JP4729446B2

JP4729446B2 - Work machine output control device and work machine output control method

Info

Publication number: JP4729446B2
Application number: JP2006179041A
Authority: JP
Inventors: 敬米田; 信明的場
Original assignee: キャタピラーエスエーアールエル
Priority date: 2006-06-29
Filing date: 2006-06-29
Publication date: 2011-07-20
Anticipated expiration: 2026-06-29
Also published as: JP2008008188A

Description

本発明は、電動機によって駆動される過給器付きのエンジンを搭載するとともに油圧駆動式の作業装置を有する作業機械の出力制御装置及び出力制御方法に関する。 The present invention relates to an output control device and an output control method for a work machine which is equipped with a supercharged engine driven by an electric motor and which has a hydraulically driven work device.

油圧ショベルに代表される一般的な作業機械では、ブームやスティック，旋回装置といった油圧駆動式の各種作業装置が油圧ポンプによって駆動され、その油圧ポンプは全駆動源としてのエンジンによって駆動されている。このような作業機械において、搭載されたエンジンの出力効率を高めるために、従来より、エンジンへ供給される吸気量を増加させる過給器を備えたものが開発されている。 In a general working machine represented by a hydraulic excavator, various hydraulically driven working devices such as a boom, a stick, and a turning device are driven by a hydraulic pump, and the hydraulic pump is driven by an engine as a whole driving source. In order to increase the output efficiency of the mounted engine, a work machine having a supercharger that increases the amount of intake air supplied to the engine has been developed.

例えば、特許文献１には、エンジンの排気通路上及び吸気通路上の各々にタービンを介装するとともに各タービンの回転軸を互いに連結したターボ型の過給器（ターボチャージャ）を備えた作業機械が記載されている。ターボ型の過給器とは、エンジンから排出される排気の流れを利用してタービンを回転させ、過給圧を高めるものである。また、特許文献２には、エンジンの吸気通路上にエンジンの軸出力を利用して駆動されるタービンを介装した機械式の過給器（スーパーチャージャ）を備えた作業機械が記載されている。 For example, Patent Document 1 discloses a work machine including a turbocharger (turbocharger) in which a turbine is interposed in each of an exhaust passage and an intake passage of an engine and the rotation shafts of the turbines are connected to each other. Is described. A turbo-type supercharger is a device that rotates a turbine by using a flow of exhaust discharged from an engine to increase a supercharging pressure. Patent Document 2 describes a work machine including a mechanical supercharger (supercharger) having a turbine driven on the intake passage of the engine by utilizing the shaft output of the engine. .

一般に、上述のようなターボ型の過給器では、タービンを回転させるための動力装置が不要であるとともに、特にエンジンの高負荷状態における過給効率を高めやすいという利点があるが、エンジンの低回転域での過給圧の立ち上がりに遅れが生じ、良好なエンジン出力特性が得られにくい。これに対し、機械式の過給器では、ターボ型の過給器を用いる場合と比較して、低回転域における過給効率を高めることができるが、常にエンジン出力の一部が過給器の駆動に供せられるため、エネルギー損失が生じてしまう。 In general, the turbo-type turbocharger as described above does not require a power unit for rotating the turbine, and has an advantage that it is easy to increase the supercharging efficiency particularly in a high-load state of the engine. A delay occurs in the rise of the supercharging pressure in the rotation region, and it is difficult to obtain good engine output characteristics. In contrast, a mechanical supercharger can increase the supercharging efficiency in a low rotation range as compared with the case where a turbo type supercharger is used, but a part of the engine output is always supercharger. As a result, energy loss occurs.

近年、上記のようなターボ型や機械式の過給器に代えて、電動機を内蔵したターボ型の過給器が開発されている。例えば、特許文献３には、自動車に搭載されたエンジンの吸気通路及び排気通路間に配されたターボユニットにおいて、タービン側インペラーとコンプレッサ側インペラーとの連結軸を出力軸とする電動機を備えたものが記載されている。このような技術を応用すれば、エンジンの低回転域においては電動機により各インペラーを回転させて過給を行い、高回転域においては排気流を利用して各インペラーを回転させて過給を行うことが可能である。つまり、上記のような構成により、エンジンの回転領域に関わらず過給効率とエネルギ効率とをともに向上させることができると考えられる。
特開２００２−１４７２４５号公報特開平１１−１７３１５２号公報特開２００３−３２２０３８号公報 In recent years, turbo-type superchargers with built-in electric motors have been developed in place of the turbo-type and mechanical superchargers described above. For example, Patent Document 3 includes a turbo unit disposed between an intake passage and an exhaust passage of an engine mounted on an automobile, and an electric motor having an output shaft as a connecting shaft between a turbine side impeller and a compressor side impeller. Is described. By applying such technology, each impeller is rotated by an electric motor to perform supercharging in a low engine speed range, and supercharging is performed by rotating each impeller using an exhaust flow in a high engine speed range. It is possible. In other words, it is considered that the supercharging efficiency and the energy efficiency can be improved by the configuration as described above regardless of the rotation region of the engine.
JP 2002-147245 A JP-A-11-173152 Japanese Patent Laid-Open No. 2003-332038

ところで、上記の引用文献３に記載の技術では、エンジン回転数，スロットル開度及びアクセル開度に基づいてエンジンにおける燃料噴射量及び目標空燃比を算出するとともに、実際の空燃比が目標空燃比に近づくように過給の度合いが制御されるようになっている。過給の度合いとエンジンに作用する負荷との関係に着目すると、この制御では、負荷の変動によりエンジン回転数が変化したときに初めて燃料噴射量や目標空燃比が新たに算出され、これに応じて過給の度合いが変更されることになる。なお、自動車などの車両においては、エンジンに対する負荷変動が比較的穏やかなため、このような制御手法を用いてもエンジン回転数や燃焼室内における燃焼状態が不安定になりにくい。 By the way, in the technique described in the above cited reference 3, the fuel injection amount and the target air-fuel ratio in the engine are calculated based on the engine speed, the throttle opening, and the accelerator opening, and the actual air-fuel ratio is set to the target air-fuel ratio. The degree of supercharging is controlled so as to approach. Focusing on the relationship between the degree of supercharging and the load acting on the engine, in this control, the fuel injection amount and the target air-fuel ratio are newly calculated only when the engine speed changes due to load fluctuations. Therefore, the degree of supercharging will be changed. In vehicles such as automobiles, load fluctuations on the engine are relatively gentle, and therefore the engine speed and the combustion state in the combustion chamber are not likely to be unstable even if such a control method is used.

しかしながら、油圧ショベルなどの作業機械では、自動車などの車両と比較するとエンジンに対する負荷が急激に変動する場合があるため、上述のような制御手法では十分でない場合が生じる。すなわち、作業機械では、自動車よりも負荷変動によるエンジン回転数の変化が大きいため、過給の度合いの変更が間に合わず、エンジン出力が不安定となったり、場合によってはエンジンがストールしてしまうおそれがある。 However, in a working machine such as a hydraulic excavator, the load on the engine may fluctuate more rapidly than in a vehicle such as an automobile. Therefore, the control method as described above may not be sufficient. In other words, in a work machine, the change in engine speed due to load fluctuations is greater than in an automobile, so the degree of supercharging cannot be changed in time, the engine output may become unstable, and the engine may stall in some cases There is.

本発明は、このような課題に鑑みてなされたもので、簡素な構成で、負荷変動時におけるエンジン出力の安定性を向上させることができるようにした、作業機械の出力制御装置及び作業機械の出力制御方法を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of such a problem, and has a simple configuration and can improve the stability of the engine output when the load fluctuates. An object is to provide an output control method.

上記目的を達成するため、請求項１記載の本発明の作業機械の出力制御装置は、油圧駆動式の作業装置を有する作業機械に搭載されたエンジンと、該エンジンによって駆動され該作業装置を駆動する油圧ポンプと、該エンジンの吸気通路上に設けられて該エンジンへ過給空気を供給する過給器と、該過給器を駆動するための電動機と、該油圧ポンプに要求されている出力の大きさを該エンジンに作用する負荷の大きさとして予測するエンジン負荷予測手段（エンジン負荷予測部）と、該エンジン負荷予測手段で予測された該負荷の大きさに基づいて該電動機の回転数を制御する電動機制御手段（電動機制御部）と、該油圧ポンプから該油圧駆動式の作業装置へ供給される作動油の圧力を検出する油圧検出手段（油圧センサ）と、該作業装置の作動量を設定するための作動量設定手段（操作レバー）とを備え、該エンジン負荷予測手段が、該油圧検出手段で検出された該圧力及び該作動量設定手段における該作動量に基づいて、該油圧ポンプに要求されている出力の大きさを予測することを特徴としている。 In order to achieve the above object, an output control device for a work machine according to a first aspect of the present invention includes an engine mounted on a work machine having a hydraulically driven work device, and driven by the engine to drive the work device. A hydraulic pump for supplying supercharged air to the engine, an electric motor for driving the supercharger, and an output required for the hydraulic pump Engine load predicting means (engine load predicting section) for predicting the magnitude of the load as the magnitude of the load acting on the engine, and the rotational speed of the motor based on the load magnitude predicted by the engine load predicting means and motor control means for controlling the (motor control unit), a hydraulic detecting means (hydraulic sensor) for detecting the pressure of hydraulic oil supplied from the hydraulic pump to the hydraulic drive type working device, of the working device Operating amount setting means (operating lever) for setting a moving amount, and the engine load predicting means, based on the pressure detected by the oil pressure detecting means and the operating amount in the operating amount setting means, It is characterized by predicting the magnitude of output required for the hydraulic pump .

また、請求項２記載の本発明の作業機械の出力制御装置は、請求項１記載の作業機械の出力制御装置において、該エンジンへ供給される過給空気の温度を検出する吸気温度検出手段（吸気温度センサ）と、該エンジンにおける燃料噴射量を制御する燃料噴射量制御手段（エンジン制御器）と、該吸気温度検出手段で検出された該温度及び該エンジン負荷予測手段で予測された該負荷の大きさに基づいて、該燃料噴射量制御手段で制御される該燃料噴射量を設定する燃料噴射量設定手段（燃料噴射量設定部）とをさらに備えたことを特徴としている。 According to a second aspect of the present invention, there is provided an output control device for a work machine according to the first aspect, wherein an intake air temperature detecting means for detecting a temperature of supercharged air supplied to the engine. An intake air temperature sensor), a fuel injection amount control means (engine controller) for controlling a fuel injection amount in the engine, the temperature detected by the intake air temperature detection means, and the load predicted by the engine load prediction means And a fuel injection amount setting means (fuel injection amount setting unit) for setting the fuel injection amount controlled by the fuel injection amount control means.

