JP2587819B2 - 建設機械の油圧制御装置 - Google Patents
建設機械の油圧制御装置Info
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Description
【発明の詳細な説明】 A.産業上の利用分野 本発明は油圧ショベルやホイールローダ等に代表され
る建設機械の油圧制御装置に関し、負荷に応じて原動機
の馬力を制御して燃料消費率等を改善したものである。
る建設機械の油圧制御装置に関し、負荷に応じて原動機
の馬力を制御して燃料消費率等を改善したものである。
B.従来の技術とその問題点 ホイール式油圧ショベルを一例として従来の技術につ
いて説明する。
いて説明する。
ホイール式油圧ショベルは、第７図に示すように、走
行輪１を有する下部走行体２と、その下部走行体２の上
に旋回輪を介して接続された上部旋回体３とからなり、
上部旋回体３には、油圧シリンダ４〜６によりそれぞれ
駆動されるブーム7,アーム8,バケット９等から成る掘削
用アタッチメントが設けられている。
行輪１を有する下部走行体２と、その下部走行体２の上
に旋回輪を介して接続された上部旋回体３とからなり、
上部旋回体３には、油圧シリンダ４〜６によりそれぞれ
駆動されるブーム7,アーム8,バケット９等から成る掘削
用アタッチメントが設けられている。
ホイール式油圧ショベルは特定の作業現場内にとどま
らず一般道路走行が認められているが、一般道路には平
坦路もあれば坂道もあり、種々の道路条件下でもできる
だけ法定最高速度35km/hで走行できることが好ましい。
らず一般道路走行が認められているが、一般道路には平
坦路もあれば坂道もあり、種々の道路条件下でもできる
だけ法定最高速度35km/hで走行できることが好ましい。
そこで、ある必要な勾配における登坂時に35km/hの速
度を出しうるエンジンを用いれば走行性能の点について
は一応の解決がつくことになる。ホイール式油圧ショベ
ルでは、一台のエンジンを掘削と走行の双方に用いるの
が一般であるが、掘削作業に要するエンジン馬力は走行
に要するエンジン馬力に比べて小さくてよい。このよう
なことから、登坂時の走行性能を重視してエンジンを高
馬力にセットするのは掘削作業の面からみれば燃費，騒
音，コスト等の点で無駄なことであり、その反面、掘削
時の燃費，騒音，コストを重視して前者に比べてエンジ
ンを低馬力にセットすると登坂時に十分な走行性能が得
られないことになり、ホイール式油圧ショベルにおいて
は、エンジン性能に関するかぎり掘削と走行とのマッチ
ングが悪いことになる。
度を出しうるエンジンを用いれば走行性能の点について
は一応の解決がつくことになる。ホイール式油圧ショベ
ルでは、一台のエンジンを掘削と走行の双方に用いるの
が一般であるが、掘削作業に要するエンジン馬力は走行
に要するエンジン馬力に比べて小さくてよい。このよう
なことから、登坂時の走行性能を重視してエンジンを高
馬力にセットするのは掘削作業の面からみれば燃費，騒
音，コスト等の点で無駄なことであり、その反面、掘削
時の燃費，騒音，コストを重視して前者に比べてエンジ
ンを低馬力にセットすると登坂時に十分な走行性能が得
られないことになり、ホイール式油圧ショベルにおいて
は、エンジン性能に関するかぎり掘削と走行とのマッチ
ングが悪いことになる。
そのため従来から種々の考え方がとられており、その
代表的な考え方のひとつとして、平坦路走行時にのみ法
令で定められた35km/hを満足するようにしたものがあ
る。
代表的な考え方のひとつとして、平坦路走行時にのみ法
令で定められた35km/hを満足するようにしたものがあ
る。
この場合、使用する走行用油圧モータおよびミッショ
ンの仕様から、35km/hで平坦路を走行する時の必要流量
をQ1,必要応力をP1と定めると、例えば第８図（ａ）の
ようにエンジンの所要馬力P2′が決まり、これにより、
エンジン最高回転数N1と油圧ポンプの最大押し除け容積
q1とが定まり、エンジン回転数−ポンプ吐出量線図（Ｎ
−Ｑ線図）は例えば第９図に示すようになる。
ンの仕様から、35km/hで平坦路を走行する時の必要流量
をQ1,必要応力をP1と定めると、例えば第８図（ａ）の
ようにエンジンの所要馬力P2′が決まり、これにより、
エンジン最高回転数N1と油圧ポンプの最大押し除け容積
q1とが定まり、エンジン回転数−ポンプ吐出量線図（Ｎ
−Ｑ線図）は例えば第９図に示すようになる。
第９図に示すＮ−Ｑ線図を有する油圧式走行駆動装置
における登坂路走行について考えてみると、第８図
（ａ）に示すように、登坂時にはポンプの吐出圧力がP2
まで増加してポンプの傾転角が小さくなるのでポンプ吐
出量はQ2まで低下し、従って、その速度は35km/hよりか
なり遅く（35km/h×Q2/Q1）なってしまい、満足のでき
る走行性能が得られない。
における登坂路走行について考えてみると、第８図
