JP2004011488A

JP2004011488A - Engine control device for construction machinery

Info

Publication number: JP2004011488A
Application number: JP2002164050A
Authority: JP
Inventors: Yasushi Arai; 荒井　康; Kazunori Nakamura; 中村　和則; Yoichi Komori; 古渡　陽一
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 2002-06-05
Filing date: 2002-06-05
Publication date: 2004-01-15
Anticipated expiration: 2022-06-05
Also published as: JP4127771B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an engine control device for construction machinery for properly controlling the revolution of an engine independently of the size of engine loading torque. <P>SOLUTION: A regulation characteristic setting part 50b of an engine controller 50 previously sets regulation characteristics for a high speed region, a medium speed region and an idling region using matrix functions f(A1), f(A2), f(A3) and selectively sets them corresponding to a reference target number of revolutions N<SB>R</SB>. The target number-of-revolution computing part 50c inputs the reference target number of revolutions N<SB>R</SB>and its regulation characteristic and engine loading torque T obtained by a pump controller 40 and calculates the target number of revolutions N<SB>O</SB>of the engine 10, and a target fuel injection amount computing part 50d inputs a target number of revolutions N<SB>O</SB>and an actual number of revolutions N<SB>d</SB>of the engine 10 detected by a revolution sensor 51, and computes a target fuel injection amount M<SB>O</SB>to control an electronic fuel injection device 12. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は油圧ショベル等の建設機械のエンジン制御装置に係わり、特にディーゼルエンジンにより油圧ポンプを回転駆動し、その吐出油により油圧アクチュエータを駆動し、必要な作業を行う建設機械のエンジン制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ショベル等の建設機械は一般的に原動機としてディーゼルエンジンを備え、このエンジンにより油圧ポンプを回転駆動し、その吐出油により油圧アクチュエータを駆動し、必要な作業を行う。ディーゼルエンジンは燃料噴射装置により燃料噴射量を制御し、エンジン回転数を制御するものであり、燃料噴射装置にはメカニカルガバナと呼ばれる機械制御方式と電子制御方式とがある。
【０００３】
メカニカルガバナはフライホイールとバネのつり合いによって燃料噴射量を調整するものであり、メカニカルガバナを備えたエンジンの出力トルク特性をエンジン回転数−エンジン出力トルク特性図で示した場合、ガバナ領域と呼ばれる燃料噴射量調整領域（レギュレーション領域）の特性は、目標回転数のそれぞれにおいて、フライホイールの慣性の影響で右下がりに傾斜した一定勾配の１本の直線で表されるものとなる。
【０００４】
無負荷時、エンジンの回転数は最高回転数Ｎｍａｘにあり、負荷トルクが増大するに従ってメカニカルガバナは燃料噴射量を増大させ、エンジン出力トルクを増大させ負荷トルクとバランスさせる。また、このとき、負荷トルクの増大に伴いエンジン回転数はガバナ領域の特性線に沿って低下し、負荷トルクが最大燃料噴射量相当のトルクを越えて増大すると全負荷特性の領域となり、負荷トルクが全負荷特性の最大出力トルクを越えるとエンジンストールとなる。
【０００５】
一方、電子制御方式の燃料制御システムはコンピュータにより燃料噴射装置を制御するものであり、この電子制御方式においても、例えば特開平１１−１０１１８３号公報の図７、図８等に示されるように、メカニカルガバナを備えたエンジンのガバナ領域と同様な出力特性が得られるように燃料噴射量を制御するのが一般的である。つまり、電子制御方式の燃料制御システムを備えたエンジンにおいても、ガバナ領域（レギュレーション領域）の特性は、エンジン回転数−エンジン出力トルク特性図において右下がりに傾斜した一定勾配の１本の直線で表されるものとなる。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
以上のように従来のエンジン制御装置における燃料噴射装置においては、機械制御方式、電子制御方式のいずれも、ガバナ領域（レギュレーション領域）の特性はエンジン回転数−エンジン出力トルク特性図において右下がりに傾斜した一定勾配の１本の直線で表されるものとなる。このような燃料噴射装置を用いてエンジン回転数を制御した場合、エンジン回転数はガバナ領域の特性線に沿い負荷トルクに応じて変化するため、ガバナ領域の最大出力トルク付近のエンジン回転数に比べ無負荷時の回転数が増大し、騒音の増大及び燃費の悪化を生じる。また、車体毎に無負荷時のポンプ引きづりトルクの相違による回転数のバラツキが発生する。
【０００７】
更に、ガバナ領域の特性線の勾配は一定であるため、負荷トルクの変化に対するエンジン回転数の変化割合も一定となり、無負荷時の回転数増大を抑えるため、ガバナ領域の特性線の勾配が小さくなるよう設定すると、負荷トルクの変化に対するエンジン回転数の変化割合が小さくなるため、負荷トルクの増大に対する燃料噴射制御の応答遅れが顕著となり、制御系が不安定になり易い。
【０００８】
本発明の目的は、エンジン負荷トルクの大きさに係わらずエンジン回転を適切に制御することができる建設機械のエンジン制御装置を提供することである。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、ディーゼルエンジンと、このエンジンにより回転駆動され、複数のアクチュエータを駆動する少なくとも１つの可変容量型の油圧ポンプと、前記エンジンの燃料噴射量を制御する電子燃料噴射装置とを備える建設機械のエンジン制御装置において、前記エンジンの基準目標回転数を指示する入力手段と、前記油圧ポンプの負荷トルクを演算する負荷演算手段と、エンジン回転数とエンジン負荷トルクに応じたレギュレーション特性を予め設定しておき、このレギュレーション特性を用い、前記入力手段で指示した基準目標回転数及び前記負荷演算手段で演算した負荷トルクに基づき燃料噴射指令値を演算し、前記電子燃料噴射装置を制御する制御手段とを備えるものとする。
【００１０】
このように入力手段と負荷演算手段と制御手段を設け、エンジン回転数とエンジン負荷トルクに応じたレギュレーション特性を予め設定しておき、このレギュレーション特性を用い、入力手段で指示した基準目標回転数及び負荷演算手段で演算した負荷トルクに基づき燃料噴射指令値を演算し、電子燃料噴射装置を制御することにより、そのときのエンジン負荷トルクに応じた最適のレギュレーション特性により電子燃料噴射装置を制御することができ、エンジン負荷トルクの大きさに係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。
【００１１】
（２）上記（１）において、好ましくは、前記制御手段は、前記レギュレーション特性に前記入力手段で指示した基準目標回転数及び前記負荷演算手段で演算した負荷トルクを参照して前記エンジンの目標回転数を計算する第１手段と、前記目標回転数に基づき目標燃料噴射量を計算し、前記燃料噴射指令値を演算する第２手段とを有するものとする。
【００１２】
これにより制御手段は、予め設定したレギュレーション特性を用いて電子燃料噴射装置を制御することができる。
【００１３】
（３）また、上記（１）において、好ましくは、前記制御手段は、前記レギュレーション特性を、エンジン負荷トルクの大きさに応じて勾配が異なりかつエンジン負荷トルクが増大するに従って勾配が大きくなる複数の直線の組み合わせにより設定する。
【００１４】
これにより高負荷トルク領域のレギュレーション特性は最も大きな勾配を持つので、負荷トルクの増大によるエンジン回転数の減少割合が大きく、操作時に力量感が得られる。
【００１５】
中負荷トルク領域のレギュレーション特性もある程度の勾配を持つので、オーバーランを少なくして燃費の良いエンジン制御が可能となるとともに、制御の安定性を確保できる。
【００１６】
低負荷トルク或いは無負荷領域のレギュレーション特性は勾配が最も少ないので、油圧ポンプの引きづりトルクに係わらずエンジン回転数の変動を最小にすることができる。
【００１７】
（４）更に、上記（１）において、好ましくは、前記制御手段は、前記レギュレーション特性を、エンジン回転数の高速領域、中速領域、アイドル領域のそれぞれの領域に対応する複数の特性として設定し、前記入力手段で指示した基準目標回転数に応じてそれら特性の１つを選択し、この選択した特性と前記負荷演算手段で演算した負荷トルクとに基づき前記燃料噴射指令値を演算する。
【００１８】
これにより入力手段の指示でエンジンの目標回転数が変化しても最適のレギュレーション特性により電子燃料噴射装置を制御することができ、エンジン負荷トルクの大きさとエンジン回転数領域に係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。
【００１９】
（５）上記（４）において、好ましくは、前記制御手段は、前記高速領域のレギュレーション特性を、エンジン負荷トルクの大きさに応じて勾配が異なりかつエンジン負荷トルクが増大するに従って勾配が大きくなる複数の直線の組み合わせにより設定する。
【００２０】
これにより入力手段で指示した基準目標回転数が高速領域にあるときは、上記（３）で述べたように、高負荷トルク領域ではオーバーランを少なくして燃費の良いエンジン制御が可能となるとともに、制御の安定性を確保でき、中負荷トルク領域では負荷トルクの増大によりエンジン回転数が減少していき、操作時に力量感が得られ、低負荷トルク或いは無負荷領域では油圧ポンプの引きづりトルクに係わらずエンジン回転数の変動を最小にすることができる。
【００２１】
（６）また、上記（４）において、好ましくは、前記制御手段は、前記アイドル領域のレギュレーション特性を、エンジン負荷トルクの大きさに係わらずエンジン回転数が一定となるよう勾配のない１本の直線により設定する。
【００２２】
これによりアイドル領域では、油圧ポンプの引きづりトルクに係わらずエンジン回転数の変動を最小にすることができる。
【００２３】
（７）また、上記（１）において、好ましくは、外部選択スイッチを更に備え、前記制御手段は、前記レギュレーション特性を、前記外部選択スイッチの選択信号に対応する複数の特性として設定する。
【００２４】
これにより外部選択スイッチの操作に応じた最適のレギュレーション特性を設定し、エンジン負荷トルクや外部選択スイッチの操作に係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。
【００２５】
（８）また、上記（７）において、好ましくは、前記外部選択スイッチは、前記建設機械の作業モードを指示する手段である。
【００２６】
これにより作業モードが変わっても最適のレギュレーション特性により電子燃料噴射装置を制御することができ、エンジン負荷トルクの大きさと作業モードに係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。
【００２７】
（９）上記（７）において、好ましくは、前記外部選択スイッチは、前記建設機械の作業部材の種類を指示する手段である。
【００２８】
