线VL2具有斜度h1，因此具有容易获得与第三等节气门线EL3的匹配这样的优点。需要说明的是，可变旋转速度限制线VL2的斜度h1可以根据旋转速度n而变化。这样，能够更细致地控制发动机17。接下来，更详细地说明发动机17的控制。
＜发动机17的控制的详细情况＞
图5是表示发动机17的控制流程的图。图6是表示无负载最大旋转速度运算程序段110的图。作为机构控制装置的发动机控制器30及泵控制器33的至少一方求出作为发动机控制指令的发动机旋转速度指令值和发动机输出指令值，并求出泵吸收转矩指令值作为泵控制指令。在本实施方式中，发动机控制器30取得发动机旋转速度指令值D270及节气门指令值(节气门开度的指令值)D250，并基于它们来控制发动机17的运转状态。节气门指令值D250对应于液压挖掘机1搭载的发动机控制器30以外的控制装置生成的与节气门表盘28的设定值(指令值)同种类的指令值。液压挖掘机1搭载的发动机控制器30以外的控制装置例如是泵控制器33或混合动力控制器23a等。
在发动机17的控制中，使用控制杆值信号D100、节气门设定值D102、作业模式D103、R泵压力D104、F泵压力D105、发动机转矩D106、发动机旋转速度D107、回旋马达24的旋转速度即回旋马达旋转速度D301、回旋马达24的转矩即回旋马达转矩D302及发电电动机19的输出即发电机输出D303来作为输入参数。回旋马达旋转速度D301向无负载最大旋转速度运算程序段110、发动机最大输出运算程序段130及匹配最小旋转速度运算程序段150输入。回旋马达转矩D302向发动机最大输出运算程序段130输入。发电机输出D303向发动机最大输出运算程序段130、匹配最小旋转速度运算程序段150、目标匹配旋转速度运算程序段160及泵吸收转矩指令值运算程序段180输入。
无负载最大旋转速度运算程序段110通过图5所示的控制流程，来运算发动机旋转速度指令值的成为上限值的值即无负载最大旋转速度D210(np2)。在液压泵18的泵容量最大的状态下，液压泵18的流量(液压泵喷出流量)是发动机旋转速度与泵容量之积。液压泵喷出流量与发动机17的旋转速度n成比例，因此无负载最大旋转速度D210与液压泵18的最大流量(泵最大喷出量)处于比例关系。因此，无负载最大旋转速度运算程序段110首先通过总和部212求出由各控制杆值信号D100(控制杆操作量)求出的无负载旋转速度的总和，作为无负载最大旋转速度D210的候补值。
作为各控制杆值信号D100(表示各控制杆操作量的信号)，有回旋控制杆值、斗杆控制杆值、动臂控制杆值、铲斗控制杆值、行驶右控制杆值、行驶左控制杆值及服务控制杆值。服务控制杆值是具有能够将新的液压促动器连接的液压回路时的、表示操作该液压促动器的控制杆操作量的值。各控制杆值信号通过图6所示那样的控制杆值·无负载旋转速度转换表211而被转换成无负载旋转速度。该转换后的值中，通过总和部212求出的总和的无负载旋转速度向第一最小值选择部(MIN选择)214输出。在本实施方式中，无负载最大旋转速度运算程序段110的功能由泵控制器33实现。
图6所示的无负载旋转速度极限值选择程序段210使用各控制杆值信号D100的操作量、液压泵18的喷出压力即泵压力D104、D105及通过模式切换部29设定的作业模式D103这4个信息，判定液压挖掘机1的操作员当前正在执行何种操作模式(作业模式)。无负载旋转速度极限值选择程序段210基于其判定结果，选择并决定相对于预先设定的操作模式的无负载旋转速度极限值。
决定后的无负载旋转速度极限值向第一最小值选择部214输出。对操作模式(作业模式)的判定进行说明。例如，在将动臂控制杆向挖掘方向操作且液压泵18喷出的工作油的压力(泵压力)比规定的设定值高时，无负载旋转速度极限值选择程序段210判定为液压挖掘机1欲执行重挖掘作业。而且，例如，在回旋控制杆倾倒且斗杆控制杆被向提拉方向操作那样的复合操作的情况下，无负载旋转速度极限值选择程序段210判定为液压挖掘机1欲执行升降机回旋作业。这样，操作模式(作业模式)的判定是指无负载旋转速度极限值选择程序段210推定操作员欲执行的操作的情况。需要说明的是，升降机回旋作业是指液压挖掘机1在通过铲斗13挖掘沙土之后，一边提升斗杆11，一边使上部回旋体5回旋，在所希望的停止位置将铲斗13的沙土排出那样的作业。
无负载最大旋转速度运算程序段110也根据图2所示的节气门表盘28的设定状态(节气门设定值D102)来决定无负载最大旋转速度的候补值。即，接收到与节气门设定值D102对应的信号的无负载最大旋转速度运算程序段110使用节气门表盘·无负载旋转速度转换表213，将节气门设定值D102转换成无负载最大旋转速度的候补值。然后，无负载最大旋转速度运算程序段110将无负载最大旋转速度的候补值向第一最小值选择部214输出。
第一最小值选择部214从根据控制杆值信号D100求出的无负载旋转速度、无负载旋转速度极限值选择程序段210所求出的无负载旋转速度极限值、根据节气门设定值D102求出的无负载旋转速度这3个值中，选择最小值。第一最小值选择部214选择的值向第二最小值选择部(MIN选择)215输出。第二最小值选择部215将第一最小值选择部214选择的值与液压挖掘机1的作业模式限制值D112进行比较。比较的结果是，第二最小值选择部215将两者的最小值作为无负载最大旋转速度D210(np2)而输出。作业模式限制值D112是根据液压挖掘机1的运转模式而决定的、发动机17的旋转速度n的上限值。在作业模式为动力模式的情况下，与作业模式为经济模式的情况相比，作业模式限制值D112变大。
搭载有由电力驱动的回旋马达24的混合动力方式的液压挖掘机1作为使上部回旋体5回旋时的驱动源，从而不需要液压。因此，从液压泵18喷出的工作油中，可以减少回旋的驱动量的从液压泵18喷出的工作油喷出流量。减法运算部311从基于节气门设定值D102通过节气门表盘·无负载旋转速度转换表213而求出的无负载旋转速度，减去基于回旋马达旋转速度D301通过回旋马达旋转速度·无负载旋转速度削减量转换表310而求出的无负载旋转速度削减量。减法运算部311输出的旋转速度作为无负载最大旋转速度D210的候补值。最大值选择部(MAX选择)313进行减法运算部311输出的旋转速度与零值312的最大值选择。通过这样的处理，能够避免向最小值选择部314提供负值的情况。
