JP2004183277A - 建設機械のポンプ制御装置 - Google Patents
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Abstract
【課題】エンジンの出力特性がアイソクロナス特性又は逆ドループ特性である場合でも、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる建設機械のポンプ制御装置を提供する。
【解決手段】ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な電子ガバナ2及びエンジンコントローラ3を有するエンジン1と、このエンジン1により駆動される可変容量型の油圧ポンプ4と、この油圧ポンプ4から吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータと、油圧ポンプ4の最小傾転角を指示入力する切換スイッチ18と、この指示入力された最小傾転角に応じて制御信号Rを生成する建設機械コントローラ21と、この生成された制御信号Rに応じて油圧ポンプ4の最小傾転角を制御するレギュレータ5とを備える。
【選択図】 図1
【解決手段】ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な電子ガバナ2及びエンジンコントローラ3を有するエンジン1と、このエンジン1により駆動される可変容量型の油圧ポンプ4と、この油圧ポンプ4から吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータと、油圧ポンプ4の最小傾転角を指示入力する切換スイッチ18と、この指示入力された最小傾転角に応じて制御信号Rを生成する建設機械コントローラ21と、この生成された制御信号Rに応じて油圧ポンプ4の最小傾転角を制御するレギュレータ5とを備える。
【選択図】 図1
Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンの出力特性がアイソクロナス特性又は逆ドループ特性である油圧ショベル等の建設機械に設けられる建設機械のポンプ制御装置に関し、さらに詳しくは、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際の油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる建設機械のポンプ制御装置に関するものである。
【0002】
【従来の技術】
一般に、メカニカルガバナ式エンジンを備えた建設機械は、エンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプの押しのけ容積を制御するポンプ制御手段と、油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータと、油圧ポンプの吐出圧力を検出し吐出圧力信号を出力する圧力検出器と、この圧力検出器から出力される吐出圧力信号を入力し、ポンプ制御手段に油圧ポンプの押しのけ容積を制御する制御信号を出力する制御信号生成手段とを備えている。
【0003】
このようなメカニカルガバナ式エンジンを有する建設機械のエンジン出力特性は、メカニカルガバナが制御される領域であるガバナ領域において、エンジン出力トルク(エンジン負荷)が低下するに従ってエンジン回転数が増加するドループ特性を有している。このドループ特性は、メカニカルガバナに含まれるフライホイールの慣性により生じるものであるが、操作レバーの非操作時等の軽負荷状態においてエンジンの回転数が増加するために、燃費及び騒音の低減化の観点で向上の余地があった。
【0004】
そこで従来より、ガバナ領域をアイソクロナス特性或いは逆ドループ特性に制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジン(以下、適宜、アイソクロナス制御或いは逆ドループ制御を実施するエンジンと記述する)を備えた建設機械(作業機)が開示されている(例えば、特許文献1参照)。上記アイソクロナス特性とは、エンジン負荷の軽重、すなわちエンジン出力トルクの大小に係わらず、ガバナ領域においてエンジン回転数が一定に保たれる特性であり、上記逆ドループ特性とはエンジン負荷が低下するに従って、エンジン回転数が減少する特性である。この場合、メカニカルガバナのようなフライホイールの慣性による影響を除くことができ、メカニカルガバナを有するエンジンを備えた建設機械に比べ、低燃費及び低騒音を実現することができる。
【0005】
【特許文献1】
特開平10−159599号公報
【0006】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来技術では以下のような課題が存在する。
すなわち、上記アイソクロナス制御或いは逆ドループ制御を実施するエンジンを備えた建設機械では、エンジンが軽負荷の場合でもエンジン回転数が増加しないことで低燃費化、低騒音化を実現できる利点はあるものの、例えば操作レバーが非操作状態、すなわち中立位置である場合には、エンジンが軽負荷となりエンジン回転数は一定若しくは減少するため、ドループ制御を実施するエンジンを備えた建設機械と比べて油圧ポンプの吐出流量が減少する。これにより、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際に、油圧ポンプの吐出流量が油圧アクチュエータの要求する要求流量に達するまでの時間が長くなり、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が遅くなる。したがって、例えば建設機械が油圧ショベルの場合、掘削作業におけるサイクルタイムが長くなり、作業効率が悪化することが考えられる。
【0007】
本発明は、上記従来技術の問題に鑑みてなされたものであり、その目的は、エンジンの出力特性がアイソクロナス特性又は逆ドループ特性である場合でも、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる建設機械のポンプ制御装置を提供することにある。
【0008】
【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、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータとを備える建設機械のポンプ制御装置において、前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を指示入力する指示入力手段と、この指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段と、この制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段とを備える。
【0009】
一般に、建設機械に備えられるエンジンの出力特性がアイソクロナス特性又は逆ドループ特性である場合、操作レバーが非操作状態である場合等の軽負荷状態におけるエンジン回転数は、出力特性がドループ特性である場合のエンジン回転数よりも小さくなる。このため、油圧ポンプの吐出流量が小さくなり、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際の油圧ポンプの吐出流量が要求流量に達するまでの時間が長くなるので、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が遅くなる傾向がある。
【0010】
本発明においては、油圧ポンプの最小押しのけ容積を、例えば操作レバーが非操作状態であるときに指示入力手段で増加するように指示入力する。この指示入力手段による指示入力に応じ、制御信号生成手段は制御信号を生成してポンプ制御手段に出力し、これによりポンプ制御手段は油圧ポンプの最小押しのけ容積を増加させる。本発明によれば、このようにして操作レバーが非操作状態であるときの油圧ポンプの吐出流量を増加することで、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際の油圧ポンプの吐出流量が要求流量に達するまでの時間を短縮することができ、この結果、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる。
【0011】
(2)上記目的を達成するために、また本発明は、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータと、これら複数の油圧アクチュエータを手動操作するための操作レバーとを備える建設機械のポンプ制御装置において、前記操作レバーが操作状態となる前に、前記操作レバーが非操作状態であるときの前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を増加するように指示入力するための指示入力手段と、この指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段と、この制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段とを備える。
【0012】
(3)上記(1)又は(2)において、好ましくは、前記指示入力手段は複数段の切換位置を有するスイッチであり、前記制御信号生成手段は、それら複数段の切換位置に応じた値の前記制御信号を生成し、前記ポンプ制御手段は、それら制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を複数段に切換制御する。
【0013】
(4)上記(1)又は(2)において、また好ましくは、前記指示入力手段は可変ボリューム式のスイッチであり、前記制御信号生成手段は、前記スイッチからの指示入力に応じた値の前記制御信号を生成し、前記ポンプ制御手段は、その制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を連続的に可変制御する。これにより、油圧ポンプの最小押しのけ容積を微調整することができる。
【0014】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の建設機械のポンプ制御装置の実施の形態を図面を参照しつつ説明する。
まず、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を図1乃至図10を参照しつつ以下に説明する。図1は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧駆動装置の全体構成を示す油圧回路図である。
【0015】
この油圧駆動装置は、建設機械、例えば油圧ショベルに備えられるものであり、図1に示すように、1はエンジン、2は電子ガバナ、3はエンジンコントローラであり、電子ガバナ2及びエンジンコントローラ3はエンジン1の燃料噴射制御装置を構成している。電子ガバナ2がエンジンコントローラ3により制御されてエンジン1に燃料を噴射することで、ガバナ領域をアイソクロナス特性に制御、すなわちガバナ領域においてエンジン負荷の増減に係わらずエンジン1の回転数を定格回転数に維持するアイソクロナス制御を実施するようになっている。
【0016】
また、4はエンジン1により駆動される例えば斜板式の可変容量型の油圧ポンプ、5はこの油圧ポンプ4の押しのけ容積(斜板の傾転角)を制御するレギュレータ、6,7,8,9は油圧ポンプ4から吐出される圧油によって駆動されブームシリンダ、旋回モータ、アームシリンダ、及びバケットシリンダから構成される複数の油圧アクチュエータ、10〜13はこれら複数の油圧アクチュエータに供給される圧油の流れを制御する方向制御弁、14はメインリリーフ弁、15,…は方向制御弁10〜13を切換操作するためのパイロット圧力を発生する操作レバー装置(1つのみ図示)、16は油圧ポンプ4の吐出圧力を検出し吐出圧力信号Pを出力する圧力検出器、17は油圧ポンプ4の斜板の傾転角(押しのけ容積)を検出し傾転角信号θを出力する傾転角検出器、18は油圧ポンプ4の最小押しのけ容積を3段階に指示入力可能な切換スイッチ、19は操作レバー装置15,…からのパイロット圧力を入力しそのうちの1つのパイロット圧力を選択し出力するシャトル弁の組み合わせを有する信号制御弁、20は信号制御弁19から出力されたパイロット圧力を検出しパイロット圧力信号Gを出力する圧力検出器、21は圧力検出器16から出力される吐出圧力信号P、傾転角検出器17から出力される傾転角信号θ、切換スイッチ18から出力される最小傾転角指示信号F、及び圧力検出器20から出力されるパイロット圧力信号Gを入力し、レギュレータ5に押しのけ容積を制御する制御信号Rを出力する建設機械コントローラである。
【0017】
図2は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する上記油圧駆動装置を備える油圧ショベルの全体構造を表す斜視図である。