これにより作業部材の種類が変わっても最適のレギュレーション特性により電子燃料噴射装置を制御することができ、エンジン負荷トルク大きさと作業部材の種類に係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。
【００２９】
（１０）更に、上記（１）において、好ましくは、前記制御手段は、前記レギュレーション特性をエンジン回転数及びエンジン負荷トルクのマトリックスからなる関数により定義する。
【００３０】
これによりエンジン回転数とエンジン負荷トルクに応じたレギュレーション特性を設定することができる。
【００３１】
（１１）また、上記（１）において、好ましくは、前記負荷演算手段は、前記油圧ポンプの吐出圧と傾転とに基づき前記油圧ポンプの負荷トルクを演算する。
【００３２】
これにより油圧ポンプの負荷トルクを正確に求めることができ、精度の良いエンジン制御が可能となる。
【００３３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面を用いて説明する。
【００３４】
まず、本発明の第１の実施の形態を図１〜図１０により説明する。
【００３５】
図１において、１及び２は可変容量型の油圧ポンプであり、油圧ポンプ１，２は弁装置３，４を介してアクチュエータ５，６に接続され、油圧ポンプ１，２が吐出した圧油によりアクチュエータ５，６は駆動される。アクチュエータ５，６は例えば油圧ショベルの作業フロントを構成するブーム、アーム等を動かす油圧シリンダであり、このアクチュエータ５，６が駆動されることにより所定の作業が行われる。アクチュエータ５，６の駆動指令は操作レバー装置３３，３４により与えられ、操作レバー装置３３，３４を操作することにより弁装置３，４が操作され、アクチュエータ５，６の駆動が制御される。
【００３６】
油圧ポンプ１，２は例えば斜板ポンプであり、容量可変機構である斜板１ａ，１ｂの傾転をレギュレータ７，８で制御することによりそれぞれのポンプ吐出流量が制御される。
【００３７】
９は固定容量型のパイロットポンプであり、油圧信号や制御用の圧油を生成するためのパイロット圧発生源となる。
【００３８】
油圧ポンプ１，２及びパイロットポンプ９は原動機１０の出力軸１１に連結され、原動機１０により回転駆動される。原動機１０はディーゼルエンジンであり、電子燃料噴射装置１２を備えている。また、その目標回転数はアクセル操作入力部３５により指令される。
【００３９】
油圧ポンプ１，２のレギュレータ７，８は、それぞれ、傾転アクチュエータ２０，２０と、ポジティブ傾転制御用の第１サーボ弁２１，２１と、入力トルク制限制御用の第２サーボ弁２２，２２とを備え、これらのサーボ弁２１，２２によりパイロットポンプ９から傾転アクチュエータ２０に作用する圧油の圧力を制御し、油圧ポンプ１，２の傾転が制御される。
【００４０】
油圧ポンプ１，２のレギュレータ７，８を拡大して図２に示す。各傾転アクチュエータ２０は、両端に大径の受圧部２０ａと小径の受圧部２０ｂとを有する作動ピストン２０ｃと、受圧部２０ａ，２０ｂが位置する受圧室２０ｄ，２０ｅとを有し、両受圧室２０ｄ，２０ｅの圧力が等しいときはその面積差により作動ピストン２０ｃは図示右方向に移動し、これにより斜板１ａ又は２ａの傾転は小さくなりポンプ吐出流量が減少し、大径側の受圧室２０ｄの圧力が低下すると、作動ピストン２０ｃは図示左方向に移動し、これにより斜板１ａ又は２ａの傾転が大きくなりポンプ吐出流量が増大する。また、大径側の受圧室２０ｄは第１及び第２サーボ弁２１，２２を介してパイロットポンプ９の吐出管路に接続され、小径側の受圧室２０ｅは直接パイロットポンプ９の吐出管路に接続されている。
【００４１】
ポジティブ傾転制御用の各第１サーボ弁２１は、ソレノイド制御弁３０又は３１からの制御圧力により作動する弁であり、制御圧力が高いときは弁体２１ａが図示右方向に移動し、パイロットポンプ９からのパイロット圧を減圧せずに受圧室２０ｄに伝達し、油圧ポンプ１又は２の吐出流量を少なくし、制御圧力が低下するにしたがって弁体２１ａがバネ２１ｂの力で図示左方向に移動し、パイロットポンプ９からのパイロット圧を減圧して受圧室２０ｄに伝達し、油圧ポンプ１又は２の吐出流量を増大させる。
入力トルク制限制御用の各第２サーボ弁２２は、油圧ポンプ１又は２の吐出圧力とソレノイド制御弁３２からの制御圧力により作動する弁であり、油圧ポンプ１又は２の吐出圧力とソレノイド制御弁３２からの制御圧力が操作駆動部の受圧室２２ａ，２２ｂ，２２ｃにそれぞれ導かれ、油圧ポンプ１又は２の吐出圧力がバネ２２ｄの弾性力と受圧室２２ｃに導かれる制御圧力の油圧力との差で決まる設定値より低いときは、弁体２２ｅは図示右方向に移動し、パイロットポンプ９からのパイロット圧を減圧せずに受圧室２０ｄに伝達し、油圧ポンプ１又は２の吐出流量を少なくし、油圧ポンプ１又は２の吐出圧力が同設定値よりも高くなるにしたがって弁体２２ａが図示左方向に移動し、パイロットポンプ９からのパイロット圧を減圧して受圧室２０ｄに伝達し、油圧ポンプ１又は２の吐出流量を増大させる。また、ソレノイド制御弁３２からの制御圧力が低いときは、上記設定値が大きくなり、油圧ポンプ１又は２の吐出圧力が高めの状態から油圧ポンプ１又は２の吐出流量を減少させ、ソレノイド制御弁３２からの制御圧力が高くなるにしたがって上記設定値が小さくなり、油圧ポンプ１又は２の吐出圧力が低めの状態から油圧ポンプ１又は２の吐出流量を減少させる。
【００４２】
ソレノイド制御弁３０，３１は、それぞれ、操作レバー装置３３，３４が中立位置にあるときにはこれらから出力される制御圧力を最高にし、操作レバー装置３３，３４が操作されると、その操作量が増大するに従って制御圧力が低くなるよう動作する（後述）。また、ソレノイド制御弁３２はアクセル操作入力部３５からのアクセル信号が示す目標回転数が高くなるに従ってこれから出力される制御圧力が低くなるよう動作する（後述）。
【００４３】
以上により、操作レバー装置３３，３４の操作量が増大するに従って油圧ポンプ１，２の吐出流量が増大し、弁装置３，４の要求流量に応じた吐出流量が得られるよう油圧ポンプ１，２の傾転が制御されると共に、油圧ポンプ１，２の吐出圧力が上昇するに従って、またアクセル制御入力部３５から入力される目標回転数が低くなるに従って油圧ポンプ１，２の吐出流量の最大値が小さく制限され、油圧ポンプ１の負荷が原動機１０の出力トルクを越えないように油圧ポンプ１，２の傾転が制御される。
【００４４】
図１に戻り、４０はポンプコントローラであり、５０はエンジンコントローラである。
【００４５】
ポンプコントローラ４０は、圧力センサ４１，４２，４３，４４、位置センサ４５，４６からの検出信号及びアクセル操作入力部３５からのアクセル信号を入力し、所定の演算処理を行い、ソレノイド制御弁３０，３１，３２へ制御電流を出力すると共に、エンジンコントローラ５０にエンジン負荷トルク信号を出力する。
【００４６】
操作レバー装置３３，３４は操作信号としてパイロット圧を生成し出力する油圧パイロット方式であり、操作レバー装置３３，３４のパイロット回路にはそのパイロット圧を検出するシャトル弁３６，３７が設けられ、圧力センサ４１，４２は、それぞれ、そのシャトル弁３６，３７により検出されたパイロット圧を検出する。また、圧力センサ４３，４４はそれぞれ油圧ポンプ１，２の吐出圧力を検出し、位置センサ４５，４６はそれぞれ油圧ポンプ１，２の斜板１ａ，２ａの傾転を検出する。
【００４７】
エンジンコントローラ５０は前記アクセル操作入力部３５からのアクセル信号及びポンプコントローラ４０からのエンジン負荷トルク信号を入力するとともに、エンジン１０の回転数を検出する回転数センサ５１の検出信号を入力し、所定の演算処理を行い、燃料噴射装置１２に制御電流を出力する。
【００４８】
ポンプコントローラ４０の処理内容を図３に機能ブロック図で示す。図３において、ポンプコントローラ４０は、目標傾転演算部４０ａ，４０ｂ、電流値演算部４０ｃ，４０ｄ、最大トルク演算部４０ｅ、電流値演算部４０ｆ、トルク演算部４０ｇ，４０ｈ、加算部４０ｉの各機能を有している。
【００４９】
目標傾転演算部４０ａ，４０ｂは、圧力センサ４１，４２からの検出信号（パイロットレバーセンサ信号Ｐ１及びＰ２）を入力してそれを油圧ポンプ１，２の目標傾転θ_０１，θ_０２に変換し、電流値演算部４０ｃ，４０ｄはその目標傾転θ_０１，θ_０２を更に電流値Ｉ_１，Ｉ_２に変換し、対応する制御電流をソレノイド制御弁３０，３１に出力する。
【００５０】
ここで、目標傾転演算部４０ａ，４０ｂにおけるセンサ信号Ｐ１，Ｐ２のパイロット圧と目標傾転θ_０１，θ_０２との関係は、それぞれ、パイロット圧が高くなるに従って目標傾転θ_０１，θ_０２が増大するように設定され、電流値演算部４０ｃ，４０ｄにおける目標傾転θ_０１，θ_０２と電流値Ｉ_１，Ｉ_２との関係は、それぞれ、目標傾転θ_０１，θ_０２が増大するに従って電流値Ｉ_１，Ｉ_２が増加するように設定されており、これにより前述したように、ソレノイド制御弁３０，３１は、それぞれ、操作レバー装置３３，３４が中立位置にあるときにはこれから出力される制御圧力を最高にし、操作レバー装置３３，３４が操作されると、その操作量が増大するに従って制御圧力が低くなるよう動作する。
【００５１】
最大トルク演算部４０ｅは、アクセル操作入力部３５からのアクセル信号ＳＷを入力してそれを最大許容トルクＴ_ｐに変換し、電流値演算部４０ｆはその最大許容トルクＴ_ｐを電流値Ｉ_３に変換し、対応する制御電流をソレノイド制御弁３２に出力する。アクセル操作入力部３５はオペレータにより操作されるものであり、オペレータの使用条件に応じてアクセル信号ＳＷが選択され、目標回転数が指令される。
【００５２】
ここで、最大トルク演算部４０ｅにおけるアクセル信号ＳＷと最大許容トルクＴ_ｐとの関係は、アクセル信号が示す目標回転数が高くなるに従って最大許容トルクＴ_ｐが増大するように設定され、電流値演算部４０ｆにおける最大許容トルクＴ_ｐと電流値Ｉ_３との関係は、最大許容トルクＴ_ｐが増大するに従って電流値Ｉ_３が増加するように設定されており、これにより前述したように、ソレノイド制御弁３２はアクセル操作入力部３５からのアクセル信号が示す目標回転数が高くなるに従ってこれから出力される制御圧力が低くなるよう動作する。
【００５３】
トルク演算部４０ｇは、位置センサ４５からの検出信号（油圧ポンプ１の傾転信号θ_１）及び圧力センサ４３からの検出信号（油圧ポンプ１の吐出圧力信号ＰＤ_１）を入力し、トルク演算部４０ｈは、位置センサ４６からの検出信号（油圧ポンプ２の傾転信号θ_２）及び圧力センサ４４からの検出信号（油圧ポンプ２の吐出圧力信号ＰＤ_２）を入力し、それぞれ以下の式により油圧ポンプ１，２の負荷トルクＴ_ｒ１，Ｔ_ｒ２を計算する。
【００５４】
Ｔ_ｒ１＝Ｋ・θ_１・ＰＤ_１
Ｔ_ｒ２＝Ｋ・θ_２・ＰＤ_２
（Ｋは定数）
加算部４０ｉはこれらの負荷トルクＴ_ｒ１，Ｔ_ｒ２を加算し、油圧ポンプ１，２の負荷トルクの合計を求める。これらの負荷トルクの合計はエンジン負荷トルクＴの信号としてエンジンコントローラ５０に出力される。
【００５５】
エンジンコントローラ５０の処理内容を図４に機能ブロック図で示す。図４において、エンジンコントローラ５０は、基準目標回転数演算部５０ａ、レギュレーション特性設定部５０ｂ、目標回転数演算部５０ｃ、目標燃料噴射量演算部５０ｄ、ガバナ指令値演算部５０ｅの各機能を有している。
【００５６】
基準目標回転数演算部５０ａは、アクセル操作入力部３５からのアクセル信号ＳＷを入力し、これに基づいてエンジン１０の基準目標回転数Ｎ_Ｒを算出する。ここで、基準目標回転数演算部５０ａにおけるアクセル信号Ｓｗと基準目標回転数Ｎ_Ｒとの関係は、アクセル信号ＳＷが増大するに従って基準目標回転数Ｎ_Ｒが増大するように設定されている。
【００５７】
レギュレーション特性設定部５０ｂは、基準目標回転数演算部５０ａで演算したエンジン１０の基準目標回転数Ｎ_Ｒを入力し、その基準目標回転数Ｎ_Ｒに応じたレギュレーション特性を選択する。レギュレーション特性には、エンジン回転数の高速領域用、中速領域用、アイドル領域用の３種類があり、それぞれエンジン回転数とエンジン出力トルクの関数ｆ（Ａ１），ｆ（Ａ２），ｆ（Ａ３）としてエンジンコントローラ５０の記憶部に記憶してあり、レギュレーション特性設定部５０ｂは、入力した基準目標回転数Ｎ_Ｒが高速領域、中速領域、アイドル領域の何れにあるかを判断し、高速領域にあれば関数ｆ（Ａ１）を選択し、中速領域にあれば関数ｆ（Ａ２）を選択し、アイドル領域にあれば関数ｆ（Ａ３）を選択する。
【００５８】
図５に本発明のレギュレーション特性の設定方法を示す。
【００５９】
図５において、６０はエンジン回転数−エンジン出力トルク特性のレギュレーション領域（燃料噴射量調整領域）であり、６１は全負荷領域である。従来のレギュレーション領域６０の特性は右下がりに傾斜した１本の直線となるよう設定されている。全負荷領域はレギュレーション領域の特性に連続するなだらかな凸状の曲線で表される。本発明においては、少なくともエンジン回転数の高速領域でのレギュレーション領域６０の特性は、図示の如く、エンジン出力トルク範囲に応じて勾配の異なる複数（３本）の直線の組み合わせからなるものとして設定する。また、そのレギュレーション特性は、図示の如く、各直線の折れ曲げ点の座標値を基準点Ｒからの値（ａ，ｘ）、（ｂ，ｙ）、（ｃ，ｚ）で表した場合、その座標値のパラメータａ，ｂ，ｃ，ｘ，ｙ，ｚのマトリックスからなる関数ｆ（Ａ）により定義する。
【００６０】
【数１】