图7是表示发动机最小输出运算程序段120的控制流程的图。如图7所示，发动机最小输出运算程序段120运算出发动机输出指令值的成为下限的值即发动机最小输出D220。控制杆值·发动机最小输出转换表220与无负载最大旋转速度D210的运算同样地，将各控制杆值信号D100转换成发动机最小输出，总和部221将它们的总和向最小值选择部(MIN选择)223输出。
发动机最小输出的最大值选择程序段222将与通过模式切换部29设定的作业模式D103对应的上限值向最小值选择部223输出。最小值选择部223将各控制杆值信号D100所对应的发动机最小输出的总和与作业模式D103所对应的上限值进行比较，选择最小值而作为发动机最小输出D220来输出。在本实施方式中，发动机最小输出运算程序段120的功能由泵控制器33实现。
图8是表示发动机最大输出运算程序段130的控制流程的图。如图8所示，发动机最大输出运算程序段130运算出发动机输出指令值的成为上限的值即发动机最大输出D230。发动机最大值输出运算程序段130使用回旋马达旋转速度D301及回旋马达转矩D302作为输入参数。并且，回旋马力运算程序段330运算回旋马力，风扇马力运算程序段231使用发动机转速D107来运算风扇马力。回旋马力和风扇马力分别经由减法运算部331及加法运算部233向泵输出极限值进行加法运算。而且，发电电动机19的发电机输出D303经由减法运算部334向泵输出极限值进行加法运算。
泵输出极限值选择程序段230与基于无负载最大旋转速度运算程序段110的运算同样地，使用各控制杆值信号D100的操作量、泵压力D104、D105及作业模式D103的设定值的信息，判定当前的操作模式，按各操作模式来选择泵输出极限值。
如图8所示，回旋马力及发电机输出D303的向泵输出极限值的加法运算成为减法运算(参照减法运算部331、334)。混合动力方式的液压挖掘机1使用与发动机17这样的动力产生源不同的由电力驱动的回旋马达24。因此，需要求出回旋马达24的回旋马力而从泵输出极限值减去回旋量的马力。在发电电动机19发电的情况下，发电机输出D303将值的正负的符号定义为负。通过最小值选择部333进行发电机输出D303与零值332的比较，对于泵输出极限值减去负值，因此实际上是进行了加法运算。
在发电电动机19对发动机17的输出进行辅助的情况下，发电机输出D303的值的正负成为正。在发电电动机19发电的情况下，发电机输出D303的值为负。最小值选择部(MIN选择)333进行发电机输出D303与零值332的最小值选择。减法运算部334从泵输出极限减去负的发电机输出。即，减法运算部334实际上向泵输出极限加上了发电机输出D303。即，仅在发电机输出D303成为负值时进行加法运算。
在需要使发动机旋转速度D107从某一规定的旋转速度上升为高旋转速度时，为了提高作业机3的响应性而进行发电电动机19对发动机17的辅助。作为此时的发动机输出当排除发动机17的辅助量的输出时，无法实现作业机3的响应性的改善。因此，在本实施方式中，在对发动机17进行辅助的情况下，不会使发动机最大输出减少。即，即使正的发电机输出D303向最小值选择部333输入，通过与零值332的最小值选择，从最小值选择部333也输出零。其结果是，不用从泵输出极限进行减法运算而求出发动机最大输出D230。
加法运算部233向减法运算部334输出的值加上风扇马力运算程序段231根据当前的发动机旋转速度D107而运算出的风扇马力。发动机旋转速度D107由图2所示的旋转速度检测传感器17C检测。加法运算部233进行了加法运算后的值(以下，称为加法运算值)和发动机输出极限值向最小值选择部(MIN选择)234输出。发动机输出极限值通过节气门表盘·发动机输出极限转换表232根据节气门设定值D102进行转换来求出。
最小值选择部234选择加法运算值和发动机输出极限值中的最小值，并作为发动机最大输出D230而输出。需要说明的是，风扇设置在用于对发动机17进行冷却的散热器的附近。风扇朝向散热器输送空气。风扇与发动机17的驱动连动地进行旋转驱动。需要说明的是，回旋马力通过式(1)能够求出。式(1)中的系数是设定值。风扇马力通过式(2)能够求出。在本实施方式中，发动机最大输出运算程序段130的功能由泵控制器33实现。
回旋马力(kW)＝2π/60×回旋马达旋转速度×回旋马达转矩/1000×系数…(1)
风扇马力＝风扇额定马力×(发动机转速/风扇额定时发动机转速)^3…(2)
图9是表示发动机目标输出运算程序段140的控制流程的图。如图9所示，发动机目标输出运算程序段140运算发动机目标输出D240。减法运算部243从上回运算而求出的上回的发动机目标输出D240减去作为固定值而设定的发动机输出加法运算用偏离值241。减法运算部244求出从减法运算部243减法运算出的值减去发动机实际输出运算程序段242运算出的发动机实际输出所得到的偏差。
乘法运算部245运算将减法运算部244运算出的偏差乘以规定的增益(-Ki)所得到的值。积分部246对乘法运算部245运算出的乘法运算值进行积分。加法运算部247向积分部246积分后的积分值加上通过发动机最小输出运算程序段120运算而求出的发动机最小输出D220。最小值选择部(MIN选择)248将加法运算部247求出的加法运算值和通过发动机最大输出运算程序段130运算而求出的发动机最大输出D230中的最小值作为发动机目标输出D240向节气门指令值转换部249输出。
发动机目标输出D240表示图3所示的等马力线EP。发动机实际输出运算程序段242基于根据发动机控制器30所指令的燃料喷射量及发动机17的旋转速度以及大气温度等而预测到的发动机转矩D106、图2所示的旋转速度检测传感器17C检测到的发动机17的当前的发动机旋转速度D107，根据式(2)来求出发动机实际输出。
