CN86108701A

CN86108701A - 液压建筑机械的控制系统

Info

Publication number: CN86108701A
Application number: CN86108701.1A
Authority: CN
Inventors: 辰已明; 冈部信也; 木原光男; 田村诚二
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1985-12-28
Filing date: 1986-12-27
Publication date: 1987-09-16
Also published as: EP0228707A1; US4726186A; DE3674996D1; CN1007632B; EP0228707B1

Abstract

液压建筑机械控制系统包括原动机·控制原动机转数的控制装置；由至少一个原动机驱动的变量泵，控制液压泵排量的控制装置；由液压泵的压力油驱动至少一个作动筒，最大转数改变装置与改变原动机最大转数的转数控制装置有关，使转数在第一最大转数和比它还大的第二最大转数之间变化，最大排量改变装置与改变液压泵最大排量的控制装置有关，使排量在第一最大排量和比它还大的第二最大排量之间变化；以及作动筒动作状态的信息提供装置。

Description

本发明是关于液压建筑机械的控制系统，特别是有关利用原动机驱动变量液压泵，而此变量泵又通过作动筒驱动所要求的动作元件的液压建筑机械的控制系统的。

轮式液压挖掘机是液压建筑机械的一个代表。一般它具有原动机，即发动机;控制这个原动机转数的装置，例如配备有在驾驶室内发动机的操纵杆和与此杆相连的调速器的燃料喷射装置;由这个发动机驱动至少一个变量液压泵;并控制液压泵输出排量的装置，即调节器;利用泵输出的压力油来驱动作动筒（多个）;利用这些作动筒再驱动的动作元件。所谓动作元件，一般是指左右行走装置及其以外的工作元件，例如，回转台和悬臂、吊臂、铲斗等等位于前端的附件。

在这种液压挖掘机中、操作人员操纵控制动作元件的操纵杆可以切换安装在液压泵与对应的作动筒之间的换向阀，这样，从发动机驱动的液压泵输出的压力油供给对应的作动筒，再驱动作动筒，从而使动作元件运动。于是，可以实行行走装置的行走，回转台的回转，位于前端的附件的挖掘作业。

然而，在以往的液压挖掘机中，一般，由燃料喷射装置控制的发动机转数的最大值是一定的，而且由调节器来控制液压泵的输出排量最大值也是一定的，例如在斜盘式液压泵中的斜盘倾角的最大值是一定的，上述的一定的最大转数和最大的输出排量是液压泵的最大输油量以及在最大转数下液压泵所消耗功率两者一起来决定的。换言之，这种液压挖掘机的泵最大输油量是由其最大转数与最大的输出排量的乘积，发动机的功率特性也是由其最大转数分别决定的。

一方面，液压挖掘机的动作元件，分别要进行由动作元件实现的行走、回转、挖掘作业等工作，然而，即使是同一动作元件，由于工作量不同，负荷的大小也是变化很大的。例如，就行走装置而言，有在平坦道路上行走的低负荷的行走，也有在斜坡路上行走的高负荷行走;若就位于前端的附件而言，有完成多种工作量的重挖掘作业，也有工作量较少的轻挖掘作业。

但是，在以往的液压挖掘机中，如上所述，由于发动机的最大转数与液压泵的最大输出排量为一定，当要进行负荷变化大的作业时就有问题了。

例如，在轮式液压挖掘机中，它不仅仅停在特定的作业现场，还要在一般的道路上行走，因此，大多数情况下，最高速度规定得比较高。例如，在日本，最高速度定为35km/h。因而，轮式液压挖掘机必需要能以最高35km/h的速度行走，而且由于一般道路有平坦路，也有斜坡路，希望不论在什么道路上都能以法定的最高速度35km/h行走。

由于这样，轮式液压挖掘机与履带式液压挖掘机相比，行走速度快，但是，当在负荷大的斜坡上行走时，也要能以法定的最高速度35km/h行走时，轮式液压挖掘机还存在一些特殊的问题。

这就是，若希望在负荷大并要高速爬坡行走时，则要使液压泵消耗较大功率，就应有相应的发动机功率特性，而且泵的输油量也要相应增大，在规定的发动机的最大转数和液压泵的最大输出排量的条件下，泵所消耗的功率线处于比爬坡行走时小的工作范围内，这样，当在负荷轻的平坦道路上行走或从事挖掘作业时，从燃料的消耗和噪声方面来说是不利的。相反，当希望在平坦道路行走或挖掘作业时而规定上述这些数值时，泵要发出较大功率就难以得到，爬坡行走时得不到充足的功率，以法定的最高速度，例如35km/h行走就不可能。再者，即使只从位于前端附件进行的挖掘作业来看，若希望进行重挖掘作业，就要得到较大的泵输出功率，则要有相应的发动机功率特性相配合，而当泵最大输油量合适时，在规定发动机的最大转数与液压泵的最大输出排量的情况下，能够以所希望的速度进行重挖掘作业;然而在同样的规定条件下进行轻挖掘作业时，发动机功率的一部分变为无功的消耗，在油耗增大的同时，发动机噪声也不必要地增大。相反，在希望进行轻挖掘作业时来规定上述数值时，在重挖掘作业时又不能很好地进行工作。这不仅是在轮式液压挖掘机中，即使在履带式液压挖掘机中也都存在一个共同的问题。

综上所述，在液压挖掘机等建筑机械中，当希望高负荷运转而规定发动机的最大转数和液压泵的最大输出排量时，在低负荷运转时，油耗、噪声、成本等就有问题;希望低负荷运转而进行规时，在高负荷运转中就得不到优良的性能。

1983年8月11日，在日本公布的JP-A-58-135341（专利公报昭57-16349）中，展示了一种具有测定作动筒动作状态装置，当检测出作动筒于大负荷的工作状态时，就增大发动机转数，而且同时减小液压泵输出排量;当检测出作动筒处于小负荷工作状态时，减小发动机转数，并且同时增大液压泵输出排量;这样来防止由于负荷的变动而引起泵输油量的急剧变化，实现节省能源，同时提高液压建筑机械控制系统的操作性能。

但是，如上所述，即使同一动作元件，由于工作量不同，负荷的大小是变化的，在以往的装置中，对于这种负荷变化是一点对付的办法也没有的。例如，上述的希望高速爬坡行走所规定的上述数值的情况下，在平地行走时所出现的问题，与希望在重挖掘作业条件下来规定上述数值，在轻挖掘作业中所出现的问题都是没有确当的消除办法。这就是说，这种以往的装置，在同一动作元件上，当进行负荷变化较大的作业时，具有与一般的液压挖掘机基本相同的缺点。

因此，本发明提出申请的是首先在（专利公报）昭60-239897号（美国专利号No.904118，南朝鲜86-7274，印度670/CAL/86，EPC86112330.5）中提出了解决上述问题的液压建筑机械的控制系统。