この図2において、25は走行体、26は旋回体、27は作業装置であり、旋回体26は走行体25の上部に旋回可能に搭載され、作業装置27は旋回体26の前方部に上下動可能に取り付けられている。28はエンジンルーム、29は運転室であり、これらエンジンルーム28及び運転室29は旋回体26に搭載されている。また、30はブーム、31はアーム、32は掘削バケットであり、作業装置27はこれらブーム30、アーム31、及び掘削バケット32を有する多関節構造となっている。上記の走行体25、旋回体26、及び作業装置27は、それぞれ油圧アクチュエータとして左右の走行モータ33(一方のみ図示)、前記の旋回モータ7、ブームシリンダ6、アームシリンダ8、及びバケットシリンダ9を有し、走行体25は左右の走行モータ33の回転により走行し、旋回体26は旋回モータ7の回転により旋回し、作業装置27のブーム30はブームシリンダ6の伸縮により上下方向に回動し、アーム31はアームシリンダ8の伸縮により上下、前後方向に回動し、掘削バケット32はバケットシリンダ9の伸縮により上下、前後方向に回動する。
【0018】
なお、前記操作レバー装置15,…及び切換スイッチ18は運転室29内に配置され、エンジン1及び油圧ポンプ4はエンジンルーム28内に設置されている。また、方向制御弁10〜13、エンジンコントローラ3、建設機械コントローラ21等の油圧機器及び電子機器は旋回体26の適所に設置されている。
【0019】
図3は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧ショベルに備えられアイソクロナス制御を実施するエンジン1の回転数Nと出力トルクTeとの関係を示す図である。
この図3において、エンジン1の出力トルク特性は、直線35で表されるガバナ領域36の特性(アイソクロナス特性)と曲線37で表される全負荷領域の特性に分けられる。ガバナ領域36はガバナの開度が100%以下での出力領域であり、全負荷領域はガバナ開度が100%の出力領域である。図中、破線38は、比較のため、従来のメカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域における特性(ドループ特性)を示している。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構造であるため、メカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域は、破線38のように、エンジント出力トルク(エンジン負荷)Teが低下するに従って、エンジン回転数Nが増加するドループ特性を有している。これに対し、本実施の形態のエンジン1では、直線35のように、ガバナ領域では電子ガバナ2によりエンジン出力トルクTeの低下に係わらずエンジン回転数Nを定格回転数N0に一定に保つアイソクロナス制御を実施するアイソクロナス特性を有している。このアイソクロナス制御により、メカニカルガバナ式エンジンを備えた建設機械に比べて、低燃費及び低騒音を実現できるようになっている。
【0020】
図4は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成するレギュレータ5の構成を示す油圧回路図である。
この図4において、39は電磁比例減圧弁、40はサーボ弁、41はサーボピストンである。レギュレータ5は、建設機械コントローラ21から出力された制御信号Rにより油圧ポンプ4の傾転角を制御信号Rが示す目標ポンプ傾転角に一致するよう制御するものであり、上記電磁比例減圧弁39と、サーボ弁40と、サーボピストン41とを有している。すなわち、建設機械コントローラ21から制御信号Rを入力された電磁比例減圧弁39は、その制御信号Rに比例した制御圧力をサーボ弁40に出力し、サーボ弁40はその制御圧力により作動してサーボピストン41の位置を制御し、これによりサーボピストン41は油圧ポンプ4の斜板4aを駆動する。このようにして、レギュレータ5は油圧ポンプ4の傾転角を制御するようになっている。
【0021】
油圧ポンプ4の吐出圧力は、チェックバルブ42を介してサーボ弁40の入力ポートに導かれるとともに、通路43を介してサーボピストン41の小径室41aに常時作用している。またパイロットポンプ44の吐出圧力は、電磁比例減圧弁39の入力ポートに導かれ、電磁比例減圧弁39が作動することにより減圧されて制御圧力となる。この制御圧力は通路45を通ってサーボ弁40のパイロットピストン40aに作用する。また、油圧ポンプ4の吐出圧力がパイロットポンプ44の吐出圧力より低いとき、パイロットポンプ44の吐出圧力がサーボアシスト圧としてチェックバルブ46を介してサーボ弁40の入力ポートに導かれるようになっている。
【0022】
図5は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成するレギュレータ5の有する電磁比例減圧弁39に与えられる制御信号Rと油圧ポンプ4の斜板4aの傾転角(以下、適宜、単に油圧ポンプ4の傾転角或いはポンプ傾転という)との関係を示す図である。
この図5において、制御信号RがR1以下のときには電磁比例減圧弁39は作動せず、電磁比例減圧弁39からの制御圧力は0である。このためサーボ弁40のスプール40bはスプリング40cによって図4中左方向に押され、油圧ポンプ4の吐出圧力(或いはパイロットポンプ44の吐出圧力)がチェックバルブ42、スリーブ40d、スプール40bを通ってサーボピストン41の大径室41bに作用する。サーボピストン41の小径室41aにも、通路43を通って油圧ポンプ4の吐出圧力が作用しているが、面積差によってサーボピストン41は図4中右方向に移動するようになっている。
【0023】
サーボピストン41が図4中右方向に移動すると、フィードバックレバー47はピン48を支点として図4中反時計方向に回転する。フィードバックレバー47の先端は、ピン49でスリーブ40dと連結しているため、スリーブ40dは図4中左方向に移動する。サーボピストン41の移動は、スリーブ40dとスプール40bの開口部の切り欠きが閉じるまで行われ、それが完全に閉じるとサーボピストン41は停止するようになっている。
これらの作動により油圧ポンプ4の傾転角は最小位置になり、油圧ポンプ4の吐出流量が最少になるようになっている。
【0024】
制御信号RがR1よりも大きくなり電磁比例減圧弁39が作動すると、電磁比例減圧弁39の作動量に応じた制御圧力が通路45を通ってサーボ弁40のパイロットピストン40aに作用し、スプール40bをスプリング40cの力とつりあう位置まで図4中右方向に移動させる。スプール40bが移動するとサーボピストン41の大径室41bは、スプール40b内部の通路を経由してタンク50につながる。サーボピストン41の小径室41aには、通路43を通じて常時油圧ポンプ4の吐出圧力(或いはパイロットポンプ44の吐出圧力)が作用しているためサーボピストン41は図4中左方向に移動し、大径室41bの作動油はタンク50に戻されるようになっている。
【0025】
サーボピストン41が図4中左方向に移動すると、フィードバックレバー47はピン48を支点として図示時計方向に回転し、サーボ弁40のスリーブ40dは図4中右方向に移動する。サーボピストン41の移動は、スリーブ40dとスプール40bの開口部の切り欠きが閉じるまで行われ、それが完全に閉じるとサーボピストン41は停止するようになっている。
【0026】
これらの作動により油圧ポンプ4の傾転角が大きくなり、油圧ポンプ4の吐出流量が増加する。このとき、油圧ポンプ4の吐出流量の増加量は、制御圧力の上昇量、すなわち図5に示すように制御信号Rの増加量に比例するようになっている。
【0027】
制御信号Rが低下し電磁比例減圧弁39からの制御圧力が低下すると、サーボ弁40のスプール40bはスプリング40cの力とつりあう位置まで図4中左方向に戻され、油圧ポンプ4の吐出圧力(或いはパイロットポンプ44の吐出圧力)がサーボ弁40のスリーブ40d、スプール40bを通ってサーボピストン41の大径室41bに作用し、小径室41aとの面積差によってサーボピストン41は図4中右方向に移動する。
【0028】
サーボピストン41が図4中右方向に移動すると、フィードバックレバー47はピン48を支点として図示反時計方向に回転し、サーボ弁40のスリーブ40dは図4中左方向に移動する。サーボピストン41の移動は、スリーブ40dとスプール40bの開口部の切り欠きが閉じるまで行われ、それが完全に閉じるとサーボピストン41は停止するようになっている。
【0029】
これらの作動によりポンプ4の傾転角が小さくなり、油圧ポンプ4の吐出流量が減少する。油圧ポンプ4の吐出流量の減少量は制御圧力の低下量、すなわち図5に示すように制御信号Rの低下量に比例するようになっている。
【0030】
図6は、建設機械コントローラ21の制御機能のうち、油圧ポンプ4の傾転制御に係わる制御内容を表す機能ブロック図である。
この図6において、55は第1目標ポンプ傾転角演算部、56は最小ポンプ傾転角切換部、57は第3目標ポンプ傾転角演算部、58は最大値選択部、59は最小値選択部、60は減算部、61は制御電流演算部であり、建設機械コントローラ21はこれらの各機能を有している。
【0031】
第1目標ポンプ傾転角演算部55は、圧力検出器20からのパイロット圧力信号Gを入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときの信号Dが示すパイロット圧力に対応する油圧ポンプ4の第1目標傾転θDを演算する。この第1目標傾転θDは操作レバー装置15,…(図1参照)のレバー操作量(要求流量)に応じたポジティブ制御の目標傾転であり、メモリのテーブルには、パイロット圧力が増大するに従って第1目標傾転θDも増大するように両者の関係が設定されている。なお、操作レバー装置15,…が非操作状態(レバー操作量が0)のときの第1目標傾転θDの最小値はθmin1である。この第1目標ポンプ傾転角演算部55によって演算された第1目標傾転θDは、最大値選択部58に出力されるようになっている。
【0032】
切換スイッチ18は3位置切換スイッチであり、油圧ポンプ4の最小傾転角を3段階(0,θmin2,θmin3)に指示入力可能となっている。すなわち、オペレータにより切換スイッチ18が3位置のうちいずれかの切換位置に操作されると、最小傾転角指示信号Fが最小ポンプ傾転角切換部56に入力され、これにより最小ポンプ傾転角切換部56は最小傾転角指示信号Fに応じて油圧ポンプ4の最小傾転角を0,θmin2,θmin3のうちいずれかに選択し、最大値選択部58に最小傾転θFとして出力するようになっている。なお、θmin2,θmin3は上記第1目標傾転θDの最小値θmin1より大きい値に設定されるようになっている。
【0033】
最大値選択部58は、第1目標ポンプ傾転角演算部55で演算された油圧ポンプ4の第1目標傾転θDと最小ポンプ傾転角切換部56で選択された最小傾転θFとのうち大きい方を選択し、第2目標傾転θMとして最小値演算部59に出力するようになっている。この結果、パイロット圧力信号Gと油圧ポンプ4の第2目標傾転θMとの対応関係は図7に示すようになる。この図7において、A(実線で示す)は切換スイッチ18で0が指示入力された場合、B(1点鎖線で示す)は切換スイッチ18でθmin2が指示入力された場合、C(2点鎖線で示す)は切換スイッチ18でθmin3が指示入力された場合のパイロット圧力信号Gと第2目標傾転θMとの関係を示している。すなわち、切換スイッチ18で0が指示入力された場合には、傾転角演算部55で操作レバー装置15,…の操作量に応じて演算された第1目標傾転θDがそのまま第2目標傾転θMとして出力され、θmin2又はθmin3が指示入力された場合には、傾転角演算部55で演算された第1目標傾転θDの最小値θmin1がθmin2又はθmin3に底上げされて第2目標傾転θMとして出力されるようになっている。
【0034】
第3目標ポンプ傾転角演算部57は、圧力検出器16からの油圧ポンプ4の吐出圧力信号Pを入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときの信号Pが示すポンプ吐出圧力(以下、便宜上、信号と同じ符号Pを付す)に対応する油圧ポンプ4の第3目標傾転θTを演算する。この第3目標傾転θTは油圧ポンプ4のトルク制御を行うための制限値となるものであり、メモリのテーブルには、ポンプ吸収トルク曲線(P−θT曲線)に基づくポンプ吐出圧力Pと油圧ポンプ4の第3目標傾転θT(制限値)との関係が設定されている。この演算された第3目標傾転θTは、最小値選択部59に出力されるようになっている。
【0035】