发动机实际输出(kW)＝2×π/60×实际旋转速度×发动机转矩/1000···(2)
节气门指令值转换部249将发动机目标输出D240适当地转换成节气门指令值D250。如图5所示，节气门指令值D250作为发动机控制指令而被使用。节气门指令值D250对应于图3所示的第三等节气门线EL3。节气门指令值转换部249将与发动机目标输出D240所对应的等马力线EP和图3所示的匹配路径ML交叉的点一致的第三等节气门线EL3作为节气门指令值D250。发动机控制器30按照与节气门指令值D250对应的第三等节气门线EL3来控制发动机17的运转状态。在本实施方式中，发动机目标输出运算程序段140的功能由泵控制器33实现。
图10是表示匹配最小旋转速度运算程序段150的控制流程的图。如图10所示，匹配最小旋转速度运算程序段150运算出在液压挖掘机1的作业时必须最低限度上升的发动机转速即匹配最小旋转速度D150。控制杆值·匹配最小旋转速度转换表251对各控制杆值信号D100进行了转换的各值成为匹配最小旋转速度D150的候补值。各候补值分别向最大值选择部(MAX选择)255输出。
无负载旋转速度·匹配转速转换表252将可变旋转速度限制线VL2与匹配路径ML的交点处的发动机17的旋转速度作为匹配旋转速度np2’，对无负载最大旋转速度运算程序段110求出的无负载最大旋转速度D210(np2)进行转换并输出。减法运算部254从该匹配旋转速度np2’减去低速偏离转速253。减法运算部254将减法运算的结果所得到的值作为匹配最小旋转速度D150的候补值而向最大值选择部(MAX选择)255输出。
发电电动机19设定能够输出的转矩的极限值(发电机最大转矩)。因此，为了使发电电动机19以某种程度大的输出进行发电，需要使发动机旋转速度D107上升。匹配最小旋转速度运算程序段150根据随时要求的发电机输出D303的大小，使用发电机输出·匹配转速转换表351，求出必须最低限度上升的发动机旋转速度D107。并且，匹配最小旋转速度运算程序段150将求出的发动机旋转速度作为匹配最小旋转速度D150的候补值而向最大值选择部(MAX选择)255输出。需要说明的是，由于发电机输出D303为负，因此为了将发电机输出D303转换成正值而设置了在发电机输出D303的后段配置的闸门350。
回旋旋转速度·匹配最小旋转速度转换表250将回旋旋转速度D101转换为匹配最小旋转速度D150的候补值之后，向最大值选择部255输出。回旋旋转速度D101是通过分解器或旋转编码器等旋转传感器检测图2的回旋液压马达31的回旋旋转速度而得到的值。该回旋旋转速度·匹配最小旋转速度转换表250具有在回旋旋转速度D101为零时，增大匹配最小旋转速度，且随着回旋旋转速度D101增大而减小匹配最小旋转速度的特性，并利用这样的特性将回旋旋转速度D101转换成匹配最小旋转速度。最大值选择部255从上述的匹配最小旋转速度以及从减法运算部254及发电机输出·匹配转速转换表351输出的匹配最小旋转速度D150的候补值中选择最大值，作为匹配最小旋转速度D150而输出。
在本实施方式中，在作业机3的负载下降的情况下，发动机17的旋转速度n最大增加至无负载最大旋转速度np2。而且，在充分的负载作用于作业机3的情况下，发动机17的旋转速度下降至目标匹配旋转速度np1。这种情况下，根据作用于作业机3的负载的大小而发动机17的旋转速度n较大地变动。该发动机17的旋转速度n的较大的变动存在给液压挖掘机1的操作员带来液压挖掘机1未充分产生力这样的不适感的可能性。
因此，在本实施方式中，使用低速偏离转速，根据低速偏离转速的大小，使发动机17的旋转速度n的变动幅度变化从而能够减少前述的不适感。即，若减小低速偏离转速，则发动机17的旋转速度n的变动幅度减小，若增大低速偏离转速，则发动机17的旋转速度n的变动幅度增大。需要说明的是，根据上部回旋体5正在进行回旋的状态或作业机3正在进行挖掘作业的状态等的液压挖掘机1的运行状态的不同，即使发动机17的旋转速度n的变动幅度相同而操作员的不适感也不同。
例如，在上部回旋体5正在进行回旋的状态下，与作业机3正在进行挖掘作业的状态相比，即使发动机17的旋转速度n稍下降，操作员也不易感觉到力不足。因此，在上部回旋体5正在进行回旋的状态下，与作业机3正在进行挖掘作业的状态相比，发动机17的旋转速度n可以进一步下降。这种情况下，由于发动机17的旋转速度下降，因此燃料消耗量提高。需要说明的是，并不局限于上部回旋体5的回旋，也可以按照其他的促动器的动作来设定发动机17的旋转速度的变动幅度。在本实施方式中，匹配最小旋转速度运算程序段150的功能由泵控制器33实现。
图11是表示目标匹配旋转速度运算程序段160的控制流程的图。如图11所示，目标匹配旋转速度运算程序段160运算图3所示的目标匹配旋转速度np1(D260)。目标匹配旋转速度D260是发动机目标输出D240与匹配路径ML交叉的匹配点MP1的发动机17的旋转速度。匹配路径ML设定为在发动机17以某一输出进行动作时通过燃料消耗率良好的点。因此，目标匹配旋转速度D260优选决定为匹配路径ML上的与发动机目标输出D240匹配的匹配点MP1。
这样，在本实施方式中，目标匹配转速D260在原则上是发动机目标输出D240与目标匹配路径ML的交点处的旋转速度。如图8所示，发动机最大输出D230是向泵输出极限值加上了风扇马力和发电机输出D303所得到的值。使用该发动机最大输出D230如图9所示那样决定发动机目标输出D240。而且，如图11所示，向目标匹配转速运算程序段160输入发动机目标输出D240，来决定目标匹配旋转速度D260。而且，根据发电电动机19所要求的发电机输出D303的不同而目标匹配旋转速度D260的值发生变化。
发电电动机19当以小的发电转矩进行发电时，效率差。因此，图2所示的混合动力控制器23a在使发电电动机19发电时，进行控制，使得发电电动机19以预先设定的最小发电转矩以上进行发电。其结果是，在从发电电动机19未发电的状态(发电关闭)向发电的状态(发电开启)切换时，发电的开启和关闭以最小发电转矩为分界而被切换，因此发电机输出D303不连续地变化。当将匹配点确定为发动机目标输出D240与目标匹配路径ML的交点时，对应于该发电机输出D303的不连续的变化，因发电开启/关闭的切换而目标匹配转速D260存在较大变动的可能性。