なお、該エンジンの目標回転数を設定する機能と、該エンジン負荷予測手段で予測される該出力の大きさの上限値を制限する機能とを併せ持つアクセルダイヤルを備えることが好ましい（請求項３）。 It is preferable that an accelerator dial having both a function of setting the target engine speed of the engine and a function of limiting an upper limit value of the output predicted by the engine load prediction means is provided. .

また、請求項４記載の本発明の作業機械の出力制御方法は、エンジンと、油圧駆動式の作業装置を駆動すべく該エンジンによって駆動される油圧ポンプと、該エンジンの吸気通路上に設けられて該エンジンへ過給空気を供給する過給器と、該過給器を駆動するための電動機とを備えた作業機械の制御方法であって、該油圧ポンプに要求されている出力の大きさを該エンジンに作用する負荷の大きさとして予測するエンジン負荷予測ステップと、該エンジン負荷予測ステップで予測された該負荷の大きさに基づいて該電動機の回転数を制御する電動機制御ステップとを備え、該エンジン負荷予測ステップにおいて、該油圧ポンプから該油圧駆動式の作業装置へ供給される作動油の圧力及び該作業装置の作動量に基づいて、該油圧ポンプに要求されている出力の大きさを予測することを特徴としている。 According to a fourth aspect of the present invention, there is provided an output control method for a work machine according to the present invention provided on an engine, a hydraulic pump driven by the engine to drive a hydraulically driven work device, and an intake passage of the engine. A method of controlling a work machine comprising a supercharger that supplies supercharged air to the engine and an electric motor for driving the supercharger, the magnitude of output required for the hydraulic pump An engine load prediction step for predicting the load acting on the engine as a magnitude of the load, and a motor control step for controlling the rotational speed of the motor based on the magnitude of the load predicted in the engine load prediction step. In the engine load prediction step, the hydraulic pump is requested based on the pressure of hydraulic oil supplied from the hydraulic pump to the hydraulically driven working device and the working amount of the working device. And that the output of the size is characterized by predicting.

また、請求項５記載の本発明の作業機械の出力制御方法は、該エンジンにおける燃料噴射量を制御する燃料噴射量制御ステップと、該エンジンへ供給される過給空気の温度及び該エンジン負荷予測ステップで予測された該負荷の大きさに基づいて、該燃料噴射量制御ステップで制御される該燃料噴射量を設定する燃料噴射量設定ステップとをさらに備えたことを特徴としている。 According to a fifth aspect of the present invention, there is provided an output control method for a work machine according to the present invention, comprising: a fuel injection amount control step for controlling a fuel injection amount in the engine; a temperature of supercharged air supplied to the engine; And a fuel injection amount setting step of setting the fuel injection amount controlled in the fuel injection amount control step based on the magnitude of the load predicted in the step.

また、請求項６記載の本発明の作業機械の出力制御方法は、アクセルダイヤルをさらに備えた該作業機械の制御方法であって、該エンジン負荷予測ステップにおいて、該アクセルダイヤルで設定された該エンジンの目標回転数に対応する最大出力を演算するとともに、該最大出力以下の範囲で該負荷の大きさを予測することを特徴としている。 Also, the output control method for a work machine according to claim 6 of the present invention is the work machine control method further comprising an accelerator dial, wherein the engine set by the accelerator dial in the engine load prediction step. The maximum output corresponding to the target rotational speed is calculated, and the magnitude of the load is predicted within a range below the maximum output .

本発明の作業機械の出力制御装置及び出力制御方法（請求項１，４）によれば、予測された負荷の大きさに基づいて電動機の回転数が制御されて過給量が調節されるため、負荷変動に伴うエンジン回転数の変化に先立ってエンジン出力を制御することができる。
また、負荷の大きさが、油圧ポンプから供給される作動油の圧力と作業装置の作動量とに基づいて予測されるため、簡素な構成で、オペレータの操作内容に応じた正確な予測が可能となる。
また、本発明の作業機械の出力制御装置及び出力制御方法（請求項２，５）によれば、エンジンへの過給量の制御と同時に燃料噴射量が制御されるため、負荷変動時におけるエンジン出力をより安定化させることができる。 According to the output control device and the output control method (claims 1 and 4) of the work machine of the present invention, the supercharging amount is adjusted by controlling the rotation speed of the electric motor based on the predicted magnitude of the load. The engine output can be controlled prior to the change in the engine speed accompanying the load fluctuation.
In addition, since the size of the load is predicted based on the pressure of the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump and the operation amount of the work device, it is possible to accurately predict according to the operation contents of the operator with a simple configuration. It becomes.
Further, according to the output control device and the output control method (claims 2 and 5) of the work machine of the present invention, the fuel injection amount is controlled simultaneously with the control of the supercharging amount to the engine. The output can be further stabilized.

また、本発明の作業機械の出力制御装置及び出力制御方法（請求項３，６）によれば、作動量設定手段で設定された作動量から予測されうる、油圧ポンプに要求されている出力の合計が、その時点でのエンジンのエンジン最大出力を超えないように、ポンプ出力の上限を設定することができる。 According to the output control device and the output control method (claims 3 and 6) of the work machine of the present invention, the output required for the hydraulic pump can be predicted from the operation amount set by the operation amount setting means. The upper limit of the pump output can be set so that the total does not exceed the engine maximum output of the engine at that time.

以下、図面により、本発明の実施の形態について説明する。
図１〜図５は本発明の一実施形態にかかる作業機械の出力制御装置を説明するものであり、図１は本出力制御装置の全体構成を示す模式図、図２は本出力制御装置によるエンジン負荷を予測する制御内容を示す制御ブロック図、図３は本出力制御装置による電動機及びエンジンの制御内容を示す制御ブロック図、図４は本出力制御装置における制御内容を示すフローチャート、図５は本出力制御装置が適用された作業機械の全体を示す斜視図である。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
1 to 5 illustrate an output control device for a work machine according to an embodiment of the present invention. FIG. 1 is a schematic diagram showing the overall configuration of the output control device. FIG. FIG. 3 is a control block diagram showing the control contents of the electric motor and the engine by the output control apparatus, FIG. 4 is a flowchart showing the control contents in the output control apparatus, and FIG. It is a perspective view showing the whole work machine to which this output control device was applied.

［構成］
〔１．全体構成〕
本出力制御装置は、図５に示す油圧ショベル５０に適用されている。この油圧ショベル５０は、クローラ式の油圧走行装置を装備した下部走行体５１と、下部走行体５１の上に旋回自在に搭載された上部旋回体５２とを備えて構成される。 [Constitution]
[1. overall structure〕
This output control device is applied to a hydraulic excavator 50 shown in FIG. The hydraulic excavator 50 includes a lower traveling body 51 equipped with a crawler-type hydraulic traveling device, and an upper revolving body 52 that is rotatably mounted on the lower traveling body 51.

上部旋回体５２には、エンジン６や油圧ポンプ７，掘削や揚重等の各種作業を行うための作業装置５６及びオペレータ（運転者）が搭乗するキャブ５８等が備えられている。作業装置５６は、ブーム装置５３やスティック装置５４，バケット装置５５等の独立して作動する複数の部位から構成されており、各作動部位に対して各々を駆動するための油圧式アクチュエータ（油圧シリンダ、以下単にアクチュエータともいう）が設けられている。 The upper swing body 52 includes an engine 6, a hydraulic pump 7, a working device 56 for performing various operations such as excavation and lifting, a cab 58 on which an operator (driver) rides, and the like. The working device 56 includes a plurality of parts that operate independently, such as a boom device 53, a stick device 54, and a bucket device 55, and hydraulic actuators (hydraulic cylinders) for driving each of the operating parts. , Hereinafter also simply referred to as an actuator).

エンジン６は、一般的な内燃機関として構成された油圧ショベル５０の駆動源であり、上部旋回体５２における作業装置５６の後方に配置されたエンジンルーム５７の内部に搭載されている。一方、油圧ポンプ７は、上述の各アクチュエータや油圧走行装置を駆動するための油圧回路へと作動油を供給する油圧供給源であり、エンジン６に直結されている。 The engine 6 is a drive source of a hydraulic excavator 50 configured as a general internal combustion engine, and is mounted inside an engine room 57 disposed behind the working device 56 in the upper swing body 52. On the other hand, the hydraulic pump 7 is a hydraulic supply source that supplies hydraulic oil to a hydraulic circuit for driving the actuators and the hydraulic travel device described above, and is directly connected to the engine 6.

〔２．エンジン吸排気系統〕
図１に、エンジン６の吸排気系統，油圧ポンプ７によって作動油が供給される油圧回路及びエンジン６の燃焼状態や油圧ポンプ７の作動状態を制御するための制御回路を模式的に示す。この図１に示すように、エンジン６には、吸気通路１０ａ及び排気通路１０ｂが接続されている。吸気通路１０ａ上には、エンジン６の燃焼室へと供給される空気（すなわち吸気）を冷却するためのインタクーラ２０が介装されている。また、吸気通路１０ａ上におけるインタクーラ２０とエンジン６との間には、吸気温度Ｔを検出する吸気温度センサ１１と、吸気の圧力（吸気圧）Ｐ_iを検出する吸気圧力センサ１６とが設けられている。 [2. Engine intake and exhaust system)
FIG. 1 schematically shows an intake / exhaust system of the engine 6, a hydraulic circuit to which hydraulic oil is supplied by the hydraulic pump 7, and a control circuit for controlling the combustion state of the engine 6 and the operating state of the hydraulic pump 7. As shown in FIG. 1, an intake passage 10 a and an exhaust passage 10 b are connected to the engine 6. An intercooler 20 for cooling air (that is, intake air) supplied to the combustion chamber of the engine 6 is interposed on the intake passage 10a. Between the intercooler 20 and the engine 6 on the intake passage 10a, an intake temperature sensor 11 for detecting the intake air temperature T, and an intake pressure sensor 16 is provided for detecting the pressure of the intake air (intake air pressure) P _i ing.