（ａ）に示すように、登坂時にはポンプの吐出圧力がP2
まで増加してポンプの傾転角が小さくなるのでポンプ吐
出量はQ2まで低下し、従って、その速度は35km/hよりか
なり遅く（35km/h×Q2/Q1）なってしまい、満足のでき
る走行性能が得られない。
そこで、エンジンおよび油圧機器の仕様を定めるにあ
たって、予め設定した登坂勾配で35km/hの速度が得られ
るようにすることが考えられる。このように設定すれ
ば、当然のことながら、平坦路走行時にも35km/hの速度
がでる。
たって、予め設定した登坂勾配で35km/hの速度が得られ
るようにすることが考えられる。このように設定すれ
ば、当然のことながら、平坦路走行時にも35km/hの速度
がでる。
そこで、上述したと同様に、使用する油圧モータおよ
びミッションの仕様から、ある勾配の登坂路を35km/hで
走行するときの必要流量をQ1,必要応力をP2（＞P1）と
定めると、例えば第８図（ｂ）のようにエンジンの所要
馬力PS2が決まり、更に、エンジンの最高回転数N2と油
圧ポンプの最大押し除け容積q2が定まり、例えばエンジ
ン回転数−ポンプ吐出量線図（Ｎ−Ｑ線図）は第10図に
示すようになる。
びミッションの仕様から、ある勾配の登坂路を35km/hで
走行するときの必要流量をQ1,必要応力をP2（＞P1）と
定めると、例えば第８図（ｂ）のようにエンジンの所要
馬力PS2が決まり、更に、エンジンの最高回転数N2と油
圧ポンプの最大押し除け容積q2が定まり、例えばエンジ
ン回転数−ポンプ吐出量線図（Ｎ−Ｑ線図）は第10図に
示すようになる。
ここで、第10図に示したＮ−Ｑ線図を有する油圧式走
行駆動装置におけるエンジンの性能が第11図のように定
められているとする。第11図の回転数−馬力曲線（Ｎ−
PS曲線）からわかるように、ある勾配の登坂路を35km/h
で走行するに必要なポンプ吸収馬力をPS2とすれば、そ
の馬力はエンジンの回転数N2のときに得られるようにな
っている。そして、そのときの燃料消費率〔g/PSh〕
は、回転数−燃料消費率曲線（Ｎ−ｇ曲線）からg2であ
ることがわかる。しかるに、このような油圧式走行駆動
装置により平坦路を35km/hで走行する際のポンプの吸収
馬力をPS2′（＜PS2）とすれば、エンジンをフルスロッ
トルのまま平坦路を走行すると、そのときのエンジン回
転数はN2′（＞N2）となり、燃料消費率がg2′（＞g2）
となることがわかる。すなわち、このようなエンジンお
よび油圧装置の設定では、平坦路を35km/hで走行するに
はエンジンをその燃料消費率の悪い領域で使用すること
になり好ましくない。また、エンジンを燃料消費率の良
い領域で使用するため、スロットルレバーを操作してエ
ンジン回転数を下げて走行すると、ポンプ吐出量が少な
くなり、所定の速度（35km/h）を出すことができない。
行駆動装置におけるエンジンの性能が第11図のように定
められているとする。第11図の回転数−馬力曲線（Ｎ−
PS曲線）からわかるように、ある勾配の登坂路を35km/h
で走行するに必要なポンプ吸収馬力をPS2とすれば、そ
の馬力はエンジンの回転数N2のときに得られるようにな
っている。そして、そのときの燃料消費率〔g/PSh〕
は、回転数−燃料消費率曲線（Ｎ−ｇ曲線）からg2であ
ることがわかる。しかるに、このような油圧式走行駆動
装置により平坦路を35km/hで走行する際のポンプの吸収
馬力をPS2′（＜PS2）とすれば、エンジンをフルスロッ
トルのまま平坦路を走行すると、そのときのエンジン回
転数はN2′（＞N2）となり、燃料消費率がg2′（＞g2）
となることがわかる。すなわち、このようなエンジンお
よび油圧装置の設定では、平坦路を35km/hで走行するに
はエンジンをその燃料消費率の悪い領域で使用すること
になり好ましくない。また、エンジンを燃料消費率の良
い領域で使用するため、スロットルレバーを操作してエ
ンジン回転数を下げて走行すると、ポンプ吐出量が少な
くなり、所定の速度（35km/h）を出すことができない。
また、走行油圧駆動装置を備えたホイール式油圧ショ
ベルにおいては、上述したように上部旋回体に搭載した
単一のエンジンおよび単一の油圧ポンプを用いて、掘削
用アクチュエータおよび走行用の油圧モータを駆動して
いるが、登坂走行時の油圧ポンプの所要吸収馬力PS2は
掘削時の油圧ポンプの所要吸収馬力PS3に比べてかなり
大きい。
ベルにおいては、上述したように上部旋回体に搭載した
単一のエンジンおよび単一の油圧ポンプを用いて、掘削
用アクチュエータおよび走行用の油圧モータを駆動して
いるが、登坂走行時の油圧ポンプの所要吸収馬力PS2は
掘削時の油圧ポンプの所要吸収馬力PS3に比べてかなり
大きい。
従って、第11図に示した特性を有するエンジンにおい
て、エンジン最高回転数N2のスロットルレバー位置で掘
削作業を行う場合、油圧ポンプの所要吸収馬力をPS3