这种控制系统具有原动机，调节原动机转数的转数控制装置，由这个原动机驱动的至少一个变量液压泵，调节这个泵的输出排量控制装置，利用这个液压泵输出的压力油来驱动至少一个作动筒，并与转数控制装置有关的、并能够在第一级最大转数和比它还大的第2级最大转数之间来改变原动机转数的最大转数控制装置，与输出排量控制装置有关的、并能够在第1级最大排量和比它还大的第2级最大排量之间来改变液压泵的输出排量的最大输出排量控制装置以及能提供与作动筒的工作状态有关的信息的装置;利用此提供信息装置的输出信号可以控制上述的发动机最大转数控制装置和最大输出排量控制装置，通过这种控制可以得到与作动筒输出信号相对应的最大发动机转数和最大泵输出排量。更具体地说，作为最大发动机转数控制装置是处于在第1级最大转数与第2级最大转数二者之间来限制发动机最大转数的一种装置;作为提供信息的装置采用了既能够选择所对应功率又能选择经济工况的选择开关。当使用这个选择开关来选择功率状态时，可选择与高负荷工况相对应的第2级最大转数与第1级最大输出排量组合;当选择经济工况时，可选择与低负荷工况相对应的第1级最大转数与第2级最大输出排量组合;这样，最大发动机转数控制装置与泵的最大输出排量控制装置就可得到控制。由于这样，不论是在高负荷运转或低负荷运转哪一种情况下都能够得到良好的性能，并且低负荷运转时产生的噪声、油耗加大等问题都可避免。再者，第1级最大转数与第2大最大输出排量的乘积和第2级最大转数与第1级最大输出排量的乘积实质是相等的，这样，当原动机的转数是处于第1级与第2级最大转数之间的任一个时，即使上述的组合有变化，液压泵的输油量实质上是不变的。

但是，在上述专利公报昭60-239897号中，因为作为最大转数控制装置，采用了限制最大转数的方法，当原动机最大转数不受限制时，来操纵选择开关，改变运转状态的情况下，仍存在液压泵输油量变化的问题。即，当用选择开关选择了率状态，原动机的实际转数处在第1级最大转数与第2级最大转数之间，在操纵选择开关，变更至经济状态的情况下，最大输出排量也会变更至第2级最大排量，但最大转数仍限制在第1级最大转数上。如上所述，第1级最大转数与第2级最大输出排量的乘积实质上和第2级最大转数与第1级最大输出排量的乘积相等，但是，比第2级最大转数小的转数与第1级最大输出排量的乘积是不相等的。因此，液压泵输出流量就发生变化。再者，即使在任何一种选择状态下，当原动机转数比第1级最大转数小时，操纵选择开关，改变运转状态的情况下，只有最大输出排量是变化的，但原动机的转数丝毫未变。因此，同样，液压泵的输油量还是变化的。

因此，本发明的目的是提供在不引起噪声、油耗等不良情况下，能够自由地改变运转状态，并且与此同时，在运转状态变化时、液压泵的输油量仍保持不变。

液压建筑机械控制系统具有原动机（12）、控制原动机转数的转数控制装置（13，51）、用原动机带动的至少一个变量液压泵（14）、控制这个液压泵的输出排量的输出排量控制装置（15）、利用该液压泵输出的压力油来驱动的至少一个作动筒（11，17，43，50）、与转数控制装置有关的、至少在第1级最大转数（NE）和比它还大的第2级最大转速（NP）之间来控制原动机（12）最大转数的控制装置（18，38，41，13，52）、与输出排量控制装置有关的，至少在第1级最大排量（qP）和比它还大的第2级最大排量（qE）之间控制液压泵最大输出排量的控制装置（19、37）、提供作动筒运转状态信息的信息提供装置（20、25、60、36、40、44、54、55），利用信息提供装置的输出信号的最大转数控制装置和最大输出排量控制装置，可以得到和信息提供装置输出信号所对应工况相适应的最大转数和最大输出排量。

其特征为，在响应上述信息提供装置（20、25、60、36、40、44、54、55）的输出信号，在上述液压泵（14）的最大输出排量调节时能保持最大输出排量与转数的乘积大致一定，也可调节上述原动机（12）的最大转数，调节上述最大转数的控制装置（18，38，41，13，52）及最大输出排量控制装置（19、37），因而在液压泵最大输出排量改变时，能做到液压泵输油量实质上不变的控制装置（21、39、42、47、53、56）。

前述的信息提供装置包含检测前述原动机（12）的转数的转数检测装置（20），前述最大转数控制装置（18、38、41、13），当用转数控制装置（13）控制原动机的转数超过第1级最大转数（NE）时，能改变其转数，排量控制装置（21、39、42、47）为响应前述转数检测装置的输出信号，在原动机（12）的转数为第1级最大转速（NE）及比它还小的转速时，取液压泵（14）的最大输出排量为第2级最大排量（qE），当原动机（12）的转数超过第1级最大转数和当减少液压泵最大输出排量的同时，增加原动机（12）的最大转数、调节最大转数控制装置（18、38、41、13）及最大输出排量控制装置（19、37）。

最大转数控制装置为，不论用转数控制装置（51）控制原动机（12）的转数是多少，将其转数调节一个给定的量，即可能得到大的转数与小的转数的转数控制装置（52），控制装置（53、56）为响应信息提供装置（25、54、55）输出的工况信息，当该信息表示低负荷运转时，就取液压泵（14）的最大输出排量为第2级最大排量（qE），而且原动机（12）的转数为前述小转数的第1种组合，当该信息表示高负荷运转时，取液压泵的最大输出排量为第1级最大排量（qP），而且原动机（12）的转数为前述的大转数的第2种组合，使液压泵及原动机（12）得到控制，从而调节转数控制装置（52）及最大输出排量控制装置（19）。

图1为采用本发明的控制系统的液压建筑机械的典型例子-轮式液压挖掘机的外观图。

图2是使用本发明的第1个实施例的控制系统回路图。

图3（a）、（b）、（c）为表示图2所示的实施例的转数控制装置和最大转数控制装置的构成及动作的简图。

图4为表示图2所示实施例的输出排量控制装置和最大输出排量控制装置的构成的简图。

图5为表示利用图2所示实施例的控制器产生的控制程序的流程图。

图6为表示在图2所示实施例中发动机转数N与泵输油量Q的关系特性图。

图7为表示图2所示实施例中液压泵的压力P-流量Q线图的图。

图8为表示以往的轮式液压挖掘机的液压泵中的压力P-流量Q线图。

图9为表示图2所示实施例中的发动机的性能曲线图。

图10为表示使用本发明的第2个实施例的控制系统中控制程序的流程图。

图11为表示利用本发明的第3个实施例的控制系统回路图。

图12为表示图11所示的实施例的输出排量与最大输出排量控制装置的构成的简图。

图13为表示利用图11所示的实施例的控制器产生的控制程序的流程图。

图14为表示图11所示实施例中的发动机转数N与泵输油量Q的关系的特性图。

图15为表示利用本发明的第4个实施例的控制系统回路图。

图16为表示利用本发明的第5个实施例的控制系统回路图。

图17为表示利用本发明的第6个实施例的控制系统回路图。

图18为表示利用图17所示实施例的控制器所产生的控制程序的流程图。

图19为表示利用本发明的第7个实施例的控制系统回路图。

图20（a）、（b）、（c）为表示图19所示实施例的转数控制装置的构成与动作的简图。

图21为表示图19所示实施例中的发动机控制杆的操纵量与泵输油量和发动机转数的关系曲线图。

图22为表示图19所示实施例中的发动机转数N与泵输油量Q的关系的特性图。

图23为表示图19所示实施例中液压泵的压力P-流量Q曲线图。

图24为表示利用本发明的第8个实施例的控制系统回路图。

图25为表示利用图24所示实施例的控制器所产生的控制程序的流程图。

图26为表示利用本发明的第9个实施例的控制系统中的控制器所产生的控制程序的流程图。

图1表示本发明的一个最佳实施例的控制系统-液压挖掘机，它由具有行走轮（多个）1的车底盘2与通过在底盘2上的回转轮3而连接的上部回转体4组成;在上部回转体4上设置了由用液压缸5、6、7分别驱动的悬臂8、吊臂9、铲斗10组成的位于前端的附件。行走轮1由液压马达11（参见图2）驱动，回转轮3由图中没画出的液压马达驱动。以下，这些称为液压缸5、6、7和液压马达时可简单地称作动筒（多个）。