最小値選択部59は、最大値選択部58から出力される第2目標傾転θMと、第3目標ポンプ傾転角演算部57で演算された第3目標傾転θTとのうち小さい方を選択し、油圧ポンプ4の制御用の最終目標傾転θCとして減算部60に出力する。これにより、第2目標傾転θMが第3目標傾転θTより大きいときは第3目標傾転θTが制御用の最終目標傾転θCとして出力されることとなり、制御用の最終目標傾転θCは第3目標傾転θT以下に制限されるようになっている。この結果、ポンプ吐出圧力Pと油圧ポンプ4の最終目標傾転θCとの対応関係は図8に示すようになる。この図8において、アはポンプ吸収トルク曲線(P−θC曲線)であり、最終目標傾転θCはポンプ吐出圧力Pが一定の値以上の範囲ではポンプ吸収トルク曲線アに沿って減少する。このようにして、ポンプ吸収トルク曲線アに基づくポンプ吸収トルク制御を行うことで、後述する油圧ポンプ4のポンプ吸収馬力制御を行うことができるようになっている。また、図8中A(破線で示す)、B(1点鎖線で示す)、C(2点鎖線で示す)は、前述の図7と同様に、切換スイッチ18で0,θmin2,θmin3がそれぞれ指示入力された場合の、操作レバー装置15,…が非操作状態であるときのポンプ吐出圧力Pと最終目標傾転θCとの関係を示している。
【0036】
減算部60は、制御用の最終目標傾転θCと傾転角検出器17から出力され実際の傾転角を表す傾転角信号θの偏差Δθを演算して制御電流演算部61に出力し、制御電流演算部61は、例えば積分制御演算によりその偏差Δθから制御信号Rを演算して電磁比例減圧弁39に出力する。このようにして、傾転角信号θが制御用の最終目標傾転θCに一致するように制御され、油圧ポンプ4は最終目標傾転θCとそのときのエンジン1の回転数Nとの積に比例した流量Qを吐出する。図9は、このときの油圧ポンプ4のポンプ吐出圧力Pとポンプ吐出流量Qとの関係を示した図である。この図9において、イはポンプ吸収馬力曲線(P−Q曲線)であり、このポンプ吸収馬力曲線に基づく油圧ポンプ4のポンプ吸収馬力制御により、エンジン1の過負荷を防止し、エンジンストールを生じない範囲でエンジン1の出力馬力の有効活用を実施できるようになっている。また、図9中A(破線で示す)、B(1点鎖線で示す)、C(2点鎖線で示す)は、切換スイッチ18で0,θmin2,θmin3がそれぞれ指示入力された場合の、操作レバー装置15,…が非操作状態であるときのポンプ吐出圧力Pとポンプ吐出流量Qとの関係を示している。
【0037】
以上において、ブームシリンダ6、旋回モータ7、アームシリンダ8、及びバケットシリンダ9は特許請求の範囲各項記載の油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータを構成し、操作レバー装置15,…は複数の油圧アクチュエータを手動操作するための操作レバーを構成する。また、切換スイッチ18は油圧ポンプの最小押しのけ容積を指示する指示入力手段を構成すると共に複数段の切換位置を有するスイッチをも構成し、建設機械コントローラ21は指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段を構成し、レギュレータ5は制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段を構成する。
【0038】
次に、上記構成の本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態の動作を以下に説明する。
エンジン1を起動させて油圧ポンプ4を駆動し、切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角を0,θmin2,θmin3のうちいずれかに指示入力し、操作レバー装置15,…のいずれかを操作すると、油圧ポンプ4から吐出された圧油が方向制御弁10〜13の該当するものを介してブームシリンダ6、アームシリンダ8、バケットシリンダ9、或いは旋回モータ7等に供給され、例えば図2に示した油圧ショベルの作業装置27が駆動し、土砂の掘削作業等が実施される。
【0039】
このとき、建設機械コントローラ21では、第1目標ポンプ傾転角演算部55において、圧力検出器20から出力されるパイロット圧力信号Gに対応する油圧ポンプ4の第1目標傾転θDが演算され、最大値選択部58において、この第1目標傾転θDと切換スイッチ18の指示入力により最小ポンプ傾転角切換部56で選択された最小傾転θF(0又はθmin2又はθmin3)とのうち大きい方が選択され、第2目標傾転θMとして最小値選択部59に出力される。すなわち、切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角が0と指示入力された場合には、第1目標ポンプ傾転角演算部55で演算された第1目標傾転θDが図7中Aに示すようにそのまま最大値選択部58に出力され、最小傾転角がθmin2又はθmin3に指示入力された場合には、図7中B又はCに示すように第1目標傾転θDの最小値がθmin1からθmin2又はθmin3に底上げされて出力される。
【0040】
また、第3目標ポンプ傾転角演算部57において、圧力検出器16から出力される油圧ポンプ4の吐出圧力信号Pに対応する油圧ポンプ4の第3目標傾転θTが演算され、最小値選択部59において、この第3目標傾転θTと上記最大値選択部58から出力される第2目標傾転θMとのうち小さい方が選択され、これにより第2目標傾転θMが第3目標傾転θT以下に制限されて、制御用の最終目標傾転θCとして減算部60に出力される。
【0041】
その後、減算部60で傾転角信号θと最終目標傾転θCとの偏差Δθが演算され、制御電流演算部61でこの偏差Δθに応じて制御信号Rが演算されて、この制御信号Rがレギュレータ5の電磁比例減圧弁39に出力される。これにより、油圧ポンプ4の傾転角は最終目標傾転θCに一致するよう制御され、油圧ポンプ4はこの最終目標傾転θCとそのときのエンジン回転数Nとの積に比例した流量Qを吐出する。このようにして、油圧ポンプ4から吐出された圧油がブームシリンダ6,アームシリンダ8,バケットシリンダ9、或いは旋回モータ7の該当するものに供給され、当該アクチュエータが駆動される。
【0042】
以上説明したような構成及び動作である本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態によれば、以下のような効果を得ることができる。
すなわち、図3において前述したように、本実施の形態においてはガバナ領域でエンジン出力トルクTeの低下に係わらずエンジン回転数Nを定格回転数N0に一定に保つアイソクロナス制御を実施するので、例えばメカニカルガバナ式エンジンを備えガバナ領域でエンジント出力トルクTeが低下するに従ってエンジン回転数Nが増加するドループ制御を行う建設機械に比べ、低負荷領域でのエンジン回転数Nが比較的小さくなる。これにより、操作レバー装置15,…が非操作状態である場合において、上記ドループ制御を実施する建設機械に比べて油圧ポンプ4の吐出流量Qが減少することとなり、この結果、操作レバー装置15,…が非操作状態から操作状態となった際にポンプ吐出流量Qが油圧アクチュエータの要求する要求流量に達するまでの時間が長くなり、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が遅くなる。すなわち、本実施の形態においては切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角を0に指示入力した場合が、この状態に該当する。
【0043】
そこで本実施の形態によれば、切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角をθmin2又はθmin3に選択することで、図7中B,Cに示すように操作レバー装置15,…の操作量に対する第2目標傾転θMの最小値をθmin2又はθmin3に底上げすることができ、これにより図9に示すように操作レバー装置15,…が非操作状態であるときの油圧ポンプ4の最低吐出流量をθmin1(図9中A)からQmin2(図9中B)又はQmin3(図9中C)に増大することができる。これにより、油圧アクチュエータの要求流量(ここでは最大吐出流量Qmaxとする)までの吐出流量偏差を図9中ΔQAからΔQB又はΔQCに減少することができるので、要求流量に達するまでの時間を短くすることができる。図10は、このときの操作レバー装置15,…が非操作状態から操作状態となった際のポンプ吐出流量Qの時間変化を示した図である。この図10に示すように、切換スイッチ18により油圧ポンプ4の最小傾転角をθmin1からθmin2又はθmin3に変更することで、ポンプ吐出流量Qが要求流量Qmaxに達するまでの時間をTAからTB又はTCに短縮することができる。したがって、例えば油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が上記ドループ制御を行う建設機械の油圧アクチュエータの動作速度と略同等となるように油圧ポンプ4の最小傾転角θmin3(又はθmin2でもよい)を設定しておけば、切換スイッチ18で最小傾転角をθmin3(又はθmin2)に選択することで油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度をドループ制御を行う建設機械と略同等とすることが可能となるばかりでなく、最小傾転角θmin2,θmin3の設定によっては本実施の形態の油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を上記ドループ制御を行う建設機械の油圧アクチュエータの動作速度以上とすることが可能となる。
【0044】
このように、本実施の形態によれば、アイソクロナス制御を行うことで低燃費化、低騒音化を図りつつ、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる。またこの結果、油圧ショベルの掘削作業におけるサイクルタイムを短くすることができ、作業効率を向上することができる。
【0045】
次に、本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を図11乃至図17を用いて説明する。本実施の形態は、ガバナ領域を逆ドループ特性に制御するエンジンを備えた油圧ショベルに本発明を適用したものである。
【0046】
図11は、上記本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を有する油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
この図11において、電子ガバナ2′及びエンジンコントローラ3′からなる燃料噴射制御装置は、ガバナ領域を逆ドループ特性に制御可能なものであり、これによりエンジン1は、ガバナ領域においてエンジン出力トルクTe(エンジン負荷)が低下するに従い回転数が減少するように制御される(後述の図12参照)。また、21′は、切換スイッチ18の指示入力により油圧ポンプ4の最小傾転角を0,θmin4,θmin5のうちいずれかに選択可能な最小ポンプ傾転角切換部56′(詳細は後述)を備えた建設機械コントローラである。なお、本実施の形態に係わる油圧駆動装置の他の構成は、前述の図1に示した一実施の形態と同様である。
【0047】
図12は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を有する油圧ショベルに備えられ逆ドループ制御を実施するエンジン1の回転数Nと出力トルクTeとの関係を示す図である。
この図12に示すように、本実施の形態におけるエンジン1の出力特性は、ガバナ領域36では直線65のようにエンジン出力トルクTe(エンジン負荷)が低下するに従ってエンジン回転数Nが減少する逆ドループ特性を有している。これにより、前述の一実施の形態のアイソクロナス制御を実施する構造に比べ、軽負荷時のエンジン回転数Nが更に低下するので、更なる低燃費と低騒音を実現することができるようになっている。
【0048】
図13は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する建設機械コントローラ21′の制御機能のうち、油圧ポンプ4の傾転制御に係わる制御内容を表す機能ブロック図である。
この図13において、最小ポンプ傾転角切換部56′は、切換スイッチ18から入力される最小傾転角指示信号Fに応じて油圧ポンプ4の最小傾転角を0,θmin4,θmin5のうちいずれかに選択し、最大値選択部58に最小傾転θFとして出力するようになっている。なお、θmin4,θmin5は第1目標傾転θDの最小値θmin1より大きい値であり、また、前述の一実施の形態における最小傾転角θmin2,θmin3と比べ、その大小関係が例えばθmin2<θmin4<θmin3<θmin5となるように設定されている(θmin2<θmin3<θmin4<θmin5でもよい)。
【0049】
上記最小ポンプ傾転角切換部56′で選択された最小傾転θF(0又はθmin4又はθmin5)と第1目標ポンプ傾転角演算部55で演算された第1目標傾転θDとのうち大きい方が最大値選択部58により選択される結果、本実施の形態におけるパイロット圧力信号Gと第2目標傾転θMとの対応関係は図14に示すようになる。この図14において、A(実線で示す)は切換スイッチ18で0が指示入力された場合、D(1点鎖線で示す)は切換スイッチ18でθmin4が指示入力された場合、E(2点鎖線で示す)は切換スイッチ18でθmin5が指示入力された場合のパイロット圧力信号Gと第2目標傾転θMとの関係を示している。この図14に示すように、逆ドループ制御を行う本実施の形態においては、低負荷領域におけるエンジン回転数Nがアイソクロナス制御を行う前述の一実施の形態よりも低下してポンプ吐出流量Qがさらに減少するのを補填するために、θmin4,θmin5をθmin2,θmin3よりもそれぞれ大きく設定している。