（＜PS2）とすれば、エンジン回転数がN3と増加し燃料
消費率がg3（＞g2）となってしまう。スロットルレバー
を操作してエンジン回転数を下げればポンプ吐出量が低
下してしまい作業速度が遅くなってしまう。
て、エンジン最高回転数N2のスロットルレバー位置で掘
削作業を行う場合、油圧ポンプの所要吸収馬力をPS3
（＜PS2）とすれば、エンジン回転数がN3と増加し燃料
消費率がg3（＞g2）となってしまう。スロットルレバー
を操作してエンジン回転数を下げればポンプ吐出量が低
下してしまい作業速度が遅くなってしまう。
このような問題は、クローラ式油圧ショベルにおける
重負荷作業と軽負荷作業との関係においても同様であ
る。すなわち重負荷作業を重視してエンジンを高馬力に
セットするのは軽負荷作業の面からみれば燃費，騒音，
コスト等の点で無駄なことであり、その反面、軽負荷作
業を重視してエンジンを低馬力にセットすると重負荷作
業時に十分な掘削性能が得られないことになる。エンジ
ンを高馬力にセットして軽負荷作業時にエンジン回転数
を下げればポンプ吐出量が低下してしまい、所望の作業
速度が得られない。ホイールローダ等、作業負荷が大き
く変化するその他の建設機械にも同様な問題がある。
重負荷作業と軽負荷作業との関係においても同様であ
る。すなわち重負荷作業を重視してエンジンを高馬力に
セットするのは軽負荷作業の面からみれば燃費，騒音，
コスト等の点で無駄なことであり、その反面、軽負荷作
業を重視してエンジンを低馬力にセットすると重負荷作
業時に十分な掘削性能が得られないことになる。エンジ
ンを高馬力にセットして軽負荷作業時にエンジン回転数
を下げればポンプ吐出量が低下してしまい、所望の作業
速度が得られない。ホイールローダ等、作業負荷が大き
く変化するその他の建設機械にも同様な問題がある。
本発明の目的は、このような従来の問題点を解決した
建設機械の油圧制御装置を提供することにある。
建設機械の油圧制御装置を提供することにある。
C.問題点を解決するための手段 一実施例を示す第１図により本発明を説明すると、本
発明が適用される建設機械は、原動機11と、原動機11の
回転数を制御する回転数制御手段10と、原動機11によっ
て駆動される可変容量形油圧ポンプ13と、この可変容量
形油圧ポンプ13からの吐出油により駆動される油圧アク
チュエータ17とを備え、この油圧アクチュエータ17の負
荷が所定の範囲にあるときはその負荷に応じて可変容量
形油圧ポンプ13の押除け容積を調節するものである。そ
して、上述した問題点は、油圧アクチュエータ17の負荷
を検出する検出手段19,21と、回転数制御手段10によっ
て制御された原動機11の回転数を所定値だけ増加および
減少させる回転数増減手段25と、検出された負荷が所定
値以上のときに、原動機回転数変更後の油圧ポンプ13の
吐出量が変更前の原動機回転数時における油圧ポンプ13
の最大吐出量を越えない範囲内で、原動機回転数が増加
するように回転数増減手段25を制御する運転制御手段21
とを備える。
発明が適用される建設機械は、原動機11と、原動機11の
回転数を制御する回転数制御手段10と、原動機11によっ
て駆動される可変容量形油圧ポンプ13と、この可変容量
形油圧ポンプ13からの吐出油により駆動される油圧アク
チュエータ17とを備え、この油圧アクチュエータ17の負
荷が所定の範囲にあるときはその負荷に応じて可変容量
形油圧ポンプ13の押除け容積を調節するものである。そ
して、上述した問題点は、油圧アクチュエータ17の負荷
を検出する検出手段19,21と、回転数制御手段10によっ
て制御された原動機11の回転数を所定値だけ増加および
減少させる回転数増減手段25と、検出された負荷が所定
値以上のときに、原動機回転数変更後の油圧ポンプ13の
吐出量が変更前の原動機回転数時における油圧ポンプ13
の最大吐出量を越えない範囲内で、原動機回転数が増加
するように回転数増減手段25を制御する運転制御手段21
とを備える。
D.作用 原動機11の回転数は回転数制御手段10により制御され
る。検出手段19,21により検出された油圧アクチュエー
タ17の負荷が所定値以上のときには、運転制御手段21の
制御の下に回転数増減手段25により原動機回転数が増加
される。このとき、変更後の油圧ポンプ13の吐出量が、
変更前の回転数時における油圧ポンプ13の最大吐出量を
越えないようになっている。
る。検出手段19,21により検出された油圧アクチュエー
タ17の負荷が所定値以上のときには、運転制御手段21の
制御の下に回転数増減手段25により原動機回転数が増加
される。このとき、変更後の油圧ポンプ13の吐出量が、
変更前の回転数時における油圧ポンプ13の最大吐出量を
越えないようになっている。
E.実施例 −第１の実施例− 第１図は本発明の第１の実施例を示し、原動機を構成