装在上述液压挖掘机内的控制系统如图2所示，这个控制系统有原动机即发动机12，控制这个发动机12转数的转数控制装置13，由发动机驱动的变量液压泵14，控制该液压泵14的输出排量的控制装置，即泵的调节器15;在液压泵14的出油口上，通过控制阀组件16，连接着行走液压马达11与位于前端附件的作动筒组件17，它们由液压泵14输出的压力油驱动。这里，液压泵14为斜盘式泵，控制输出排量可采用控制斜盘的倾角方法，控制阀组件16的各个控制阀用相应图中没有表示的操纵杆操纵，作动筒组件17中，除了位于前端附件的液压缸5、6、7外，还包括回转用的液压马达。

转数控制装置13，与在第1级最大转数NE和比它还大的第2级最大转数NP之间来改变发动机12的最佳转数控制装置有关，泵的调节器15，与在第1级最大排量qE与比它还大的第2级最大排量qP之间改变液压泵14的最大输出排量的控制装置有关。最大值NP、NE、qE、qP，像NE×qE≈NP×qP那样，可以成为最大转数控制装置18与最大输出排量控制装置19的依据。

如图3所示，转数控制装置13有支承在规定位置的杠杆13a，与图中末表示的与调速器相连的节流阀杆13b连接在杠杆13a的中点。在杠杆13a的顶部有弹簧13c，弹簧13c的另一端与支承在规定位置的杠杆13d的一端相连。杠杆13d的另一端，通过例如钢丝索13e与发动机控制杠杆13f相连。通过这个发动机控制杠杆13f，可以在第1级最大发动机转数NE以下的范围内，从空转至NE连续控制发动机的转数。

这里，发动机的第1级最大转数NE为在泵14的倾角，即输出排量为qE时，以最小功率在平坦道路上行走时得到35km/h的速度和以所希望的速度进行挖掘作业的情况下决定的，NE与qE为适合于轻负荷的最大转数和最大输出排量。最大输出排量控制装置18具有可控制杠杆回转角的作动筒18a，在发动机转数超过NE的范围内，作动筒18a，如图3（c）所示那样，控制杠杆13a达到最大回转角，发动机可以第2级最大转数NP运转。

这里，发动机的第2级最大转数NP为在泵的倾角，即输出排量为qP时，以最小功率，在具有所希望的斜坡路上行走时得到35km/h的速度的条件下决定的，NP，qP为适合于高负荷运转的最大转数和最大输出排量。

再者，图3（a）表示发动机的空转状态，图3（b）表示用发动机控制杠杆将发动机转数控制在所规定的值NE时的状态，图3（c）表示全节流状态。

在本实施例中，当把发动机控制杆拉至极限位置时，就得到超过发动机转数最大值NE的值NE′，这时即使有作动筒18a驱动，发动机控制杆也不会动。

还有，如图2所示，作动筒18a通过电磁阀18b与在力源22及油箱23相连。

如图4所示，泵的调节器15具有通过连杆机构和液压泵14的斜盘相连的活塞15a，作动筒15b，作动筒15b与上述连杆机构连接的同时，可以由伺服阀15c有选择地与上述油压源22及油箱23连通，又，最大输出排量控制装置19配备有在泵调节器15内作动筒15b的活塞15a所延伸的，带有活塞19a的作动筒19b以及使作动筒19b有选择地和油压源22和油箱23连通的电磁阀19c。

再者，参看图2所示，符号21是由例如，微型计算机构成的控制器，在其输入口上连接着发动机转数传感器20，它是提供有关作动筒运转状态信息的装置，是根据发动机输出轴的运转而决定的。在控制器21的输出口上连接着电磁阀18b与电磁阀19c。电磁阀18b、19c按照图5的程序来控制，当发动机转数在第1个最大值NE以下时，两电磁阀18b、19c去磁（断开），当发动机转数超过第1个最大值NE时，两电磁阀18b、19c励磁（接通）。

其次，有关在控制器21ROM中预先存贮的程序，我们参照图5加以说明。

首先，在步骤S1，根据发动机转数传感器20输出的信号，读入发动机转数NO。当进行到步骤S2时，将已经读入的转数NO与在ROM中预先存贮的发动机的第1级最大转数NE进行比较。假如表示发动机目前的转数NO的传感器20输出的信号超过与轻负荷运转相适应的转数NE，则进行步骤S3;假如NO在NE以下，则进行步骤4。在步骤3时，电磁阀18b、19c同时接通，在步骤4时，电磁阀18b、19c同时断开。

这样，最大转数控制装置18是这样构成的：当由转数控制装置13控制的发动机12的转数超过第1级最大转数NE时，就进一步改变其转数;控制器21对转数检测装置20的输出信号作出响应，当发动机12的转数为第1级最大转数NE及比它还小的转数，液压泵14的最大输出排量取第2级最大排量qE，当发动机12的转数超过第1级最大转数时，液压泵的最大输出排量减少，同时要增大发动机12的最大转数，这样来调节最大转数控制装置18和最大输出排量控制装置19。特别指出一点，在本实施例中，控制器21，最大转数控制装置18及最大输出排量控制装置19，当发动机12的转数间断地超过第1级最大转数时，在将液压泵14的最大输出排量改变至第1个最大值qP的同时，要将发动机12的最大转数改变第2级最大转数NP，而且它们是相互联系的。

现就本实施例的作用进行说明。

（1）发动机转数在适合于轻负荷运转的第1级最大转数NE以下的情况

当发动机转数在与低负荷运转相适应的第1个最大值NE以下时，电磁阀18b、19c同时断开，泵最大倾角控制用的作动筒19a与发动机转数控制用的作动筒18a同时都不作用。因此，在将泵14的最大输出排量假定在与低负荷运转相适应的第2级最大排量qE的同时，发动机的转数也达到与驾驶员座位旁的发动机控制杆13f的操纵量相适应的值。这种情况下的N-Q曲线用图6的实线表示，发动机转数为NE时的P-Q曲线用图7所示的点划线表示。此外，图8表示没有采用本发明这样的最大倾角切换控制的以往的液压泵的P-Q线图的一例。在以往的例子中，当发动机转数从NO下降到NO′时，泵输油量也从Qo下降到Qo′。这样，要改善一般作业速度的油耗就不可能。

（2）发动机转数超过与轻负荷运转相适应的第1级最大转数NE的情况。

当将发动机控制杆13f拉至极限位置时，发动机转数达到超过NE的转数NE′，电磁阀18b、19c同时接通，作动筒18a与19a同时作用。因此，在泵14的最大输出排量假定与高负荷相适应的第1个最大值qP（＜qE）的同时，如图3（c）所示那样，发动机转数被控制在与重负荷运转相适应的第2级最大转数NP，即负载下发动机的最高转数。这时的N-Q曲线的状态用图6的P点表示，P-Q曲线在图7中用实线P表示。

