JPH023547A - Control device for self-feed type hydraulic machine - Google Patents
Control device for self-feed type hydraulic machineInfo
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〈産業上の利用公費〉
本発明は自走型油圧機械の制御装置の改良に関し、詳し
くは原動機出力の利用効率向上などを図るものである。[Detailed Description of the Invention] <Industrial Utilization Public Expenses> The present invention relates to an improvement of a control device for a self-propelled hydraulic machine, and specifically aims to improve the utilization efficiency of prime mover output.
〈従来の技術〉
建設機械や鉱山機械の一種にホイールローダや油圧シ嘗
ベルなどの自走型油圧機械がある。これらは通常ディー
ゼルエンジンなどの原動機を具えており、この原動機で
駆動する油圧ポンプの油圧によりパケットやシ田ベルな
ど(以下、作業装置)を作動させる一方、同じ原動機の
発生動力を用いて工事現場などでの走行も行う。<Conventional Technology> Self-propelled hydraulic machines such as wheel loaders and hydraulic shovels are a type of construction and mining machines. These machines are usually equipped with a prime mover such as a diesel engine, and the oil pressure of a hydraulic pump driven by this prime mover operates packets, shovel bells, etc. (hereinafter referred to as work equipment), while the power generated by the same prime mover is used to operate the construction site. We also do some driving.
従来、自走型油圧機械では原動機と走行装置(タイヤや
クローラなど)間に、トルクコンバータと歯車変速機の
組合せによる自動変速機を設けて動力伝達を行う方式を
採るものが多かった。ところが、この方式では頻度の高
い極低速走行における変速機の減速比が非常に大きくな
り、伝達効率が悪化する。また、車速や駆動トルクなど
を微妙に制御することが難しいなどの欠点もあった。そ
のため、近年では作業装置と同様に、油圧ポンプの発生
油圧を用いて走行装置と連結した油圧モータを駆動する
方式を採用するものが増加してきた。Conventionally, many self-propelled hydraulic machines have adopted a method of transmitting power by installing an automatic transmission that combines a torque converter and gear transmission between the prime mover and the traveling device (tires, crawlers, etc.). However, with this system, the reduction ratio of the transmission becomes extremely large during extremely low-speed driving, which is a frequent occurrence, resulting in poor transmission efficiency. Another drawback was that it was difficult to delicately control vehicle speed, drive torque, etc. Therefore, in recent years, an increasing number of working devices have adopted a system in which hydraulic pressure generated by a hydraulic pump is used to drive a hydraulic motor connected to a traveling device, similar to working devices.
第5図にはホイールローダにおける走行系の油圧制御の
一例をダイアグラムにより示しである。FIG. 5 is a diagram showing an example of hydraulic control of the traveling system in a wheel loader.
この図に示すように、ディーゼルエンジン(以下、エン
ジン) 1には可変容量型の油圧ポンプ2が連結してい
る。油圧ポンプ2の吸入(吐出)ボート2a、2bには
オイルパイプ3,4の一端が接続し、これらのオイルバ
イブ3,4の他端は定容量型の油圧モータ5の流入(吐
出)ポー)5a、5bに接続している。油圧モータ5は
タイヤ6に連結しており、エンジン1が回転すると油圧
ポンプ2と油圧モータ5を介してタイヤ6が回転するよ
うになっている。図中、7,8はリリーフ弁であり、オ
イルパイプ3,4内の油圧が設定値以上になった場合に
高圧側の作動油を低圧側に逃して油圧系の破損を防止す
る。また、図中9は差圧計であり、オイルバイブ3,4
間の油圧の差を検出する。As shown in this figure, a variable displacement hydraulic pump 2 is connected to a diesel engine (hereinafter referred to as engine) 1. As shown in FIG. One end of oil pipes 3, 4 is connected to the suction (discharge) boats 2a, 2b of the hydraulic pump 2, and the other end of these oil vibes 3, 4 is an inflow (discharge) port of a fixed displacement hydraulic motor 5). 5a and 5b. The hydraulic motor 5 is connected to a tire 6, and when the engine 1 rotates, the tire 6 rotates via the hydraulic pump 2 and the hydraulic motor 5. In the figure, reference numerals 7 and 8 are relief valves, which prevent damage to the hydraulic system by releasing hydraulic oil from the high pressure side to the low pressure side when the oil pressure in the oil pipes 3 and 4 exceeds a set value. In addition, 9 in the figure is a differential pressure gauge, and oil vibes 3 and 4
Detects the difference in oil pressure between
油圧ポンプ2と油圧モータ5は共に斜板式ピストン型で
あり、更に油圧ポンプ2は前述したように容量可変型と
なっている、油圧ポンプ2の容量(1回転当りの吐出量
)の変更は斜板の傾斜角(以下、斜板角)α2を変更す
ることにより行われる。斜板ばりニアソレノイドなどの
アクチュエータを有する斜板ドライバ10により駆動さ
れ、−1,0≦a≦1.0の範囲で斜板角a2が変動す
る。そして、0くα2≦1.0の場合にはタイヤ6が前
進方向に回転し、−1,0≦α2く0の場合には後退方
向に回転する。Both the hydraulic pump 2 and the hydraulic motor 5 are of the swash plate type piston type, and as mentioned above, the hydraulic pump 2 is of the variable capacity type. This is done by changing the inclination angle α2 of the plate (hereinafter referred to as swash plate angle). The swash plate is driven by a swash plate driver 10 having an actuator such as a swash plate near solenoid, and the swash plate angle a2 varies within a range of -1,0≦a≦1.0. When α2≦1.0, the tires 6 rotate in the forward direction, and when -1,0≦α2≦0, the tires 6 rotate in the backward direction.