【0050】
上記最大選択部58から出力される第2目標傾転θMと第3目標ポンプ傾転角演算部57で演算された第3目標傾転θTとのうち小さいほうが最小値選択部59で選択される結果、本実施の形態におけるポンプ吐出圧力Pと最終目標傾転θCとの対応関係は図15に示すようになる。この図15において、ポンプ吸収トルク曲線(P−θC曲線)アは前述の一実施の形態と同様であり、図15中A,D,Eはそれぞれ、切換スイッチ18で0,θmin4,θmin5が指示入力された場合の操作レバー装置15,…が非操作状態であるときのポンプ吐出圧力Pと最終目標傾転θCとの関係を示している。
【0051】
減算部60は、前述の一実施の形態と同様にして、上記最小値選択部59から出力される最終目標傾転θCと傾転角検出器17から出力される傾転角信号θの偏差Δθを演算し、制御電流演算部61はこの偏差Δθから制御信号Rを演算して電磁比例減圧弁39に出力する。これにより、油圧ポンプ4は傾転角信号θが制御用の最終目標傾転θCに一致するように制御され、最終目標傾転θCとそのときのエンジン1の回転数Nとの積に比例した流量Qを吐出する。図16は、このときの油圧ポンプ4のポンプ吐出圧力Pとポンプ吐出流量Qとの関係を示した図である。上述したように、本実施の形態では低負荷領域におけるエンジン回転数Nがアイソクロナス制御を行う一実施の形態よりも低下してポンプ吐出流量Qがさらに減少するのを補填するために、最小傾転角θmin4,θmin5をθmin2,θmin3よりも大きく設定するので、図16に示すように最小傾転角がθmin4,θmin5のときの最小吐出流量Qmin4,Qmin5を図9に示す前述の一実施の形態における最小吐出流量Qmin2,Qmin3と略同等とすることができるようになっている。
【0052】
以上において、建設機械コントローラ21′は、特許請求の範囲各項記載の指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段を構成する。
【0053】
以上のように構成した本実施の形態における動作は、エンジン1が逆ドループ特性に制御され、切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角が0,θmin4,θmin5のうちいずれかに選択される点を除いては、前述の一実施の形態と実質的に同じであるので省略する。
【0054】
上記構成及び動作である本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の形態によれば、以下のような効果を得ることができる。
すなわち、図12において前述したように、本実施の形態においてはガバナ領域でエンジン出力トルクTeの低下するにつれエンジン回転数Nを低下させる逆ドループ制御を実施しているため、例えばメカニカルガバナ式エンジンを備えガバナ領域でドループ制御を行う建設機械に比べて低負荷領域でのエンジン回転数Nが減少する前述した一実施の形態のようなアイソクロナス制御を行う構造に比べ、低負荷領域でのエンジン回転数Nがさらに減少する。これにより、操作レバー装置15,…が非操作状態である場合において、上記ドループ制御を実施する建設機械と比べて油圧ポンプ4の吐出流量Qが大きく減少することとなり、この結果、操作レバー装置15,…が非操作状態から操作状態となった際の油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が一層遅くなる。すなわち、本実施の形態においては切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角を0に指示入力した場合が、この状態に該当する。
【0055】
そこで本実施の形態によれば、切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角をθmin4又はθmin5に選択することで、図14中D,Eに示すように操作レバー装置15,…の操作量に対する第2目標傾転θMの最小値をθmin4又はθmin5に底上げすることができ、これにより図16に示すように操作レバー装置15,…が非操作状態であるときの油圧ポンプ4の最低吐出流量を、Qmin1(図16中A)から前述の一実施の形態における最小吐出流量Qmin2,Qmin3と略同等のQmin4(図16中D)又はQmin5(図16中E)に増大することができる。この結果、油圧アクチュエータの要求流量(ここでは最大吐出流量Qmaxとする)までの吐出流量偏差を図16に示すようにΔQAからΔQD又はΔQEに減少することができるので、要求流量に達するまでの時間を短くすることができる。図17は、このときのポンプ吐出流量Qの時間変化を示した図である。この図17に示すように、切換スイッチ18により油圧ポンプ4の最小傾転角をθmin1からθmin4又はθmin5に変更することで、ポンプ吐出流量が要求流量Qmaxに達するまでの時間を、TAから前述の一実施の形態におけるTB又はTCと略同等であるTD又はTEに短縮することができる。したがって、本実施の形態によれば、逆ドループ制御を行うことで更なる低燃費化、低騒音化を図りつつ、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる。
【0056】
なお、以上説明してきた本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態及び他の実施の形態においては、レギュレータ5を、圧力検出器16が検出する圧力に応じて建設機械コントローラ21(又は建設機械コントローラ21′)が電磁比例減圧弁39に制御信号を出力し、これによりサーボ弁40が駆動されて油圧ポンプ4の傾転制御を行う電気式の傾転制御を行う構造としたが、これに限らず、油圧ポンプ4の吐出配管からサーボ弁40に圧油を導き、ポンプ吐出圧により直接サーボ弁40が駆動されることで油圧ポンプ4の傾転制御を行う油圧式の傾転制御を行う構造としてもよい。
【0057】
また、上記一実施の形態及び他の実施の形態においては、油圧ポンプ4の最小傾転角(斜板4aの可動角度の下限値)を建設機械コントローラ21(又は建設機械コントローラ21′)によって電気的に設定し、その最小傾転角の切換についても電気的に行えるようにしているが、これに限らず、油圧ポンプ4の斜板4aの傾動を例えばストッパによって機械的に係止することで最小傾転角を設定する構造とし、何らかの手段によりそのストッパの位置等を変更することで最小傾転角の切換を行う構造としてもよい。
【0058】
また、上記一実施の形態及び他の実施の形態においては、切換スイッチ18を3位置の切換位置を有するスイッチとしたが、3位置に限らず、2位置又は3位置より多い切換位置を有するスイッチとしてもよい。またこれに限らず、切換スイッチ18を可変ボリューム式のスイッチとし、油圧ポンプ4の最小傾転角を連続的に可変できるようにしてもよい。この場合、上記した3位置の切換位置を有する切換スイッチ18を用いた一実施の形態及び他の実施の形態に比べ、油圧ポンプ4の最小傾転角を微調整することが可能となる。
【0059】
【発明の効果】
本発明によれば、油圧ポンプの最小押しのけ容積を指示入力手段で増加するように指示入力することで、操作レバーが非操作状態であるときの油圧ポンプの吐出流量を増加することができる。これにより、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際の油圧ポンプの吐出流量が要求流量に達するまでの時間を短縮することができ、この結果、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
【図2】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧ショベルの全体構造を表す斜視図である。
【図3】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧ショベルに備えられアイソクロナス制御を実施するエンジンの回転数と出力トルクとの関係を示す図である。
【図4】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成するレギュレータの構成を示す油圧回路図である。
【図5】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成するレギュレータの有する電磁比例減圧弁に与えられる制御信号と油圧ポンプの斜板の傾転角との関係を示す図である。
【図6】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御機能のうち、油圧ポンプの傾転制御に係わる制御内容を表す機能ブロック図である。
【図7】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御におけるパイロット圧力信号と油圧ポンプの第2目標傾転との対応関係を示す図である。
【図8】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御における油圧ポンプのポンプ吐出圧力と最終目標傾転との対応関係を示す図である。
【図9】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成する油圧ポンプのポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す図である。
【図10】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態において、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際のポンプ吐出流量の時間変化を示す図である。
【図11】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を有する油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
【図12】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を有する油圧ショベルに備えられ逆ドループ制御を実施するエンジンの回転数と出力トルクとの関係を示す図である。
【図13】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御機能のうち、油圧ポンプの傾転制御に係わる制御内容を表す機能ブロック図である。
【図14】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御におけるパイロット圧力信号と油圧ポンプの第2目標傾転との対応関係を示す図である。
【図15】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御における油圧ポンプのポンプ吐出圧力と最終目標傾転との対応関係を示す図である。
【図16】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する油圧ポンプのポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す図である。
【図17】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態において、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際のポンプ吐出流量の時間変化を示す図である。
【符号の説明】
1 エンジン
2 電子ガバナ(燃料噴射制御装置)
3 エンジンコントローラ(燃料噴射制御装置)
4 油圧ポンプ
5 レギュレータ(ポンプ制御手段)
6 ブームシリンダ(油圧アクチュエータ)
7 旋回モータ(油圧アクチュエータ)
8 アームシリンダ(油圧アクチュエータ)
9 バケットシリンダ(油圧アクチュエータ)
15 操作レバー装置(操作レバー)
18 切換スイッチ(指示入力手段;スイッチ)
21 建設機械コントローラ(制御信号生成手段)
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンの出力特性がアイソクロナス特性又は逆ドループ特性である油圧ショベル等の建設機械に設けられる建設機械のポンプ制御装置に関し、さらに詳しくは、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際の油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる建設機械のポンプ制御装置に関するものである。
【0002】
【従来の技術】