【００６１】
本実施の形態では、基準点Ｒはレギュレーション特性線の立ち上がり点であり、この基準点Ｒはアクセル操作入力部３５のアクセル信号（Ｎ_Ｒ）により与えられる（後述）。
【００６２】
図６にレギュレーション特性の具体例を示す。
【００６３】
図６ににおいて、本発明では、上述したようにレギュレーション特性としてエンジン回転数の高速領域用、中速領域用、アイドル領域用の３種類を設定する。これら３種類のレギュレーション特性は、それぞれ、上記の如くそれら特性を表す直線の折れ曲げ点の座標値のパラメータａ，ｂ，ｃ，ｘ，ｙ，ｚのマトリックスからなる関数ｆ（Ａ１），ｆ（Ａ２），ｆ（Ａ３）により定義する。
【００６４】
【数２】

【００６５】
ここで、高速領域のレギュレーション特性（関数ｆ（Ａ１））は、負荷トルクが増大するに従って直線の勾配が大きくなるよう設定する。つまり、低出力トルク範囲Ａの直線の勾配はほぼゼロとし、直線をほぼ垂直に立て、中出力トルク範囲Ｂの直線の勾配はそれよりも大きくし、高出力トルク範囲Ｃの直線の勾配は最も大きくなるよう設定する。これにより下記の効果が得られる。
【００６６】
範囲Ａ：勾配をゼロにして垂直に立てることにより無負荷時の油圧ポンプ１，２の引きづりトルクに係わらず一定の回転を得ることができる。
【００６７】
範囲Ｂ：ある程度勾配を持たせることによりオーバーランを少なくして効率（燃費）を良くすると共に、制御の安定性を確保できる。
【００６８】
範囲Ｃ：勾配を最も大きくすることにより負荷トルクの増大による回転数の減少割合が増し、操作時に力量感がでる。
【００６９】
中速領域のレギュレーション特性（関数ｆ（Ａ２））も、負荷トルクが増大するに従って直線の勾配が大きくなるよう設定する。ただし、特性は２つの直線の組み合わせとする（ｃ＝０，ｚ＝０）。つまり、低、中出力トルク範囲Ｄの直線の勾配はほぼゼロとし、直線をほぼ垂直に立て、高出力トルク範囲Ｅの直線の勾配はそれよりも大きくなるよう設定する。これにより下記の効果が得られる。
【００７０】
範囲Ｄ：範囲Ａと同様、無負荷時の油圧ポンプ１，２の引きづりトルクに係わらず一定の回転を得ることができる。また、ある程度の負荷トルクまではエンジン回転がダウンせず、軽快感を得ることができる。
【００７１】
範囲Ｅ：範囲Ｃと同様、負荷トルクの増大により回転が減少していき操作時に力量感がでる。
【００７２】
アイドル領域のレギュレーション特性（関数ｆ（Ａ３））は、図示する如く、勾配をほぼゼロにして垂直に立てた１本の直線により設定する（ｂ＝ｃ＝０，ｙ＝ｚ＝０）。これにより範囲Ａと同様に、油圧ポンプ１，２の引きづりトルクによらず一定の回転を得ることができる。
【００７３】
図４に戻り、目標回転数演算部５０ｃは、基準目標回転数演算部５０ａで演算したエンジン１０の基準目標回転数Ｎ_Ｒとレギュレーション特性設定部５０ｂで設定したレギュレーション特性とポンプコントローラ４０の加算部４０ｉで得たエンジン負荷トルクＴを入力し、エンジン１０の目標回転数Ｎ_Ｏを算出する。
【００７４】
目標回転数Ｎ_Ｏの算出方法の一例として、予め設定した全負荷領域６１（図５参照）の特性に基準目標回転数Ｎ_Ｒを基準点Ｒとしてレギュレーション特性設定部５０ｂで得たレギュレーション特性を合成し、図４の目標回転数演算部５０ｃに示すようなエンジン回転数−エンジン出力トルク特性を設定し、次いで、この特性にエンジン負荷トルクＴを参照させ、レギュレーション特性線とエンジン負荷トルクＴとの交点におけるエンジン回転数を目標回転数Ｎ_Ｏとする。
【００７５】
図７に目標回転数Ｎ_Ｏの算出方法の他の例を示す。目標回転数演算部５０ｃはエンジン回転数補正値演算部５０ｇと加算部５０ｈを有している。エンジン回転数補正値演算部５０ｇではレギュレーション特性設定部５０ｂで得たレギュレーション特性にエンジン負荷トルクＴを参照させ、レギュレーション特性線とエンジン負荷トルクＴとの交点におけるエンジン回転数をエンジン回転数補正値Ｎ_Ａとして求める。加算部５０ｈでは、エンジン１０の基準目標回転数Ｎ_Ｒにエンジン回転数補正値Ｎ_Ａを加算し、その値を目標回転数Ｎ_Ｏとする。
【００７６】
目標燃料噴射量演算部５０ｄは、目標回転数Ｎ_Ｏと回転数センサ５１により検出したエンジン１０の実回転数Ｎｄを入力し、目標燃料噴射量Ｍ_Ｏを演算する。目標燃料噴射量Ｍ_Ｏの算出方法の一例として、目標回転数Ｎ_Ｏから実回転数Ｎｄを減算した回転数偏差ΔＮを求め、回転数偏差ΔＮに係数Ｋをかけて目標燃料噴射量の増分ΔＭを求め、この増分ΔＭを前回計算した目標燃料噴射量Ｍに加算し、新しい目標燃料噴射量Ｍ_Ｏを求める。これにより回転数偏差ΔＮが正の値であれば目標燃料噴射量Ｍ_Ｏを増大させ、ΔＮが負の値であれば目標燃料噴射量Ｍ_Ｏを減少させると共に、ΔＮの絶対値が増大するに従って目標燃料噴射量Ｍ_Ｏの変化量を増大させる。
【００７７】
ガバナ指令値演算部５０ｅは、目標燃料噴射量Ｍ_Ｏに応じたガバナ指令値を演算し、電子燃料噴射装置１２に対応する制御電流を出力する。
【００７８】
以上のように構成した本実施の形態によれば、次のような効果が得られる。
【００７９】
１．エンジン負荷トルクの大きさに係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。つまり、例えば、基準目標回転数を高速領域に設定したとき、高負荷トルク領域では負荷トルクの増大によるエンジン回転数の減少割合が大きく、操作時に力量感が得られる。中負荷トルク領域ではオーバーランを少なくして燃費の良いエンジン制御が可能となるとともに、制御の安定性を確保できる。低負荷トルク或いは無負荷領域では油圧ポンプ１，２の引きづりトルクに係わらずエンジン回転数の変動を最小にすることができる。
【００８０】
２．エンジン負荷トルクの大きさとエンジン回転数領域に係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。つまり、上記のように基準目標回転数を高速領域に設定したときは、高速領域に適したエンジン回転制御が行える。基準目標回転数を中速領域に設定したときは、低負荷トルク或いは無負荷時には油圧ポンプ１，２の引きづりトルクに係わらず一定の回転を得ることができる。また、ある程度の負荷トルクまではエンジン回転がダウンせず、軽快感を得ることができる。それよりも負荷トルクが増大すると、負荷トルクの増大により回転が減少していき操作時に力量感がでる。基準目標回転数をアイドル領域に設定したときは、油圧ポンプ１，２の引きづりトルクによらず一定の回転を得ることができる。
【００８１】
本発明の第２の実施の形態を図８〜図１０により説明する。図８中、図１に示した部材と同等のものには同じ符号を付している。
【００８２】
図８において、ポンプコントローラ４０Ａは、圧力センサ４１，４２，４３，４４、位置センサ４５，４６からの検出信号及びアクセル操作入力部３５からのアクセル信号に加え、外部選択スイッチ７０の選択信号を入力し、所定の演算処理を行い、ソレノイド制御弁３０，３１，３２へ制御電流を出力すると共に、エンジンコントローラ５０にエンジン負荷トルク信号を出力する。
【００８３】
エンジンコントローラ５０Ａは、アクセル操作入力部３５からのアクセル信号、ポンプコントローラ４０Ａからのエンジン負荷トルク信号、回転数センサ５１の検出信号に加え、外部選択スイッチ７０の選択信号を入力し、所定の演算処理を行い、燃料噴射装置１２に制御電流を出力する。
【００８４】
外部選択スイッチ７０は、例えば油圧ショベルの作業モードを指示する手段であり、この場合、油圧ショベルの作業モードとしては、例えば普通モード、微操作モード、重掘削モードがある。また、外部選択スイッチ７０は油圧ショベルの作業フロントの作業部材であるフロントアタッチメントの種類を指示する手段であってもよく、この場合、フロントアタッチメントの種類としては、バックホーとして使用するバケット、破砕機、その他がある。
【００８５】
図９にエンジンコントローラ５０Ａの処理内容を機能ブロック図で示す。図４に示すエンジンコントローラ５０の処理内容との相違点は、レギュレーション特性設定部５０ｂがレギュレーション特性設定部５０Ａｂに置き換わっている点である。
【００８６】
レギュレーション特性設定部５０Ａｂは、基準目標回転数演算部５０ａで演算したエンジン１０の基準目標回転数Ｎ_Ｒと外部選択スイッチ７０の選択信号を入力し、その選択信号或いは選択信号と基準目標回転数Ｎ_Ｒに応じたレギュレーション特性を選択するとともに、選択信号に応じた基準目標回転数を選択する。
【００８７】
外部選択スイッチ７０が油圧ショベルの作業モードを指示する手段である場合、レギュレーション特性には、エンジン回転数の高速領域用、中速領域用、アイドル領域用の特性に加え、微操作モード用、重掘削モード用の特性があり、高速領域用、中速領域用、アイドル領域用の特性は関数ｆ（Ａ１），ｆ（Ａ２），ｆ（Ａ３）として、また微操作モード用、重掘削モード用の特性は関数ｆ（Ａ４），ｆ（Ａ５）としてエンジンコントローラ５０Ａの記憶部に記憶されている。
【００８８】
微操作モード用のレギュレーション特性の関数ｆ（Ａ４）及び重掘削モード用のレギュレーション特性の関数ｆ（Ａ５）は、関数ｆ（Ａ１），ｆ（Ａ２），ｆ（Ａ３）と同様、それら特性を表す直線の折れ曲げ点の座標値のパラメータａ，ｂ，ｃ，ｘ，ｙ，ｚのマトリックスにより表現する。
【００８９】
微操作モード用の特性（関数ｆ（Ａ４））は例えばアイドル領域用の特性（関数ｆ（Ａ３））と同様に設定することができ、重掘削モード用の特性（関数ｆ（Ａ５））は例えば高速領域用の特性（関数ｆ（Ａ１））と同様に設定することができる。
【００９０】
レギュレーション特性設定部５０Ａｂは、入力した外部選択スイッチ７０の選択信号が普通モードを指示しているかどうかを判断し、普通モードを指示している場合、さらに入力した基準目標回転数Ｎ_Ｒが高速領域、中速領域、アイドル領域の何れにあるかを判断し、高速領域にあれば関数ｆ（Ａ１）を選択し、中速領域にあれば関数ｆ（Ａ２）を選択し、アイドル領域にあれば関数ｆ（Ａ３）を選択する。また、入力した外部選択スイッチ７０の選択信号が微操作モードを指示している場合、微操作削モード用の関数ｆ（Ａ４）を選択し、重掘削モードを指示している場合は、重掘削モード用の関数ｆ（Ａ５）を選択する。
【００９１】
また、レギュレーション特性設定部５０Ａｂは、入力した外部選択スイッチ７０の選択信号が普通モードを指示している場合は、基準目標回転数演算部５０ａで演算した基準目標回転数Ｎ_Ｒをそのまま選択し、微操作モードを指示している場合は、微操作モード用の基準目標回転数Ｎ_Ｒａと基準目標回転数演算部５０ａで演算した基準目標回転数Ｎ_Ｒの小さな方を選択し、重掘削モードを指示している場合は、重掘削モード用の基準目標回転数Ｎ_Ｒｂを選択する。
【００９２】
これにより外部選択スイッチ７０の選択信号が普通モードを指示している場合は、第１の実施の形態と同様にエンジン回転を制御することができる。
【００９３】
外部選択スイッチ７０の選択信号が微操作モードを指示している場合は、微操作モードに適したレギュレーション特性が設定され、エンジン回転数Ｎ_Ｒａ或いはそれ以下の回転数領域で微操作モードに適したエンジン回転制御が行える。
【００９４】
外部選択スイッチ７０の選択信号が重掘削モードを指示している場合は、重掘削モードに適したレギュレーション特性が設定され、エンジン回転数Ｎ_Ｒｂにおいて重掘削モードに適したエンジン回転制御が行える。
【００９５】
本実施の形態によれば、作業モードが変わっても最適のレギュレーション特性により電子燃料噴射装置１２を制御することができ、エンジン負荷トルクの大きさとエンジン回転数領域、更には作業モードに係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。
【００９６】
外部選択スイッチ７０が油圧ショベルのフロントアタッチメントの種類を指示する手段である場合、レギュレーション特性には、エンジン回転数の高速領域用、中速領域用、アイドル領域用の特性に加え、破砕機用、その他用の特性があり、高速領域用、中速領域用、アイドル領域用の特性は関数ｆ（Ａ１），ｆ（Ａ２），ｆ（Ａ３）として、また破砕機用、その他用の特性は関数ｆ（Ａ４），ｆ（Ａ５）としてエンジンコントローラ５０Ａの記憶部に記憶されている。
【００９７】
図１０に破砕機用のレギュレーション特性の一例を示す。破砕機用のレギュレーション特性（関数ｆ（Ａ４））は、図示する如く、勾配をほぼゼロにした垂直に立てた１本の直線により設定する（ｂ＝ｃ＝０，ｙ＝ｚ＝０）。これにより負荷によらずエンジン回転数が一定（ポンプ流量が一定）となるため、一定の時間間隔で安定した破砕処理が行える。
【００９８】
レギュレーション特性設定部５０Ａｂは、入力した外部選択スイッチ７０の選択信号がバックホーとしての使用を指示しているかどうかを判断し、バックホーとしての使用を指示している場合、さらに入力した基準目標回転数Ｎ_Ｒが高速領域、中速領域、アイドル領域の何れにあるかを判断し、高速領域にあれば関数ｆ（Ａ１）を選択し、中速領域にあれば関数ｆ（Ａ２）を選択し、アイドル領域にあれば関数ｆ（Ａ３）を選択し、それぞれ選択した関数によりレギュレーション特性を設定する。また、入力した外部選択スイッチ７０の選択信号が破砕機の使用を指示している場合、破砕機用の関数ｆ（Ａ４）を選択し、その他のフロントアタッチメントの使用を指示している場合は、その他用の関数ｆ（Ａ５）を選択する。
【００９９】
また、レギュレーション特性設定部５０Ａｂは、入力した外部選択スイッチ７０の選択信号がバックホーの使用を指示している場合は、基準目標回転数演算部５０ａで演算した基準目標回転数Ｎ_Ｒをそのまま選択し、破砕機の使用を指示している場合は、破砕機用の目標回転数Ｎ_Ｒａと基準目標回転数演算部５０ａで演算した基準目標回転数Ｎ_Ｒの小さな方を選択し、その他のフロントアタッチメントの使用を指示している場合は、その他用の目標回転数Ｎ_Ｒｂを選択する。
【０１００】
これにより外部選択スイッチ７０の選択信号がバックホーとしての使用を指示している場合は、第１の実施の形態と同様にエンジン回転を制御することができる。
【０１０１】
外部選択スイッチ７０の選択信号が破砕機の使用を指示している場合は、図１０に示した破砕機に適したレギュレーション特性が設定され、エンジン回転数Ｎ_Ｒａ或いはそれ以下の回転数領域で破砕機に適したエンジン回転制御が行える。
【０１０２】
外部選択スイッチ７０の選択信号がその他のフロントアタッチメントの使用を指示している場合は、その他のフロントアタッチメントに適したレギュレーション特性が設定され、エンジン回転数Ｎ_Ｒｂにおいてその他のフロントアタッチメントに適したエンジン回転制御が行える。
【０１０３】
本実施の形態によれば、使用するフロントアタッチメントの種類が変わっても最適のレギュレーション特性により電子燃料噴射装置１２を制御することができ、エンジン負荷トルクの大きさとエンジン回転数領域、更にはフロントアタッチメントに種類に係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。
【０１０４】
【発明の効果】
本発明によれば、エンジン負荷トルクの大きさに係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。