走行制御はコントロールユニット11により行われる。Travel control is performed by a control unit 11.
アクセルペダル12を踏み込むと、その踏込み量Saは
ボテンシνメータなどにより電気信号に変換されてコン
トロールユニット11に入力される。コントロールユニ
ット11は、この踏込み量Saに応じて、エンジン1の
ガバナ13と前記斜板ドライバ10の各々に回転数制御
信号NEoと斜板角制御信号α2゜を出力する。コント
ロールユニット11には前後進切換用のスイッチ(図示
せず)が付属してお9、このスイッチを操作することに
よって斜板角制御信号α2゜の値が正−負に切り換えら
れる。When the accelerator pedal 12 is depressed, the amount Sa of the depression is converted into an electrical signal by a potentiometer, etc., and is input to the control unit 11. The control unit 11 outputs a rotational speed control signal NEo and a swash plate angle control signal α2° to the governor 13 of the engine 1 and the swash plate driver 10, respectively, in accordance with the depression amount Sa. The control unit 11 is equipped with a forward/reverse switching switch (not shown) 9, and by operating this switch, the value of the swash plate angle control signal α2° is switched between positive and negative.
油圧ポンプ2の容量は斜板角α2に比例するため、油圧
ポンプ2の単位時間当りの吐出量Qはエンジン1の回転
数Nやと斜板角apの積に比例し
QocN6・α2 ・・・(1)とな
る。Since the capacity of the hydraulic pump 2 is proportional to the swash plate angle α2, the discharge amount Q of the hydraulic pump 2 per unit time is proportional to the product of the rotation speed N of the engine 1 and the swash plate angle ap, and is QocN6・α2... (1) becomes.
油圧モータ5の回転数N8すなわちタイヤ6の回転数N
Tは油圧ポンプ2の吐出量Qに比例するため、エンジン
1の回転数NEあるいは油圧ポンプ2の斜板角aが増減
すれば走行速度が変化する。回転数Nやと斜板角apは
、それぞれアクセルペダル12の踏込み量に応じて出力
される回転数制御信号N と斜板角制御信号’poによ
って増減する。したがって、このホイールローダではア
クセルペダル12を踏み込むだけで停止状態から最高速
度までの走行制御が行えるのである。The rotation speed N8 of the hydraulic motor 5, that is, the rotation speed N of the tire 6
Since T is proportional to the discharge amount Q of the hydraulic pump 2, if the rotational speed NE of the engine 1 or the swash plate angle a of the hydraulic pump 2 increases or decreases, the traveling speed changes. The rotational speed N and the swash plate angle ap are increased or decreased by the rotational speed control signal N and the swash plate angle control signal 'po, which are output in accordance with the amount of depression of the accelerator pedal 12, respectively. Therefore, with this wheel loader, traveling control from a stopped state to maximum speed can be performed simply by depressing the accelerator pedal 12.
ところで、エンジン1の許容発生トルク(以下、許容ト
ルク)TI!、には回転数N。に応じた限度がある一方
で、油圧ポンプ2の要求トルクTは登板などの高負荷時
に増大する。By the way, the allowable generated torque (hereinafter referred to as allowable torque) of the engine 1 is TI! , is the rotation speed N. While there is a limit depending on the amount, the required torque T of the hydraulic pump 2 increases during high loads such as when climbing a hill.