因此，目标匹配转速运算程序段160中，最小发电输出运算程序段362使用发动机转速D107，根据式(3)来求出最小发电输出。式(3)中，最小发电转矩是值为负的设定值。
最小发电输出(kW)＝2π/60×发动机转速×最小发电转矩÷1000…(3)
在要求的发电机输出D303比求出的最小发电输出小时，加法运算部365将相对于最小发电输出而不足的输出量，向发动机目标输出D240进行加法运算。目标匹配旋转速度运算程序段160使用加法运算部365输出的发动机目标输出，通过发动机目标输出·目标匹配旋转速度转换表260来运算目标匹配旋转速度的候补值。这样，目标匹配旋转速度运算程序段160能抑制与发电开启/关闭相伴的目标匹配转速D260的变动。
发电机输出D303的后段的最小值选择部(MIN选择)361在要求的发电机输出D303不存在时，例如，进行发动机17的输出辅助时等，设为零输出，因此将输入值与零值360进行比较。因此，在要求的发电机输出D303不存在时，向发动机目标输出D240进行加法运算的值不存在。而且，在要求的发电机输出D303为最小发电输出以上时，最小发电输出没有不足，因此发动机目标输出D240不需要输出的加法运算。因此，向最大值选择部(MAX选择)364输入负值，最大值选择部364将输入值与零值363进行了比较的结果是，选择作为最大值的零，并将其输出。
发动机目标输出·目标匹配旋转速度转换表260接受图5所示的发动机目标输出运算程序段140求出的发动机目标输出D240的输入，求出发动机目标输出D240与匹配路径ML的在匹配点MP1处的目标匹配旋转速度np1，向最大值选择部(MAX选择)261输出。
根据图10所示的匹配最小旋转速度运算程序段150的运算，在减小发动机17的旋转速度n的变动幅度时，匹配最小旋转速度D150比根据发动机目标输出·目标匹配旋转速度转换表260而求出的匹配转速增大。因此，最大值选择部(MAX选择)261将匹配最小旋转速度D150与根据发动机目标输出D240而求出的目标匹配旋转速度np1进行比较。并且，最大值选择部261选择最大值并设为目标匹配旋转速度D260的候补值，由此来限制目标匹配旋转速度np1的下限。在图3所示的例子中，若低速偏离转速小，则脱离匹配路径ML，目标匹配点不是MP1而成为MP3，目标匹配旋转速度D260不是np1而成为np1’。
另外，与图5及图6所示的无负载最大旋转速度运算程序段110求出的无负载最大旋转速度D210同样地，目标匹配旋转速度D260也通过节气门设定值D102来限制上限。目标匹配旋转速度运算程序段160使用节气门表盘·目标匹配旋转速度转换表262，将节气门设定值D102转换成目标匹配旋转速度的候补值。节气门表盘·目标匹配旋转速度转换表262将目标匹配旋转速度D260的候补值向最小值选择部(MIN选择)263输出。
最小值选择部263将从节气门表盘·目标匹配旋转速度转换表262输出的目标匹配旋转速度D260的候补值与通过最大值选择部261选择的目标匹配旋转速度D260的候补值进行比较。比较的结果是，最小值选择部263选择两者中的最小值，并作为最终的目标匹配旋转速度D260而输出。在本实施方式中，目标匹配旋转速度运算程序段160的功能由泵控制器33实现。
图12是表示发动机旋转速度指令值运算程序段170的控制流程的图。如图12所示，发动机旋转速度指令值运算程序段170的平均部270使用基于2个液压泵18的斜板角传感器18a检测到的斜板角所求出的泵容量D110、D111，算出将泵容量D110、D111平均所得到的平均泵容量。发动机旋转速度指令选择程序段272根据平均部270算出的平均泵容量的大小，求出发动机旋转速度指令值D270(无负载最大旋转速度np2)。
这种情况下，发动机旋转速度指令选择程序段272在平均泵容量比某一设定值(阈值)大时，使发动机旋转速度指令值D270接近于无负载最大旋转速度np2(D210)。即，使发动机17的旋转速度n增大。另一方面，发动机旋转速度指令选择程序段272在平均泵容量比某一设定值小时，使其接近于无负载最小旋转速度nm1，即，使发动机17的旋转速度n减少。
从目标匹配旋转速度np1(D260)与匹配点MP1的交点，沿着通过匹配点MP1的可变旋转速度限制线VL2”，将转矩T为0，即与朝向横轴垂下的位置相当的发动机17的旋转速度设为无负载旋转速度np1a。向无负载旋转速度np1a加上了下限旋转速度偏离值Δnm所得到的值设为无负载最小旋转速度nm1。需要说明的是，向与目标匹配旋转速度D260对应的无负载旋转速度np1a的转换例如由匹配旋转速度·无负载旋转速度转换表271进行。这样，根据泵容量的状态的不同，而在无负载最小旋转速度nm1与无负载最大旋转速度np2之间决定发动机旋转速度指令值D270。下限旋转速度偏离值Δnm是预先设定的值，例如，存储于泵控制器33的存储装置。
具体而言，发动机旋转速度指令值运算程序段170在平均泵容量比某一设定值q_com1大时，使发动机旋转速度指令值D270接近于无负载最大旋转速度np2。而且，在平均泵容量比某一设定值q_com1小时，发动机旋转速度指令值运算程序段170使用式(4)，求出发动机旋转速度指令值D270。
发动机旋转速度指令值D270＝将目标匹配旋转速度np1转换成无负载旋转速度np1a所得到的旋转速度+下限旋转速度偏离值Δnm…(4)
发动机旋转速度指令值运算程序段170使用如此求出的发动机旋转速度指令值D270，能够生成可变旋转速度限制线VL2。其结果是，机构控制装置在泵容量存在富余时(平均泵容量比某一设定值小时)，如图3所示，使发动机17的旋转速度n下降，即，能够将发动机17的旋转速度设为无负载最小旋转速度nm1，抑制燃料消耗而能够降低燃料消耗量。设定值q_com1是预先设定的值，存储于泵控制器33的存储器。需要说明的是，设定值q_com1可以分为发动机17的旋转速度n增加的一侧和发动机17的旋转速度n减少的一侧而设置2个不同的设定值，并设置发动机17的旋转速度不变化的范围。在本实施方式中，发动机旋转速度指令值运算程序段170的功能由泵控制器33实现。