【０１０５】
また、本発明によれば、エンジン負荷トルクの大きさとエンジン回転数領域に係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。
【０１０６】
更に、本発明によれば、エンジン負荷トルクの大きさと作業モードに係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。
【０１０７】
また、本発明によれば、エンジン負荷トルクの大きさと作業部材の種類に係わらずエンジン回転を適切に制御することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】
本発明の第１の実施の形態によるエンジン制御装置の全体構成をポンプ制御装置と共に示す図である。
【図２】ポンプ制御装置のレギュレータ部分の拡大図である。
【図３】ポンプコントローラの処理内容を示す機能ブロック図である。
【図４】エンジンコントローラの処理内容を示す機能ブロック図である。
【図５】本発明のレギュレーション特性の設定方法を示す図である。
【図６】レギュレーション特性の具体例を示す図である。
【図７】基準目標回転数とレギュレーション特性とエンジン出力トルクとから目標回転数ＮＯを算出する他の例を示す図である。
【図８】
本発明の第２の実施の形態によるエンジン制御装置の全体構成をポンプ制御装置と共に示す図である。
【図９】
第２の実施の形態におけるエンジンコントローラの処理内容を示す機能ブロック図である。
【図１０】
第２の実施の形態における破砕機用のレギュレーション特性の具体例を示す図である。
【符号の説明】
１，２　油圧ポンプ
３，４　弁装置
４，５　油圧アクチュエータ
７，８　レギュレータ
９　パイロットポンプ
１０　ディーゼルエンジン
１１　出力軸
１２　電子燃料噴射装置
３０〜３２　ソレノイド制御弁
３３，３４　操作レバー装置
３５　アクセル操作入力部
３６，３７　シャトル弁
４０　ポンプコントローラ
４０ａ，４０ｂ　目標傾転演算ブロック
４０ｃ，４０ｄ　電流値演算ブロック
４０ｅ　最大トルク演算ブロック
４０ｆ　電流値変換部
４０ｇ，４０Ｈ　トルク演算ブロック
４０ｉ　加算部
５０　エンジンコントローラ
５０ａ　基準目標回転数演算部
５０ｂ　レギュレーション特性設定部
５０ｃ　目標回転数演算部
５０ｄ　目標燃料噴射量演算部
５０ｅ　ガバナ指令値演算部[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an engine control device for a construction machine such as a hydraulic excavator, and more particularly to an engine control device for a construction machine that rotates a hydraulic pump with a diesel engine and drives a hydraulic actuator with a discharge oil to perform necessary work.
[0002]
[Prior art]
A construction machine such as a hydraulic excavator generally includes a diesel engine as a prime mover, and the engine drives a hydraulic pump to rotate, and discharges a hydraulic actuator to drive a hydraulic actuator to perform necessary work. Diesel engines control the amount of fuel injected by a fuel injection device to control the engine speed. The fuel injection device includes a mechanical control system called a mechanical governor and an electronic control system.
[0003]
The mechanical governor adjusts the fuel injection amount by a balance between a flywheel and a spring.When an output torque characteristic of an engine equipped with a mechanical governor is shown in an engine speed-engine output torque characteristic diagram, a fuel called a governor region is used. The characteristics of the injection amount adjustment region (regulation region) are represented by a single straight line having a constant slope inclined downward and to the right due to the inertia of the flywheel at each of the target rotation speeds.
[0004]
At no load, the engine speed is at the maximum speed Nmax, and as the load torque increases, the mechanical governor increases the fuel injection amount, increases the engine output torque and balances it with the load torque. At this time, as the load torque increases, the engine speed decreases along the characteristic line of the governor region. When the load torque increases beyond the torque corresponding to the maximum fuel injection amount, the engine speed becomes a full load characteristic region, and the load torque increases. If it exceeds the maximum output torque of the full load characteristic, the engine will stall.
[0005]
On the other hand, an electronic control type fuel control system controls a fuel injection device by a computer. In this electronic control type, for example, as shown in FIGS. 7 and 8 of JP-A-11-101183, Generally, the fuel injection amount is controlled so as to obtain output characteristics similar to those in the governor region of an engine having a mechanical governor. In other words, even in an engine equipped with an electronic control type fuel control system, the characteristics of the governor region (regulation region) are represented by a single straight line having a constant slope inclined downward and rightward in the engine speed-engine output torque characteristic diagram. Will be done.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, in the fuel injection device of the conventional engine control device, in both the mechanical control system and the electronic control system, the characteristics of the governor region (regulation region) are inclined downward to the right in the engine speed-engine output torque characteristic diagram. It is represented by one straight line having a constant gradient. When the engine speed is controlled by using such a fuel injection device, the engine speed changes according to the load torque along the characteristic line in the governor region, and therefore, compared to the engine speed near the maximum output torque in the governor region. The number of revolutions under no load increases, resulting in an increase in noise and a decrease in fuel efficiency. In addition, the rotation speed varies due to the difference in the pump drag torque at the time of no load for each vehicle body.
[0007]
Further, since the gradient of the characteristic line in the governor region is constant, the rate of change of the engine speed with respect to the change in load torque is also constant, and the gradient of the characteristic line in the governor region is small in order to suppress the increase in the rotational speed under no load. With such a setting, the rate of change of the engine speed with respect to the change of the load torque becomes small, so that the response delay of the fuel injection control to the increase of the load torque becomes remarkable, and the control system tends to become unstable.
[0008]
An object of the present invention is to provide an engine control device for a construction machine capable of appropriately controlling engine rotation regardless of the magnitude of engine load torque.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
(1) In order to achieve the above object, the present invention provides a diesel engine, at least one variable displacement hydraulic pump that is rotated by the engine and drives a plurality of actuators, and a fuel injection amount of the engine. An engine control device for a construction machine including an electronic fuel injection device for controlling, an input means for instructing a reference target rotation speed of the engine, a load calculation means for calculating a load torque of the hydraulic pump, an engine speed and an engine. A regulation characteristic according to the load torque is set in advance, and using this regulation characteristic, a fuel injection command value is calculated based on the reference target speed indicated by the input means and the load torque calculated by the load calculation means, Control means for controlling the electronic fuel injection device.
[0010]