したがって、要求トルクTpが許容トルクT6゜より大
きくなることがあり、その場合にはエンジンストールが
発生する。負荷は当然のことながら油圧系の圧力に比例
するため、コントロールユニット11では、差圧計9で
検出した差圧Pを用いて下式のように斜板角制御信号’
poを補正し、実際の斜板角α2を決定していた。Therefore, the required torque Tp may become larger than the allowable torque T6°, and in that case, engine stall occurs. Since the load is naturally proportional to the pressure of the hydraulic system, the control unit 11 uses the differential pressure P detected by the differential pressure gauge 9 to generate the swash plate angle control signal ' as shown in the formula below.
The actual swash plate angle α2 was determined by correcting po.
α=α −に−P ・・・(2)ρ
ρ0
ここで、kは定数である。α = α − to −P ... (2) ρ
ρ0 Here, k is a constant.
このように、このホイールローダでは油圧ポンプ2の斜
板角α2がアクセルペダル12の踏み込み量Saと負荷
(=差圧PL)により決定されていた。In this way, in this wheel loader, the swash plate angle α2 of the hydraulic pump 2 is determined by the depression amount Sa of the accelerator pedal 12 and the load (=differential pressure PL).
第6図にはホイールローダにおける走行系の油圧制御の
別の一例をダイアグラムにより示しである。FIG. 6 is a diagram showing another example of hydraulic control of the traveling system in a wheel loader.
この例では、前述のものに対し油圧モータ5が容量可変
型となっていることが第一の相違点である。油圧モータ
5の斜板角a、は斜板ドライバ14により駆動制御され
るが、この斜板ドライバ14は手動のレバー15により
操作される。第二の相違点は油圧回路内に差圧計が設け
られておらず、油圧ポンプ2の斜板角apは斜板角制御
信号’poのみにより決定されろようになっていること
である。The first difference in this example from the above-described one is that the hydraulic motor 5 is of a variable capacity type. The swash plate angle a of the hydraulic motor 5 is driven and controlled by a swash plate driver 14, which is operated by a manual lever 15. The second difference is that no differential pressure gauge is provided in the hydraulic circuit, and the swash plate angle ap of the hydraulic pump 2 can be determined only by the swash plate angle control signal 'po.
したがって、このホイールローダでは、エンジン1の許
容トルクTI!、と油圧ポンプ2の要求トルクTpにア
ンバランスが生じた場合には運転者がレバー15を適宜
操作して油圧モータ5の斜板角a、を増減させろ。例え
ば、斜板角a。を増大させた場合には油圧ポンプ2の吐
出量Qが一定でも油圧モータ5の回転数は減少し、油圧
ポンプ2すなわちエンジン1の負荷が減少してエンジン
ストールなどが防止されるのである。Therefore, in this wheel loader, the allowable torque TI of the engine 1! , and when an imbalance occurs in the required torque Tp of the hydraulic pump 2, the driver should appropriately operate the lever 15 to increase or decrease the swash plate angle a of the hydraulic motor 5. For example, the swash plate angle a. When increasing the amount Q, the rotational speed of the hydraulic motor 5 decreases even if the discharge amount Q of the hydraulic pump 2 is constant, the load on the hydraulic pump 2, that is, the engine 1 decreases, and engine stalling is prevented.
〈発明が解決しようとする課題〉
ところが、以上述べた自走型油圧機械には以下に挙げろ
制御上の不具合があった。<Problems to be Solved by the Invention> However, the self-propelled hydraulic machine described above has the following control problems.
前者の例では、ポンプ2の斜板角α2が第(2)式(α
P=’PG ”L’に示したように斜板角制御信号a
poと差圧PLで定まるが、この式におけろ定数にはα
2゜が最大値(α2゜=1.0)をとった場合にもエン
ジンストールを起こさないように設定されている。その
ため、アクセルペダル12の踏込み量Saが小さり、シ
たがって斜板角制御信号αpoの値が小さい場合には、
差圧PLが小さい値であっても斜板角α2が大きな割合
で減少してしまう。In the former example, the swash plate angle α2 of the pump 2 is expressed by equation (2) (α
P='PG Swash plate angle control signal a as shown in "L"
It is determined by po and differential pressure PL, but in this equation, the constant is α
The setting is made so that engine stall does not occur even when α2° takes the maximum value (α2°=1.0). Therefore, when the depression amount Sa of the accelerator pedal 12 is small and therefore the value of the swash plate angle control signal αpo is small,
Even if the differential pressure PL is a small value, the swash plate angle α2 decreases at a large rate.