这里，由于最大输出排量qE，qP与最大的发动机转数NE，NP，如以前所述那样，由下式决定

qE×NE≈qP×NP

但是qE＞qP，NE＜NP，因此在上述发动机转数与最大输出排量交换时，泵的输油量可以大概保持一定。

这样，若采用本实施例，例如当轮式液压挖掘机开始爬坡，节流阀操纵杆打开，发动机转数超过第1级最大值NE时，作动筒18a使发动机喷（油），其转数变为第2级最大转数NP，与此同时，泵斜盘的最大倾角变为与在转数NE以下的第2级最大排量qE还小的第1级最大排量qP相适应。这样，发动机的输出功率和泵的输入功率都达到最大值，轮式液压挖掘机能经常维持所希望的速度。例如35km/h爬坡。与此相反，当发动机转数在NE以下的情况下，规定最大输出排量qE时，其结果就变为与在平坦道路上行走或轻挖掘时的轻负荷运转相适应的泵输入功率，发动机可在油耗有利的范围内运转，由于发动机在NE以下的转数运转，当然，噪声就降低了。

现参照图9所示的发动机的特性曲线对这点再加以说明。图中，A₁表示与高负荷运转的爬坡行走相适应的转数NP所对应的发动机转数-功率特性线，A₂表示与低负荷运转情况之一的平坦路行走相适应的转数NE₁对应的发动机转数-功率特性线，A₃表示与低负荷运转的另一种情况-挖掘作业相适应的转数NE₂对应的发动机转数-功率特性线。B₁表示和高负荷运转的斜坡路行走相适应的转数NP所对应的发动机转数一扭矩特性线，B₂表示与低负荷运转情况之一的平坦路行走相适应的转数NE₁对应的发动机转数-扭矩特性线，B₃表示与低负荷运转的另一情况-挖掘作业相适应的转数NE₂所对应的发动机转数-扭矩特性线。C₁表示与高负荷运转的斜坡路行走相适应的转数NP所对应的油耗特性线。C₂表示与低负荷运转情况之一的平坦路行走相适应的转数NE₁所对应的油耗特性线，C₃表示与低负荷运转的另一种情况-挖掘作业相适应的转数NE₂所对应的油耗特性线。还有，Ps₁表示高负荷运转的斜坡路行走时所需要的功率，Ps₂表示低负荷运转情况之一的平坦路行走时所需要的功率，Ps₃表示低负荷运转的另一种情况-挖掘作业时所需要的功率。

由图可看出，当把发动机转数的第1级最大转数NE假定为NE₁时，可得到A₂那样的发动机转数-功率特性线，油耗变为C₂那样，因此，用所需的功率Ps₂在平坦路上行走时的油耗为g₂。与此相对应，假定最大转数为NP，进行同样的运转时，转数上升至N₂油耗变为g₂′。因此，油耗从g₂变为g₂′的同时，发动机转数从N₂降低到NE₁，噪声也改善了。当发动机转数的第1级最大转数NE假定为NE₂，进行挖掘作业的时候，油耗从g₃变为g₃′，发动机转数也从N₃降低至NE₂，噪声也改善了。

如图7所示那样，由于各个数值是按照发动机转数为NE时的泵最大输油量QE以及发动机转数为NP时的泵最大输油量QP大致相等来决定的，因此，即使行走时最大输出排量从qE切换至qP，行走速度也不变，从运转的受载情况来说是较好的。

再者，由于运转状态的改变只在发动机转数超过第1级最大转数NE或者比它还小的时候进行，因此伴随着运转状态的改变产生的液压泵输油量的变化等不良现象完全不会产生。因为泵输油量没有增加，因此，即使仍保持原来状态，在平坦道路上行走，其行走速度也不会超过法定速度。

其次，参考图2及图10，说明本发明的第2个实施例。

在第1个实施例中，根据转数传感器20输出的信号测定发动机的转数，当通过它测定转数超过了NE时，液压氛的最大输出排量由qE变为qP，最大的发动机转数由NE变为NP;在本实施例中，设置了状态选择开关，利用发动机转数与状态选择开关的切换位置来进行与上述同样的控制。

这就是，假定轻负荷运转用的经济状态与重负荷运转用的功率状态，利用图2双点划线内所示的状态选择开关25，可从选择任何一种状态。当把状态选择开关25放在功率状态选择位置P上时，输出功率状态信号;当把它放在经济状态选择位置E上时，输出经济运转信号。

因此，不用图5所示的处理程序，而根据图10所示的处理程序进行泵的斜盘最大倾角和发动机的控制，即在S12步骤，通过表示发动机转数N₀的检测信号和状态信号来进行判别，只有在发动机转数超过第1级最大转数NE而且是在功率状态选择时，泵的最大输出排量才从qE变化至qP，与此同时，发动机转数的最大值才变化至NP，实行功率状态运转。在除此以外的条件下，泵的最大输出容积仍保持为qE，发动机转数控制在与发动机控制杆25e的操纵量相适应的数值上。

假如采用这样的构成，通过状态选择开关选择经济状态，並在轻负荷运转时这是错误的，系统仍会在功率状态，即在发动机转数NP、泵最大输出容积qP之下运转。

以上是取高速行走作为高负荷运转，取低速行走或挖掘作业作为低负荷运转来说明的，然而，本发明不仅限于此，例如，把重挖掘作业作为高负荷运转，轻挖掘作业作为低负荷运转，将本发明运用于这种运转状态的变化也是可以的。

以上是就轮式液压挖掘机来说明本发明的实施例，本发明也可应用于履带式液压挖掘机。特别是在这种情况下，即，对于重挖掘作业和轻挖掘作业的运转状态的转变使用本发明的效果也是好的。

在以上的说明中，是根据控制器21内的程序进行发动机转数的判定的，但是，不用程序，用比较器也可以进行判定。另外，不用转数传感器20，而在把驾驶员坐位旁的发动机控制杆13f或发动机旁边的节流阀操纵杆移动至超过发动机转数的第1级最大转数NE的位置上时，利用切换开关构成转数传感装置也可间接地判定发动机的转数。

再者，这里利用液压缸18a提高发动机的转数，也可用电磁式作动器进行。还有，最大倾角的控制也同样可用电磁式作动器进行。这时，利用转数传感器20的输出信号直接驱动电磁式作动器也是可以的。

以上说明的关于改变实施例具体构成的可能性，虽然还不够清楚，但是在其他的实施例中也是完全适用的。

第3～第6个实施例

下面，参照图11至图18说明本发明的其他实施例（多个）。图11至图18所示的实施例（多个）以及其他的实施例中在同样的部件上都采用相同的符号，故说明可省略。

图11至图18的实施例是这样构成的：控制装置39、42、47、最大转数控制装置38、41、13及最大输出排量控制装置37，当发动机12的转数连续超过第1级最大转数NE时，在液压泵14的最大输出排量变化至第1级最大排量qP的同时，发动机12的最大转数变至第2级最大转数NP，並且在相互关联的方面也与前述的实施例不同。

第3个实施例

首先，参见图11至图14，说明本发明的第3个实施例。在这个实施例的控制系统中，变量泵14通过控制滑阀30与行走马达11相连，定量液压泵31，通过由构成行走操纵装置的行走踏板32所带动的操纵阀33和由前进后退杆34操纵的换向阀35与控制滑阀30的操纵口30a、30b相连。此外，在定量液压泵31与操纵阀33之间有节流阀36，节流阀36前后的压力，通过电磁阀37b可以供给最大输出排量控制装置37的作动筒37a（参见图12）另一方面，行走马达11的操纵前进行走一侧的输入口的压力，通过与管路60相连的电磁阀38b供油给发动机最大转数控制装置38的作动筒38a。这个发动机最大转数控制装置38的作动筒38a，与前述的图3所示的控制杆13a的回转角一样，和转数控制装置13有关。如图11所示，在作动筒38a内安装有弹簧38c，由于弹簧的作用，在发动机转数超过NE的范围内，作动筒38a使发动机的转数相应于液压马达11的操纵前进一侧输入口的压力增加而增加。