一般に、メカニカルガバナ式エンジンを備えた建設機械は、エンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプの押しのけ容積を制御するポンプ制御手段と、油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータと、油圧ポンプの吐出圧力を検出し吐出圧力信号を出力する圧力検出器と、この圧力検出器から出力される吐出圧力信号を入力し、ポンプ制御手段に油圧ポンプの押しのけ容積を制御する制御信号を出力する制御信号生成手段とを備えている。
【0003】
このようなメカニカルガバナ式エンジンを有する建設機械のエンジン出力特性は、メカニカルガバナが制御される領域であるガバナ領域において、エンジン出力トルク(エンジン負荷)が低下するに従ってエンジン回転数が増加するドループ特性を有している。このドループ特性は、メカニカルガバナに含まれるフライホイールの慣性により生じるものであるが、操作レバーの非操作時等の軽負荷状態においてエンジンの回転数が増加するために、燃費及び騒音の低減化の観点で向上の余地があった。
【0004】
そこで従来より、ガバナ領域をアイソクロナス特性或いは逆ドループ特性に制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジン(以下、適宜、アイソクロナス制御或いは逆ドループ制御を実施するエンジンと記述する)を備えた建設機械(作業機)が開示されている(例えば、特許文献1参照)。上記アイソクロナス特性とは、エンジン負荷の軽重、すなわちエンジン出力トルクの大小に係わらず、ガバナ領域においてエンジン回転数が一定に保たれる特性であり、上記逆ドループ特性とはエンジン負荷が低下するに従って、エンジン回転数が減少する特性である。この場合、メカニカルガバナのようなフライホイールの慣性による影響を除くことができ、メカニカルガバナを有するエンジンを備えた建設機械に比べ、低燃費及び低騒音を実現することができる。
【0005】
【特許文献1】
特開平10−159599号公報
【0006】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来技術では以下のような課題が存在する。
すなわち、上記アイソクロナス制御或いは逆ドループ制御を実施するエンジンを備えた建設機械では、エンジンが軽負荷の場合でもエンジン回転数が増加しないことで低燃費化、低騒音化を実現できる利点はあるものの、例えば操作レバーが非操作状態、すなわち中立位置である場合には、エンジンが軽負荷となりエンジン回転数は一定若しくは減少するため、ドループ制御を実施するエンジンを備えた建設機械と比べて油圧ポンプの吐出流量が減少する。これにより、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際に、油圧ポンプの吐出流量が油圧アクチュエータの要求する要求流量に達するまでの時間が長くなり、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が遅くなる。したがって、例えば建設機械が油圧ショベルの場合、掘削作業におけるサイクルタイムが長くなり、作業効率が悪化することが考えられる。
【0007】
本発明は、上記従来技術の問題に鑑みてなされたものであり、その目的は、エンジンの出力特性がアイソクロナス特性又は逆ドループ特性である場合でも、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる建設機械のポンプ制御装置を提供することにある。
【0008】
【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、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータとを備える建設機械のポンプ制御装置において、前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を指示入力する指示入力手段と、この指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段と、この制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段とを備える。
【0009】
一般に、建設機械に備えられるエンジンの出力特性がアイソクロナス特性又は逆ドループ特性である場合、操作レバーが非操作状態である場合等の軽負荷状態におけるエンジン回転数は、出力特性がドループ特性である場合のエンジン回転数よりも小さくなる。このため、油圧ポンプの吐出流量が小さくなり、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際の油圧ポンプの吐出流量が要求流量に達するまでの時間が長くなるので、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が遅くなる傾向がある。
【0010】
本発明においては、油圧ポンプの最小押しのけ容積を、例えば操作レバーが非操作状態であるときに指示入力手段で増加するように指示入力する。この指示入力手段による指示入力に応じ、制御信号生成手段は制御信号を生成してポンプ制御手段に出力し、これによりポンプ制御手段は油圧ポンプの最小押しのけ容積を増加させる。本発明によれば、このようにして操作レバーが非操作状態であるときの油圧ポンプの吐出流量を増加することで、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際の油圧ポンプの吐出流量が要求流量に達するまでの時間を短縮することができ、この結果、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる。
【0011】
(2)上記目的を達成するために、また本発明は、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータと、これら複数の油圧アクチュエータを手動操作するための操作レバーとを備える建設機械のポンプ制御装置において、前記操作レバーが操作状態となる前に、前記操作レバーが非操作状態であるときの前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を増加するように指示入力するための指示入力手段と、この指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段と、この制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段とを備える。
【0012】
(3)上記(1)又は(2)において、好ましくは、前記指示入力手段は複数段の切換位置を有するスイッチであり、前記制御信号生成手段は、それら複数段の切換位置に応じた値の前記制御信号を生成し、前記ポンプ制御手段は、それら制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を複数段に切換制御する。
【0013】
(4)上記(1)又は(2)において、また好ましくは、前記指示入力手段は可変ボリューム式のスイッチであり、前記制御信号生成手段は、前記スイッチからの指示入力に応じた値の前記制御信号を生成し、前記ポンプ制御手段は、その制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を連続的に可変制御する。これにより、油圧ポンプの最小押しのけ容積を微調整することができる。
【0014】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の建設機械のポンプ制御装置の実施の形態を図面を参照しつつ説明する。
まず、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を図1乃至図10を参照しつつ以下に説明する。図1は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧駆動装置の全体構成を示す油圧回路図である。
【0015】
この油圧駆動装置は、建設機械、例えば油圧ショベルに備えられるものであり、図1に示すように、1はエンジン、2は電子ガバナ、3はエンジンコントローラであり、電子ガバナ2及びエンジンコントローラ3はエンジン1の燃料噴射制御装置を構成している。電子ガバナ2がエンジンコントローラ3により制御されてエンジン1に燃料を噴射することで、ガバナ領域をアイソクロナス特性に制御、すなわちガバナ領域においてエンジン負荷の増減に係わらずエンジン1の回転数を定格回転数に維持するアイソクロナス制御を実施するようになっている。
【0016】
また、4はエンジン1により駆動される例えば斜板式の可変容量型の油圧ポンプ、5はこの油圧ポンプ4の押しのけ容積(斜板の傾転角)を制御するレギュレータ、6,7,8,9は油圧ポンプ4から吐出される圧油によって駆動されブームシリンダ、旋回モータ、アームシリンダ、及びバケットシリンダから構成される複数の油圧アクチュエータ、10〜13はこれら複数の油圧アクチュエータに供給される圧油の流れを制御する方向制御弁、14はメインリリーフ弁、15,…は方向制御弁10〜13を切換操作するためのパイロット圧力を発生する操作レバー装置(1つのみ図示)、16は油圧ポンプ4の吐出圧力を検出し吐出圧力信号Pを出力する圧力検出器、17は油圧ポンプ4の斜板の傾転角(押しのけ容積)を検出し傾転角信号θを出力する傾転角検出器、18は油圧ポンプ4の最小押しのけ容積を3段階に指示入力可能な切換スイッチ、19は操作レバー装置15,…からのパイロット圧力を入力しそのうちの1つのパイロット圧力を選択し出力するシャトル弁の組み合わせを有する信号制御弁、20は信号制御弁19から出力されたパイロット圧力を検出しパイロット圧力信号Gを出力する圧力検出器、21は圧力検出器16から出力される吐出圧力信号P、傾転角検出器17から出力される傾転角信号θ、切換スイッチ18から出力される最小傾転角指示信号F、及び圧力検出器20から出力されるパイロット圧力信号Gを入力し、レギュレータ5に押しのけ容積を制御する制御信号Rを出力する建設機械コントローラである。
【0017】
図2は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する上記油圧駆動装置を備える油圧ショベルの全体構造を表す斜視図である。
この図2において、25は走行体、26は旋回体、27は作業装置であり、旋回体26は走行体25の上部に旋回可能に搭載され、作業装置27は旋回体26の前方部に上下動可能に取り付けられている。28はエンジンルーム、29は運転室であり、これらエンジンルーム28及び運転室29は旋回体26に搭載されている。また、30はブーム、31はアーム、32は掘削バケットであり、作業装置27はこれらブーム30、アーム31、及び掘削バケット32を有する多関節構造となっている。上記の走行体25、旋回体26、及び作業装置27は、それぞれ油圧アクチュエータとして左右の走行モータ33(一方のみ図示)、前記の旋回モータ7、ブームシリンダ6、アームシリンダ8、及びバケットシリンダ9を有し、走行体25は左右の走行モータ33の回転により走行し、旋回体26は旋回モータ7の回転により旋回し、作業装置27のブーム30はブームシリンダ6の伸縮により上下方向に回動し、アーム31はアームシリンダ8の伸縮により上下、前後方向に回動し、掘削バケット32はバケットシリンダ9の伸縮により上下、前後方向に回動する。
【0018】
なお、前記操作レバー装置15,…及び切換スイッチ18は運転室29内に配置され、エンジン1及び油圧ポンプ4はエンジンルーム28内に設置されている。また、方向制御弁10〜13、エンジンコントローラ3、建設機械コントローラ21等の油圧機器及び電子機器は旋回体26の適所に設置されている。
【0019】
図3は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧ショベルに備えられアイソクロナス制御を実施するエンジン1の回転数Nと出力トルクTeとの関係を示す図である。
この図3において、エンジン1の出力トルク特性は、直線35で表されるガバナ領域36の特性(アイソクロナス特性)と曲線37で表される全負荷領域の特性に分けられる。ガバナ領域36はガバナの開度が100%以下での出力領域であり、全負荷領域はガバナ開度が100%の出力領域である。図中、破線38は、比較のため、従来のメカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域における特性(ドループ特性)を示している。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構造であるため、メカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域は、破線38のように、エンジント出力トルク(エンジン負荷)Teが低下するに従って、エンジン回転数Nが増加するドループ特性を有している。これに対し、本実施の形態のエンジン1では、直線35のように、ガバナ領域では電子ガバナ2によりエンジン出力トルクTeの低下に係わらずエンジン回転数Nを定格回転数N0に一定に保つアイソクロナス制御を実施するアイソクロナス特性を有している。このアイソクロナス制御により、メカニカルガバナ式エンジンを備えた建設機械に比べて、低燃費及び低騒音を実現できるようになっている。