ところが、エンジンストールの発生原因は許容トルクT
□と要求トルクTPすなわち差圧PLのアンバランスで
あり、斜板角制御信号α2゜の値とは直接の関係はない
。したがって、アクセルペダル12の踏込み量Saが小
さく、したがって斜板角制御信号’poの値が1.0を
下回る場合、エンジンストールが生じないにも拘らず斜
板角apが減少してしまい、エンジン1の能力を有効に
使えなかった。また、エンジンストールは許容トルクT
E、と要求トルクTpのアンバランスにより起こるが、
この許容トルクT はエンジン1の回転数NEにより変
動する。したがって、斜板角apも回転数N6に伴って
変化させることが望ましいが、従来は回転数N6を計測
する手段を有していなかったために斜板角apは小さい
値に設定せざるをえなかった。However, the cause of engine stall is the allowable torque T.
This is an imbalance between □ and the required torque TP, that is, the differential pressure PL, and there is no direct relationship with the value of the swash plate angle control signal α2°. Therefore, if the depression amount Sa of the accelerator pedal 12 is small and the value of the swash plate angle control signal 'po is less than 1.0, the swash plate angle ap decreases even though the engine stall does not occur, and the engine I couldn't use my first ability effectively. Also, the engine stall is the allowable torque T
This occurs due to an imbalance between E and the required torque Tp,
This allowable torque T varies depending on the rotational speed NE of the engine 1. Therefore, it is desirable to change the swash plate angle ap in accordance with the rotational speed N6, but since conventional methods did not have a means to measure the rotational speed N6, the swash plate angle ap had to be set to a small value. Ta.
一方、後者の例では、油圧モータ5の斜板角α、を運転
者がレバー15により操作するため、エンジンストール
が発生しかけたら斜板角α1を増大させるなどでこれを
防止することが可能である。そのため、油圧ポンプ2の
斜板角aPや油圧モータ5の斜板角α、も比較的自由に
設定でき、エンジン1の能力も有効に用いられる。On the other hand, in the latter example, the driver operates the swash plate angle α of the hydraulic motor 5 using the lever 15, so if an engine stall is about to occur, it is possible to prevent it by increasing the swash plate angle α1. be. Therefore, the swash plate angle aP of the hydraulic pump 2 and the swash plate angle α of the hydraulic motor 5 can be set relatively freely, and the capacity of the engine 1 can also be used effectively.
ところが、この制御方法では、加減速時などに運転者が
アクセルペダル12とレバー15を同時に操作しなけれ
ばならず、まなレバー15の操作量などにも熟練を要し
ていた。したがって、運転者の疲労と作業効率の低下な
どを生じていた。However, with this control method, the driver has to operate the accelerator pedal 12 and the lever 15 at the same time during acceleration and deceleration, and the amount of operation of the manipulator 15 also requires skill. This has resulted in driver fatigue and reduced work efficiency.
く課題を解決するための手段〉
そこで、本発明ではこの課題を解決するための第一の手
段として「原動機により駆動される可変容量型の油圧ポ
ンプと当該油圧ポジプの吐出油により回転駆動される走
行用油圧モータとを具えアクセルペダルによって原動機
の回転数と油圧ポンプの容量が制御されろ自走型油圧機
械に設けられた制御装置であって、前記原動機の実回転
数と前記油圧ポンプの負荷油圧とから当該油圧ポンプの
限界容量を決定することを特徴とする自走型油圧機械の
制御装置」を、また第二の手段として「原動機により駆
動されろ可変容量型の油圧ポンプと当該油圧ポンプの吐
出油により回転駆動される可変容量型の走行用油圧モー
タとを具えアクセルペダルによって原動機の回転数と油
圧ポンプの容量が制御される自走型油圧機械に設けられ
tコ制御装置であって、前記原動機の実回転数と前記油
圧ポンプの負荷油圧とから前記走行用油圧モータの容量
を決定することを特徴とする自走型油圧機械の制御装置
」を、それぞれ提案するものである。Means for Solving the Problem> Therefore, in the present invention, as a first means for solving this problem, a variable displacement hydraulic pump driven by a prime mover and a hydraulic pump rotatably driven by the discharge oil of the hydraulic pump are used. A control device provided in a self-propelled hydraulic machine, comprising a traveling hydraulic motor, and in which the rotational speed of the prime mover and the capacity of the hydraulic pump are controlled by an accelerator pedal, the actual rotational speed of the prime mover and the load of the hydraulic pump. A second means is a control device for a self-propelled hydraulic machine characterized by determining the limit capacity of the hydraulic pump from the hydraulic pressure, and a second means is a variable displacement hydraulic pump driven by a prime mover and the hydraulic pump. A tco control device installed in a self-propelled hydraulic machine, which is equipped with a variable displacement traveling hydraulic motor rotationally driven by discharged oil, and in which the rotational speed of a prime mover and the capacity of a hydraulic pump are controlled by an accelerator pedal. , a control device for a self-propelled hydraulic machine, characterized in that the capacity of the traveling hydraulic motor is determined from the actual rotational speed of the prime mover and the load oil pressure of the hydraulic pump.