するエンジン11の回転数は回転数制御装置10により制御
される。この原動機11により駆動される可変容量形油圧
ポンプ13の吐出ポートは、コントロールバルブ15を介し
て、走行油圧モータ，掘削用シリンダ（第７図の油圧シ
リンダ４〜６），旋回モータを含むアクチュエータ17に
接続されている。コントロールバルブ15は走行操作レバ
ー（不図示）および掘削操作レバー（不図示）により切
換制御される。アクチュエータ17の負荷圧力は負荷検出
センサ19で検出されコントローラ21に入力される。コン
トローラ21には、自動制御選択スイッチ23からの信号も
入力される。更に、エンジン11の回転数を検出する回転
数センサ27の出力信号もコントローラ21に入力される。
ここで、負荷検出センサ19とコントローラ21とにより検
出手段が構成される。
するエンジン11の回転数は回転数制御装置10により制御
される。この原動機11により駆動される可変容量形油圧
ポンプ13の吐出ポートは、コントロールバルブ15を介し
て、走行油圧モータ，掘削用シリンダ（第７図の油圧シ
リンダ４〜６），旋回モータを含むアクチュエータ17に
接続されている。コントロールバルブ15は走行操作レバ
ー（不図示）および掘削操作レバー（不図示）により切
換制御される。アクチュエータ17の負荷圧力は負荷検出
センサ19で検出されコントローラ21に入力される。コン
トローラ21には、自動制御選択スイッチ23からの信号も
入力される。更に、エンジン11の回転数を検出する回転
数センサ27の出力信号もコントローラ21に入力される。
ここで、負荷検出センサ19とコントローラ21とにより検
出手段が構成される。
25は回転数増減手段を構成する装置であり、第２図
（ａ）〜（ｃ）に示すように、運転席内に設けられたエ
ンジンコントロールレバー31とエンジン11のガバナスロ
ットルレバー32との間の中間レバー33と一体に構成され
ている。
（ａ）〜（ｃ）に示すように、運転席内に設けられたエ
ンジンコントロールレバー31とエンジン11のガバナスロ
ットルレバー32との間の中間レバー33と一体に構成され
ている。
第２図（ａ）を参照するに、エンジンコントロールレ
バー31は運転席内のコンソールボックス34に軸支され、
車両の所定の部位に軸支された第１の中間レバー33の一
方の端部にプッシュプルケーブル35を介して連結されて
いる。第１の中間レバー33は略「く」の字に形成され、
他端に電磁シリンダ251が固着されている。第１の中間
レバー35と同軸で第２の中間レバー252が軸支され、そ
の第２の中間レバー252には、電磁シリンダ251を介して
第１の中間レバー33の回動が伝達される。そして、第２
の中間レバー252はガバナスロットルレバー32とプッシ
ュプルケーブル36を介して連結されている。
バー31は運転席内のコンソールボックス34に軸支され、
車両の所定の部位に軸支された第１の中間レバー33の一
方の端部にプッシュプルケーブル35を介して連結されて
いる。第１の中間レバー33は略「く」の字に形成され、
他端に電磁シリンダ251が固着されている。第１の中間
レバー35と同軸で第２の中間レバー252が軸支され、そ
の第２の中間レバー252には、電磁シリンダ251を介して
第１の中間レバー33の回動が伝達される。そして、第２
の中間レバー252はガバナスロットルレバー32とプッシ
ュプルケーブル36を介して連結されている。
ここで、エンジンコントロールレバー31,ガバナスロ
ットルレバー32,中間レバー33,252により回転数制御装
置10が構成され、油圧シリンダ251と中間レバー252によ
り回転数増減装置25が構成される。
ットルレバー32,中間レバー33,252により回転数制御装
置10が構成され、油圧シリンダ251と中間レバー252によ
り回転数増減装置25が構成される。
第２図（ａ）は、エンジンコントロールレバー31がオ
フ位置にあり、かつ電磁シリンダ251が縮小している場
合を示し、このときエンジン11は停止している。油圧シ
リンダ251が伸長しても第２の中間レバー252は回動しな
い。第２図（ｂ）は、エンジンコントロールレバー31が
最大位置まで操作され、かつ油圧シリンダ251が縮小し
ている場合を示し、このときエンジン11は低負荷時の最
高回転数NEで回転する。第２図（ｃ）は第２図（ｂ）の
状態から油圧シリンダ251を伸長した場合を示し、油圧
シリンダ251が伸長した分だけ第２の中間レバー252が回
動して重負荷時の最高回転数NPでエンジンが回転する。
フ位置にあり、かつ電磁シリンダ251が縮小している場
合を示し、このときエンジン11は停止している。油圧シ
リンダ251が伸長しても第２の中間レバー252は回動しな
い。第２図（ｂ）は、エンジンコントロールレバー31が
最大位置まで操作され、かつ油圧シリンダ251が縮小し
ている場合を示し、このときエンジン11は低負荷時の最