图13是表示泵吸收转矩指令值运算程序段180的控制流程的图。图14是表示转矩线图的一例的图。在本实施方式中，泵吸收转矩指令值运算程序段180的功能由泵控制器33实现。泵吸收转矩指令值运算程序段180使用当前的发动机旋转速度D107、发动机目标输出D240、目标匹配旋转速度D260，求出泵吸收转矩指令值D280。风扇马力运算程序段280使用发动机旋转速度D107来运算风扇马力。需要说明的是，风扇马力使用先前叙述的式(4)来求出。
在求取泵吸收转矩指令值时，泵目标匹配旋转速度及转矩运算程序段282使用从发动机目标输出D240不仅减去风扇马力，而且减去了发电机输出D303所得到的输出(泵目标吸收马力)。要求的发电机输出D303的值为负。因此，以最小值选择部(MIN选择)381通过与零值380的比较而选择最小值，并将选择的最小值通过运算部281向发动机目标输出D240进行加法运算，这样的情况实际上就是从发动机目标输出D240减去发电机输出D303。
在发电关闭的情况下，如图14所示，发电关闭时的表示发动机目标输出D240的第三等节气门线EL3g与目标匹配路径ML的交点成为目标匹配点Ma。在发电关闭的情况下，通过前述的目标匹配旋转速度运算程序段160运算出的目标匹配旋转速度D260成为目标匹配点Ma时的旋转速度npa。
在发电电动机19以最小发电输出Pm进行发电时，成为表示用于满足最小发电输出Pm的发动机目标输出D240的第三等节气门线EL3h。这种情况下，第三等节气门线EL3h与目标匹配路径ML的交点成为目标匹配点Mb。在发电电动机19以最小发电输出Pm进行发电时，前述的通过目标匹配旋转速度运算程序段160运算出的目标匹配旋转速度D260成为目标匹配点Ma时的旋转速度npa’。
在未执行图12所示的发动机控制的情况下，在小于最小发电输出Pm的发电中，实际的发电输出小。因此，因发电电动机19的发电的开启/关闭而目标匹配点在Ma与Mb之间频繁地转变，因此目标匹配旋转速度D260也频繁地变化。在本实施方式中，在发电电动机19以小于最小发电输出Pm进行发电的情况下，在发电关闭时预先将目标匹配旋转速度设为npa’。因此，目标匹配旋转速度D260不会因发电电动机19的发电的开启/关闭而变动。并且，发电关闭时的目标匹配点成为第三等节气门线EL3g与目标匹配旋转速度npa’的交点Ma’。
因此，在未执行图12所示的发动机控制的情况下，伴随着发电机输出D303的增大，匹配点如Ma→Mb→Mc那样转变，但是在本实施方式中，伴随着发电机输出D303的增大，匹配点如Ma’→Mb→Mc那样转变。
减法运算部281求出从发动机目标输出运算程序段140求得的发动机目标输出D240加上了最小值选择部381的输出值所得到的值，减去风扇马力而得到的输出(泵目标吸收马力)。并且，减法运算部281将求出的值向泵目标匹配旋转速度及转矩运算程序段282输入。在该目标匹配旋转速度及转矩运算程序段282中还输入由目标匹配旋转速度运算程序段160求出的目标匹配旋转速度D260。目标匹配旋转速度D260设为液压泵18的目标匹配旋转速度(泵目标匹配旋转速度)。并且，泵目标匹配旋转速度及转矩运算程序段282运算式(5)所示的泵目标匹配转矩。泵目标匹配旋转速度及转矩运算程序段282运算出的泵目标匹配转矩向泵吸收转矩运算程序段283输出。
泵目标匹配转矩＝(60×1000×(发动机目标输出-风扇马力))/(2π×目标匹配旋转速度)…(5)
在泵吸收转矩运算程序段283中输入从泵目标匹配旋转速度及转矩运算程序段282输出的泵目标匹配转矩、图2所示的旋转速度检测传感器17C检测到的发动机旋转速度D107、目标匹配旋转速度D260。泵吸收转矩运算程序段283运算出式(6)所示的泵吸收转矩。式(6)中的Kp是控制增益。泵吸收转矩运算程序段283输出作为运算结果的泵吸收转矩指令值D280。
泵吸收转矩＝泵目标匹配转矩-Kp×(目标匹配旋转速度-发动机转速)…(6)
通过这样的控制流程，在当前的发动机旋转速度D107比目标匹配旋转速度D260大时，从上式可知，泵吸收转矩指令值D280增加。在当前的发动机旋转速度D107比目标匹配旋转速度D260小时，泵吸收转矩指令值D280减少。另一方面，发动机17的输出以发动机目标输出D240成为上限的方式被控制，因此结果是发动机17的旋转速度n以目标匹配旋转速度D260附近的转速稳定。
在发动机旋转速度指令值运算程序段170中，发动机旋转速度指令值D270的最小值如前述那样可以通过式(3)求出。相对于目标匹配旋转速度D260，可变旋转速度限制线VL2最低也设定为加上了下限旋转速度偏离值Δnm所得到的高旋转速度。因此，根据本实施方式，即使在液压泵18的实际的吸收转矩(泵实际吸收转矩)相对于泵吸收转矩指令存在些许变动的情况下，也能在不涉及可变旋转速度限制线VL2的范围内进行匹配。而且，本实施方式在第三等节气门线EL3上将发动机17的输出控制成恒定，因此即使在发动机17的匹配旋转速度存在些许变动的情况或者实际的吸收转矩(泵实际吸收转矩)相对于泵吸收转矩指令产生了变动的情况下，也能够减小发动机17的输出的变动。其结果是，也能够较小地抑制燃料消耗量的变动，能够满足对液压挖掘机1的燃料消耗量的规格。对燃料消耗量的规格是指例如与以往的液压挖掘机相比，燃料消耗量能够减少10％的规格。
以上，本实施方式基于第一等节气门线EL1、第二等节气门线EL2及对两者进行插补而得到的第三等节气门线EL3的信息、节气门的指示值，来控制发动机17的运转状态。因此，本实施方式使用能够比较简易地生成的节气门的指示值来控制发动机17的运转状态，因此控制发动机17的运转状态时的自由度及通用性提高。