また、本エンジン６には、モータ（電動機）９を内蔵したターボチャージャ（過給器）８が付設されている。このターボチャージャ８は、インタクーラ２０よりも上流側の吸気通路１０ａ上に設けられたコンプレッサ側インペラー８ａと、排気通路１０ｂ上に設けられたタービン側インペラー８ｂとを備えて構成される。
コンプレッサ側インペラー８ａ及びタービン側インペラー８ｂは、互いの回転軸を共有するように連結されている。これにより、排気通路１０ｂ内を排気が流通してタービン側インペラー８ｂが回転すると、コンプレッサ側インペラー８ａも同時に回転し、吸気通路１０ａ内の吸気圧が上昇するようになっている。このように、ターボチャージャ８を用いた過給に係る吸気圧のことを、過給圧ともいう。 The engine 6 is provided with a turbocharger (supercharger) 8 having a built-in motor (electric motor) 9. The turbocharger 8 includes a compressor side impeller 8a provided on the intake passage 10a upstream of the intercooler 20 and a turbine side impeller 8b provided on the exhaust passage 10b.
The compressor-side impeller 8a and the turbine-side impeller 8b are connected so as to share the rotation shaft. Thus, when the exhaust gas flows through the exhaust passage 10b and the turbine side impeller 8b rotates, the compressor side impeller 8a also rotates at the same time, and the intake pressure in the intake passage 10a increases. As described above, the intake pressure related to supercharging using the turbocharger 8 is also referred to as supercharging pressure.

また、本ターボチャージャ８は、コンプレッサ側インペラー８ａ及びタービン側インペラー８ｂの連結軸を出力軸とするモータ（電動機）９を内蔵しており、モータ９を用いた過給をも行うことができるようになっている。例えば、排気通路１０ｂ内を流通する排気量が十分に多い場合にはモータ９を作動させることなく通常のターボ型の過給器として機能させ、排気通路１０ｂ内を流通する排気量が少ない場合にはモータ９を作動させて過給圧を強制的に増加させるといった制御を実施できるようになっている。なお、このモータ９は、電子制御装置であるモータ制御器１９によってその回転数を制御されるようになっている。 Further, the turbocharger 8 has a built-in motor (electric motor) 9 whose output shaft is a connecting shaft of the compressor side impeller 8a and the turbine side impeller 8b, so that supercharging using the motor 9 can be performed. It has become. For example, when the exhaust amount flowing through the exhaust passage 10b is sufficiently large, the motor 9 is caused to function as a normal turbocharger without operating, and the exhaust amount flowing through the exhaust passage 10b is small. Can perform control such as operating the motor 9 to forcibly increase the supercharging pressure. The rotation speed of the motor 9 is controlled by a motor controller 19 which is an electronic control device.

図１に示すように、エンジン６には、エンジン制御器（電子ガバナ）１２及びエンジン回転数センサ１７が付設されている。エンジン制御器１２は、エンジン６における燃料噴射量を制御するための電子制御装置である。エンジン回転数センサ１７は、エンジン回転数Ｎ_eを検出するセンサである。
本エンジン６の回転数の目標値は、油圧ショベル５０のキャブ５８内に設けられた回転式のアクセルダイヤル１５で設定されるようになっている。アクセルダイヤル１５とは、エンジン回転数の目標値を設定するためのダイヤル型スイッチである。これにより、作業内容やオペレータの好みに応じた出力が得られるように、エンジン回転数を設定できるようになっている。 As shown in FIG. 1, an engine controller (electronic governor) 12 and an engine speed sensor 17 are attached to the engine 6. The engine controller 12 is an electronic control device for controlling the fuel injection amount in the engine 6. The engine speed sensor 17 is a sensor that detects the engine speed _Ne .
The target value of the rotational speed of the engine 6 is set by a rotary accelerator dial 15 provided in the cab 58 of the excavator 50. The accelerator dial 15 is a dial type switch for setting a target value for the engine speed. As a result, the engine speed can be set so as to obtain an output according to the work content and the operator's preference.

例えば、オペレータによってアクセルダイヤル１５が操作されると、その操作状態（操作位置）Ｄに応じた目標回転数Ｎ_etが設定され、後述するコントローラ１において、実際のエンジン回転数Ｎ_eが目標回転数Ｎ_etと等しくなるように燃料噴射量が制御されるようになっている。
なお、上述の吸気温度センサ１１，吸気圧力センサ１６及びエンジン回転数センサ１７のそれぞれで検出される吸気温度Ｔ，吸気圧Ｐ_i及びエンジン回転数Ｎ_eの情報についても、後述するコントローラ１へと入力されるようになっている。 For example, when the accelerator dial 15 by the operator is operated, the operation state (operation position) the target rotational speed N _et corresponding to D is set, the controller 1 to be described later, the actual engine speed N _e is the target rotational speed fuel injection amount to be equal to N _et is adapted to be controlled.
Incidentally, the intake air temperature sensor 11 described above, the intake air temperature T detected by each of the intake pressure sensor 16 and the engine speed sensor 17, for the information of the intake air pressure P _i and the engine speed N _e, to the controller 1 which will be described later It is designed to be entered.

〔３．油圧回路〕
まず、図１に示すように、エンジン６の出力軸には容量可変型の二台の油圧ポンプ７（すなわち７ａ及び７ｂ）が直列に連結されており、これらの各油圧ポンプ７ａ，７ｂはともに、エンジン６によって駆動されている。また、各油圧ポンプ７ａ，７ｂから吐出される作動油は、油圧回路上のコントロールバルブ（油圧制御弁）３０を介して上述の各アクチュエータや油圧走行装置，油圧旋回装置の油圧モータへと供給されるようになっている。なお、各油圧ポンプ７ａ，７ｂには、吐出される作動油量を制御するための斜板制御器１８ａ，１８ｂ（以下、単に斜板制御器１８ともいう）が設けられている。 [3. Hydraulic circuit)
First, as shown in FIG. 1, two variable displacement type hydraulic pumps 7 (that is, 7a and 7b) are connected in series to the output shaft of the engine 6, and these hydraulic pumps 7a and 7b are both connected. It is driven by the engine 6. The hydraulic fluid discharged from the hydraulic pumps 7a and 7b is supplied to the above-described actuators, hydraulic travel devices, and hydraulic motors of the hydraulic swing device via a control valve (hydraulic control valve) 30 on the hydraulic circuit. It has become so. Each of the hydraulic pumps 7a and 7b is provided with swash plate controllers 18a and 18b (hereinafter also simply referred to as swash plate controller 18) for controlling the amount of hydraulic oil discharged.

各油圧ポンプ７ａ，７ｂは、互いに異なるアクチュエータ，油圧モータへと作動油を供給するようになっている。つまり、本油圧回路は、一方の油圧ポンプ７ａが作動油供給を担当する第１の油圧回路と、他方の油圧ポンプ７ｂが担当する第２の油圧回路との二系統の油圧回路から構成されている。
コントロールバルブ３０は、ステム（流量制御スプール）の位置を複数の位置に切り替えて作動油の流通方向及び流量を可変制御できるスプール弁の集合体として構成されている。また、本油圧ショベル５０のキャブ５８内には、上述の各アクチュエータや各油圧モータの作動量を設定するための複数の操作レバー１４ａ，１４ｂ，１４ｃ，１４ｄが設けられており、コントロールバルブ３０の各スプール弁は、各操作レバー１４ａ〜１４ｄ（以下、操作レバー１４とも総称する）の操作量に応じて、開度を制御されるようになっている。 Each hydraulic pump 7a, 7b supplies hydraulic oil to different actuators and hydraulic motors. That is, this hydraulic circuit is composed of two hydraulic circuits, a first hydraulic circuit in which one hydraulic pump 7a is in charge of supplying hydraulic oil and a second hydraulic circuit in which the other hydraulic pump 7b is in charge. Yes.
The control valve 30 is configured as an assembly of spool valves that can variably control the flow direction and flow rate of hydraulic oil by switching the position of the stem (flow rate control spool) to a plurality of positions. The cab 58 of the hydraulic excavator 50 is provided with a plurality of operation levers 14a, 14b, 14c, and 14d for setting the operation amounts of the actuators and hydraulic motors described above. The opening degree of each spool valve is controlled according to the operation amount of each operation lever 14a to 14d (hereinafter also collectively referred to as operation lever 14).

なおここでは、便宜上、一つの操作レバーに対して一つのアクチュエータ又は一つの油圧モータが対応して作動するものとする。例えば、スティック装置５４やバケット装置５５を駆動する各アクチュエータのそれぞれに、個別に作動量を設定するための操作レバーが設けられており、また、走行装置を駆動する左右の油圧モータのそれぞれにも、個別に作動量を設定するための操作レバーが設けられているものとする。 Here, for the sake of convenience, it is assumed that one actuator or one hydraulic motor operates corresponding to one operation lever. For example, each of the actuators that drive the stick device 54 and the bucket device 55 is provided with an operating lever for individually setting the operation amount, and each of the left and right hydraulic motors that drive the traveling device is also provided. Assume that an operation lever for individually setting the operation amount is provided.

また、図１中に図示された四つの操作レバー１４のうち、操作レバー１４ａ，１４ｂは油圧ポンプ７ａが担当する第１の油圧回路上に介装されたアクチュエータ，油圧モータに対応し、操作レバー１４ｃ，１４ｄは油圧ポンプ７ｂが担当する第２の油圧回路上に介装されたアクチュエータ，油圧モータに対応するものとなっている。
油圧回路上における各油圧ポンプ７ａ，７ｂの下流側（各油圧ポンプ７ａ，７ｂとコントロールバルブ３０との間）には、作動油圧を検出する油圧センサ（油圧検出手段）１３が介装されている。一方の油圧センサ１３ａは一方の油圧ポンプ７ａから吐出される作動油圧Ｐ_p1をポンプ圧として検出し、他方の油圧センサ１３ｂは他方の油圧ポンプ７ｂの作動油圧Ｐ_p2をポンプ圧として検出するものである。 Of the four operation levers 14 shown in FIG. 1, the operation levers 14a and 14b correspond to the actuators and hydraulic motors interposed on the first hydraulic circuit that the hydraulic pump 7a is in charge of. Reference numerals 14c and 14d correspond to actuators and hydraulic motors interposed on the second hydraulic circuit in charge of the hydraulic pump 7b.
On the downstream side of the hydraulic pumps 7a and 7b (between the hydraulic pumps 7a and 7b and the control valve 30) on the hydraulic circuit, a hydraulic sensor (hydraulic detection means) 13 for detecting the operating hydraulic pressure is interposed. . One hydraulic sensor 13a detects the hydraulic pressure P _p1 discharged from one hydraulic pump 7a as a pump pressure, and the other hydraulic sensor 13b detects the hydraulic pressure P _p2 of the other hydraulic pump 7b as a pump pressure. is there.