高回転数NEで回転する。第２図（ｃ）は第２図（ｂ）の
状態から油圧シリンダ251を伸長した場合を示し、油圧
シリンダ251が伸長した分だけ第２の中間レバー252が回
動して重負荷時の最高回転数NPでエンジンが回転する。
第３図のフローチャートを参照して本実施例を更に説
明する。
明する。
ここに示された処理手順はコントローラ21内のROMに
格納され、CPUの制御の下に順次に処理される。ステッ
プS1では、自動制御選択スイッチ23と負荷検出センサ19
からの出力信号を読み込む。ステップS2においては、選
択スイッチ23により自動制御が選択されているか否かを
判別する。自動制御が選択されているとステップS3に進
み、負荷検出センサ19で検出した負荷圧力Ｐが所定値P0
を越えているか否かを判定し、肯定判定されるとステッ
プS5で電磁シリンダ251をオンして伸長させる。この結
果、第２の中間レバー252が時計方向（第２図（ａ））
に回動してエンジン回転数が所定量ΔＮだけ増加する。
一方、ステップS3が否定されるとステップS4に進み、電
磁シリンダ251をオフして収縮させる。この結果、第２
の中間レバー252が反時計方向（第２図（ａ））に回動
してエンジン回転数が所定量ΔＮだけ低減される。な
お、ステップS2が否定された場合もステップS4において
電磁シリンダ251をオフする。
格納され、CPUの制御の下に順次に処理される。ステッ
プS1では、自動制御選択スイッチ23と負荷検出センサ19
からの出力信号を読み込む。ステップS2においては、選
択スイッチ23により自動制御が選択されているか否かを
判別する。自動制御が選択されているとステップS3に進
み、負荷検出センサ19で検出した負荷圧力Ｐが所定値P0
を越えているか否かを判定し、肯定判定されるとステッ
プS5で電磁シリンダ251をオンして伸長させる。この結
果、第２の中間レバー252が時計方向（第２図（ａ））
に回動してエンジン回転数が所定量ΔＮだけ増加する。
一方、ステップS3が否定されるとステップS4に進み、電
磁シリンダ251をオフして収縮させる。この結果、第２
の中間レバー252が反時計方向（第２図（ａ））に回動
してエンジン回転数が所定量ΔＮだけ低減される。な
お、ステップS2が否定された場合もステップS4において
電磁シリンダ251をオフする。
今、第４図に示すとおり、エンジン回転数N1に応じた
油圧ポンプ13のＰ−Ｑ線図を一転鎖線PQ1とし、所定量
ΔＮだけ増加したエンジ回転数N2に応じた油圧ポンプ13
のＰ−Ｑ線図を二点鎖線PQ2とし、各Ｐ−Ｑ線図におい
て負荷圧力に応じた押し除け容積制御を開始する負荷圧
力をPC（＜P0）とする。油圧ポンプ13がエンジン回転数
N1に応じたＰ−Ｑ線図PQ1で運転されているとき、負荷
圧力がP0を越えるとエンジン回転数がN1からN2に上昇
し、実線で示すようにＰ−Ｑ線図PQ2で油圧ポンプ13が
運転される。一方、エンジン回転数N2に応じたＰ−Ｑ線
図PQ2で油圧ポンプ13が運転されているときに、負荷圧
力がP0以下になるとエンジン回転数がN2からN1に低下
し、実線で示すようにＰ−Ｑ線図PQ1で油圧ポンプ13が
運転される。
油圧ポンプ13のＰ−Ｑ線図を一転鎖線PQ1とし、所定量
ΔＮだけ増加したエンジ回転数N2に応じた油圧ポンプ13
のＰ−Ｑ線図を二点鎖線PQ2とし、各Ｐ−Ｑ線図におい
て負荷圧力に応じた押し除け容積制御を開始する負荷圧
力をPC（＜P0）とする。油圧ポンプ13がエンジン回転数
N1に応じたＰ−Ｑ線図PQ1で運転されているとき、負荷
圧力がP0を越えるとエンジン回転数がN1からN2に上昇
し、実線で示すようにＰ−Ｑ線図PQ2で油圧ポンプ13が
運転される。一方、エンジン回転数N2に応じたＰ−Ｑ線
図PQ2で油圧ポンプ13が運転されているときに、負荷圧
力がP0以下になるとエンジン回転数がN2からN1に低下
し、実線で示すようにＰ−Ｑ線図PQ1で油圧ポンプ13が
運転される。
このようにこの実施例によれば、負荷圧力P0を境にし
て高低２つのエンジン回転数ＮおよびＮ＋ΔＮに応じた
２つのＰ−Ｑ線図PQ1,PQ2を択一的に選択して油圧ポン
プ13を運転するようにしたものである。なお、第４図か
らもわかるとおり、エンジン回転数N1をΔＮだけ増加さ
せたときに得られるポンプ吐出量が、エンジン回転数N1
における油圧ポンプ13の最大吐出量Q1を越えないように
所定量ΔＮが定められている。
て高低２つのエンジン回転数ＮおよびＮ＋ΔＮに応じた
２つのＰ−Ｑ線図PQ1,PQ2を択一的に選択して油圧ポン
プ13を運転するようにしたものである。なお、第４図か
らもわかるとおり、エンジン回転数N1をΔＮだけ増加さ
せたときに得られるポンプ吐出量が、エンジン回転数N1
における油圧ポンプ13の最大吐出量Q1を越えないように
所定量ΔＮが定められている。
−第２の実施例− 第５図および第６図に基づいて第２の実施例について
説明する。
説明する。