【0020】
図4は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成するレギュレータ5の構成を示す油圧回路図である。
この図4において、39は電磁比例減圧弁、40はサーボ弁、41はサーボピストンである。レギュレータ5は、建設機械コントローラ21から出力された制御信号Rにより油圧ポンプ4の傾転角を制御信号Rが示す目標ポンプ傾転角に一致するよう制御するものであり、上記電磁比例減圧弁39と、サーボ弁40と、サーボピストン41とを有している。すなわち、建設機械コントローラ21から制御信号Rを入力された電磁比例減圧弁39は、その制御信号Rに比例した制御圧力をサーボ弁40に出力し、サーボ弁40はその制御圧力により作動してサーボピストン41の位置を制御し、これによりサーボピストン41は油圧ポンプ4の斜板4aを駆動する。このようにして、レギュレータ5は油圧ポンプ4の傾転角を制御するようになっている。
【0021】
油圧ポンプ4の吐出圧力は、チェックバルブ42を介してサーボ弁40の入力ポートに導かれるとともに、通路43を介してサーボピストン41の小径室41aに常時作用している。またパイロットポンプ44の吐出圧力は、電磁比例減圧弁39の入力ポートに導かれ、電磁比例減圧弁39が作動することにより減圧されて制御圧力となる。この制御圧力は通路45を通ってサーボ弁40のパイロットピストン40aに作用する。また、油圧ポンプ4の吐出圧力がパイロットポンプ44の吐出圧力より低いとき、パイロットポンプ44の吐出圧力がサーボアシスト圧としてチェックバルブ46を介してサーボ弁40の入力ポートに導かれるようになっている。
【0022】
図5は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成するレギュレータ5の有する電磁比例減圧弁39に与えられる制御信号Rと油圧ポンプ4の斜板4aの傾転角(以下、適宜、単に油圧ポンプ4の傾転角或いはポンプ傾転という)との関係を示す図である。
この図5において、制御信号RがR1以下のときには電磁比例減圧弁39は作動せず、電磁比例減圧弁39からの制御圧力は0である。このためサーボ弁40のスプール40bはスプリング40cによって図4中左方向に押され、油圧ポンプ4の吐出圧力(或いはパイロットポンプ44の吐出圧力)がチェックバルブ42、スリーブ40d、スプール40bを通ってサーボピストン41の大径室41bに作用する。サーボピストン41の小径室41aにも、通路43を通って油圧ポンプ4の吐出圧力が作用しているが、面積差によってサーボピストン41は図4中右方向に移動するようになっている。
【0023】
サーボピストン41が図4中右方向に移動すると、フィードバックレバー47はピン48を支点として図4中反時計方向に回転する。フィードバックレバー47の先端は、ピン49でスリーブ40dと連結しているため、スリーブ40dは図4中左方向に移動する。サーボピストン41の移動は、スリーブ40dとスプール40bの開口部の切り欠きが閉じるまで行われ、それが完全に閉じるとサーボピストン41は停止するようになっている。
これらの作動により油圧ポンプ4の傾転角は最小位置になり、油圧ポンプ4の吐出流量が最少になるようになっている。
【0024】
制御信号RがR1よりも大きくなり電磁比例減圧弁39が作動すると、電磁比例減圧弁39の作動量に応じた制御圧力が通路45を通ってサーボ弁40のパイロットピストン40aに作用し、スプール40bをスプリング40cの力とつりあう位置まで図4中右方向に移動させる。スプール40bが移動するとサーボピストン41の大径室41bは、スプール40b内部の通路を経由してタンク50につながる。サーボピストン41の小径室41aには、通路43を通じて常時油圧ポンプ4の吐出圧力(或いはパイロットポンプ44の吐出圧力)が作用しているためサーボピストン41は図4中左方向に移動し、大径室41bの作動油はタンク50に戻されるようになっている。
【0025】
サーボピストン41が図4中左方向に移動すると、フィードバックレバー47はピン48を支点として図示時計方向に回転し、サーボ弁40のスリーブ40dは図4中右方向に移動する。サーボピストン41の移動は、スリーブ40dとスプール40bの開口部の切り欠きが閉じるまで行われ、それが完全に閉じるとサーボピストン41は停止するようになっている。
【0026】
これらの作動により油圧ポンプ4の傾転角が大きくなり、油圧ポンプ4の吐出流量が増加する。このとき、油圧ポンプ4の吐出流量の増加量は、制御圧力の上昇量、すなわち図5に示すように制御信号Rの増加量に比例するようになっている。
【0027】
制御信号Rが低下し電磁比例減圧弁39からの制御圧力が低下すると、サーボ弁40のスプール40bはスプリング40cの力とつりあう位置まで図4中左方向に戻され、油圧ポンプ4の吐出圧力(或いはパイロットポンプ44の吐出圧力)がサーボ弁40のスリーブ40d、スプール40bを通ってサーボピストン41の大径室41bに作用し、小径室41aとの面積差によってサーボピストン41は図4中右方向に移動する。
【0028】
サーボピストン41が図4中右方向に移動すると、フィードバックレバー47はピン48を支点として図示反時計方向に回転し、サーボ弁40のスリーブ40dは図4中左方向に移動する。サーボピストン41の移動は、スリーブ40dとスプール40bの開口部の切り欠きが閉じるまで行われ、それが完全に閉じるとサーボピストン41は停止するようになっている。
【0029】
これらの作動によりポンプ4の傾転角が小さくなり、油圧ポンプ4の吐出流量が減少する。油圧ポンプ4の吐出流量の減少量は制御圧力の低下量、すなわち図5に示すように制御信号Rの低下量に比例するようになっている。
【0030】
図6は、建設機械コントローラ21の制御機能のうち、油圧ポンプ4の傾転制御に係わる制御内容を表す機能ブロック図である。
この図6において、55は第1目標ポンプ傾転角演算部、56は最小ポンプ傾転角切換部、57は第3目標ポンプ傾転角演算部、58は最大値選択部、59は最小値選択部、60は減算部、61は制御電流演算部であり、建設機械コントローラ21はこれらの各機能を有している。
【0031】
第1目標ポンプ傾転角演算部55は、圧力検出器20からのパイロット圧力信号Gを入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときの信号Dが示すパイロット圧力に対応する油圧ポンプ4の第1目標傾転θDを演算する。この第1目標傾転θDは操作レバー装置15,…(図1参照)のレバー操作量(要求流量)に応じたポジティブ制御の目標傾転であり、メモリのテーブルには、パイロット圧力が増大するに従って第1目標傾転θDも増大するように両者の関係が設定されている。なお、操作レバー装置15,…が非操作状態(レバー操作量が0)のときの第1目標傾転θDの最小値はθmin1である。この第1目標ポンプ傾転角演算部55によって演算された第1目標傾転θDは、最大値選択部58に出力されるようになっている。
【0032】
切換スイッチ18は3位置切換スイッチであり、油圧ポンプ4の最小傾転角を3段階(0,θmin2,θmin3)に指示入力可能となっている。すなわち、オペレータにより切換スイッチ18が3位置のうちいずれかの切換位置に操作されると、最小傾転角指示信号Fが最小ポンプ傾転角切換部56に入力され、これにより最小ポンプ傾転角切換部56は最小傾転角指示信号Fに応じて油圧ポンプ4の最小傾転角を0,θmin2,θmin3のうちいずれかに選択し、最大値選択部58に最小傾転θFとして出力するようになっている。なお、θmin2,θmin3は上記第1目標傾転θDの最小値θmin1より大きい値に設定されるようになっている。
【0033】
最大値選択部58は、第1目標ポンプ傾転角演算部55で演算された油圧ポンプ4の第1目標傾転θDと最小ポンプ傾転角切換部56で選択された最小傾転θFとのうち大きい方を選択し、第2目標傾転θMとして最小値演算部59に出力するようになっている。この結果、パイロット圧力信号Gと油圧ポンプ4の第2目標傾転θMとの対応関係は図7に示すようになる。この図7において、A(実線で示す)は切換スイッチ18で0が指示入力された場合、B(1点鎖線で示す)は切換スイッチ18でθmin2が指示入力された場合、C(2点鎖線で示す)は切換スイッチ18でθmin3が指示入力された場合のパイロット圧力信号Gと第2目標傾転θMとの関係を示している。すなわち、切換スイッチ18で0が指示入力された場合には、傾転角演算部55で操作レバー装置15,…の操作量に応じて演算された第1目標傾転θDがそのまま第2目標傾転θMとして出力され、θmin2又はθmin3が指示入力された場合には、傾転角演算部55で演算された第1目標傾転θDの最小値θmin1がθmin2又はθmin3に底上げされて第2目標傾転θMとして出力されるようになっている。
【0034】
第3目標ポンプ傾転角演算部57は、圧力検出器16からの油圧ポンプ4の吐出圧力信号Pを入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときの信号Pが示すポンプ吐出圧力(以下、便宜上、信号と同じ符号Pを付す)に対応する油圧ポンプ4の第3目標傾転θTを演算する。この第3目標傾転θTは油圧ポンプ4のトルク制御を行うための制限値となるものであり、メモリのテーブルには、ポンプ吸収トルク曲線(P−θT曲線)に基づくポンプ吐出圧力Pと油圧ポンプ4の第3目標傾転θT(制限値)との関係が設定されている。この演算された第3目標傾転θTは、最小値選択部59に出力されるようになっている。
【0035】
最小値選択部59は、最大値選択部58から出力される第2目標傾転θMと、第3目標ポンプ傾転角演算部57で演算された第3目標傾転θTとのうち小さい方を選択し、油圧ポンプ4の制御用の最終目標傾転θCとして減算部60に出力する。これにより、第2目標傾転θMが第3目標傾転θTより大きいときは第3目標傾転θTが制御用の最終目標傾転θCとして出力されることとなり、制御用の最終目標傾転θCは第3目標傾転θT以下に制限されるようになっている。この結果、ポンプ吐出圧力Pと油圧ポンプ4の最終目標傾転θCとの対応関係は図8に示すようになる。この図8において、アはポンプ吸収トルク曲線(P−θC曲線)であり、最終目標傾転θCはポンプ吐出圧力Pが一定の値以上の範囲ではポンプ吸収トルク曲線アに沿って減少する。このようにして、ポンプ吸収トルク曲線アに基づくポンプ吸収トルク制御を行うことで、後述する油圧ポンプ4のポンプ吸収馬力制御を行うことができるようになっている。また、図8中A(破線で示す)、B(1点鎖線で示す)、C(2点鎖線で示す)は、前述の図7と同様に、切換スイッチ18で0,θmin2,θmin3がそれぞれ指示入力された場合の、操作レバー装置15,…が非操作状態であるときのポンプ吐出圧力Pと最終目標傾転θCとの関係を示している。
【0036】
減算部60は、制御用の最終目標傾転θCと傾転角検出器17から出力され実際の傾転角を表す傾転角信号θの偏差Δθを演算して制御電流演算部61に出力し、制御電流演算部61は、例えば積分制御演算によりその偏差Δθから制御信号Rを演算して電磁比例減圧弁39に出力する。このようにして、傾転角信号θが制御用の最終目標傾転θCに一致するように制御され、油圧ポンプ4は最終目標傾転θCとそのときのエンジン1の回転数Nとの積に比例した流量Qを吐出する。図9は、このときの油圧ポンプ4のポンプ吐出圧力Pとポンプ吐出流量Qとの関係を示した図である。この図9において、イはポンプ吸収馬力曲線(P−Q曲線)であり、このポンプ吸収馬力曲線に基づく油圧ポンプ4のポンプ吸収馬力制御により、エンジン1の過負荷を防止し、エンジンストールを生じない範囲でエンジン1の出力馬力の有効活用を実施できるようになっている。また、図9中A(破線で示す)、B(1点鎖線で示す)、C(2点鎖線で示す)は、切換スイッチ18で0,θmin2,θmin3がそれぞれ指示入力された場合の、操作レバー装置15,…が非操作状態であるときのポンプ吐出圧力Pとポンプ吐出流量Qとの関係を示している。
【0037】
以上において、ブームシリンダ6、旋回モータ7、アームシリンダ8、及びバケットシリンダ9は特許請求の範囲各項記載の油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータを構成し、操作レバー装置15,…は複数の油圧アクチュエータを手動操作するための操作レバーを構成する。また、切換スイッチ18は油圧ポンプの最小押しのけ容積を指示する指示入力手段を構成すると共に複数段の切換位置を有するスイッチをも構成し、建設機械コントローラ21は指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段を構成し、レギュレータ5は制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段を構成する。