上述の各操作レバー１４ａ〜１４ｄのレバー操作量Ｌ及び油圧センサ１３で検出された各ポンプ圧Ｐ_p1，Ｐ_p2は、次に説明するコントローラ１へと入力されるようになっている。 The lever operation amount L of each of the operation levers 14a to 14d and the pump pressures P _p1 and P _p2 detected by the hydraulic sensor 13 are input to the controller 1 described below.

〔４．コントローラ〕
図１に示すように、本油圧ショベル５０には、エンジン制御器１２，モータ制御器１９及び斜板制御器１８における各動作を総合的に制御するコントローラ（ＣＰＵ，中央処理装置）１が設けられている。前述の通り、コントローラ１には、吸気温度センサ１１，吸気圧力センサ１６，エンジン回転数センサ１７，各操作レバー１４及び油圧センサ１３で検出された吸気温度Ｔ，吸気圧Ｐ_i，エンジン回転数Ｎ_e，レバー操作量Ｌ及び作動油圧Ｐ_p1，Ｐ_p2が入力されるほか、キャブ５８に設けられたアクセルダイヤル１５の操作状態Ｄが入力されるようになっている。 [4. controller〕
As shown in FIG. 1, the hydraulic excavator 50 is provided with a controller (CPU, central processing unit) 1 that comprehensively controls each operation in the engine controller 12, the motor controller 19, and the swash plate controller 18. ing. As described above, the controller 1 includes the intake air temperature sensor 11, the intake pressure sensor 16, the engine speed sensor 17, the operation lever 14, the intake air temperature P _i detected by the hydraulic sensor 13, and the engine speed N. _e , the lever operation amount L and the hydraulic pressures P _p1 and P _p2 are input, and the operation state D of the accelerator dial 15 provided in the cab 58 is input.

また、コントローラ１はその内部に、エンジン負荷予測部（エンジン負荷予測手段）２，電動機制御部（電動機制御手段）３，燃料噴射量設定部（燃料噴射量設定手段）４及びポンプ制御部５の各機能部位を備えて構成されている。
エンジン負荷予測部２は、油圧ポンプ７に要求されている出力の大きさを、エンジン６に作用する負荷の大きさとして予測する機能部である。一方、電動機制御部３は、エンジン負荷予測部２で予測された負荷の大きさに基づいてモータ制御器１９（すなわちモータ９の回転数）を制御する機能部であり、燃料噴射量設定部４は、エンジン負荷予測部２で予測された負荷の大きさに基づいてエンジン６での燃料噴射量を設定する機能部である。また、ポンプ制御部５は、斜板制御器１８を制御することで油圧ポンプ７から吐出される作動油量を制御するための機能部である。これらの各機能部について、以下に順に説明する。 The controller 1 includes an engine load prediction unit (engine load prediction unit) 2, an electric motor control unit (electric motor control unit) 3, a fuel injection amount setting unit (fuel injection amount setting unit) 4, and a pump control unit 5. Each functional part is configured.
The engine load prediction unit 2 is a functional unit that predicts the magnitude of the output required for the hydraulic pump 7 as the magnitude of the load acting on the engine 6. On the other hand, the electric motor control unit 3 is a functional unit that controls the motor controller 19 (that is, the rotation speed of the motor 9) based on the magnitude of the load predicted by the engine load prediction unit 2, and the fuel injection amount setting unit 4 These are functional units that set the fuel injection amount in the engine 6 based on the magnitude of the load predicted by the engine load prediction unit 2. The pump control unit 5 is a functional unit for controlling the amount of hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 7 by controlling the swash plate controller 18. Each of these functional units will be described in turn below.

〔５．エンジン負荷予測部〕
図２に、エンジン負荷予測部２における制御内容を表す制御ブロック図を示す。エンジン負荷予測部２は、要求流量設定器２１ａ〜２１ｄ，要求流量加算器２２ａ，２２ｂ，負荷動力乗算器２３ａ，２３ｂ，要求動力加算機２４，最大動力設定器２５，除算器２６，制限器（リミッタ）２７，予測負荷乗算器２８，及びポンプ流量乗算器２９ａ，２９ｂの各機能部を備えて構成される。 [5. Engine load prediction unit)
In FIG. 2, the control block diagram showing the control content in the engine load prediction part 2 is shown. The engine load prediction unit 2 includes required flow rate setting devices 21a to 21d, required flow rate adders 22a and 22b, load power multipliers 23a and 23b, required power adder 24, maximum power setting device 25, divider 26, and limiter ( (Limiter) 27, predicted load multiplier 28, and pump flow multipliers 29a and 29b.

要求流量設定器２１ａ〜２１ｄは、各操作レバー１４から入力されるレバー操作量Ｌに応じて、各操作レバー１４に対応する各アクチュエータ，油圧モータへ供給されるべき作動油流量（要求流量）Ｑを設定するものである。例えば、操作レバー１４ａ，１４ｃが同時に操作された場合、要求流量設定器２１ａ，２１ｃのそれぞれにおいて要求流量Ｑが設定されることになる。 The required flow rate setting devices 21a to 21d are supplied with hydraulic fluid flow rate (required flow rate) Q to be supplied to each actuator and hydraulic motor corresponding to each operation lever 14 in accordance with the lever operation amount L input from each operation lever 14. Is set. For example, when the operation levers 14a and 14c are operated simultaneously, the required flow rate Q is set in each of the required flow rate setting devices 21a and 21c.

要求流量加算器２２ａ，２２ｂは、要求流量設定器２１ａ〜２１ｄの各々で設定された要求流量Ｑを合算するものである。図２に示すように、要求流量設定器２１ａは要求流量設定器２１ａ，２１ｂにおける要求流量Ｑを合算した要求流量Ｑ₁を算出し、要求流量設定器２１ｂは要求流量設定器２１ｃ，２１ｄにおける要求流量Ｑを合算した要求流量Ｑ₂を算出するようになっている。つまり、要求流量加算器２２ａでは、第１の油圧回路における要求流量Ｑ₁が算出され、要求流量加算器２２ｂでは、第２の油圧回路における要求流量Ｑ₂が算出されることになる。 The required flow rate adders 22a and 22b add the required flow rate Q set by each of the required flow rate setting devices 21a to 21d. As shown in FIG. 2, the required flow rate setter 21a calculates the required flow rate Q ₁ obtained by summing the required flow rate Q in the required flow rate setter 21a, 21b, required flow rate setter 21b is required in the request flow setting unit 21c, 21d A required flow rate Q ₂ is calculated by adding the flow rate Q. That is, the required flow rate adder 22a, the required flow rate Q ₁ is calculated in the first hydraulic circuit, the required flow rate adder 22b, so that the required flow rate Q ₂ of the second hydraulic circuit is calculated.

負荷動力乗算器２３ａ，２３ｂは、要求流量加算器２２ａ，２２ｂで算出された各要求流量Ｑ₁，Ｑ₂と、油圧センサ１３ａ，１３ｂで検出された各ポンプ圧Ｐ_p1，Ｐ_p2とをそれぞれ乗算して、各油圧ポンプ７ａ，７ｂの負荷動力を算出するものである。一方の油圧ポンプ７ａの負荷動力は、Ｑ₁×Ｐ_p1となり、他方の油圧ポンプ７ｂの負荷動力は、Ｑ₂×Ｐ_p2となる。なお、ここで算出されるエンジン６に対する負荷動力は、演算上、各油圧ポンプ７ａ，７ｂに要求されている出力（仕事率）に等しい。 The load power multipliers 23a and 23b respectively use the required flow rates Q ₁ and Q ₂ calculated by the required flow rate adders 22a and 22b and the pump pressures P _p1 and P _p2 detected by the hydraulic sensors 13a and 13b, respectively. The load power of each hydraulic pump 7a, 7b is calculated by multiplication. The load power of one hydraulic pump 7a is Q ₁ × P _p1 , and the load power of the other hydraulic pump 7b is Q ₂ × P _p2 . In addition, the load power with respect to the engine 6 calculated here is equal to the output (power) requested | required of each hydraulic pump 7a, 7b on a calculation.

要求動力加算器２４は、負荷動力乗算器２３ａ，２３ｂで算出された各油圧ポンプ７ａ，７ｂの負荷動力を合算して、ポンプ要求動力Ｐ_rを算出するものである。ここで算出されるポンプ要求動力Ｐ_r（Ｐ_r＝Ｑ₁×Ｐ_p1＋Ｑ₂×Ｐ_p2）は、演算上、各油圧ポンプ７ａ，７ｂに要求されている出力の合計に等しい。つまりここでは、操作レバー１４の操作量から予測されうる、油圧ポンプ７に要求されている出力の合計が算出されていることになる。 Required power adder 24, load power multiplier 23a, the hydraulic pumps 7a calculated at 23b, by summing the load power of 7b, and calculates a pump required power P _r. The calculated pump demand power P _r (P _r = Q ₁ × P _p1 + Q ₂ × P _p2 ) calculated here is equal to the total output required for each of the hydraulic pumps 7a and 7b. In other words, here, the total output required for the hydraulic pump 7 that can be predicted from the operation amount of the operation lever 14 is calculated.

最大動力設定器２５は、アクセルダイヤル１５の操作状態Ｄに応じて、二つの油圧ポンプ７ａ，７ｂが出力しうる最大出力をポンプ設定動力Ｐ_sとして設定するものである。つまり、一般的な内燃機関の動作特性として、エンジン回転数とトルクとの間には相関関係があり、例えばアクセルダイヤル１５の操作状態Ｄに対応するエンジン回転数の目標値が定められると、その回転数に応じたトルクの大きさが決まり、エンジン６からの最大出力も決まることになる。そのためここでは、各油圧ポンプ７ａ，７ｂの出力の合計が、その時点でのエンジン６の能力（エンジン最大出力）を超えないように、ポンプ出力の上限が設定されるようになっている。 The maximum power setting unit 25 sets the maximum output that can be output by the two hydraulic pumps 7a and 7b as the pump setting power P _s according to the operation state D of the accelerator dial 15. That is, as an operation characteristic of a general internal combustion engine, there is a correlation between the engine speed and the torque. For example, when a target value of the engine speed corresponding to the operation state D of the accelerator dial 15 is determined, The magnitude of torque according to the rotational speed is determined, and the maximum output from the engine 6 is also determined. For this reason, the upper limit of the pump output is set so that the sum of the outputs of the hydraulic pumps 7a and 7b does not exceed the capacity of the engine 6 (engine maximum output) at that time.