第１の実施例との相違点は、負荷圧力PCからP0の範囲
で油圧ポンプ吐出流量が略一定となるように、負荷圧力
が大きくなるにつれてエンジン回転数を連続的に増加さ
せるようにしたものである。このため、第２の実施例で
は、電磁シリンダ251として、入力信号に応じて伸縮す
るリニアソレノイドを用いる。その他の構成は第１図に
示したものと全く同一であり、処理手順例についてのみ
説明する。
で油圧ポンプ吐出流量が略一定となるように、負荷圧力
が大きくなるにつれてエンジン回転数を連続的に増加さ
せるようにしたものである。このため、第２の実施例で
は、電磁シリンダ251として、入力信号に応じて伸縮す
るリニアソレノイドを用いる。その他の構成は第１図に
示したものと全く同一であり、処理手順例についてのみ
説明する。
第５図において、ステップS11では、自動制御選択ス
イッチ23,負荷検出センサ19,エンジン回転数センサ27か
らの出力信号を読み込む。ステップS12において自動制
御が選択されているか否かを判定し、肯定判定されると
ステップS13に進み、負荷圧力ＰがPCを越えているか否
かを判定する。肯定判定されるとステップS14に進み、
負荷圧力ＰがP0を越えているか否かを判定する。肯定判
定されるとステップS17に進み、電磁シリンダ251を完全
に伸長させる。否定判定されるとステップS15に進み、
油圧ポンプ13の吐出量が負荷圧力Ｏ〜PCにおける最大吐
出量Q1と略同一となるようなエンジン回転数Ncを演算
し、電磁シリンダ251の伸縮率ΔＳを演算する。
イッチ23,負荷検出センサ19,エンジン回転数センサ27か
らの出力信号を読み込む。ステップS12において自動制
御が選択されているか否かを判定し、肯定判定されると
ステップS13に進み、負荷圧力ＰがPCを越えているか否
かを判定する。肯定判定されるとステップS14に進み、
負荷圧力ＰがP0を越えているか否かを判定する。肯定判
定されるとステップS17に進み、電磁シリンダ251を完全
に伸長させる。否定判定されるとステップS15に進み、
油圧ポンプ13の吐出量が負荷圧力Ｏ〜PCにおける最大吐
出量Q1と略同一となるようなエンジン回転数Ncを演算
し、電磁シリンダ251の伸縮率ΔＳを演算する。
ここでステップS15の処理について詳述する。まずエ
ンジン回転数から油圧ポンプ13の最大吐出量Q1を求め
る。次いで負荷圧力からそのときの油圧ポンプ13の押し
除け容積ｑを求め、エンジン回転数NCを から求める。次に、現在のエンジン回転数と現在の電磁
シリンダ251の伸長量Ｓ（入力信号から求まる）とか
ら、（１）式で求めたエンジン回転数NCにするために電
磁シリンダ251を伸縮する量ΔＳを求める。そしてステ
ップS16において、電磁シリンダ251の伸長量が（Ｓ＋Δ
Ｓ）となるようにその入力信号を制御する。
ンジン回転数から油圧ポンプ13の最大吐出量Q1を求め
る。次いで負荷圧力からそのときの油圧ポンプ13の押し
除け容積ｑを求め、エンジン回転数NCを から求める。次に、現在のエンジン回転数と現在の電磁
シリンダ251の伸長量Ｓ（入力信号から求まる）とか
ら、（１）式で求めたエンジン回転数NCにするために電
磁シリンダ251を伸縮する量ΔＳを求める。そしてステ
ップS16において、電磁シリンダ251の伸長量が（Ｓ＋Δ
Ｓ）となるようにその入力信号を制御する。
一方、ステップS12で自動制御ではないと判定された
場合、あるいはステップS13で負荷圧力がPC以下である
と判定された場合にはステップS18に進み、電磁シリン
ダ251をオフして伸長量Ｓを零とする。
場合、あるいはステップS13で負荷圧力がPC以下である
と判定された場合にはステップS18に進み、電磁シリン
ダ251をオフして伸長量Ｓを零とする。
次に、第６図により第２の実施例の動作について説明
する。
する。
第６図に示すとおり、第４図と同様、エンジン回転数
N1に応じた油圧ポンプ13のＰ−Ｑ線図をPQ1、エンジン
回転数N2に応じた油圧ポンプ13のＰ−Ｑ線図をPQ2と
し、負荷圧力に応じた押し除け容積制御が負荷圧力PCか
ら開始するとする。そして、この実施例におけるエンジ
ン回転数制御を負荷圧力PCから開始し、負荷圧力P0で終
了する。この負荷圧力P0は、Ｐ−Ｑ線図PQ2上でポンプ
吐出量Q1が得られる負荷圧力に設定される。
N1に応じた油圧ポンプ13のＰ−Ｑ線図をPQ1、エンジン
回転数N2に応じた油圧ポンプ13のＰ−Ｑ線図をPQ2と
し、負荷圧力に応じた押し除け容積制御が負荷圧力PCか
ら開始するとする。そして、この実施例におけるエンジ
ン回転数制御を負荷圧力PCから開始し、負荷圧力P0で終
了する。この負荷圧力P0は、Ｐ−Ｑ線図PQ2上でポンプ
吐出量Q1が得られる負荷圧力に設定される。
第６図からわかるとおり、エンジン回転数N1に応じた
PQ1で油圧ポンプ13が運転されている（電磁シリンダ251