如以上说明那样，本实施方式每当控制搭载于作为作业机械的液压挖掘机1上的发动机17时，都能够将燃料调整表盘产生的指令值或与之同种类的指令值向发动机控制器30提供而控制发动机17。而且，本实施方式能够提出对搭载于液压挖掘机1的发动机的新的控制装置及控制方法。
本实施方式的发动机17的控制仅通过节气门的设定值(指令值)就能够控制发动机17的运转状态。因此，本实施方式的发动机17的控制即便不使用泵控制器33或其他的控制装置，通过仅生成节气门的设定值就能够控制发动机17，因此控制发动机17的运转状态时的自由度及通用性提高。节气门的设定值以0％至100％之间的百分率表示，因此能比较简单地生成。因此，通过使用节气门的设定值，能够比较简单地控制发动机17。
在本实施方式中，第一等节气门线EL1是以发动机17的输出成为恒定的方式确定的等马力线，以成为额定输出的旋转速度下的输出比额定输出大的方式确定。第二等节气门线EL2基于发动机17的摩擦转矩Tf，以随着发动机17的旋转速度n增加而转矩T按照一次函数减少的方式确定。第三等节气门线EL3通过对第一等节气门线EL1和第二等节气门线EL2进行插补而得到。由此，能够将第三等节气门线EL3与等马力线EP的关系形成为前述的关系。
在本实施方式的发动机17的控制中，通过匹配路径ML而使等马力线EP与第三等节气门线EL3一致。而且，在发动机17的旋转速度n比匹配路径ML大的情况下，以同一旋转速度n进行比较时，第三等节气门线EL3比等马力线EP大。而且，在发动机17的旋转速度n比匹配路径ML小的情况下，以同一旋转速度n进行比较时，等马力线EP比第三等节气门线EL3大。在本实施方式的发动机17的控制中，将第三等节气门线EL3与等马力线EP的关系设为这样的关系。其结果是，本实施方式的发动机17的控制在对于作业机3的负载下降之后需要液压泵18的流量时，能够确保工作油的流量，并能够提高发动机17的燃料消耗量。而且，在工作油要求高压力时，与使用等马力线EPd相比，本实施方式的发动机17的控制使用与等马力线EPd对应的第三等节气门线EL3d，因此发动机17能够产生更大的转矩T。
可变旋转速度限制线VL2具有斜度h1，因此具有容易获得与第三等节气门线EL3的匹配这样的优点。
在本实施方式的发动机17的控制中，第一等节气门线EL1在发动机17的各旋转速度n下，使转矩T比发动机17的最大转矩线TL高。由此，本实施方式的发动机17的控制在与其他的控制装置之间发生了通信的延迟或者发动机17的使用环境发生了变动时，能够减少发动机17的输出超过由最大转矩线TL规定的值的可能性。其结果是，发动机17能减少过负载使用的可能性。
在执行本实施方式的发动机17的控制时，需要使发动机17的旋转速度迅速增加。在发动机17的目标匹配旋转速度D260与实际的发动机的旋转速度n的偏差大时，需要增加发动机17的旋转速度n。在本实施方式中，发动机17由于在输出轴上连结发电电动机19，因此通过使发电电动机19进行动力运转，而能够增加发动机17的旋转速度n。其结果是，能够确保液压挖掘机的作业性。这样，本实施方式的发动机17的控制适合于混合动力方式的作业机械。
在本实施方式中，将具备发动机17的液压挖掘机1作为作业车辆的例子，但能够适用本实施方式的作业车辆并未限定于此。例如，作业车辆可以是轮式装载机、推土机及自卸卡车等。作业机械搭载的发动机的种类也没有限定。而且，作业机械也可以不是混合动力方式。
以上，对本实施方式进行了说明，但是没有通过上述的内容来限定本实施方式。而且，上述的结构要素中，包括本领域技术人员能够容易想到的要素、实际上相同的要素、所谓等同的范围的要素。而且，上述的结构要素可以适当组合。此外，在不脱离本实施方式的宗旨的范围内能够进行结构要素的各种省略、置换或变更。
【符号说明】
1 液压挖掘机
1PS 驱动系统
2 车辆主体
3 作业机
4 下部行驶体
5 上部回旋体
14 斗杆工作缸(液压工作缸)
15 动臂工作缸(液压工作缸)
16 铲斗工作缸(液压工作缸)
17 发动机
17S 旋转速度检测传感器
18 液压泵
18a 斜板角传感器
20 控制阀
20a 泵压检测部
27 控制杆操作量检测部
27S 压力传感器
28 节气门表盘
30 发动机控制器
31 回旋液压马达
32 共轨控制部
33 泵控制器
EL1 第一等节气门线
EL2 第二等节气门线
EL3 第三等节气门线
EP 等马力线
ML 匹配路径

Claims (11)

1.一种内燃机的控制装置，其中，
每当对搭载于作业机械而成为所述作业机械的动力源的内燃机进行控制时，
使用第一关系、第二关系、第三关系来控制所述内燃机的运转状态，
该第一关系是在所述内燃机的各旋转速度下对应于对所述内燃机的燃料喷射量成为最大的情况，且以成为所述内燃机的额定输出的旋转速度下的输出成为所述额定输出以上的方式确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，
该第二关系是在所述内燃机的各旋转速度下对应于对所述内燃机的燃料喷射量为0的情况，以所述内燃机的转矩及旋转速度将0作为起点且随着所述内燃机的旋转速度的增加而所述内燃机的转矩下降的方式确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，
该第三关系是根据所述第一关系和所述第二关系而得到的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系。
2.根据权利要求1所述的内燃机的控制装置，其中，
所述内燃机的控制装置使用与第四关系和第五关系一致的所述第三关系来控制所述内燃机的运转状态，该第四关系是以所述内燃机的输出成为恒定的方式确定的所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，该第五关系是以相对于所述内燃机的输出的燃料消耗率成为最小的方式设定的所述内燃机的转矩与旋转速度的关系。
3.根据权利要求2所述的内燃机的控制装置，其中，
所述内燃机的控制装置以成为所述第三关系与所述第五关系一致时的所述旋转速度及所述转矩的方式控制所述内燃机的运转状态。