除算器２６は、最大動力設定器２５で設定されたポンプ設定動力Ｐ_sを、要求動力加算器２４で算出されたポンプ要求動力Ｐ_rで除して、動力補正係数ｋ（ｋ＝Ｐ_s／Ｐ_r）を算出するものである。
また、制限器２７は、除算器２６で算出された動力補正係数ｋのリミッタとして機能するものであり、動力補正係数ｋの取り得る値の範囲を０から１の間に制限する。ここでは、０≦ｋ≦１である場合にはｋの値をそのまま維持し、ｋ＞１である場合には新たにｋ＝１に設定するようになっている。なお、制限器２７でフィルタリングされた動力補正係数ｋの値は、予測負荷乗算器２８及びポンプ流量乗算器２９ａ，２９ｂへと入力されるようになっている。 The divider 26 divides the pump set power P _s set by the maximum power setter 25 by the pump request power P _r calculated by the request power adder 24 to obtain a power correction coefficient k (k = P _s / P _r ) is calculated.
The limiter 27 functions as a limiter of the power correction coefficient k calculated by the divider 26 and limits the range of values that the power correction coefficient k can take between 0 and 1. Here, when 0 ≦ k ≦ 1, the value of k is maintained as it is, and when k> 1, k = 1 is newly set. The value of the power correction coefficient k filtered by the limiter 27 is input to the predicted load multiplier 28 and the pump flow rate multipliers 29a and 29b.

予測負荷乗算器２８は、制限器２７から入力された動力補正係数ｋと要求動力加算器２４で算出されたポンプ要求動力Ｐ_rとを乗算し、エンジン予測負荷Ｌ_a（Ｌ_a＝ｋ×Ｐ_r）を算出するものである。ここで算出されるエンジン予測負荷Ｌ_aは、以下に示す通りである。
（１）ポンプ要求動力Ｐ_r≦最大出力をポンプ設定動力Ｐ_sの場合
エンジン予測負荷Ｌ_aは、要求動力加算器２４で算出された、各油圧ポンプ７ａ，７ｂに要求されている出力の合計（エンジン予測負荷Ｌ_a＝ポンプ要求動力Ｐ_r）となる。
（２）ポンプ要求動力Ｐ_r＞最大出力をポンプ設定動力Ｐ_sの場合
エンジン予測負荷Ｌ_aは、最大動力設定器２５で算出された、その時点でのエンジン６の最大出力（エンジン予測負荷Ｌ_a＝最大出力をポンプ設定動力Ｐ_s）となる。 The predicted load multiplier 28 multiplies the power correction coefficient k input from the limiter 27 and the pump required power P _r calculated by the required power adder 24, and calculates the engine predicted load L _a (L _a = k × P _r ) is calculated. Here the engine is calculated predicted load L _a is as shown below.
(1) pump demanded power P _r when the engine estimated load L _a of ≦ maximum output of the pump set power P _s is calculated in power demand adder 24, the sum of the output requested of the hydraulic pump 7a, and 7b (Engine predicted load L _a = pump required power P _r )
(2) pump demanded power P _r> If the engine estimated load L _a pump setting power P _s of the maximum output is calculated in the maximum power setting unit 25, the maximum output (engine estimated load of the engine 6 at that time L _a = the maximum output is the pump set power P _s ).

なお、予測負荷乗算器２８で算出されたエンジン予測負荷Ｌ_aは、電動機制御部３及び燃料噴射量設定部４へと入力されるようになっている。
ポンプ流量乗算器２９ａ，２９ｂは、要求流量加算器２２ａ，２２ｂで算出された要求流量Ｑ₁，Ｑ₂に、制限器２７で算出された動力補正係数ｋを乗算して補正を行うものである。ここでは、一方の油圧ポンプ７ａに係る第１の油圧回路の要求流量がｋ×Ｑ₁と補正され、他方の油圧ポンプ７ｂに係る第２の油圧回路の要求流量がｋ×Ｑ₂と補正されることになる。ここで補正された各要求流量は、ポンプ制御部５へと入力されるようになっている。 The engine estimated load L _a calculated by the prediction load multiplier 28, are inputted to the motor control unit 3 and the fuel injection amount setting section 4.
The pump flow rate multipliers 29a and 29b perform correction by multiplying the required flow rates Q ₁ and Q ₂ calculated by the required flow rate adders 22a and 22b by the power correction coefficient k calculated by the limiter 27. . Here, the required flow rate of the first hydraulic circuit according to one of the hydraulic pump 7a is corrected as k × Q _1, the required flow rate of the second hydraulic circuit is corrected as k × Q ₂ according to the other hydraulic pump 7b Will be. Each required flow rate corrected here is input to the pump control unit 5.

〔６．ポンプ制御部〕
ポンプ制御部５は、エンジン負荷予測部２から入力された第１の油圧回路及び第２の油圧回路における要求流量Ｑが供給されるように斜板制御器１８ａ，１８ｂを制御する制御部である。ポンプ制御部５による制御では、一方の油圧ポンプ７ａからの作動油供給量がｋ×Ｑ₁になり、かつ、他方の油圧ポンプ７ｂからの作動油供給量がｋ×Ｑ₂となるように斜板制御がなされるようになっている。 [6. Pump control unit)
The pump control unit 5 is a control unit that controls the swash plate controllers 18 a and 18 b so that the required flow rate Q in the first hydraulic circuit and the second hydraulic circuit input from the engine load prediction unit 2 is supplied. . In control by the pump control unit 5, the hydraulic oil supply amount from one of the hydraulic pump 7a becomes k × Q _1, and, as hydraulic oil supply from the other hydraulic pump 7b is k × Q ₂ swash Board control is made.

〔７．電動機制御部〕
図３に、電動機制御部３及び燃料噴射量設定部４における制御内容を表す制御ブロック図を示す。電動機制御部３は、目標過給圧設定器３１，吸気温度補正器３２，目標過給圧乗算器３３，差圧演算器３４及びモータ回転数制御器３５を備えて構成される。
目標過給圧設定器３１は、エンジン負荷予測部２で予測されたエンジン予測負荷Ｌ_aに基づいて、目標過給圧Ｐ_t′を設定するものである。ここでは、図３中にグラフで示すように、予め設定された、エンジン予測負荷Ｌ_aと目標過給圧Ｐ_t′との対応マップが用いられるようになっている。なおここでは、エンジン予測負荷Ｌ_aが大きいほど、目標過給圧Ｐ_t′が高くなるように、かつ、目標過給圧Ｐ_t′の変化勾配が緩やかになるように、対応マップが設定されている。 [7. Electric motor control unit)
FIG. 3 is a control block diagram showing control contents in the electric motor control unit 3 and the fuel injection amount setting unit 4. The electric motor control unit 3 includes a target boost pressure setter 31, an intake air temperature corrector 32, a target boost pressure multiplier 33, a differential pressure calculator 34, and a motor rotation speed controller 35.
Target supercharging pressure setting unit 31, based on the engine estimated load L _a predicted engine load prediction unit 2, and sets the target supercharging pressure P _t '. Here, as shown graphically in Figure 3, it is set in advance, so that the correspondence map between the engine estimated load L _a and the target supercharging pressure P _t 'is used. Note here, as the engine estimated load L _a is large, the target supercharging pressure P _t 'such increases, and the target supercharging pressure P _t' as the gradient of change becomes gentle, the corresponding map is set ing.

一方、吸気温度補正器３２は、吸気温度センサ１１で検出された吸気温度Ｔに基づいて、補正係数ｊを設定するものである。ここでも、図３中にグラフで示すように、予め設定された、吸気温度Ｔと補正係数ｊとの対応マップが用いられるようになっている。なおここでは、吸気温度Ｔが高いほど、補正係数ｊが大きくなるように、かつ、補正係数ｊの変化勾配が緩やかになるように、対応マップが設定されている。 On the other hand, the intake air temperature corrector 32 sets a correction coefficient j based on the intake air temperature T detected by the intake air temperature sensor 11. Here, as shown by a graph in FIG. 3, a preset correspondence map between the intake air temperature T and the correction coefficient j is used. Here, the correspondence map is set such that the higher the intake air temperature T, the larger the correction coefficient j and the gentler the change gradient of the correction coefficient j.

目標過給圧乗算器３３は、目標過給圧設定器３１で設定された目標過給圧Ｐ_t′と吸気温度補正器３２で設定された補正係数ｊとを乗じて、過給圧Ｐ_t（Ｐ_t＝ｊ×Ｐ_t′）を算出するものである。ここで算出される過給圧Ｐ_tが、実際にエンジン６へ供給したい過給圧となる。
差圧演算器３４は、目標過給圧乗算器３３で算出された過給圧Ｐ_tから吸気圧力センサ１６で検出された吸気圧力Ｐ_iを減算して、過給圧偏差ΔＰ（ΔＰ＝Ｐ_t−Ｐ_i）を算出するものである。つまりここでは、その時点での吸気通路１０ａの内部圧力に加えてどの程度の過給が必要であるかが算出されることになる。 The target boost pressure multiplier 33 multiplies the target boost pressure P _t ′ set by the target boost pressure setter 31 and the correction coefficient j set by the intake air temperature corrector 32 to multiply the boost pressure P _t. (P _t = j × P _t ′) is calculated. The supercharging pressure P _t calculated here is the supercharging pressure that is actually desired to be supplied to the engine 6.
The differential pressure calculator 34 subtracts the intake pressure P _i detected by the intake pressure sensor 16 from the boost pressure P _t calculated by the target boost pressure multiplier 33 to obtain a boost pressure deviation ΔP (ΔP = P _t− P _i ) is calculated. In other words, here, in addition to the internal pressure of the intake passage 10a at that time, it is calculated how much supercharging is required.