【0038】
次に、上記構成の本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態の動作を以下に説明する。
エンジン1を起動させて油圧ポンプ4を駆動し、切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角を0,θmin2,θmin3のうちいずれかに指示入力し、操作レバー装置15,…のいずれかを操作すると、油圧ポンプ4から吐出された圧油が方向制御弁10〜13の該当するものを介してブームシリンダ6、アームシリンダ8、バケットシリンダ9、或いは旋回モータ7等に供給され、例えば図2に示した油圧ショベルの作業装置27が駆動し、土砂の掘削作業等が実施される。
【0039】
このとき、建設機械コントローラ21では、第1目標ポンプ傾転角演算部55において、圧力検出器20から出力されるパイロット圧力信号Gに対応する油圧ポンプ4の第1目標傾転θDが演算され、最大値選択部58において、この第1目標傾転θDと切換スイッチ18の指示入力により最小ポンプ傾転角切換部56で選択された最小傾転θF(0又はθmin2又はθmin3)とのうち大きい方が選択され、第2目標傾転θMとして最小値選択部59に出力される。すなわち、切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角が0と指示入力された場合には、第1目標ポンプ傾転角演算部55で演算された第1目標傾転θDが図7中Aに示すようにそのまま最大値選択部58に出力され、最小傾転角がθmin2又はθmin3に指示入力された場合には、図7中B又はCに示すように第1目標傾転θDの最小値がθmin1からθmin2又はθmin3に底上げされて出力される。
【0040】
また、第3目標ポンプ傾転角演算部57において、圧力検出器16から出力される油圧ポンプ4の吐出圧力信号Pに対応する油圧ポンプ4の第3目標傾転θTが演算され、最小値選択部59において、この第3目標傾転θTと上記最大値選択部58から出力される第2目標傾転θMとのうち小さい方が選択され、これにより第2目標傾転θMが第3目標傾転θT以下に制限されて、制御用の最終目標傾転θCとして減算部60に出力される。
【0041】
その後、減算部60で傾転角信号θと最終目標傾転θCとの偏差Δθが演算され、制御電流演算部61でこの偏差Δθに応じて制御信号Rが演算されて、この制御信号Rがレギュレータ5の電磁比例減圧弁39に出力される。これにより、油圧ポンプ4の傾転角は最終目標傾転θCに一致するよう制御され、油圧ポンプ4はこの最終目標傾転θCとそのときのエンジン回転数Nとの積に比例した流量Qを吐出する。このようにして、油圧ポンプ4から吐出された圧油がブームシリンダ6,アームシリンダ8,バケットシリンダ9、或いは旋回モータ7の該当するものに供給され、当該アクチュエータが駆動される。
【0042】
以上説明したような構成及び動作である本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態によれば、以下のような効果を得ることができる。
すなわち、図3において前述したように、本実施の形態においてはガバナ領域でエンジン出力トルクTeの低下に係わらずエンジン回転数Nを定格回転数N0に一定に保つアイソクロナス制御を実施するので、例えばメカニカルガバナ式エンジンを備えガバナ領域でエンジント出力トルクTeが低下するに従ってエンジン回転数Nが増加するドループ制御を行う建設機械に比べ、低負荷領域でのエンジン回転数Nが比較的小さくなる。これにより、操作レバー装置15,…が非操作状態である場合において、上記ドループ制御を実施する建設機械に比べて油圧ポンプ4の吐出流量Qが減少することとなり、この結果、操作レバー装置15,…が非操作状態から操作状態となった際にポンプ吐出流量Qが油圧アクチュエータの要求する要求流量に達するまでの時間が長くなり、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が遅くなる。すなわち、本実施の形態においては切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角を0に指示入力した場合が、この状態に該当する。
【0043】
そこで本実施の形態によれば、切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角をθmin2又はθmin3に選択することで、図7中B,Cに示すように操作レバー装置15,…の操作量に対する第2目標傾転θMの最小値をθmin2又はθmin3に底上げすることができ、これにより図9に示すように操作レバー装置15,…が非操作状態であるときの油圧ポンプ4の最低吐出流量をθmin1(図9中A)からQmin2(図9中B)又はQmin3(図9中C)に増大することができる。これにより、油圧アクチュエータの要求流量(ここでは最大吐出流量Qmaxとする)までの吐出流量偏差を図9中ΔQAからΔQB又はΔQCに減少することができるので、要求流量に達するまでの時間を短くすることができる。図10は、このときの操作レバー装置15,…が非操作状態から操作状態となった際のポンプ吐出流量Qの時間変化を示した図である。この図10に示すように、切換スイッチ18により油圧ポンプ4の最小傾転角をθmin1からθmin2又はθmin3に変更することで、ポンプ吐出流量Qが要求流量Qmaxに達するまでの時間をTAからTB又はTCに短縮することができる。したがって、例えば油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が上記ドループ制御を行う建設機械の油圧アクチュエータの動作速度と略同等となるように油圧ポンプ4の最小傾転角θmin3(又はθmin2でもよい)を設定しておけば、切換スイッチ18で最小傾転角をθmin3(又はθmin2)に選択することで油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度をドループ制御を行う建設機械と略同等とすることが可能となるばかりでなく、最小傾転角θmin2,θmin3の設定によっては本実施の形態の油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を上記ドループ制御を行う建設機械の油圧アクチュエータの動作速度以上とすることが可能となる。
【0044】
このように、本実施の形態によれば、アイソクロナス制御を行うことで低燃費化、低騒音化を図りつつ、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる。またこの結果、油圧ショベルの掘削作業におけるサイクルタイムを短くすることができ、作業効率を向上することができる。
【0045】
次に、本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を図11乃至図17を用いて説明する。本実施の形態は、ガバナ領域を逆ドループ特性に制御するエンジンを備えた油圧ショベルに本発明を適用したものである。
【0046】
図11は、上記本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を有する油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
この図11において、電子ガバナ2′及びエンジンコントローラ3′からなる燃料噴射制御装置は、ガバナ領域を逆ドループ特性に制御可能なものであり、これによりエンジン1は、ガバナ領域においてエンジン出力トルクTe(エンジン負荷)が低下するに従い回転数が減少するように制御される(後述の図12参照)。また、21′は、切換スイッチ18の指示入力により油圧ポンプ4の最小傾転角を0,θmin4,θmin5のうちいずれかに選択可能な最小ポンプ傾転角切換部56′(詳細は後述)を備えた建設機械コントローラである。なお、本実施の形態に係わる油圧駆動装置の他の構成は、前述の図1に示した一実施の形態と同様である。
【0047】
図12は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を有する油圧ショベルに備えられ逆ドループ制御を実施するエンジン1の回転数Nと出力トルクTeとの関係を示す図である。
この図12に示すように、本実施の形態におけるエンジン1の出力特性は、ガバナ領域36では直線65のようにエンジン出力トルクTe(エンジン負荷)が低下するに従ってエンジン回転数Nが減少する逆ドループ特性を有している。これにより、前述の一実施の形態のアイソクロナス制御を実施する構造に比べ、軽負荷時のエンジン回転数Nが更に低下するので、更なる低燃費と低騒音を実現することができるようになっている。
【0048】
図13は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する建設機械コントローラ21′の制御機能のうち、油圧ポンプ4の傾転制御に係わる制御内容を表す機能ブロック図である。
この図13において、最小ポンプ傾転角切換部56′は、切換スイッチ18から入力される最小傾転角指示信号Fに応じて油圧ポンプ4の最小傾転角を0,θmin4,θmin5のうちいずれかに選択し、最大値選択部58に最小傾転θFとして出力するようになっている。なお、θmin4,θmin5は第1目標傾転θDの最小値θmin1より大きい値であり、また、前述の一実施の形態における最小傾転角θmin2,θmin3と比べ、その大小関係が例えばθmin2<θmin4<θmin3<θmin5となるように設定されている(θmin2<θmin3<θmin4<θmin5でもよい)。
【0049】
上記最小ポンプ傾転角切換部56′で選択された最小傾転θF(0又はθmin4又はθmin5)と第1目標ポンプ傾転角演算部55で演算された第1目標傾転θDとのうち大きい方が最大値選択部58により選択される結果、本実施の形態におけるパイロット圧力信号Gと第2目標傾転θMとの対応関係は図14に示すようになる。この図14において、A(実線で示す)は切換スイッチ18で0が指示入力された場合、D(1点鎖線で示す)は切換スイッチ18でθmin4が指示入力された場合、E(2点鎖線で示す)は切換スイッチ18でθmin5が指示入力された場合のパイロット圧力信号Gと第2目標傾転θMとの関係を示している。この図14に示すように、逆ドループ制御を行う本実施の形態においては、低負荷領域におけるエンジン回転数Nがアイソクロナス制御を行う前述の一実施の形態よりも低下してポンプ吐出流量Qがさらに減少するのを補填するために、θmin4,θmin5をθmin2,θmin3よりもそれぞれ大きく設定している。
【0050】
上記最大選択部58から出力される第2目標傾転θMと第3目標ポンプ傾転角演算部57で演算された第3目標傾転θTとのうち小さいほうが最小値選択部59で選択される結果、本実施の形態におけるポンプ吐出圧力Pと最終目標傾転θCとの対応関係は図15に示すようになる。この図15において、ポンプ吸収トルク曲線(P−θC曲線)アは前述の一実施の形態と同様であり、図15中A,D,Eはそれぞれ、切換スイッチ18で0,θmin4,θmin5が指示入力された場合の操作レバー装置15,…が非操作状態であるときのポンプ吐出圧力Pと最終目標傾転θCとの関係を示している。
【0051】
減算部60は、前述の一実施の形態と同様にして、上記最小値選択部59から出力される最終目標傾転θCと傾転角検出器17から出力される傾転角信号θの偏差Δθを演算し、制御電流演算部61はこの偏差Δθから制御信号Rを演算して電磁比例減圧弁39に出力する。これにより、油圧ポンプ4は傾転角信号θが制御用の最終目標傾転θCに一致するように制御され、最終目標傾転θCとそのときのエンジン1の回転数Nとの積に比例した流量Qを吐出する。図16は、このときの油圧ポンプ4のポンプ吐出圧力Pとポンプ吐出流量Qとの関係を示した図である。上述したように、本実施の形態では低負荷領域におけるエンジン回転数Nがアイソクロナス制御を行う一実施の形態よりも低下してポンプ吐出流量Qがさらに減少するのを補填するために、最小傾転角θmin4,θmin5をθmin2,θmin3よりも大きく設定するので、図16に示すように最小傾転角がθmin4,θmin5のときの最小吐出流量Qmin4,Qmin5を図9に示す前述の一実施の形態における最小吐出流量Qmin2,Qmin3と略同等とすることができるようになっている。
【0052】
以上において、建設機械コントローラ21′は、特許請求の範囲各項記載の指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段を構成する。
【0053】
以上のように構成した本実施の形態における動作は、エンジン1が逆ドループ特性に制御され、切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角が0,θmin4,θmin5のうちいずれかに選択される点を除いては、前述の一実施の形態と実質的に同じであるので省略する。