4.根据权利要求1～3中任一项所述的内燃机的控制装置，其中，
所述内燃机的控制装置还使用第六关系来控制所述内燃机的负载下降时的运转状态，该第六关系是所述作业机械的负载下降时的根据所述内燃机的最大旋转速度即无负载最大旋转速度而确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系。
5.根据权利要求4所述的内燃机的控制装置，其中，
所述第六关系是随着所述旋转速度的增加而所述转矩减小的关系。
6.根据权利要求1～3及权利要求5中任一项所述的内燃机的控制装置，其中，
所述第一关系以成为比所述内燃机实际能够输出的上限值大的输出的方式确定。
7.一种作业机械，其中，
包括内燃机和内燃机的控制装置，
该内燃机的控制装置使用第一关系、第二关系、第三关系来控制所述内燃机的运转状态，
该第一关系是在所述内燃机的各旋转速度下对应于对所述内燃机的燃料喷射量成为最大的情况，且以成为所述内燃机的额定输出的旋转速度下的输出成为所述额定输出以上的方式确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，
该第二关系是在所述内燃机的各旋转速度下对应于对所述内燃机的燃料喷射量为0的情况，以所述内燃机的转矩及旋转速度将0作为起点且随着所述内燃机的旋转速度的增加而所述内燃机的转矩下降的方式确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，
该第三关系是根据所述第一关系和所述第二关系而得到的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，
所述控制装置使用与第四关系和第五关系一致的所述第三关系来控制所述内燃机的运转状态，该第四关系是以与所述内燃机的输出的指令值对应的输出成为恒定的方式确定的所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，该第五关系是以相对于所述内燃机的输出的燃料消耗率成为最小的方式设定的所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，
所述控制装置还使用第六关系来控制所述内燃机的负载下降时的运转状态，该第六关系是所述作业机械的负载下降时的根据所述内燃机的最大旋转速度即无负载最大旋转速度而确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系。
8.根据权利要求7所述的作业机械，其中，
包括：
由所述内燃机驱动的发电电动机；
蓄积电力的蓄电装置；
被供给所述发电电动机发出的电力或从所述蓄电装置放出的电力而驱动的电动机。
9.一种内燃机的控制方法，其中，
每当对搭载于作业机械而成为所述作业机械的动力源的内燃机进行控制时，
检测所述作业机械的运转状态，
以检测到的所述运转状态为基础，使用第一关系、第二关系、第三关系来控制所述内燃机的运转状态，
该第一关系是在所述内燃机的各旋转速度下对应于对所述内燃机的燃料喷射量成为最大的情况，且以成为所述内燃机的额定输出的旋转速度下的输出成为所述额定输出以上的方式确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，
该第二关系是在所述内燃机的各旋转速度下对应于对所述内燃机的燃料喷射量为0的情况，以所述内燃机的转矩及旋转速度将0作为起点且随着所述内燃机的旋转速度的增加而所述内燃机的转矩下降的方式确定的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，
该第三关系是根据所述第一关系和所述第二关系而得到的、所述内燃机的转矩与旋转速度的关系。
10.根据权利要求9所述的内燃机的控制方法，其中，
在控制所述内燃机的运转状态时，
为了使所述内燃机产生与第四关系对应的输出而使用与所述第四关系和第五关系一致的所述第三关系，该第四关系是以所述内燃机的输出成为恒定的方式确定的所述内燃机的转矩与旋转速度的关系，该第五关系是以相对于所述内燃机的输出的燃料消耗率成为最小的方式设定的所述内燃机的转矩与旋转速度的关系。
11.根据权利要求10所述的内燃机的控制方法，其中，
在控制所述内燃机的运转状态时，
以成为所述第三关系与所述第五关系一致时的所述旋转速度及所述转矩的方式控制所述内燃机的运转状态。
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Families Citing this family (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2016111205A1 (ja) * 2015-01-06 2016-07-14 住友重機械工業株式会社 建設機械
DE102017106629A1 (de) * 2017-03-28 2018-10-04 Ghh Fahrzeuge Gmbh Verfahren zum Betrieb eines selbstfahrenden Untertagefahrzeugs
DE112017001159B4 (de) * 2017-12-01 2022-03-03 Komatsu Ltd. Arbeitsmaschine und verfahren zum steuern der arbeitsmaschine
GB2585901A (en) * 2019-07-22 2021-01-27 Caterpillar Inc Method of reducing fuel consumption in loaders, excavators, backhoe loaders and the like
GB2586010B (en) * 2019-07-22 2022-01-05 Caterpillar Inc Method of reducing fuel consumption in loaders, excavators, backhoe loaders and the like