如图12所示，泵调节器15的结构与图4所示的第1个实施例的调节器结构相同。最大输出推量控制装置37具有在泵调节器15的作动筒15b的活塞15a上接出的活塞37c，並且在内部还具向线性电磁铁41a输出与之相应的信号，控制发动机转数的最大值。

在本实施例中，由于一旦将压力传感器40的输出电压输入控制组件42，根据这个输入电压可以得到送往线性电磁铁41a的信号，因此，在液压马达11的前进侧输入口上的压力变动非常激烈情况下，发动机转数的最大值可以不随着这个变动而变动，效果比较好。

第5个实施例

参照图16，对第5个实施例进行说明。本实施例表示在挖掘回路中使用本发明的情况。在发动机转数超过NE的范围内，根据挖掘作用的液压缸的入口。出口压力，控制发动机转数的最大值。

即，挖掘作用的液压缸43与控制滑阀30相连，液压缸43的入、出口通过截止阀44与电磁阀38b相连。这样，控制滑阀30由挖掘作用的操纵阀45来进行切换控制，该阀45接受由定量泵31供给的压力油。关于其他结构与图11所示完全相同。

即使在本实施例中，发动机转数在NE以下的范围内，最大转数控制装置38与最大输出排量控制装置37不工作，发动机转数也可用设在驾驶员坐位旁的发动机控制杆13f（参见图3）来控制，液压泵14的最大倾角，最大输出排量保持为qE，其结果，转数N-流量Q线图如图14所示那样。再者，在转数为NE时的压力P-流量Q线图用图7的点划线E表示。

另一方面，在发动机转数超过NE的范围内，最大转数控制装置38与最大输出排量控制装置37工作，发动机转数的最大值随着挖掘用的液压缸43的入口、出口压力增大而提高，液压泵14的最大输出排量也随着液压泵31的输油量，即，发动机转数增高而减小。有带弹簧37d的作动筒37a，所产生的压力为节流阀36前后具有压差的压力油通过电磁阀37b流入作动筒37a。

转数传感器20构成转数测定装置，与控制组件39的入口相连，利用下述的程序判定发动机转数的第1级最大转数NE的大小。电磁阀37b、38b与控制组件39的输出口相连，当发动机转数超过第1级最大转数NE时，两电磁阀37b、38b励磁，压力油通入其后的作动筒37a、38a。

参见图13，这就是说，在步骤S1，根据转数传感器20输出的信号读入发动机转数No，在步骤82时，判定这个引擎转数No与在ROM中预先存贮的发动机转数的第1级最大转数NE（相应于发动机轻负荷运转的最大转数）的大小。如果目前发动机转数No超过NE（No＞NE），则进入到步骤S3;如果No在NE以下（No＜NE），则进入到步骤4，在步骤S3时，电磁阀37b、38b接通，在步骤4时，电磁阀37b、38b断开。

现在说明本实施例的作用。

（1）发动机转数在最适合于轻负荷运转第1级最大转数NE以下的情况。

参照图1-图10，可以实行与上述的实施例同样的控制。即如图14所示的N-Q线圈那样，泵输油量Q与发动机转数N成比例地增加。发动机转数在NE以下时的压力P-流量Q线圈，用图7中的点划线E表示。

（2）发动机转数超过相应于轻负荷运转的第1级最大转数NE的情况。

当操纵发动机控制杆13f（参见图3），使发动机转数超过第1级最大转数NE时，电磁阀37b励磁，所产生的压力为节流阀36前后具有压差的压力油分别流入泵量大倾角控制装置用的作动筒37a的二个入口。由于节流阀36前后的压力差可以用定量液压泵31的输油量，即发动机转数的函数表示，因此，可以控制发动机转数在第1级最大转数NE至第2级最大转数NP之间，输出排量在qE至pP之间，相应于发动机转数连续的减少。这时，通过适当地决定作动筒37a内的弹簧37d的强度和节流阀36的节流量，如图14的N-Q线图所示那样，在发动机转数大于NE的范围内，使泵的输油量为一定。发动机转数为NP时的压力P-流量Q线图用前述的图7中的实线P表示。

这样，在本实施例情况下，可以得到与图1至图10的实施例同样的作用效果。在本实施例中，由于当发动机转数在适合于轻负荷运转的第1级最大转数NE以下的低功率范围内，最大输出排量取qE值，而在超过NE的高功率范围内，根据液压马达11的负荷，可使发动机转数增加，与此同时，随着发动机转数的增加，泵的最大倾角减小，最大输出排量可从qE连续地减小，因此，当发动机转数超过NE时，发动机转数的最大值及输出排量的最大值急剧地变化，操作性能变坏，並且会引起机器的故障。

第4个实施例

参照图15，对第4个实施例进行说明。在本实施例中，用压力传感器40测定液压马达11的前进口的压力，在发动机转数超过第1级最大转数NE的范围内，根据压力传感器40的输出电压来控制发动机的转数，有关其他结构与第3个实施例完全相同。

即，在最大转数控制装置41中，不用液压缸38a，而用例如，线性电磁铁装置41a控制杠杆13a（参见图3）的回转角。压力传感器40的输出电压送入控制组件42中，控制组件42通过这时，与上述情况一样，液压泵14的输油量为一定，最大输出排量得到控制。

本实施例也可得到与第3个实施例相同的效果。它能自动地分开按重挖掘来使用发动机转数超过适合于轻负荷运转的第1级最大转数NE的范围和按轻挖掘来使用NE以下的范围，可以得到和负荷相适应的发动机输出和泵的输入功率。因此，可以提供在油耗、噪声、操作性能各方面都极优越的液压挖掘机控制系统。

此外，与第4个实施例同样，也可用压力传感器测定挖掘用液压缸43的入口、出口压力。

第6个实施例

图17表示本发明的第6个实施例。在本实施例中，没有设置发动机转数超过第1级最大转数NE时的发动机转数控制和第3至第5个实施例的装置38、41那样的特殊控制装置;发动机转数在NE以下的控制仍用同样的转数控制装置13进行，有关其他的结构与第3至第5个实施例实质上是相同的。

转数传感器20与用符号47表示的控制组件的输入口相连，电磁阀37b与输出口相连。此外，在控制组件47内的ROM上预先存贮了图18所示的程序，根据发动机转数不同，电磁阀37b相应接通或断开。

参照图18，在步骤S1时，根据转数传感器20输出的信号读入发动机的转数No，在步骤S2时，制定这个发动机转数No与在ROM中预先存贮的发动机转数的第1级最大转数NE。假如目前的发动机转数No超过第1级最大转速NE（No＞NE），则进入到步骤S3;假如在NE以下，则进入到步骤S4。在步骤S3时，电磁阀37b接通，在步骤S4时，电磁阀37b断开。

关于本实施例的作用，当发动机转数在适合于轻负荷运转的第1级最大转数NE以下时，与以前的实施例相同，假定最大的输出排量为qE，发动机转数达到与驾驶员座位旁的发动机控制杆13f的操纵量相应的值。

当发动机转数超过相应于轻负荷运转的第1级最大转数NE时，电磁阀37b励磁，与第3个至第5个实施例同样，发动机转数可在从第1级最大转数NE至第2级最大转数NP之间，最大输出排量可在从qE至qP之间，根据发动机转数连续地减小来进行控制。这样，如图14的转数N-数量Q曲线图所示那样，发动机转数在比NE大的范围内，泵输油量保持一定。