Thus, the input means, the load calculating means, and the control means are provided, and a regulation characteristic according to the engine speed and the engine load torque is set in advance. A fuel injection command value is calculated based on the load torque calculated by the load calculation means, and the electronic fuel injection device is controlled, so that the electronic fuel injection device is controlled by an optimal regulation characteristic according to the engine load torque at that time. Thus, the engine rotation can be appropriately controlled regardless of the magnitude of the engine load torque.
[0011]
(2) In the above (1), preferably, the control means refers to the reference target rotation speed indicated by the input means and the load torque calculated by the load calculation means in the regulation characteristic, and sets the target rotation speed of the engine. A first means for calculating a number and a second means for calculating a target fuel injection amount based on the target rotation speed and calculating the fuel injection command value.
[0012]
Thus, the control means can control the electronic fuel injection device using the regulation characteristics set in advance.
[0013]
(3) Further, in the above (1), preferably, the control means changes the regulation characteristic into a plurality of gradients which differ depending on the magnitude of the engine load torque and which increase in gradient as the engine load torque increases. Set by a combination of straight lines.
[0014]
As a result, the regulation characteristic in the high load torque region has the largest gradient, so that the rate of decrease in the engine speed due to the increase in load torque is large, and a sense of power can be obtained during operation.
[0015]
Since the regulation characteristic in the medium load torque region also has a certain gradient, it is possible to control the engine with good fuel economy by reducing the overrun and to ensure the stability of the control.
[0016]
Since the regulation characteristic in the low-load torque or no-load region has the smallest gradient, fluctuations in the engine speed can be minimized regardless of the drag torque of the hydraulic pump.
[0017]
(4) Further, in the above (1), preferably, the control means sets the regulation characteristics as a plurality of characteristics corresponding to each of a high speed region, a medium speed region, and an idle region of the engine speed. One of those characteristics is selected according to the reference target rotation speed indicated by the input means, and the fuel injection command value is calculated based on the selected characteristic and the load torque calculated by the load calculation means.
[0018]
This allows the electronic fuel injection device to be controlled by the optimal regulation characteristics even when the target engine speed changes according to the instruction of the input means, and the engine speed can be appropriately adjusted regardless of the magnitude of the engine load torque and the engine speed region. Can be controlled.
[0019]
(5) In the above (4), preferably, the control means changes the regulation characteristic in the high-speed region into a plurality of gradients which differ depending on the magnitude of the engine load torque and which increase as the engine load torque increases. Set by the combination of the straight lines.
[0020]
As a result, when the reference target rotation speed specified by the input means is in the high-speed region, as described in the above (3), in the high-load torque region, overrun is reduced and engine control with good fuel efficiency can be performed. , Control stability can be ensured, the engine speed decreases due to the increase in load torque in the medium load torque range, a feeling of power is obtained during operation, and the drag torque of the hydraulic pump in the low load torque or no load range. Irrespective of this, fluctuations in the engine speed can be minimized.
[0021]
(6) Further, in the above (4), preferably, the control means adjusts the regulation characteristic of the idle region to a single line having no gradient so that the engine speed is constant regardless of the magnitude of the engine load torque. Set by a straight line.
[0022]
As a result, in the idle range, fluctuations in the engine speed can be minimized regardless of the drag torque of the hydraulic pump.
[0023]
(7) In the above (1), preferably, an external selection switch is further provided, and the control means sets the regulation characteristic as a plurality of characteristics corresponding to a selection signal of the external selection switch.
[0024]
As a result, it is possible to set the optimal regulation characteristic according to the operation of the external selection switch, and to appropriately control the engine rotation regardless of the engine load torque and the operation of the external selection switch.
[0025]
(8) In the above (7), preferably, the external selection switch is means for instructing a work mode of the construction machine.
[0026]
As a result, the electronic fuel injection device can be controlled by the optimal regulation characteristics even when the work mode changes, and the engine rotation can be appropriately controlled regardless of the magnitude of the engine load torque and the work mode.
[0027]
(9) In the above (7), preferably, the external selection switch is means for indicating a type of a working member of the construction machine.
[0028]
Thus, the electronic fuel injection device can be controlled by the optimal regulation characteristics even if the type of the work member changes, and the engine rotation can be appropriately controlled regardless of the magnitude of the engine load torque and the type of the work member.
[0029]
(10) Further, in the above (1), preferably, the control means defines the regulation characteristic by a function comprising a matrix of an engine speed and an engine load torque.
[0030]
This makes it possible to set the regulation characteristics according to the engine speed and the engine load torque.
[0031]
(11) In the above (1), preferably, the load calculating means calculates a load torque of the hydraulic pump based on a discharge pressure and a tilt of the hydraulic pump.
[0032]
As a result, the load torque of the hydraulic pump can be accurately obtained, and highly accurate engine control can be performed.
[0033]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0034]
First, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
[0035]
In FIG. 1, reference numerals 1 and 2 denote variable displacement hydraulic pumps. Hydraulic pumps 1 and 2 are connected to actuators 5 and 6 via valve devices 3 and 4, respectively. The