JP7285183B2 (ja) * 2019-09-26 2023-06-01 株式会社小松製作所 エンジン制御システム、作業機械および作業機械の制御方法
CN110778401B (zh) * 2019-09-26 2022-01-21 潍柴动力股份有限公司 一种发动机转速自适应调节方法

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CA2019420C (en) * 1989-06-21 1997-10-07 Naoyuki Moriya Apparatus for controlling the torque of an engine pump system, and a method thereof
CN1208814A (zh) * 1997-06-12 1999-02-24 日立建机株式会社 建筑机械的发动机控制设备
JP3778206B2 (ja) * 2004-12-09 2006-05-24 日産自動車株式会社 ハイブリッド車両の駆動制御装置
JP4964607B2 (ja) * 2007-02-07 2012-07-04 株式会社小松製作所 エンジンの制御装置及びその制御方法
WO2013103133A1 (ja) * 2012-01-05 2013-07-11 日立建機株式会社 建設機械の制御装置

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4018316A (en) * 1974-03-07 1977-04-19 General Motors Corporation Engine and transmission power train
US6360724B1 (en) * 2000-05-18 2002-03-26 Brunswick Corporation Method and apparatus for controlling the power output of a homogenous charge internal combustion engine
JP4512283B2 (ja) * 2001-03-12 2010-07-28 株式会社小松製作所 ハイブリッド式建設機械
JP4082935B2 (ja) * 2002-06-05 2008-04-30 株式会社小松製作所 ハイブリッド式建設機械
US7253535B2 (en) * 2005-09-15 2007-08-07 Hamilton Sundstrand Corporation Electrical starter generator system for a gas turbine engine
JP4407619B2 (ja) 2005-10-28 2010-02-03 株式会社小松製作所 エンジンおよび油圧ポンプの制御装置
US8424302B2 (en) * 2005-10-28 2013-04-23 Komatsu Ltd. Control device of engine, control device of engine and hydraulic pump, and control device of engine, hydraulic pump, and generator motor
JP2007270820A (ja) 2006-03-10 2007-10-18 Hitachi Constr Mach Co Ltd 作業機械のポンプトルク制御装置
JP2011111387A (ja) 2009-11-25 2011-06-09 Masaru Kawaai 珠石と珠水の製法とその活用方法。
JP5477662B2 (ja) * 2010-09-28 2014-04-23 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 変速装置及び変速制御装置
JP5222975B2 (ja) * 2011-05-18 2013-06-26 株式会社小松製作所 作業機械のエンジン制御装置およびそのエンジン制御方法
EP2799301A4 (en) * 2011-12-28 2017-01-11 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Hybrid vehicle
US9216730B2 (en) * 2012-10-12 2015-12-22 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Vehicle

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CA2019420C (en) * 1989-06-21 1997-10-07 Naoyuki Moriya Apparatus for controlling the torque of an engine pump system, and a method thereof
CN1208814A (zh) * 1997-06-12 1999-02-24 日立建机株式会社 建筑机械的发动机控制设备
JP3778206B2 (ja) * 2004-12-09 2006-05-24 日産自動車株式会社 ハイブリッド車両の駆動制御装置
JP4964607B2 (ja) * 2007-02-07 2012-07-04 株式会社小松製作所 エンジンの制御装置及びその制御方法
WO2013103133A1 (ja) * 2012-01-05 2013-07-11 日立建機株式会社 建設機械の制御装置

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