【0054】
上記構成及び動作である本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の形態によれば、以下のような効果を得ることができる。
すなわち、図12において前述したように、本実施の形態においてはガバナ領域でエンジン出力トルクTeの低下するにつれエンジン回転数Nを低下させる逆ドループ制御を実施しているため、例えばメカニカルガバナ式エンジンを備えガバナ領域でドループ制御を行う建設機械に比べて低負荷領域でのエンジン回転数Nが減少する前述した一実施の形態のようなアイソクロナス制御を行う構造に比べ、低負荷領域でのエンジン回転数Nがさらに減少する。これにより、操作レバー装置15,…が非操作状態である場合において、上記ドループ制御を実施する建設機械と比べて油圧ポンプ4の吐出流量Qが大きく減少することとなり、この結果、操作レバー装置15,…が非操作状態から操作状態となった際の油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が一層遅くなる。すなわち、本実施の形態においては切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角を0に指示入力した場合が、この状態に該当する。
【0055】
そこで本実施の形態によれば、切換スイッチ18で油圧ポンプ4の最小傾転角をθmin4又はθmin5に選択することで、図14中D,Eに示すように操作レバー装置15,…の操作量に対する第2目標傾転θMの最小値をθmin4又はθmin5に底上げすることができ、これにより図16に示すように操作レバー装置15,…が非操作状態であるときの油圧ポンプ4の最低吐出流量を、Qmin1(図16中A)から前述の一実施の形態における最小吐出流量Qmin2,Qmin3と略同等のQmin4(図16中D)又はQmin5(図16中E)に増大することができる。この結果、油圧アクチュエータの要求流量(ここでは最大吐出流量Qmaxとする)までの吐出流量偏差を図16に示すようにΔQAからΔQD又はΔQEに減少することができるので、要求流量に達するまでの時間を短くすることができる。図17は、このときのポンプ吐出流量Qの時間変化を示した図である。この図17に示すように、切換スイッチ18により油圧ポンプ4の最小傾転角をθmin1からθmin4又はθmin5に変更することで、ポンプ吐出流量が要求流量Qmaxに達するまでの時間を、TAから前述の一実施の形態におけるTB又はTCと略同等であるTD又はTEに短縮することができる。したがって、本実施の形態によれば、逆ドループ制御を行うことで更なる低燃費化、低騒音化を図りつつ、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる。
【0056】
なお、以上説明してきた本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態及び他の実施の形態においては、レギュレータ5を、圧力検出器16が検出する圧力に応じて建設機械コントローラ21(又は建設機械コントローラ21′)が電磁比例減圧弁39に制御信号を出力し、これによりサーボ弁40が駆動されて油圧ポンプ4の傾転制御を行う電気式の傾転制御を行う構造としたが、これに限らず、油圧ポンプ4の吐出配管からサーボ弁40に圧油を導き、ポンプ吐出圧により直接サーボ弁40が駆動されることで油圧ポンプ4の傾転制御を行う油圧式の傾転制御を行う構造としてもよい。
【0057】
また、上記一実施の形態及び他の実施の形態においては、油圧ポンプ4の最小傾転角(斜板4aの可動角度の下限値)を建設機械コントローラ21(又は建設機械コントローラ21′)によって電気的に設定し、その最小傾転角の切換についても電気的に行えるようにしているが、これに限らず、油圧ポンプ4の斜板4aの傾動を例えばストッパによって機械的に係止することで最小傾転角を設定する構造とし、何らかの手段によりそのストッパの位置等を変更することで最小傾転角の切換を行う構造としてもよい。
【0058】
また、上記一実施の形態及び他の実施の形態においては、切換スイッチ18を3位置の切換位置を有するスイッチとしたが、3位置に限らず、2位置又は3位置より多い切換位置を有するスイッチとしてもよい。またこれに限らず、切換スイッチ18を可変ボリューム式のスイッチとし、油圧ポンプ4の最小傾転角を連続的に可変できるようにしてもよい。この場合、上記した3位置の切換位置を有する切換スイッチ18を用いた一実施の形態及び他の実施の形態に比べ、油圧ポンプ4の最小傾転角を微調整することが可能となる。
【0059】
【発明の効果】
本発明によれば、油圧ポンプの最小押しのけ容積を指示入力手段で増加するように指示入力することで、操作レバーが非操作状態であるときの油圧ポンプの吐出流量を増加することができる。これにより、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際の油圧ポンプの吐出流量が要求流量に達するまでの時間を短縮することができ、この結果、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
【図2】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧ショベルの全体構造を表す斜視図である。
【図3】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧ショベルに備えられアイソクロナス制御を実施するエンジンの回転数と出力トルクとの関係を示す図である。
【図4】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成するレギュレータの構成を示す油圧回路図である。
【図5】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成するレギュレータの有する電磁比例減圧弁に与えられる制御信号と油圧ポンプの斜板の傾転角との関係を示す図である。
【図6】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御機能のうち、油圧ポンプの傾転制御に係わる制御内容を表す機能ブロック図である。
【図7】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御におけるパイロット圧力信号と油圧ポンプの第2目標傾転との対応関係を示す図である。
【図8】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御における油圧ポンプのポンプ吐出圧力と最終目標傾転との対応関係を示す図である。
【図9】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成する油圧ポンプのポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す図である。
【図10】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態において、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際のポンプ吐出流量の時間変化を示す図である。
【図11】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を有する油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
【図12】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を有する油圧ショベルに備えられ逆ドループ制御を実施するエンジンの回転数と出力トルクとの関係を示す図である。
【図13】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御機能のうち、油圧ポンプの傾転制御に係わる制御内容を表す機能ブロック図である。
【図14】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御におけるパイロット圧力信号と油圧ポンプの第2目標傾転との対応関係を示す図である。
【図15】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御における油圧ポンプのポンプ吐出圧力と最終目標傾転との対応関係を示す図である。
【図16】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する油圧ポンプのポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す図である。
【図17】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態において、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際のポンプ吐出流量の時間変化を示す図である。
【符号の説明】
1 エンジン
2 電子ガバナ(燃料噴射制御装置)
3 エンジンコントローラ(燃料噴射制御装置)
4 油圧ポンプ
5 レギュレータ(ポンプ制御手段)
6 ブームシリンダ(油圧アクチュエータ)
7 旋回モータ(油圧アクチュエータ)
8 アームシリンダ(油圧アクチュエータ)
9 バケットシリンダ(油圧アクチュエータ)
15 操作レバー装置(操作レバー)
18 切換スイッチ(指示入力手段;スイッチ)
21 建設機械コントローラ(制御信号生成手段)
Claims (4)
- ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータとを備える建設機械のポンプ制御装置において、
前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を指示入力する指示入力手段と、
この指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段と、
この制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段と
を備えることを特徴とする建設機械のポンプ制御装置。 - ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータと、これら複数の油圧アクチュエータを手動操作するための操作レバーとを備える建設機械のポンプ制御装置において、
前記操作レバーが操作状態となる前に、前記操作レバーが非操作状態であるときの前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を増加するように指示入力するための指示入力手段と、
この指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段と、
この制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段と
を備えることを特徴とする建設機械のポンプ制御装置。 - 請求項1又は2記載の建設機械のポンプ制御装置において、前記指示入力手段は複数段の切換位置を有するスイッチであり、前記制御信号生成手段は、それら複数段の切換位置に応じた値の前記制御信号を生成し、前記ポンプ制御手段は、それら制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を複数段に切換制御することを特徴とする建設機械のポンプ制御装置。
- 請求項1又は2記載の建設機械のポンプ制御装置において、前記指示入力手段は可変ボリューム式のスイッチであり、前記制御信号生成手段は、前記スイッチからの指示入力に応じた値の前記制御信号を生成し、前記ポンプ制御手段は、その制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を連続的に可変制御することを特徴とする建設機械のポンプ制御装置。
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JP2002349728A JP2004183277A (ja) | 2002-12-02 | 2002-12-02 | 建設機械のポンプ制御装置 |
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JP2012137027A (ja) * | 2010-12-27 | 2012-07-19 | Yanmar Co Ltd | 作業機械の油圧制御装置 |
-
2002
- 2002-12-02 JP JP2002349728A patent/JP2004183277A/ja active Pending
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