モータ回転数制御器３５は、差圧演算器３４で算出された過給圧偏差ΔＰに基づいて、モータ制御器１９へ制御信号を出力してモータ９の回転数を制御するものである。なおここでは、入力された過給圧偏差ΔＰの情報をＰＩＤ等の公知のフィードバック制御を用いて演算処理を行い、モータ９の回転数を制御するようになっている。 The motor rotation speed controller 35 controls the rotation speed of the motor 9 by outputting a control signal to the motor controller 19 based on the supercharging pressure deviation ΔP calculated by the differential pressure calculator 34. In this case, the information of the input supercharging pressure deviation ΔP is calculated using known feedback control such as PID to control the rotational speed of the motor 9.

〔８．燃料噴射量設定部〕
燃料噴射量設定部４は、目標回転数設定器４１，回転数偏差演算器４２，燃料噴射量制御器４３，ゲイン設定器４４及び燃料噴射量加算器４５を備えて構成される。
目標回転数設定器４１は、アクセルダイヤル１５の操作状態Ｄに応じ、図３中にグラフで示すように、予め設定された対応マップを用いて目標エンジン回転数Ｎ_etを設定するものである。つまりここでは、アクセルダイヤル１５の操作状態Ｄに応じた大きさのエンジン６の能力（エンジン最大出力）が設定されることになる。 [8. Fuel injection amount setting unit)
The fuel injection amount setting unit 4 includes a target rotation number setting unit 41, a rotation number deviation calculator 42, a fuel injection amount controller 43, a gain setting unit 44, and a fuel injection amount adder 45.
Target rotational speed setting unit 41, according to the operation state D of the accelerator dial 15, as shown graphically in FIG. 3, it is for setting the target engine speed N _et using a preset correspondence map. That is, here, the capacity (engine maximum output) of the engine 6 having a size corresponding to the operation state D of the accelerator dial 15 is set.

回転数偏差演算器４２は、目標回転数設定器４１で設定された目標エンジン回転数Ｎ_etから、エンジン回転数センサ１７で検出された実際のエンジン回転数Ｎ_eを減算したエンジン回転数偏差ΔＮ_e（ΔＮ_e＝Ｎ_et−Ｎ_e）を算出するものである。つまりここでは、その時点でのエンジン回転数Ｎ_eに加えてどの程度エンジン回転数を上昇させればよいかが算出されることになる。 Revolution speed deviation computing unit 42, the target engine speed N _et set by the target rotational speed setting unit 41, the engine revolution speed deviation ΔN by subtracting the actual engine speed N _e detected by the engine speed sensor 17 _e (ΔN _e = N _et −N _e ) is calculated. That here would what extent the engine speed may be caused to rise in addition to the engine speed N _e at that time is calculated.

燃料噴射量制御器４３は、回転数偏差演算器４２で算出されたエンジン回転数偏差ΔＮ_eに基づいて、エンジン６における燃料噴射量を制御するものである。ここでは、入力されたエンジン回転数偏差ΔＮ_eの情報をＰＩＤ等の公知のフィードバック制御を用いて演算処理を行い、燃料噴射量を制御するようになっている。なお、この燃料噴射量制御器４３で算出される燃料噴射量は、エンジンに作用する負荷を考慮しない状態において、エンジン６の回転数をエンジン回転数偏差ΔＮ_e分だけ上昇させるのに必要な燃料量である。ここで制御される燃料噴射量は、燃料噴射量加算器４５へ入力されるようになっている。 The fuel injection amount controller 43 controls the fuel injection amount in the engine 6 based on the engine rotational speed deviation ΔN _e calculated by the rotational speed deviation calculator 42. Here, the information on the input engine speed deviation ΔN _e is subjected to arithmetic processing using known feedback control such as PID to control the fuel injection amount. The fuel injection amount calculated by the fuel injection amount controller 43 is the fuel required to increase the rotational speed of the engine 6 by the engine rotational speed deviation ΔN _e without considering the load acting on the engine. Amount. The fuel injection amount controlled here is input to the fuel injection amount adder 45.

一方、ゲイン設定器４４は、エンジン負荷予測部２で予測されたエンジン予測負荷Ｌ_aに予め設定されたゲインを乗じて、燃料噴射量のフィードフォワード信号を設定するものである。なお、このゲイン設定器４４で設定される燃料噴射量は、エンジン６にエンジン予測負荷Ｌ_aが作用した状態において、エンジン６の回転数を変動させないために必要な燃料量である。ここで設定されたフィードフォワード信号は、燃料噴射量加算器４５へ入力されるようになっている。 On the other hand, the gain setting unit 44 multiplies the engine predicted load La predicted by the engine load prediction unit 2 by _a preset gain to set a fuel injection amount feedforward signal. The fuel injection amount set by the gain setting unit 44, in a state where the engine estimated load L _a on the engine 6 is applied is a fuel amount required in order not to vary the rotational speed of the engine 6. The feed forward signal set here is input to the fuel injection amount adder 45.

燃料噴射量加算器４５は、燃料噴射量制御器４３で設定された燃料噴射量にゲイン設定部４４で設定された燃料噴射量を加算した上で、エンジン制御器１２へ制御信号を出力して燃料噴射量を制御する。つまりここでは、エンジン６にエンジン予測負荷Ｌ_aが作用した状態において、エンジン６の回転数をエンジン回転数偏差ΔＮ_e分だけ上昇させるのに必要な燃料量が算出され、制御がなされるようになっている。 The fuel injection amount adder 45 adds the fuel injection amount set by the gain setting unit 44 to the fuel injection amount set by the fuel injection amount controller 43 and then outputs a control signal to the engine controller 12. Control the fuel injection amount. That Here, in a state where the engine estimated load L _a on the engine 6 is applied, the amount of fuel required to increase the rotational speed of the engine 6 by the engine revolution speed deviation .DELTA.N _e content is calculated, so that the control is performed It has become.

［制御フロー］
本発明の一実施形態にかかる作業機械の出力制御装置は、図４に示すフローチャートに従って制御を実施する。なお、このフローチャートは、コントローラ１内部において所定周期で適宜繰り返し実行されている。 [Control flow]
The output control device for a work machine according to an embodiment of the present invention performs control according to the flowchart shown in FIG. This flowchart is repeatedly executed as appropriate in the controller 1 at a predetermined cycle.

〔１．エンジン負荷予測〕
まず、ステップＡ１０〜Ａ７０は、主にエンジン負荷予測部２において実施される内容を示している。 [1. Engine load prediction)
First, Steps A <b> 10 to A <b> 70 mainly show the contents implemented in the engine load prediction unit 2.

ステップＡ１０では、コントローラ１上において、アクセルダイヤル１５で検出された操作状態Ｄ，各操作レバー１４の操作量Ｌ，各油圧センサ１３で検出されたポンプ圧Ｐ_p1，Ｐ_p2，吸気温度センサ１１で検出された吸気温度Ｔ，吸気圧力センサ１６で検出された吸気圧Ｐ_i及びエンジン回転数センサ１７で検出されたエンジン回転数Ｎ_eが読み込まれる。ここでは、制御上必要な全ての情報が読み込まれている。 In step A10, on the controller 1, the operation state D detected by the accelerator dial 15, the operation amount L of each operation lever 14, the pump pressures P _p1 and P _p2 detected by each hydraulic sensor 13, and the intake air temperature sensor 11 are detected. the detected intake air temperature T, the engine speed N _e detected by the intake air pressure P _i and the engine speed sensor 17 which is detected by the intake pressure sensor 16 are read. Here, all information necessary for control is read.

続くステップＡ２０では、エンジン負荷予測部２において、ステップＡ１０で読み込まれたレバー操作量Ｌ及びポンプ圧Ｐ_p1，Ｐ_p2から、ポンプ要求動力Ｐ_rが算出される。このステップでは、図２に示す要求流量設定器２１ａ〜要求動力加算機２４における演算内容が実施されることになる。
すなわち、一方の油圧ポンプ７ａが作動供給を担当する第１の油圧回路における要求流量Ｑ₁と、他方の油圧ポンプ７ｂの作動油供給を担当する第２の油圧回路における要求流量Ｑ₂とが算出され、油圧センサ１３ａ，１３ｂで検出された各ポンプ圧Ｐ_p1，Ｐ_p2をそれぞれに乗算される。これにより、一方の油圧ポンプ７ａの負荷動力は、Ｑ₁×Ｐ_p1となり、他方の油圧ポンプ７ｂの負荷動力は、Ｑ₂×Ｐ_p2となる。 In step A20, the engine load prediction unit 2, the lever operation amount L and the pump pressure P _p1, P _p2 read in step A10, the pump required power P _r is calculated. In this step, the calculation contents in the required flow rate setting device 21a to the required power adder 24 shown in FIG. 2 are performed.
That is, calculate the required flow rate Q ₁ of the first hydraulic circuit in which one of the hydraulic pump 7a is responsible for operating supply, and the required flow rate Q ₂ of the second hydraulic circuit in charge of supply of operating oil other hydraulic pump 7b is Then, the pump pressures P _p1 and P _p2 detected by the hydraulic pressure sensors 13a and 13b are respectively multiplied. As a result, the load power of one hydraulic pump 7a is Q ₁ × P _p1 and the load power of the other hydraulic pump 7b is Q ₂ × P _p2 .

そして、ポンプ要求動力Ｐ_rがＰ_r＝Ｑ₁×Ｐ_p1＋Ｑ₂×Ｐ_p2として算出される。このようにステップＡ２０では、操作レバー７の操作量から予測されうる、油圧ポンプ７に要求されている出力の合計が算出される。
続くステップＡ３０では、エンジン負荷予測部２において、アクセルダイヤル１５の操作状態Ｄに応じて、二つの油圧ポンプ７ａ，７ｂが出力しうる最大出力がポンプ設定動力Ｐ_sとして設定される。また、燃料噴射量設定部４においては、操作状態Ｄに応じて、予め設定された対応マップを用いて目標エンジン回転数Ｎ_etが設定される。 Then, the required pump power P _r is calculated as P _r = Q ₁ × P _p1 + Q ₂ × P _p2 . As described above, in step A20, the total output required for the hydraulic pump 7 that can be predicted from the operation amount of the operation lever 7 is calculated.
In subsequent step A30, the engine load prediction unit 2 sets the maximum output that can be output by the two hydraulic pumps 7a and 7b as the pump setting power P _s according to the operation state D of the accelerator dial 15. Further, in the fuel injection amount setting unit 4, the target engine speed _Net is set according to the operation state D using a preset correspondence map.