actuators

5, 6 are driven. The

actuators

5 and 6 are, for example, hydraulic cylinders that move a boom, an arm, and the like that constitute a work front of the hydraulic shovel. When the

actuators

5 and 6 are driven, predetermined work is performed. The drive commands for the

actuators

5 and 6 are given by the

operation lever devices

33 and 34. By operating the

operation lever devices

33 and 34, the valve devices 3 and 4 are operated, and the drive of the

actuators

5 and 6 is controlled.
[0036]
The hydraulic pumps 1 and 2 are, for example, swash plate pumps, and the displacement of each pump is controlled by controlling the tilting of the swash plates 1a and 1b, which are variable capacity mechanisms, by regulators 7 and 8.
[0037]
Reference numeral 9 denotes a fixed displacement pilot pump, which serves as a pilot pressure generation source for generating a hydraulic signal and pressure oil for control.
[0038]
The hydraulic pumps 1 and 2 and the pilot pump 9 are connected to an output shaft 11 of a prime mover 10 and are driven to rotate by the prime mover 10. The prime mover 10 is a diesel engine and includes an electronic fuel injection device 12. The target rotation speed is instructed by the accelerator operation input unit 35.
[0039]
The regulators 7 and 8 of the hydraulic pumps 1 and 2 respectively include

tilt actuators

20 and 20,

first servo valves

21 and 21 for positive tilt control, and

second servo valves

22 and 22 for input torque limiting control. The

servo valves

21 and 22 control the pressure of the hydraulic oil acting on the tilt actuator 20 from the pilot pump 9 to control the tilt of the hydraulic pumps 1 and 2.
[0040]
The regulators 7 and 8 of the hydraulic pumps 1 and 2 are shown in FIG. Each tilt actuator 20 has an operating piston 20c having a large-diameter pressure receiving portion 20a and a small-diameter pressure receiving portion 20b at both ends, and

pressure receiving chambers

20d and 20e in which the pressure receiving portions 20a and 20b are located. When the pressures of 20d and 20e are equal, the working piston 20c moves rightward in the figure due to the area difference, whereby the tilt of the swash plate 1a or 2a becomes small, the pump discharge flow rate decreases, and the large-diameter side pressure receiving chamber is set. When the pressure of 20d decreases, the working piston 20c moves to the left in the drawing, whereby the tilt of the swash plate 1a or 2a increases and the pump discharge flow rate increases. The large-diameter pressure receiving chamber 20d is connected to the discharge pipe of the pilot pump 9 via the first and

second servo valves

21 and 22, and the small-diameter pressure receiving chamber 20e is directly connected to the discharge pipe of the pilot pump 9. It is connected.
[0041]
Each first servo valve 21 for positive displacement control is a valve that is operated by a control pressure from a

solenoid control valve

30 or 31. When the control pressure is high, the valve element 21a moves rightward in the figure, and the pilot pump The pilot pressure from No. 9 is transmitted to the pressure receiving chamber 20d without reducing the pressure, the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 or 2 is reduced, and as the control pressure decreases, the valve body 21a moves leftward in the figure by the force of the spring 21b. Then, the pilot pressure from the pilot pump 9 is reduced and transmitted to the pressure receiving chamber 20d to increase the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 or 2.
Each of the second servo valves 22 for input torque limiting control is a valve that is operated by the discharge pressure of the hydraulic pump 1 or 2 and the control pressure from the solenoid control valve 32, and the discharge pressure of the hydraulic pump 1 or 2 and the solenoid control valve 32 is guided to the pressure receiving chambers 22a, 22b, 22c of the operation drive unit, respectively, and the discharge pressure of the hydraulic pump 1 or 2 is determined by the elastic force of the spring 22d and the hydraulic pressure of the control pressure guided to the pressure receiving chamber 22c. When the pressure is lower than the set value determined by the difference, the valve element 22e moves rightward in the figure, transmits the pilot pressure from the pilot pump 9 to the pressure receiving chamber 20d without reducing the pressure, and decreases the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 or 2. Then, as the discharge pressure of the hydraulic pump 1 or 2 becomes higher than the set value, the valve body 22a moves leftward in the figure, and the pilot pressure from the pilot pump 9 is reduced and received. Transmitted to the chamber 20d, to increase the delivery rate of the hydraulic pump 1 or 2. When the control pressure from the solenoid control valve 32 is low, the set value becomes large, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 or 2 is reduced from a state where the discharge pressure of the hydraulic pump 1 or 2 is high. As the control pressure from 32 increases, the set value decreases, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 or 2 is reduced from a state where the discharge pressure of the hydraulic pump 1 or 2 is relatively low.
[0042]
The

solenoid control valves

30, 31 maximize the control pressure output from the

operation lever devices

33, 34 when they are in the neutral position, respectively, and increase the operation amount when the

operation lever devices

33, 34 are operated. The operation is performed so that the control pressure becomes lower as the operation proceeds (described later). Further, the solenoid control valve 32 operates so that the control pressure outputted from the accelerator control signal 35 from the accelerator operation input unit 35 decreases as the target rotation speed increases.
[0043]
As described above, as the operation amounts of the

operation lever devices

33 and 34 increase, the discharge flow rates of the hydraulic pumps 1 and 2 increase, and the hydraulic pumps 1 and 2 can obtain the discharge flow rates corresponding to the required flow rates of the valve devices 3 and 4. The maximum value of the discharge flow rate of the hydraulic pumps 1 and 2 as the discharge pressure of the hydraulic pumps 1 and 2 increases and as the target rotational speed input from the accelerator control input unit 35 decreases as the tilt of the hydraulic pumps 1 and 2 increases. And the tilting of the hydraulic pumps 1 and 2 is controlled so that the load of the hydraulic pump 1 does not exceed the output torque of the prime mover 10.
[0044]
Referring back to FIG. 1, 40 is a pump controller, and 50 is an engine controller.
[0045]
The pump controller 40 receives detection signals from the

pressure sensors

41, 42, 43, 44, the position sensors 45, 46 and an accelerator signal from the accelerator operation input unit 35, performs predetermined arithmetic processing, and performs a predetermined arithmetic processing. A control current is output to 31, 32, and an engine load torque signal is output to the engine controller 50.
[0046]
The

operation lever devices

33 and 34 are of a hydraulic pilot type that generates and outputs a pilot pressure as an operation signal, and the pilot circuits of the

operation lever devices

33 and 34 are provided with shuttle valves 36 and 37 for detecting the pilot pressure. The

sensors

41 and 42 detect the pilot pressures detected by the shuttle valves 36 and 37, respectively. The

pressure sensors

43 and 44 detect the discharge pressures of the hydraulic pumps 1 and 2, respectively, and the position sensors 45 and 46 detect the tilting of the swash plates 1a and 2a of the hydraulic pumps 1 and 2, respectively.
[0047]
The engine controller 50 receives an accelerator signal from the accelerator operation input unit 35 and an engine load torque signal from the pump controller 40, and also receives a detection signal of a rotation speed sensor 51 for detecting the rotation speed of the engine 10, and receives a predetermined signal. An arithmetic process is performed, and a control current is output to the fuel injection device 12.
[0048]
The processing content of the pump controller 40 is shown in a functional block diagram in FIG. In FIG. 3, the pump controller 40 includes target tilt calculators 40a and 40b,

current value calculators

40c and 40d, maximum torque calculator 40e, current value calculator 40f, torque calculators 40g and 40h, and adder 40i. Has a function.
[0049]
The target displacement calculation units 40a and 40b receive detection signals (pilot lever sensor signals P1 and P2) from the

pressure sensors

41 and 42 and receive the detection signals from the pressure pumps 41 and 42.₀₁, Θ₀₂And the current

value calculation units

40c and 40d calculate the target tilt θ₀₁, Θ₀₂And the current value I₁, I₂, And outputs the corresponding control current to the

solenoid control valves

30 and 31.
[0050]
Here, the pilot pressures of the sensor signals P1 and P2 in the target displacement calculating units 40a and 40b and the target displacement θ₀₁, Θ₀₂Respectively, as the pilot pressure increases, the target tilt θ₀₁, Θ₀₂Is set to increase, and the target tilt θ in the current

value calculation units

40c and 40d is set.₀₁, Θ₀₂And the current value I₁, I₂Is the target tilt θ₀₁, Θ₀₂As the current value I increases₁, I₂As described above, the