はオフ）場合、負荷圧力がPcを越えると電磁シリンダ25
1が伸長しエンジン回転数が増加するから、Ｐ−Ｑ線図P
Q1に沿ってポンプ吐出量Q1が減少せず実線のように吐出
量Q1を保つ。負荷圧力がPc〜P0の範囲でかかるエンジン
回転数制御が常時行われ、ポンプ吐出量をQ1に保持した
まま負荷圧力が大きくなるにつれてエンジン回転数を上
昇させポンプ吸収馬力を増加させる。負荷圧力がP0を越
えると電磁シリンダ251の伸長量は最大となり、Ｐ−Ｑ
線図PQ2にしたがって油圧ポンプ13が運転される。
PQ1で油圧ポンプ13が運転されている（電磁シリンダ251
はオフ）場合、負荷圧力がPcを越えると電磁シリンダ25
1が伸長しエンジン回転数が増加するから、Ｐ−Ｑ線図P
Q1に沿ってポンプ吐出量Q1が減少せず実線のように吐出
量Q1を保つ。負荷圧力がPc〜P0の範囲でかかるエンジン
回転数制御が常時行われ、ポンプ吐出量をQ1に保持した
まま負荷圧力が大きくなるにつれてエンジン回転数を上
昇させポンプ吸収馬力を増加させる。負荷圧力がP0を越
えると電磁シリンダ251の伸長量は最大となり、Ｐ−Ｑ
線図PQ2にしたがって油圧ポンプ13が運転される。
以上では油圧アクチュエータ17の負荷圧力によりこの
建設機械の負荷を検出したが、可変容量形油圧ポンプ13
の傾転角が負荷圧力に略比例することから、傾転角から
建設機械の負荷を検出してもよい。また、電子制御ガバ
ナを用いる場合には、プログラム制御により燃料噴射量
を増減することにより回転数の増減が可能となり、実施
例のようなメカ式の装置が省略される。更に、電動機を
原動機としたものにも本発明を適用でき、また、ホイー
ル式油圧ショベル以外、クローラ式油圧ショベル等、負
荷変動の大きいその他の建設機械にも適用される。
建設機械の負荷を検出したが、可変容量形油圧ポンプ13
の傾転角が負荷圧力に略比例することから、傾転角から
建設機械の負荷を検出してもよい。また、電子制御ガバ
ナを用いる場合には、プログラム制御により燃料噴射量
を増減することにより回転数の増減が可能となり、実施
例のようなメカ式の装置が省略される。更に、電動機を
原動機としたものにも本発明を適用でき、また、ホイー
ル式油圧ショベル以外、クローラ式油圧ショベル等、負
荷変動の大きいその他の建設機械にも適用される。
G.発明の効果 本発明によれば、アクチュエータの負荷により可変容
量形油圧ポンプの置き除け容積（傾転角）が減少する負
荷領域で、所定負荷以上になると原動機回転数を増加さ
せるようにしたので、軽負荷時も重負荷時も所望の作業
速度を維持しつつ燃料消費率が最も有利な状態で運転が
可能となる。
量形油圧ポンプの置き除け容積（傾転角）が減少する負
荷領域で、所定負荷以上になると原動機回転数を増加さ
せるようにしたので、軽負荷時も重負荷時も所望の作業
速度を維持しつつ燃料消費率が最も有利な状態で運転が
可能となる。
第１図〜第４図は本発明の第１の実施例を示すもので、
第１図が油圧回路と制御系を示すブロック図、第２図
（ａ）〜（ｃ）が回転数増減装置の詳細図、第３図が処
理手順を示すフローチャート、第４図が第１の実施例の
Ｐ−Ｑ線図である。 第５図および第６図は第２の実施例を示すもので、第５
図がフローチャート、第６図がＰ−Ｑ線図である。 第７図はホイール式油圧ショベルの一例を示す側面図、
第８図（ａ），（ｂ）は従来のＰ−Ｑ線図の２例を示す
図、第９図および第10図は従来のホイール式油圧ショベ
ルにおけるエンジン回転数Ｎとポンプ吐出流量Ｑとの関
係をそれぞれ示すグラフ、第11図はエンジン性能曲線を
示す図、第12図は従来のホイール式油圧ショベルのポン
プにおけるＰ−Ｑ線図を示す図である。 11:エンジン、12:回転数センサ 13:油圧ポンプ、17:アクチュエータ 19:負荷検出センサ、21:コントローラ 25:回転数増減装置 251:電磁シリンダ
第１図が油圧回路と制御系を示すブロック図、第２図
（ａ）〜（ｃ）が回転数増減装置の詳細図、第３図が処
理手順を示すフローチャート、第４図が第１の実施例の
Ｐ−Ｑ線図である。 第５図および第６図は第２の実施例を示すもので、第５
図がフローチャート、第６図がＰ−Ｑ線図である。 第７図はホイール式油圧ショベルの一例を示す側面図、
第８図（ａ），（ｂ）は従来のＰ−Ｑ線図の２例を示す
図、第９図および第10図は従来のホイール式油圧ショベ
ルにおけるエンジン回転数Ｎとポンプ吐出流量Ｑとの関
係をそれぞれ示すグラフ、第11図はエンジン性能曲線を
示す図、第12図は従来のホイール式油圧ショベルのポン
プにおけるＰ−Ｑ線図を示す図である。 11:エンジン、12:回転数センサ 13:油圧ポンプ、17:アクチュエータ 19:負荷検出センサ、21:コントローラ 25:回転数増減装置 251:電磁シリンダ
Claims (3)
- 【請求項１】原動機と、当該原動機の回転数を制御する
回転数制御手段と、前記原動機によって駆動される可変