在本实施例中，由于发动机转数的全范围控制是通过操纵杆13f进行的，因此结构简单，同时操作性能很好。

在以上第3至第6个实施例中，表示了在液压泵最大输出排量控制时没有使用作业用的作动筒11、43的液压回路压力的例子;如在第3至第5个实施例中发动机最大转数控制时所采用的那样，液压泵最大输出排量的控制也可利用这个液压回路的压力。可以取出液压马达11或液压缸43与控制滑阀30之间的液压作为液压回路的压力，如图15中用双点划线表示的那样，压力传感器46接在控制滑阀30和液压泵14之间，测出液压泵的输出压力，同样可以得到与液压作动筒11、43的负荷大小成比例增加的信号。

再者，测定液压作动筒11、43的负荷时，不只限于测定压力，还可检测由发动机控制杆指示的转数与实际转数的差，即转数偏差，在液压马达回转轴等上贴应变片，还可测出实际的负荷。

其次，在第4个实施例中，也可在液压泵的最大输出排量控制中采用在最大转数控制中使用的电磁式作动器。

第7至第9个实施例

下面，参照图19至图23说明本发明的第7至第9个实施例。以前图中说明的实施例和第7至第9个实施例中，对于同样的部件都采用同样的符号。

第7至第9个实施例的液压泵和发动机12是这样控制的：控制装置53、56对信息提供装置25、54、56输出的运转状态信息作出响应，当此信息表示低负荷运转时，液压泵14的最大输出排量取第2级最大排量qE，並且发动机12的转数为小转数的第1种组合;当此信息表示高负荷运转时，液压泵的最大输出排量取第1级最大排量qP，並且发动机12的转数为大转数的第2种组合;在调节转数控制装置52及最大输出排量控制装置19方面，与以前的实施例不同。

第7个实施例

图19表示本发明的第7个实施例，由构成原动机的发动机12驱动的变量液压泵14的输出口通过控制滑阀组件16与包含有行走马达、挖掘用液压缸（图1的液压缸5～7）、回转马达的作动器50相连。控制滑阀16用操纵杆（图中没划出）进行切换控制。

变量液压泵14的输出排量由泵调节器15，根据回路压力进行控制，其最大输出排量利用最大输出排量控制装置19来调节。这个控制装置19具有液压作动筒19a，利用它的伸缩可使泵每一转的最大输出排量分二阶段进行切换控制。这个液压作动筒19a，通过电磁阀19c与压力源22或油箱23相连。

发动机12的转数由包含控制杆（参见图20）的转数控制装置51来调节，可以获得大转数和小转数的转数控制装置52是与转数控制装置51有关，不管由转数控制装置51调节的转数如何，只使其转数改变一个给定的量。

如果更详细地叙述，如图20（a）～（c）所示，转数控制装置52是与设在驾驶座位旁的发动机控制杆51a的发动机12的调速器节流阀杠杆51b，以及中间杠杆51c构成一体的。转数控制装置51由发动机控制杆51a、调速器节流阀杆51b、中间杆51c、51d构成。参照图20（a），发动机控制杆51a支承在驾驶座位旁的控制台壳体53上，它通过钢丝索51e与支承在车辆规定位置上的第1中间杆51c的一端相连。第1中间杆51c略呈“＜”字形，在它的另一端固定着转数控制装置52的液压缸52a。在与第1中间杆51c的同一轴上支承着第2中间杆51d，通过液压缸52a，第1中间杆51c的回转传递给第2中间杆51d。这样，第2中间杆51d，通过钢丝索51f与调速节流阀杆51b相连。液压缸52a通过电磁阀18b与液压源22及油箱23连通。

图20（a）中，发动机控制杆51a处在断开位置，並且液压缸52a表示缩进去的情况，这时发动机12停止。即使液压缸52a伸长时，第2中间杆51d不转动。图20（b）中，发动机控制杆51a放在最大位置，而液压缸52a表示缩进去的情况，这时发动机12以第1级最大转数NE转动。图20（c）表示液压缸52a从图20（b）伸长的情况，第2中间杆51d只转动一个液压缸52a伸长的量，发动机以第2级最大转数NP运转。

参照图21，详细叙述发动机控制杆51a的操纵量与发动机转数和液压泵输油量的关系。

在使液压缸52a缩进去的经济状态，当使发动机控制杆51a处在图示“断开E”的位置时，发动机停止。假如将在这个“断开E”位置的发动机转数认为是零，则通过操纵发动机控制杆51a从“断开E”位置到达最大位置〔参见图20（b）〕，可以控制发动机转数从零达到NE。此外，假如这时泵输出排量qE为一定，则可调节用点划线表示的液压泵输油量从零达到Qo。再者，图20（a）表示发动机控制杆51a处在“断开P”位置的状态，由图20（a）与图21可看出，当液压缸52a处在缩进去的状态时，从“断开E”至“断开P”的范围成为发动机控制杆51a的工作间隙。

在使液压缸52a处于伸长的功率状态时，当使发动机控制杆51a处在图21的“断开P”位置时，原动机停止。假如认为在“断开P”位置的发动机转数为零，则通过操纵发动机控制杆51a从“断开P”位置达到最大位置〔参见图20（c）〕，可控制发动机转数从零变到NP。这时，假如泵输出排量qP为一定，则可以控制用实线P表示的液压泵输油量从零达到Qo。

这里，由于发动机转数的第1级最大转数NE是当泵斜盘倾角，即输出排量为qE时，以必要的最小功率在平坦道路上行走时能得到35Km/h的速度，或是以所希望的速度进行挖掘作业来决定的，因此NE和qE是相应于轻负荷运转的最大转数与最大输出排量。另外，由于发动机转数的第2级最大转数NP是斜盘倾角，即输出排量为qP时，以必要的最小功率，在所希望的坡路上行走时能得到35Km/h的速度来决定的，因此，NP、qP为适用于重负荷运转的最大转数和最大输出排量。

其次，在图19上，符号53是用例如，微型计算机组成的控制器，构成选择装置的状态切换开关25与其入口相连。状态切换开关是在功率状态位置（P）与经济状态位置（E）上能够相互切换的开关，也可使用，例如力矩开关。电磁阀19c与电磁阀18b和控制器53的出口相连，电磁阀19c又和泵最大倾角调节用有液压缸19a相连，电磁阀18b与发动机转数调节用的液压缸52a相连。电磁阀18b与19c与上述的状态切换开关25的切换位置相呼应，当状态切换开关25切换至功率状态位置时，电磁阀18b、19c励磁，当切换至经济状态位置时，电磁阀18b、19c去磁。

以下说明本实施例的作用。

（1）功率状态运转

当状态切换开关25切换至功率状态位置时，电磁阀19c励磁，液压缸19a与压力源22相连，由于这样，图示的最大输出排量控制装置19的液压缸19a动作，最大输出排量假定为qP由于这时发动机转数控制装置52的电磁阀18b也励磁，液压缸52a伸长，假如把驾驶座位旁的发动机控制杆51a拉至极限位置，如图20（c）所示那样，通过中间杆51d，可使发动机转数增加至第2级最大转数NP。

因此，在低压范围（压力P2以下：参见图23）内，当限制液压泵14的最大输出排量为qP时，如图22实线P所示，泵输油量与发动机转数成比例地增加，在发动机最高转数为第2级最大转速NP时，可得到最大的输油量Qo。在这种情况的发动机转数NP下的泵压力P-流量Q曲线图变为图23实线P所示那样。