solenoid control valves

30 and 31 respectively maximize the control pressure output from the operating

lever devices

33 and 34 when the operating

lever devices

33 and 34 are in the neutral position, and operate the

solenoid control valves

30 and 31 respectively. When the

lever devices

33 and 34 are operated, the operation is performed such that the control pressure decreases as the operation amount increases.
[0051]
The maximum torque calculation unit 40e receives the accelerator signal SW from the accelerator operation input unit 35 and converts it into the maximum allowable torque T._pAnd the current value calculation unit 40f calculates the maximum allowable torque T_pIs the current value I₃, And outputs a corresponding control current to the solenoid control valve 32. The accelerator operation input unit 35 is operated by the operator, and the accelerator signal SW is selected according to the use condition of the operator, and the target rotation speed is instructed.
[0052]
Here, the accelerator signal SW and the maximum allowable torque T in the maximum torque calculation section 40e are calculated._pIs related to the maximum allowable torque T as the target speed indicated by the accelerator signal increases._pIs set to increase, and the maximum allowable torque T in the current value calculation unit 40f is set._pAnd the current value I₃Is related to the maximum allowable torque T_pAs the current value I increases₃Is set so as to increase. As described above, the solenoid control valve 32 causes the control pressure to be output from the solenoid control valve 32 to decrease as the target rotational speed indicated by the accelerator signal from the accelerator operation input unit 35 increases. Operate.
[0053]
The torque calculation unit 40g receives the detection signal (the tilt signal θ of the hydraulic pump 1) from the position sensor 45.₁) And a detection signal from the pressure sensor 43 (a discharge pressure signal PD of the hydraulic pump 1).₁), And the torque calculation unit 40h receives the detection signal (the tilt signal θ of the hydraulic pump 2) from the position sensor 46.₂) And a detection signal from the pressure sensor 44 (a discharge pressure signal PD of the hydraulic pump 2).₂), And the load torque T of the hydraulic pumps 1 and 2 is calculated according to the following equations._r1, T_r2Is calculated.
[0054]
T_r1= K · θ₁・ PD₁
T_r2= K · θ₂・ PD₂
(K is a constant)
The adder 40i calculates the load torque T_r1, T_r2To obtain the sum of the load torques of the hydraulic pumps 1 and 2. The total of these load torques is output to the engine controller 50 as a signal of the engine load torque T.
[0055]
The processing contents of the engine controller 50 are shown in a functional block diagram in FIG. In FIG. 4, the engine controller 50 has the functions of a reference target rotation speed calculation unit 50a, a regulation characteristic setting unit 50b, a target rotation speed calculation unit 50c, a target fuel injection amount calculation unit 50d, and a governor command value calculation unit 50e. ing.
[0056]
The reference target rotation speed calculation unit 50a receives the accelerator signal SW from the accelerator operation input unit 35, and based on the accelerator signal SW, determines the reference target rotation speed N of the engine 10._RIs calculated. Here, the accelerator signal Sw and the reference target rotation speed N in the reference target rotation speed calculation unit 50a are calculated._RWith the reference target rotational speed N as the accelerator signal SW increases._RIs set to increase.
[0057]
The regulation characteristic setting unit 50b calculates the reference target rotation speed N of the engine 10 calculated by the reference target rotation speed calculation unit 50a._RAnd the reference target rotation speed N_RSelect the regulation characteristic according to. There are three types of regulation characteristics for the high speed region, the medium speed region, and the idle region of the engine speed. The functions f (A1), f (A2), f (A3) of the engine speed and the engine output torque are respectively provided. ) Is stored in the storage unit of the engine controller 50, and the regulation characteristic setting unit 50b stores the input reference target rotation speed N_RIs determined in the high-speed area, the medium-speed area, or the idle area, and if it is in the high-speed area, the function f (A1) is selected. If it is in the medium-speed area, the function f (A2) is selected. , The function f (A3) is selected.
[0058]
FIG. 5 shows a method for setting the regulation characteristics according to the present invention.
[0059]
In FIG. 5, reference numeral 60 denotes a regulation region (fuel injection amount adjustment region) of the engine speed-engine output torque characteristic, and 61 denotes a full load region. The characteristic of the conventional regulation region 60 is set to be one straight line inclined downward and to the right. The full load region is represented by a gentle convex curve that is continuous with the characteristics of the regulation region. In the present invention, at least the characteristic of the regulation region 60 in the high-speed region of the engine speed is set as a combination of a plurality of (three) straight lines having different slopes according to the engine output torque range as shown in the figure. . As shown in the figure, when the coordinate value of the bending point of each straight line is represented by a value (a, x), (b, y), (c, z) from the reference point R, as shown in FIG. The coordinates are defined by a function f (A) composed of a matrix of parameters a, b, c, x, y, and z.
[0060]
(Equation 1)

[0061]
In the present embodiment, the reference point R is a rising point of the regulation characteristic line, and the reference point R is an accelerator signal (N_R) (Described below).
[0062]
FIG. 6 shows a specific example of the regulation characteristic.
[0063]
In FIG. 6, in the present invention, as described above, three types of regulation characteristics are set for the high-speed region, the medium-speed region, and the idle region of the engine speed. As described above, these three types of regulation characteristics are functions f (A1), f ( A2) and f (A3).
[0064]
(Equation 2)

[0065]
Here, the regulation characteristics (function f (A1)) in the high-speed region are set such that the gradient of the straight line increases as the load torque increases. In other words, the gradient of the straight line in the low output torque range A is substantially zero, the straight line is set substantially perpendicular, the gradient of the straight line in the middle output torque range B is larger than that, and the gradient of the straight line in the high output torque range C is the most. Set to be larger. As a result, the following effects can be obtained.
[0066]
Range A: A constant rotation can be obtained irrespective of the drag torque of the hydraulic pumps 1 and 2 when there is no load by standing upright with the gradient set to zero.
[0067]
Range B: By providing a certain degree of gradient, overrun can be reduced to improve efficiency (fuel efficiency), and control stability can be ensured.
[0068]
Range C: By increasing the gradient to the maximum, the rate of decrease in the number of revolutions due to an increase in load torque increases, and a sense of power is obtained during operation.
[0069]
The regulation characteristics (function f (A2)) in the medium speed region are also set such that the slope of the straight line increases as the load torque increases. However, the characteristic is a combination of two straight lines (c = 0, z = 0). That is, the gradient of the straight line in the low and middle output torque ranges D is set to be substantially zero, the straight line is set substantially perpendicular, and the gradient of the straight line in the high output torque range E is set to be larger than that. As a result, the following effects can be obtained.
[0070]
Range D: Similar to range A, constant rotation can be obtained regardless of the drag torque of the hydraulic pumps 1 and 2 at no load. In addition, the engine rotation does not decrease until a certain load torque, and a light feeling can be obtained.
[0071]
Range E: Similar to Range C, the rotation decreases due to an increase in load torque, and a sense of power appears during operation.
[0072]
As shown, the regulation characteristic (function f (A3)) of the idle region is set by a single vertical line with a gradient of almost zero (b = c = 0, y = z = 0). Thus, similarly to the range A, a constant rotation can be obtained regardless of the drag torque of the hydraulic pumps 1 and 2.
[0073]
Returning to FIG. 4, the target rotation speed calculation unit 50c calculates the reference target rotation speed N of the engine 10 calculated by the reference target rotation speed calculation unit 50a._RAnd the regulation characteristic set by the regulation characteristic setting unit 50b and the engine load torque T obtained by the addition unit 40i of the pump controller 40, and the target rotation speed N of the engine 10 is input._OIs calculated.
[0074]
Target rotation speed N_OAs an example of a method of calculating the reference target rotation speed N, the characteristic of the preset full load region 61 (see FIG. 5) is used._RIs used as a reference point R, the regulation characteristics obtained by the regulation characteristic setting unit 50b are synthesized, and an engine speed-engine output torque characteristic is set as shown in a target speed calculation unit 50c in FIG. Referring to the load torque T, the engine speed at the intersection of the regulation characteristic line and the engine load torque T is calculated as the target speed N._OAnd
[0075]
FIG. 7 shows the target rotation speed N._OAnother example of the calculation method of is shown. The target rotation speed calculation unit 50c has an engine rotation speed correction value calculation unit 50g and an addition unit 50h. The engine speed correction value calculation unit 50g refers the engine load torque T to the regulation characteristic obtained by the regulation characteristic setting unit 50b, and calculates the engine speed at the intersection of the regulation characteristic line and the engine load torque T with the engine speed correction value N._AAsking. In the adding unit 50h, the reference target rotation speed N of the engine 10 is set._RTo the engine speed correction value N_AIs added to the target rotation speed N._OAnd
[0076]
The target fuel injection amount calculation unit 50d calculates the target rotation speed N_OAnd the actual rotational speed Nd of the engine 10 detected by the rotational speed sensor 51, and the target fuel injection amount M_OIs calculated. Target fuel injection amount M_OAs an example of a calculation method of the target rotation speed N,_OIs obtained by subtracting the actual rotational speed Nd from the rotational speed deviation ΔN, a coefficient K is multiplied by the rotational speed deviation ΔN to obtain an increment ΔM of the target fuel injection amount, and this increment ΔM is added to the previously calculated target fuel injection amount M. , The new target fuel injection amount M_OAsk for. Thus, if the rotational speed deviation ΔN is a positive value, the target fuel injection amount M_OAnd if ΔN is a negative value, the target fuel injection amount M_OAnd the target fuel injection amount M increases as the absolute value of ΔN increases._OIncrease the amount of change.
[0077]
The governor command value calculator 50e calculates the target fuel injection amount M_O, And outputs a control current corresponding to the electronic fuel injection device 12.
[0078]
According to the present embodiment configured as described above, the following effects can be obtained.
[0079]
1. The engine rotation can be appropriately controlled regardless of the magnitude of the engine load torque. That is, for example, when the reference target rotational speed is set in the high-speed region, the decrease rate of the engine rotational speed due to the increase in the load torque is large in the high load torque region, and a sense of power is obtained during operation. In the medium load torque region, engine control with good fuel efficiency by reducing overrun can be performed, and control stability can be ensured. In the low-load torque or no-load region, the fluctuation of the engine speed can be minimized regardless of the drag torque of the hydraulic pumps 1 and 2.
[0080]
2. The engine speed can be appropriately controlled regardless of the magnitude of the engine load torque and the engine speed range. That is, when the reference target rotation speed is set in the high-speed region as described above, engine rotation control suitable for the high-speed region can be performed. When the reference target rotation speed is set in the middle speed range, constant rotation can be obtained at low load torque or no load regardless of the drag torque of the hydraulic pumps 1 and 2. In addition, the engine rotation does not decrease until a certain load torque, and a light feeling can be obtained. If the load torque increases more than that, the rotation decreases due to the increase in the load torque, and a sense of power is obtained during operation. When the reference target rotation speed is set in the idle region, constant rotation can be obtained regardless of the drag torque of the hydraulic pumps 1 and 2.
[0081]
A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In FIG. 8, the same components as those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals.
[0082]
8, the pump controller 40A inputs a selection signal of the external selection switch 70 in addition to the detection signals from the

pressure sensors

41, 42, 43, 44, the position sensors 45, 46 and the accelerator signal from the accelerator operation input unit 35. Then, predetermined arithmetic processing is performed to output a control current to the