このステップでは、アクセルダイヤル１５の操作状態Ｄに応じた大きさのエンジン６の能力（エンジン最大出力）が設定されるとともに、各油圧ポンプ７ａ，７ｂの出力の合計が、その時点でのエンジン６のエンジン最大出力を超えないように、ポンプ出力の上限が設定されている。
さらに続くステップＡ４０では、ステップＡ２０〜Ａ３０で算出，設定されたポンプ要求動力Ｐ_r及びポンプ設定動力Ｐ_sを用いて、動力補正係数ｋがｋ＝Ｐ_s／Ｐ_rとして算出され、ステップＡ５０へと進む。なお、このステップでは、図２に示す除算部２６における演算内容が実施されることになる。 In this step, the capacity (engine maximum output) of the engine 6 having a size corresponding to the operation state D of the accelerator dial 15 is set, and the total output of each hydraulic pump 7a, 7b is the engine 6 at that time. The upper limit of the pump output is set so as not to exceed the maximum engine output.
In the subsequent step A40, the power correction coefficient k is calculated as k = P _s / P _r using the pump required power P _r and the pump set power P _s calculated and set in steps A20 to A30, and the process proceeds to step A50. Proceed with In this step, the calculation contents in the division unit 26 shown in FIG. 2 are performed.

ステップＡ５０では、前ステップで算出された動力補正係数ｋが１以下であるか否かが判定される。ここで、ｋ≦１である場合には、そのままステップＡ７０へ進み、ｋ＞１である場合には、ステップＡ６０へ進んで、動力補正係数ｋが新たにｋ＝１に設定され、ステップＡ７０へ進む。なお、このステップＡ５０〜６０での制御内容は、図２中に示す制限器２７での制御内容に対応するものである。 In Step A50, it is determined whether or not the power correction coefficient k calculated in the previous step is 1 or less. Here, if k ≦ 1, the process proceeds to step A70 as it is, and if k> 1, the process proceeds to step A60, where the power correction coefficient k is newly set to k = 1, and the process proceeds to step A70. move on. Note that the control contents in steps A50 to A60 correspond to the control contents in the limiter 27 shown in FIG.

続くステップＡ７０では、ステップＡ２０で算出されたポンプ要求動力Ｐ_rと、ステップＡ４０〜６０で算出された動力補正係数ｋとを用いて、エンジン予測負荷Ｌ_aがＬ_a＝ｋ×Ｐ_rとして算出される。なお、このステップでは、図２に示す予測負荷乗算器２８における演算内容が実施されることになる。
以上のステップＡ１０〜７０により、オペレータによって油圧ポンプ７に要求されている出力の大きさが、エンジン６に作用する負荷の大きさとして予測される。 In step A70, using a pump demanded power P _r calculated in step A20, and a power correction coefficient k calculated in step A40～60, calculated engine estimated load L _a is as L _a = k × P _r Is done. In this step, the calculation contents in the prediction load multiplier 28 shown in FIG. 2 are executed.
Through the above steps A <b> 10 to 70, the magnitude of the output requested to the hydraulic pump 7 by the operator is predicted as the magnitude of the load acting on the engine 6.

〔２．電動機制御〕
続くステップＡ８０〜１００は、主に電動機制御部３において実施される内容を示している。
ステップＡ８０では、ステップＡ１０で読み込まれた吸気温度Ｔに基づき補正係数ｊが設定されるとともに、ステップＡ７０で算出されたエンジン予測負荷Ｌ_aに基づき目標過給圧Ｐ_t′が設定され、過給圧Ｐ_tがＰ_t＝ｊ×Ｐ_t′として算出される。このステップＡ８０での制御内容は、図３に示す目標過給圧設定器３１〜目標過給圧乗算器３３での制御内容に対応している。 [2. (Motor control)
Subsequent Steps A80 to A100 show the contents mainly implemented in the motor control unit 3.
In step A80, together with the correction coefficient j is set on the basis of the read intake air temperature T in step A10, it is set target boost pressure P _t 'based on the engine estimated load L _a calculated in step A70, the supercharging The pressure P _t is calculated as P _t = j × P _t ′. The control contents in step A80 correspond to the control contents in the target boost pressure setting unit 31 to the target boost pressure multiplier 33 shown in FIG.

続くステップＡ９０では、前ステップで算出された過給圧Ｐ_tからステップＡ１０で読み込まれた吸気圧力Ｐ_iが減算された、過給圧偏差ΔＰが算出される。ここでの制御内容は、図３に示す差圧演算部３４での制御内容に対応しており、その時点での吸気通路１０ａの内部圧力に加えてどの程度の過給が必要であるかが算出されている。
さらに続くステップＡ１００では、前ステップで算出された過給圧偏差ΔＰに基づいて、モータ制御器１９へ制御信号が出力される。つまり、予測された負荷の大きさに応じてターボチャージャ８のモータ９が制御されることになる。なお、ここでの制御内容は、図３に示すモータ回転数制御器３５での制御内容に対応している。 In step A90, before the intake pressure P _i read in step A10 from the supercharging pressure P _t calculated in step is subtracted, the supercharging pressure deviation ΔP are computed. The control content here corresponds to the control content in the differential pressure calculation unit 34 shown in FIG. 3, and how much supercharging is required in addition to the internal pressure of the intake passage 10a at that time. It has been calculated.
In the subsequent step A100, a control signal is output to the motor controller 19 based on the supercharging pressure deviation ΔP calculated in the previous step. That is, the motor 9 of the turbocharger 8 is controlled according to the predicted load. Note that the control content here corresponds to the control content in the motor rotation speed controller 35 shown in FIG.

〔３．燃料噴射量制御〕
さらに、続くステップＡ１１０〜１２０は、主に燃料噴射量設定部４において実施される内容を示している。
ステップＡ１１０では、ステップＡ３０で算出された目標エンジン回転数Ｎ_etから、ステップＡ１０で読み込まれたエンジン回転数Ｎ_eが減算された、エンジン回転数偏差ΔＮ_eが算出される。ここでの制御内容は、図３に示す回転数偏差演算器４２での制御内容に対応しており、その時点でのエンジン回転数Ｎ_eに加えてどの程度エンジン回転数を上昇させればよいか（出力変動に伴うエンジン回転数Ｎ_eの変動分がどの程度か）が算出される。 [3. Fuel injection amount control)
Further, the following steps A110 to 120 show the contents mainly implemented in the fuel injection amount setting unit 4.
At step A110, the target engine speed N _et calculated in step A30, the engine speed N _e read in step A10 is subtracted, the engine revolution speed deviation .DELTA.N _e is calculated. Here the control content in corresponds to the control content in the revolution speed deviation computing unit 42 shown in FIG. 3, it is sufficient to increase the degree engine speed in addition to the engine speed N _e at that time or (variation is how much of the engine speed N _e with the output variation) is calculated.

続くステップＡ１２０では、前ステップで算出されたエンジン回転数偏差ΔＮ_eに基づいて、エンジン６の回転数をエンジン回転数偏差ΔＮ_e分だけ上昇させるのに必要な燃料量として、エンジン６における燃料噴射量が算出される。また、ステップＡ７０で算出されたエンジン予測負荷Ｌ_aに予め設定されたゲインが乗算されて、エンジン６の回転数を変動させないために必要な燃料量として、エンジン６における燃料噴射量が算出される。そしてさらに、これらの二種類の燃料噴射量を合算したものが、最終的な燃料噴射量として算出される。 In step A 120, before based on the engine revolution speed deviation .DELTA.N _e calculated in step, as the fuel quantity required to raise the speed of the engine 6 by the engine revolution speed deviation .DELTA.N _e min, the fuel injection in the engine 6 A quantity is calculated. Further, the engine predicted load La calculated in step A70 is multiplied by _a preset gain, and the fuel injection amount in the engine 6 is calculated as the fuel amount necessary for preventing the engine 6 from changing the rotational speed. . Further, the sum of these two types of fuel injection amounts is calculated as the final fuel injection amount.

つまりここでは、エンジン６にエンジン予測負荷Ｌ_aが作用した状態において、エンジン６の回転数をエンジン回転数偏差ΔＮ_e分だけ上昇させるのに必要な燃料量が算出される。なお、ここでの制御内容は、図３に示す燃料噴射量制御器４３〜燃料噴射量加算器４５での制御内容に対応している。 That Here, in a state where the engine estimated load L _a on the engine 6 is applied, the amount of fuel required to increase the rotational speed of the engine 6 by the engine revolution speed deviation .DELTA.N _e content is calculated. The control content here corresponds to the control content in the fuel injection amount controller 43 to the fuel injection amount adder 45 shown in FIG.

［効果］
このように、本実施形態にかかる作業機械の出力制御装置によれば、エンジン負荷予測部２で予測されたエンジン６への負荷の大きさに基づいて、電動機制御部３により、モータ９の回転数及び過給量を調節することができる。つまり、エンジン６に対する負荷変動に伴うエンジン回転数Ｎ_eの変化に先立って過給を行い、エンジン出力を調節することができる。これにより、負荷変動に対してエンジン出力が素早く追随するようになり、エンジン６の応答性を高めることができる。また、負荷変動に対するエンジン出力の追随性を高めることで、エンジン出力を安定化させることができ、例えば、エンジン６のストールを効果的に防止でき、さらに、エンジン６の排ガスが濃くなるようなことも防止できる。 [effect]
Thus, according to the output control device for a work machine according to the present embodiment, the motor control unit 3 rotates the motor 9 based on the magnitude of the load on the engine 6 predicted by the engine load prediction unit 2. Number and supercharge can be adjusted. That performs supercharging prior to the change of the engine speed N _e accompanying load fluctuation on the engine 6, it is possible to adjust the engine output. Thereby, an engine output comes to follow quickly with respect to load fluctuation | variation, and the responsiveness of the engine 6 can be improved. Further, the engine output can be stabilized by increasing the followability of the engine output with respect to the load fluctuation, for example, the stall of the engine 6 can be effectively prevented, and the exhaust gas of the engine 6 becomes deeper. Can also be prevented.