（2）经济状态运转

当状态切换开关25切换至经济状态位置时，电磁阀19c去磁，液压缸19a与油箱23相连通，这样，最大输出排量变为qE（＞qP）。由于这时电磁阀18b去磁，液压缸52a缩进去，因此，当把在驾驶座位旁的发动机控制杆51a拉至极限位置时，如图20（b）所示那样，由于第2中间杆51d的回转仅减少了一个液压缸52a的缩进量，发动机转数仍限制在第1级最大转数NE（＜NP）。

因此，在低压范围（压力P1以下：参见图23）内，当液压泵14的最大输油排量限制在qE时，如图22的点划线E所示，泵输油量与发动机转数成比例地增加，在发动机转数为第1级最大转数NE时，可得到最大输油量Qo。这时，在发动机转数NE下的泵压力P-流量Q曲线图如图23的点划线E所示。

再者，图23虚线所示的曲线表示：假设最大输出排量切换至qE时，发动机转数提高到第2级最大转数NP时的压力P-流量Q曲线图。

（3）状态切换运转

在功率状态运转时，当把状态切换开关25切换至经济状态，电磁阀18b、19c去磁。由于这样，液压缸19c缩进去，液压泵14的最大输出排量变为qE。另外，因为液压缸52a缩进去，第2中间杆51d跟随它运动，在图20（c）上是反时针方向转动，因此，发动机转数减少一个规定值。所以，不论发动机转数处于什么范围，液压泵输油量都大致维持一定，在转速N-流量Q曲线图上，沿着图22的箭头A方向，从功率状态移动到经济状态。由于从经济状态切换至功率状态，各机器的动作与上述相反，因此，在发动机转数的全范围内，液压泵输油量大致维持一定，在转数N-流量Q线图上，沿着图22的箭头B方向是从经济状态移动到功率状态。

在本实施例中，当在经济状态时增大泵的最大输油排量qE（＞qP）的同时，发动机转数仍限制在第1级最大转数NE（＜NP），泵的最大输油量取Qo，这样，就使在泵最大输油量时，同时包含经济状态与功率状态的行走速度的作业速度可以相同。参照上述的图9可看出，例如，在发动机转数为NE1时可得到所需功率PS2，油耗可减低至g₂，同时噪声也减小。另一方面，当泵输油量为Qo时，可以得到最高速度35km/h，由图23看出，在经济状态时，泵输出压力在P1以下（例如在平坦道路上行走时的需压力），以35km/h的速度行走是可能的，然而，在爬坡时，泵的输出压力超过P1，这时用35km/h的速度行走就不可能了，但是，在功率状态下，泵输出压力小于P2（例如，爬坡角度为θ的坡行走时的必需压力），用35km/h的速度行走是可能的。

因此，在以往的泵中，如本实施例那样，使发动机转数从N2降低至NE₁（参见图9），泵的输入功率也降低，在油耗降低的情况下，泵最大输油容积保持一定的P-Q曲线图变为上述的图8虚线所示那样，泵输油量降低至Q₆′，最后得不到所规定的速度。

第8个实施例

参照图24说明本发明的第8个实施例。本实施例的控制系统，除了第7个实施例的构成外，还设有负荷传感器54，自动控制选择开关55，这些负荷传感器54与自动控制选择开关55和控制器56的输入口相连。

负荷传感器54是测定作动筒50的负荷的，在图示实施例中，用检测控制滑阀16与作动筒50之间液压回路的压力的压力传感器构成。与上述的实施例的情形相同，作为负荷传感器也可采用检测发动机转数偏差的传感器，也可用应变片测量机械的负荷。此外，在检测压力的情况下，也可以测定液压泵14与控制滑阀16之间的管路的压力。

自动控制选择开关55可切换至“手动”位置与“自动”位置，手动位置是由状态切换开关25通过手动切换所进行的功率状态运转或经济状态运转的切换;自动位置是根据由传感器54测出的负荷进行自动切换的。因此，控制器56就根据图25所示的程序切换控制电磁阀23与27。

在图25中，在步骤S1时，传感器54读入状态切换开关25、55的信号，在步骤S2时，判断开关55是手动位置或自动位置。若是手动位置，在步骤S3时，状态切换开关25再判断是功率状态位置还是经济状态位置。假如是功率状态位置，在步骤S4时，电磁阀18b、19c同时接通（励磁）。假如是经济状态位置，在步骤S5时，电磁阀18b、19c同时断开（去磁）。另一方面，假如切换开关55在自动位置，则在步骤S6时，判断检测出的负荷是在给定值之上还是之下，假如是在给定值之上，则进到步骤S4，如果达不到给定值，则进到步骤S5。

假如应用本实施例，除了第7个实施例的优点外，通过选择切换开关55的自动控制位置，运转状态可以自动切换，不需要操作者有很高的熟练程度即可在最有利的状态下进行作业。

第9个实施例

参照图26，说明本发明的第9个实施例。本实施例的控制系统的控制器，根据图26所示的程序可以控制电磁阀18b、19c。

在用第8个实施例的图25所示的程序进行自动状态切换运转情况下，当作动筒负荷在给定值附近波动时，会产生振荡。图26为了防止引起振荡的程序。

采用图26所示的程序，根据作动筒负荷的变化控制电磁阀18b、19c的切换时，在达到所经过的时间之前，负荷是不变化的，因此状态可以保持，並可以防止产生振荡。假如在步骤S2时，选择了自动控制，在步骤S7判断选择开关55切换后，时间t是否超过给定时间Ta，当超过时，只有在判断时才进到步骤S8，在这里判断测出的负荷是否超过给定值，若在给定值以下，则进到步骤S9，若在给定值以上，则进到步骤S10。在步骤S9、S10时，判断门槛是否设置好，当没有设置好就进行判断时，要分别在步骤S11、S12时清除计算时间t的时间，以后，在步骤S13时，门槛设置好了，在步骤S14时，门槛清除了;另一方面，在步骤S9、S10时，当在门槛设置好进行判断时，可直接分别进到步骤S13、S14，以后，在步骤S15时，电磁阀18b、19c同时断开，在步骤S16时，电磁阀18b、19c同时接通。这样，通过判断门槛设置可以检验作动筒负荷在给定值前后是否变化，当变化时就清除时间计数，在达到给定的时间以前，使信号不通到电磁阀控制回路内，由于开始返回，所以即使负荷变化，在达到所给定的时间之前，可以保持以前的运转状态。

这样，在本实施例中，利用发动机转数控制装置52，在发动机转数的全范围内，由于与最大输出排量变化的同时，发动机转数可在大值与小值之间变化，因此即使运转状态改变，泵输油量也可不变。

在以上的说明中，各个状态下泵的最大输油量Qo（＝qP×NP＝qE×NE）相等，设定为qP、NP、qE、NE，但是两者是近似相等，同一性不是十分好，因此，作为指标，例如各状态时的最大行走速度会有30～35km/h的差别。在以上说明中是利用液压缸控制泵的最大输出排量和发动机的转数变化，然而使用电磁式作动器也是可以的。再者，也可以利用线性电磁铁或多个液压缸来按三阶段以上或连续地假定最大倾角，与此相应，也可控制发动机的转数，这时，可以按照各种的发动机负荷最恰当地规定发动机与液压装置，更好地改善油耗。此外，不使用发动机，而采用电动机驱动液压泵14时也可应用本发明。另外，采用电子控制的调速器，通过增减燃料的喷射量，也可增减发动机的转数。这种情况下，液压缸52a与第2中间杆51d都没用了。另外，以上对轮式液压挖掘机所作的说明，在其他负荷变动大的建筑机械上也都适用。

在上述实施例中，利用转数控制装置52调节发动机转数的给定值大致等于第1级最大转数NE和第2级最大转速NP的一个定值，发动机转数减小，因而其给定值也减小，转数在第1级最大转数以下，当它改变时，泵的输油量也可以改变。