solenoid control valves

30, 31, and 32, and to output an engine load torque signal to the engine controller 50.
[0083]
The engine controller 50A inputs a selection signal of the external selection switch 70 in addition to the accelerator signal from the accelerator operation input unit 35, the engine load torque signal from the pump controller 40A, and the detection signal of the rotation speed sensor 51, and performs predetermined arithmetic processing. And outputs a control current to the fuel injection device 12.
[0084]
The external selection switch 70 is means for instructing, for example, a work mode of the excavator. In this case, the work mode of the excavator includes, for example, a normal mode, a fine operation mode, and a heavy excavation mode. Further, the external selection switch 70 may be a means for indicating a type of a front attachment which is a working member of a working front of the excavator. In this case, the type of the front attachment includes a bucket used as a backhoe, a crusher, There are others.
[0085]
FIG. 9 is a functional block diagram showing the processing contents of the engine controller 50A. The difference from the processing content of the engine controller 50 shown in FIG. 4 is that the regulation characteristic setting unit 50b is replaced by a regulation characteristic setting unit 50Ab.
[0086]
The regulation characteristic setting unit 50Ab calculates the reference target rotation speed N of the engine 10 calculated by the reference target rotation speed calculation unit 50a._RAnd the selection signal of the external selection switch 70, and the selection signal or the selection signal and the reference target speed N_RIn addition to selecting the regulation characteristic according to the reference signal, the reference target rotational speed according to the selection signal is selected.
[0087]
When the external selection switch 70 is a means for instructing the work mode of the hydraulic excavator, the regulation characteristics include characteristics for a fine operation mode, a heavy operation mode, There are characteristics for the excavation mode, and the characteristics for the high-speed region, the medium-speed region, and the idle region are functions f (A1), f (A2), and f (A3). Are stored in the storage section of the engine controller 50A as functions f (A4) and f (A5).
[0088]
The function f (A4) of the regulation characteristic for the fine operation mode and the function f (A5) of the regulation characteristic for the heavy excavation mode are those characteristics similar to the functions f (A1), f (A2) and f (A3). It is represented by a matrix of parameters a, b, c, x, y, and z of the coordinate values of the bending point of the straight line to be represented.
[0089]
The characteristic (function f (A4)) for the fine operation mode can be set, for example, in the same manner as the characteristic (function f (A3)) for the idle region, and the characteristic (function f (A5)) for the heavy excavation mode is For example, it can be set in the same manner as the high-speed area characteristic (function f (A1)).
[0090]
The regulation characteristic setting section 50Ab determines whether or not the input selection signal of the external selection switch 70 indicates the normal mode, and if the normal mode is specified, further inputs the reference target rotation speed N._RIs determined in the high-speed area, the medium-speed area, or the idle area, and if it is in the high-speed area, the function f (A1) is selected. If it is in the medium-speed area, the function f (A2) is selected. , The function f (A3) is selected. When the input selection signal of the external selection switch 70 indicates the fine operation mode, the function f (A4) for the fine operation cutting mode is selected. The function f (A5) for the mode is selected.
[0091]
When the input selection signal of the external selection switch 70 indicates the normal mode, the regulation characteristic setting unit 50Ab outputs the reference target rotation speed N calculated by the reference target rotation speed calculation unit 50a._RIs selected as it is, and when the fine operation mode is instructed, the reference target rotation speed N for the fine operation mode_RaAnd the reference target rotation speed N calculated by the reference target rotation speed calculation unit 50a._RIs selected and the heavy digging mode is designated, the reference target rotation speed N for the heavy digging mode is selected._RbSelect
[0092]
Thus, when the selection signal of the external selection switch 70 indicates the normal mode, the engine rotation can be controlled in the same manner as in the first embodiment.
[0093]
When the selection signal of the external selection switch 70 indicates the fine operation mode, a regulation characteristic suitable for the fine operation mode is set, and the engine speed N_RaAlternatively, engine rotation control suitable for the fine operation mode can be performed in a rotation speed region lower than that.
[0094]
When the selection signal of the external selection switch 70 indicates the heavy excavation mode, a regulation characteristic suitable for the heavy excavation mode is set, and the engine speed N_RbIn this case, engine rotation control suitable for heavy excavation mode can be performed.
[0095]
According to the present embodiment, the electronic fuel injection device 12 can be controlled with the optimal regulation characteristics even when the work mode changes, and the engine load torque and the engine speed range, and furthermore, the engine can be controlled regardless of the work mode. The rotation can be controlled appropriately.
[0096]
When the external selection switch 70 is a means for indicating the type of the front attachment of the hydraulic excavator, the regulation characteristics include characteristics for a high-speed region, a medium-speed region, and an idle region of an engine speed, as well as characteristics for a crusher, There are other characteristics, the characteristics for the high-speed region, the medium-speed region, and the idle region are functions f (A1), f (A2), f (A3), and the characteristics for the crusher and others are functions. f (A4) and f (A5) are stored in the storage unit of the engine controller 50A.
[0097]
FIG. 10 shows an example of regulation characteristics for a crusher. As shown, the regulation characteristics (function f (A4)) for the crusher are set by a single vertical line having a gradient of almost zero (b = c = 0, y = z = 0). As a result, the engine speed is constant (the pump flow rate is constant) irrespective of the load, so that stable crushing can be performed at fixed time intervals.
[0098]
The regulation characteristic setting unit 50Ab determines whether or not the input selection signal of the external selection switch 70 indicates the use of the backhoe, and if the use of the backhoe is instructed, further inputs the input reference target rotation speed N._RIs determined to be in the high speed region, the medium speed region, or the idle region, and if it is in the high speed region, the function f (A1) is selected. , The function f (A3) is selected, and the regulation characteristic is set by the selected function. When the input selection signal of the external selection switch 70 indicates the use of the crusher, the function f (A4) for the crusher is selected, and when the use of another front attachment is specified, The other function f (A5) is selected.
[0099]
When the input selection signal of the external selection switch 70 indicates the use of the backhoe, the regulation characteristic setting unit 50Ab sets the reference target rotation speed N calculated by the reference target rotation speed calculation unit 50a._RIs selected as it is, and when the use of the crusher is instructed, the target rotational speed N for the crusher is used._RaAnd the reference target rotation speed N calculated by the reference target rotation speed calculation unit 50a._RIs selected, and the use of another front attachment is instructed, the target rotation speed N for the other_RbSelect
[0100]
Thus, when the selection signal of the external selection switch 70 indicates the use as a backhoe, the engine rotation can be controlled as in the first embodiment.
[0101]
When the selection signal of the external selection switch 70 indicates the use of the crusher, a regulation characteristic suitable for the crusher shown in FIG. 10 is set, and the engine speed N_RaAlternatively, engine rotation control suitable for the crusher can be performed in a rotation speed range lower than that.
[0102]
If the selection signal of the external selection switch 70 indicates the use of another front attachment, a regulation characteristic suitable for the other front attachment is set, and the engine speed N_Rb, Engine rotation control suitable for other front attachments can be performed.
[0103]
According to the present embodiment, even if the type of front attachment to be used changes, the electronic fuel injection device 12 can be controlled by the optimal regulation characteristics, and the magnitude of the engine load torque and the engine speed range, and furthermore, the front attachment The engine rotation can be appropriately controlled regardless of the type.
[0104]
【The invention's effect】
According to the present invention, it is possible to appropriately control the engine rotation regardless of the magnitude of the engine load torque.
[0105]
Further, according to the present invention, it is possible to appropriately control the engine speed regardless of the magnitude of the engine load torque and the engine speed range.
[0106]
Further, according to the present invention, it is possible to appropriately control the engine rotation regardless of the magnitude of the engine load torque and the work mode.
[0107]
Further, according to the present invention, it is possible to appropriately control the engine rotation regardless of the magnitude of the engine load torque and the type of the working member.
[Brief description of the drawings]
FIG.
FIG. 1 is a diagram illustrating an overall configuration of an engine control device according to a first embodiment of the present invention, together with a pump control device.
FIG. 2 is an enlarged view of a regulator part of the pump control device.
FIG. 3 is a functional block diagram showing processing contents of a pump controller.
FIG. 4 is a functional block diagram showing processing contents of an engine controller.
FIG. 5 is a diagram showing a setting method of a regulation characteristic according to the present invention.
FIG. 6 is a diagram showing a specific example of a regulation characteristic.
FIG. 7 is a diagram showing another example of calculating a target rotation speed NO from a reference target rotation speed, regulation characteristics, and engine output torque.
FIG. 8
FIG. 6 is a diagram illustrating an overall configuration of an engine control device according to a second embodiment of the present invention, together with a pump control device.
FIG. 9
FIG. 14 is a functional block diagram illustrating processing performed by an engine controller according to the second embodiment.
FIG. 10
It is a figure showing the example of the regulation characteristic for the crushing machines in a 2nd embodiment.
[Explanation of symbols]
1,2 hydraulic pump
3, 4mm valve device
4,5 hydraulic actuator
7,8 regulator
9 Pilot pump
10 diesel engine
11 output shaft
12 electronic fuel injection device
30-32 solenoid control valve
33, 34 operation lever device
35 accelerator operation input section
36,37 shuttle valve
40mm pump controller
40a, 40b Target tilt calculation block
40c, 40d Current value calculation block
40e Maximum torque calculation block
40f current value converter
40g, 40H torque calculation block
40i adder
50mm engine controller
50a Reference target rotation speed calculation unit
50b regulation characteristic setting section
50c Target rotation speed calculation unit
50d target fuel injection amount calculation unit
50e @ governor command value calculation unit

Claims

An engine control device for a construction machine, comprising: a diesel engine; at least one variable displacement hydraulic pump rotationally driven by the engine to drive a plurality of actuators; and an electronic fuel injection device for controlling a fuel injection amount of the engine. At
Input means for instructing a reference target rotation speed of the engine;
Load calculation means for calculating the load torque of the hydraulic pump,
A regulation characteristic corresponding to the engine speed and the engine load torque is set in advance, and the fuel injection command is set using the regulation characteristic based on the reference target speed indicated by the input means and the load torque calculated by the load calculation means. Control means for calculating a value and controlling the electronic fuel injection device.

The engine control device for a construction machine according to claim 1,
A first means for calculating a target rotation speed of the engine by referring to the regulation target and a reference target rotation speed indicated by the input means and a load torque calculated by the load calculation means; A second means for calculating a target fuel injection amount based on the number and calculating the fuel injection command value.

The engine control device for a construction machine according to claim 1,
The controller is characterized in that the regulation characteristic is set by a combination of a plurality of straight lines having different gradients depending on the magnitude of the engine load torque and increasing in gradient as the engine load torque increases. Engine control device.

The engine control device for a construction machine according to claim 1,
The control means sets the regulation characteristics as a plurality of characteristics corresponding to each of a high-speed area, a medium-speed area, and an idle area of the engine speed, and according to a reference target speed indicated by the input means. An engine control apparatus for a construction machine, wherein one of the characteristics is selected, and the fuel injection command value is calculated based on the selected characteristic and the load torque calculated by the load calculation means.

The engine control device for a construction machine according to claim 4,
The control means sets the regulation characteristic in the high-speed region by a combination of a plurality of straight lines having different gradients depending on the magnitude of the engine load torque and increasing in gradient as the engine load torque increases. Engine control device for construction machinery.

The engine control device for a construction machine according to claim 4,
The engine control of a construction machine, wherein the control means sets the regulation characteristic of the idle region by one straight line having no gradient so that the engine speed is constant regardless of the magnitude of the engine load torque. apparatus.

The engine control device for a construction machine according to claim 1,
Further equipped with an external selection switch,
The engine control device for a construction machine, wherein the control unit sets the regulation characteristics as a plurality of characteristics corresponding to a selection signal of the external selection switch.

The engine control device for a construction machine according to claim 7,
The engine control device for a construction machine, wherein the external selection switch is means for instructing a work mode of the construction machine.

The engine control device for a construction machine according to claim 7,
The engine control device for a construction machine, wherein the external selection switch is a unit that indicates a type of a work member of the construction machine.

The engine control device for a construction machine according to claim 1,
The engine control device for a construction machine, wherein the control means defines the regulation characteristic by a function including a matrix of an engine speed and an engine load torque.

The engine control device for a construction machine according to claim 1,
The engine control device for a construction machine, wherein the load calculating means calculates a load torque of the hydraulic pump based on a discharge pressure and a tilt of the hydraulic pump.