容量形油圧ポンプと、当該可変容量形油圧ポンプからの
吐出油により駆動される油圧アクチュエータとを備え、
この油圧アクチュエータの負荷が所定の範囲にあるとき
はその負荷に応じて前記可変容量形油圧ポンプの押除け
容積を調節するようにした建設機械の油圧制御装置にお
いて、 前記油圧アクチュエータの負荷を検出する検出手段と、 前記回転数制御手段によって制御された原動機の回転数
を所定値だけ増加および減少させる回転数増減手段と、 前記検出された負荷が所定値以上のときに、原動機回転
数変更後の前記油圧ポンプの吐出量が変更前の原動機回
転数時における油圧ポンプの最大吐出量を越えない範囲
内で、原動機回転数が増加するように前記回転数増減手
段を制御する運転制御手段とを具備することを特徴とす
る建設機械の油圧制御装置。 - 【請求項２】前記回転数増減手段による原動機回転数変
更後の前記油圧ポンプの吐出量が、変更前の原動機回転
数における最大吐出量とほぼ同一となるように原動機回
転数を増加させることを特徴とする特許請求の範囲第１
項に記載の建設機械の油圧制御装置。 - 【請求項３】前記油圧ポンプの押し除け容積が前記アク
チュエータの負荷により低減される負荷領域の所定範囲
では、減少する押し除け容積に対応して、油圧ポンプの
吐出量がほぼ一定となるように原動機回転数を増加させ
ることを特徴とする特許請求の範囲第１項に記載の建設
機械の油圧制御装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP61311612A JP2587819B2 (ja) | 1986-12-27 | 1986-12-27 | 建設機械の油圧制御装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP61311612A JP2587819B2 (ja) | 1986-12-27 | 1986-12-27 | 建設機械の油圧制御装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS63167042A JPS63167042A (ja) | 1988-07-11 |
| JP2587819B2 true JP2587819B2 (ja) | 1997-03-05 |
Family
ID=18019347
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP61311612A Expired - Lifetime JP2587819B2 (ja) | 1986-12-27 | 1986-12-27 | 建設機械の油圧制御装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2587819B2 (ja) |
Families Citing this family (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2520771B2 (ja) * | 1990-07-18 | 1996-07-31 | 株式会社小松製作所 | 積み込み作業車両の制御方法及び装置 |
| JP2854426B2 (ja) * | 1991-02-08 | 1999-02-03 | 日立建機株式会社 | 油圧走行作業車両の油圧駆動装置 |
| JP2872432B2 (ja) | 1991-03-29 | 1999-03-17 | 日立建機株式会社 | 油圧走行作業車両の制御装置 |
| JP4024820B2 (ja) * | 2006-08-01 | 2007-12-19 | 住友建機製造株式会社 | 建設機械の制御装置 |
| JP4691134B2 (ja) * | 2008-05-13 | 2011-06-01 | コベルコクレーン株式会社 | Ｈｓｔ式油圧走行車両の制御装置 |
Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS56121826A (en) * | 1980-02-29 | 1981-09-24 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | Speed governor for internal combustion engine |
-
1986
- 1986-12-27 JP JP61311612A patent/JP2587819B2/ja not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS63167042A (ja) | 1988-07-11 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| EXPY | Cancellation because of completion of term |