Claims

1、液压建筑机械控制系统具有原动机(12)、控制原动机转数的转数控制装置(13，51)、用原动机带动的至少一个变量液压泵(14)、控制这个液压泵的输出排量的输出排量控制装置(15)、利用该液压泵输出的压力油来驱动的至少一个作动筒(11、17、43、50)、与转数控制装置有关的、至少在第1级最大转数(NE)和比它还大的第2级最大转速(NP)之间来控制原动机(12)最大转数的控制装置(18，38，41，13，52)，与输出排量控制装置有关的，至少在第1级最大排量(qP)和比它还大的第2级最大排量(qE)之间控制液压泵最大输出排量的控制装置(19、37)，提供作动筒运转状态信息的信息提供装置(20、25、60、36、40、44、54、55)，利用信息提供装置的输出信号的最大转数控制装置和最大输出排量控制装置，可以得到和信息提供装置输出信号所对应工况相适应的最大转数和最大输出排量。

其特征为，在响应上述信息提供装置(20、25、60、36、40、44、54、55)的输出信号，在上述液压泵(14)的最大输出排量调节时能保持最大输出排量与转数乘积大致一定，也可调节上述原动机(12)的最大转数，调节上述最大转数的控制装置(18，38，41，13，52)及最大输出排量控制装置(19、37)，因而在液压泵最大输出排量改变时，能做到液压泵输油量实质上不变的控制装置(21、39、42、47、53、56)。

2、根据权利要求1前述的信息提供装置包含检测前述原动机（12）的转数的转数检测装置（20），前述的最大转数控制装置（18，38，41，13），当用转数控制装置（13）控制原动机的转数超过第1级最大转数（NE）时，能改变其转数，排量控制装置（21，39，42，47）为响应前述转数检测装置的输出信号，在原动机（12）的转数为第1级最大转数（NE）及比它还小的转数时，取液压泵（14）的最大输出排量为第2级最大排量（qE），当原动机（12）的转数超过第1级最大转数和当减少液压泵最大输出排量的同时，增加原动机（12）的最大转数，调节最大转数控制装置（18，38，41，13）及最大输出排量控制装置（19，37）。

3、根据权利要求2控制装置（21）为，当原动机（12）的转数超过前述的第1级最大转数（NE）时，间断地用最大输出排量控制装置（19）将液压泵（14）的最大输出排量调节至第1级最大排量（qP）的同时，用最大转数调节装置（18）将原动机（12）的最大转数调节至第2级最大转速（NP）。

4、根据权利要求2上述的控制装置（39，42，47）为，当原动机（12）的转数超过第1级最大转速（NE）时，连续地用最大输出排量控制装置（37）将液压泵（14）的最大输出排量调节至第1级最大排量（qP）的同时，用最大转数控制装置（38，41，13）将原动机（12）的最大转数调节至第2级最大转数（NP）。

5、根据权利要求2上述的信息提供装置包含有选取在功率状态工作还是取经济状态工作的作动筒（11，17）运转的选择装置（25）的，控制装置（21）为响应该选择装置的输出信号，只在原动机（12）的转数超过第1级最大转速（NE），并且选择装置的输出信号选取功率工况时，调节最大输出排量和最大转数，调节最大输出排量控制装置（19）与最大转数控制装置（18）。

6、根据权利要求4上述转数控制装置（13）包含有设在驾驶员座位旁的发动机控制杆（13f），最大转数控制装置包含有转数控制装置（13）、控制装置（47）为当原动机（12）的转数超过第1级最大转数（NE）时，通过操纵这个转数控制装置的发动机控制杆，调节最大转数，同时，响应信息提供装置（36）的输出信号，调节最大输出排量控制装置（37），这样来连续改变最大输出排量和最大转数。

7、根据权利要求6上述的信息提供装置为，能产生随着原动机（12）的转数增加而增加的差压节流阀（36）。

8、根据权利要求4上述的信息提供装置包含有检测作动筒（11、43）的负荷，并输出与此相应的负荷信号的负荷检测装置（60，40，44，46）控制装置（39，42）为，当原动机（12）的转数超过第1级最大转数（NE）时，就响应这个负荷检测装置的输出信号，调节最大转数控制装置（38，41）和最大输出排量控制装置（37），这样来连续调节最大输出排量和最大转数。

9、根据权利要求4上述信息提供装置包含有检测作动筒（11、43）的负荷，并输出与它相应信号的负荷检测装置（60，40，44，46）以及随着原动机（12）的转数的增加而增加的差压的节流阀（36），控制装置（39，42）为，原动机（12）的转数超过第1级最大转数（NE）时，为响应这个负荷检测装置的输出信号，调节最大转数控制装置（38，41），并同时响应节流阀的差压，调节最大输出排量调节装置（37），这样来连续改变最大输出排量和最大转数。

10、根据权利要求9上述的负荷检测装置为检测作动筒（11、43）驱动回路的压力检测装置（60，40，44，46）。

11、根据权利要求1上述最大转数控制装置为，不论用转数控制装置（51）控制原动机（12）的转数是多少，将其转数调节一个给定的量，即可能得到大的转数与小的转数的转数控制装置（52），控制装置（53、56）为响应信息提供装置（25、54、55）输出的工况信息，当该信息表示低负荷运转时，就取液压泵（14）的最大输出排量为第2级最大排量（qE），而且原动机（12）的转数为前述小转数的第1种组合，当该信息表示高负荷运转时，取液压泵的最大输出排量为第1级最大排量（qP），而且原动机（12）的转数为前述的大转数的第2种组合，使液压泵及原动机（12）得到控制，从而调节转数控制装置（52）及最大输出排量控制装置（19）。

12、根据权利要求11上述转数控制装置（52）的给定量，为调节原动机（12）的转数略等于原动机转数的第1级最大转数（NE）与第二级最大转数（Nq）之差的量。

13、根据权利要求11上述信息提供装置为，包含有选取作动筒（50）的运转为功率状态还是经济状态选择装置（25），控制装置（53）响应这个选择装置的输出信号，当其输出信号表示经济状态时，判断为低负荷，当表示为功率状态时，判断为高负荷，用分别对应的组合进行控制。

14、根据权利要求11上述信息提供装置包含有检测作动筒（50）的负荷并输出与该负荷对应的信号的负荷检测装置（54），控制装置（56）响应这个负荷检测装置的输出信号，当检测出的负荷小于给定值时，判断为低负荷运转，当比给定值大时，判断为高负荷运转，并以分别对应的组合进行控制。

15、根据权利要求11上述信息提供装置包含有检测作动筒（50）的负荷、并输出与该负荷对应的负荷信号的负荷检测装置（54），决定作动筒工况为功率状态还是经济状态的选择装置（25），表示是否选择了自动控制的自动控制选择装置（55），控制装置（56）响应这些负荷检测装置，选择装置和自动控制选择装置的输出信号，当由自动控制选择装置选择了自动控制时，由负荷检测装置的输出信号来判断是低负荷运转或高负荷运转，当不选择自动控制时，用选择装置的输出信号判断是低负荷运转还是高负荷运转，并用分别对应的组合来进行控制。

16、根据权利要求15上述负荷检测装置为，检测作动筒（50）的驱动回路的压力检测装置（54）。

17、根据权利要求14和15上述控制装置（56）为，当用负荷检测装置（54）的输出信号进行控制时，在改变上述第1种组合和第2种组合时，在经过调节后所给定的时间（Ta）之前必须保持所调节的组合。