また、本出力制御装置によれば、エンジン負荷予測部２で予測されたエンジン６への負荷の大きさに基づいて、燃料噴射量設定部４により、エンジン６における燃料噴射量を調節することができる。つまり、エンジン６への過給量の制御と同時に燃料噴射量が制御されるため、エンジン出力の制御応答性をさらに高めることができるとともに、単位時間当たりに調節可能なエンジン出力の大きさを増加させることができ、例えば、短時間で素早くエンジン出力を増加、又は減少させることが可能となる。これにより、負荷変動時におけるエンジン出力をより安定化させることができる。 Further, according to the present output control device, the fuel injection amount in the engine 6 can be adjusted by the fuel injection amount setting unit 4 based on the magnitude of the load on the engine 6 predicted by the engine load prediction unit 2. it can. That is, since the fuel injection amount is controlled simultaneously with the control of the supercharging amount to the engine 6, the control response of the engine output can be further improved and the size of the engine output that can be adjusted per unit time is increased. For example, the engine output can be increased or decreased quickly in a short time. Thereby, the engine output at the time of load fluctuation can be further stabilized.

また、本出力制御装置によれば、予測される負荷の大きさが、ポンプ圧Ｐ_p1，Ｐ_p2とレバー操作量Ｌとに基づいて算出されるため、簡素な構成で、オペレータの操作内容に応じた正確な予測ができる。 Further, according to the present output control device, the predicted magnitude of the load is calculated based on the pump pressures P _p1 and P _p2 and the lever operation amount L, so that the operation contents of the operator can be obtained with a simple configuration. Precise predictions can be made.

［その他］
以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができる。
例えば上述の実施形態では、コントローラ１による制御対象として、エンジン制御器１２，斜板制御器１８及びモータ制御器１９の三つの制御器を制御するものが例示されているが、少なくともモータ制御器１９のみを制御する構成を備えていればよく、他のエンジン制御器１２及び斜板制御器１８は必須の構成要素ではない。 [Others]
Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various modifications can be made without departing from the spirit of the present invention.
For example, in the above-described embodiment, the controller 1 controls the three controllers of the engine controller 12, the swash plate controller 18, and the motor controller 19, but at least the motor controller 19 is exemplified. The other engine controller 12 and the swash plate controller 18 are not essential components.

また、上述の実施形態では、ポンプ圧Ｐ_p1，Ｐ_p2とレバー操作量Ｌとに基づいてエンジン予測負荷Ｌ_aが算出されているが、エンジンにかかる負荷を予測する手段はこれに限定されない。例えば、ブーム装置５３やスティック装置５４に負荷圧力センサを併設し、各作業装置を駆動するアクチュエータ，油圧モータ等に作用する作動油圧を検出して、エンジン予測負荷Ｌ_aの算出に利用する構成としてもよい。あるいは、レバー操作量Ｌの変化率（すなわち、操作スピード）を加味した予測を行う構成としてもよい。 Further, in the above-described embodiment, the pump pressure P _p1, P _p2 and the lever operation amount L and the engine estimated load L _a based on is calculated, means for predicting the load on the engine is not limited to this. For example, actuator features a load pressure sensor on the boom device 53 and a stick 54, for driving each working device detects the hydraulic pressure acting on the hydraulic motor or the like, a configuration to be used for calculating the engine estimated load L _a Also good. Or it is good also as a structure which performs the prediction which considered the change rate (namely, operation speed) of the lever operation amount L. FIG.

また、上述の実施形態では、エンジン６の過給器として、モータ９を内蔵したターボチャージャ８が適用されているが、電気駆動のスーパーチャージャ、すなわち、吸気通路１０ａ側のみにインペラー（タービン）を備えた過給器を適用することも可能である。 In the above-described embodiment, the turbocharger 8 incorporating the motor 9 is applied as the supercharger of the engine 6. However, an impeller (turbine) is provided only on the side of the intake passage 10a, that is, an electrically driven supercharger. It is also possible to apply a supercharger provided.

本発明の一実施形態としての作業機械の出力制御装置の全体構成を示す模式図である。It is a mimetic diagram showing the whole output control device composition of a work machine as one embodiment of the present invention. 本出力制御装置によるエンジン負荷を予測する制御内容を示す制御ブロック図である。It is a control block diagram which shows the control content which estimates the engine load by this output control apparatus. 本出力制御装置による電動機及びエンジンの制御内容を示す制御ブロック図である。It is a control block diagram which shows the control content of the electric motor and engine by this output control apparatus. 本出力制御装置における制御内容を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control content in this output control apparatus. 本出力制御装置が適用された作業機械を示す斜視図である。It is a perspective view which shows the working machine to which this output control apparatus was applied.

Explanation of symbols

１コントローラ
２エンジン負荷予測部（エンジン負荷予測手段）
３電動機制御部（電動機制御手段）
４燃料噴射量設定部（燃料噴射量設定手段）
５ポンプ制御部
６エンジン
７（７ａ，７ｂ）油圧ポンプ
８ターボチャージャ（過給器）
８ａコンプレッサ側インペラー
８ｂタービン側インペラー
９モータ（電動機）
１０ａ吸気通路
１０ｂ排気通路
１１吸気温度センサ（吸気温度検出手段）
１２エンジン制御器（電子ガバナ，燃料噴射量制御手段）
１３（１３ａ，１３ｂ）油圧センサ（油圧検出手段）
１４（１４ａ〜１４ｄ）操作レバー（作動量設定手段）
１５アクセルダイヤル
１６吸気圧力センサ
１７エンジン回転数センサ
１８（１８ａ，１８ｂ）斜板制御器
１９モータ制御器
２０インタクーラ
２１ａ〜２１ｄ要求流量設定器
２２ａ，２２ｂ要求流量加算器
２３ａ，２３ｂ負荷動力乗算器
２４要求動力加算機
２５最大動力設定器
２６除算器
２７制限器（リミッタ）
２８予測負荷乗算器
２９ａ，２９ｂポンプ流量乗算器
３０コントロールバルブ
３１目標過給圧設定器
３２吸気温度補正器
３３目標過給圧乗算器
３４差圧演算器
３５モータ回転数制御器
４１目標回転数設定器
４２回転数偏差演算器
４３燃料噴射量制御器
４４ゲイン設定器
４５燃料噴射量加算器
５０油圧ショベル（作業機械）
５１下部走行体
５２上部旋回体
５３ブーム装置
５４スティック装置
５５バケット装置
５６作業装置
５７エンジンルーム
５８キャブ 1 Controller 2 Engine Load Prediction Unit (Engine Load Prediction Unit)
3 Motor controller (motor control means)
4 Fuel injection amount setting unit (fuel injection amount setting means)
5 Pump control unit 6 Engine 7 (7a, 7b) Hydraulic pump 8 Turbocharger (supercharger)
8a Compressor side impeller 8b Turbine side impeller 9 Motor (electric motor)
10a Intake passage 10b Exhaust passage 11 Intake temperature sensor (intake temperature detection means)
12 Engine controller (electronic governor, fuel injection amount control means)
13 (13a, 13b) Oil pressure sensor (oil pressure detecting means)
14 (14a-14d) Operation lever (operation amount setting means)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 15 Accelerator dial 16 Intake pressure sensor 17 Engine speed sensor 18 (18a, 18b) Swash plate controller 19 Motor controller 20 Intercooler 21a-21d Request flow rate setting device 22a, 22b Request flow rate adder 23a, 23b Load power multiplier 24 Required power adder 25 Maximum power setter 26 Divider 27 Limiter
28 Predictive load multipliers 29a, 29b Pump flow rate multiplier 30 Control valve 31 Target boost pressure setter 32 Intake air temperature corrector 33 Target boost pressure multiplier 34 Differential pressure calculator 35 Motor rotation speed controller 41 Target rotation speed setting Unit 42 Speed deviation calculator 43 Fuel injection amount controller 44 Gain setting unit 45 Fuel injection amount adder 50 Hydraulic excavator (work machine)
51 Lower traveling body 52 Upper revolving body 53 Boom device 54 Stick device 55 Bucket device 56 Working device 57 Engine room 58 Cab

Claims

An engine mounted on a working machine having a hydraulically driven working device;
A hydraulic pump driven by the engine to drive the working device;
A supercharger provided on the intake passage of the engine for supplying supercharged air to the engine;
An electric motor for driving the supercharger;
Engine load prediction means for predicting the magnitude of the output required for the hydraulic pump as the magnitude of the load acting on the engine;
Electric motor control means for controlling the rotational speed of the electric motor based on the magnitude of the load predicted by the engine load prediction means ;
Oil pressure detecting means for detecting the pressure of hydraulic oil supplied from the hydraulic pump to the hydraulically driven working device;
An operation amount setting means for setting the operation amount of the working device,
The engine load prediction means predicts the magnitude of the output required for the hydraulic pump based on the pressure detected by the oil pressure detection means and the operation amount in the operation amount setting means. An output control device for a work machine.

Intake air temperature detecting means for detecting the temperature of supercharged air supplied to the engine;
Fuel injection amount control means for controlling the fuel injection amount in the engine;
A fuel injection amount for setting the fuel injection amount controlled by the fuel injection amount control means based on the temperature detected by the intake air temperature detection means and the magnitude of the load predicted by the engine load prediction means The output control device for a work machine according to claim 1, further comprising setting means.

An accelerator dial having a function of setting a target engine speed of the engine and a function of limiting an upper limit value of the output predicted by the engine load predicting means is provided. An output control device for a work machine according to claim 1 or 2.

An engine, a hydraulic pump driven by the engine to drive a hydraulically driven working device, a supercharger provided on an intake passage of the engine for supplying supercharged air to the engine, and the supercharger A method for controlling a work machine comprising an electric motor for driving a machine,
An engine load prediction step for predicting the magnitude of the output required for the hydraulic pump as the magnitude of the load acting on the engine;
A motor control step for controlling the rotation speed of the motor based on the magnitude of the load predicted in the engine load prediction step ,
In the engine load prediction step, the magnitude of the output required for the hydraulic pump is determined based on the pressure of hydraulic oil supplied from the hydraulic pump to the hydraulically driven working device and the operating amount of the working device. An output control method for a work machine, characterized by predicting .

A fuel injection amount control step for controlling a fuel injection amount in the engine;
A fuel injection amount that sets the fuel injection amount controlled in the fuel injection amount control step based on the temperature of the supercharged air supplied to the engine and the magnitude of the load predicted in the engine load prediction step The work machine output control method according to claim 4, further comprising a setting step.

A method for controlling the work machine, further comprising an accelerator dial,
In the engine load prediction step, the maximum output corresponding to the target engine speed set by the accelerator dial is calculated, and the magnitude of the load is predicted in a range equal to or less than the maximum output. An output control method for a work machine according to claim 4 or 5, wherein