く作 用〉
第一の手段においては、原動機の実回転数から許容トル
クを、油圧ポンプの負荷油圧から要求トルクをそれぞれ
求め、これらのデータからエンジンストールが起こらな
い油圧ポンプの限界容量を演算して、この限界容量以下
になるように油圧系の駆動側要素なる油圧ポンプの駆動
制御を行う。In the first method, the allowable torque is determined from the actual rotational speed of the prime mover, and the required torque is determined from the load hydraulic pressure of the hydraulic pump, and from these data, the limit capacity of the hydraulic pump that does not cause engine stall is calculated. Then, the drive of the hydraulic pump, which is the drive side element of the hydraulic system, is controlled so that the capacity is below this limit capacity.
また、第二の手段において(よ油圧ポンプ側の容量はア
クセルペダルの踏込み量のみにより決定する一方、第一
の手段と同種の手順で求めた許容トルクと要求トルクが
一致するように容量を演算して、油圧系の従動側要素た
る油圧モータの駆動制御を行う。In addition, in the second method (the capacity on the hydraulic pump side is determined only by the amount of depression of the accelerator pedal), the capacity is calculated so that the allowable torque and required torque obtained by the same procedure as the first method match. As a result, the drive of the hydraulic motor, which is a driven element of the hydraulic system, is controlled.
く実 施 例〉
以下、図面を参照して本発明の実施例を具体的に説明す
る。Embodiments Hereinafter, embodiments of the present invention will be specifically described with reference to the drawings.
第1図には本発明の第一の手段に対応する第一実施例を
示す油圧制御ダイアグラムを示し、第2図には第一実施
例における斜板角演算のアルゴリズムを示しである。ま
た、第3図には本発明の第二の手段に対応する第二実施
例を示す油圧制御ダイアグラムを示し、第4図には第二
実施例における斜e角演算のアルゴリズムを示しである
。尚、実施例の説明にあたっては、従来の技術の項で記
載した装置と同一の装置に同一の符号を付して重複する
説明を省略する。FIG. 1 shows a hydraulic control diagram showing a first embodiment corresponding to the first means of the present invention, and FIG. 2 shows an algorithm for calculating the swash plate angle in the first embodiment. Further, FIG. 3 shows a hydraulic control diagram showing a second embodiment corresponding to the second means of the present invention, and FIG. 4 shows an algorithm for calculating the oblique e angle in the second embodiment. In the description of the embodiment, the same reference numerals are given to the same devices as those described in the prior art section, and redundant explanation will be omitted.
に111
第1図に示すように、第一実施例は第5図に示した従来
例とほぼ同一の基本構成を有しているが、エンジン1の
実回転数N、:を計測する回転計16が設けられている
他、油圧ポンプ2の斜板角。2を制御する斜板角コント
ローラ17がコントロールユニット11と独立して設け
られている。111 As shown in FIG. 1, the first embodiment has almost the same basic configuration as the conventional example shown in FIG. 16 is provided, as well as the swash plate angle of the hydraulic pump 2. A swash plate angle controller 17 for controlling the swash plate angle controller 2 is provided independently of the control unit 11.
電気回路の構成としては、コントロールユニット11か
ら斜板角コントローラ17に斜板角制御信号a2゜が入
力される他、差圧計9からの差圧PLと回転計16から
の実回転数Nも斜板角コントローラ17に入力されるよ
うになっている。As for the configuration of the electric circuit, in addition to inputting the swash plate angle control signal a2° from the control unit 11 to the swash plate angle controller 17, the differential pressure PL from the differential pressure gauge 9 and the actual rotation speed N from the tachometer 16 are also input to the swash plate angle controller 17. It is designed to be input to the plate angle controller 17.
以下、第2図を用いて本実施例の作用を述べる。The operation of this embodiment will be described below with reference to FIG.
アクセルペダル12を踏み込むことにより、その踏込み
量Saに応じた回転数制御信号Ng。When the accelerator pedal 12 is depressed, a rotation speed control signal Ng is generated according to the depression amount Sa.
と斜板角制御信号’poがコントロールユニツ1−11
からガバナ13と斜板角コントローラ17にそれぞれ出
力される。and swash plate angle control signal 'po are control unit 1-11.
are output to the governor 13 and swash plate angle controller 17, respectively.
エンジン1はガバナ13に制御されて回転するが、その
実回転数NEは上述のとうり斜板角コントローラ17に
入力されており、斜板角コントローラ17内ではこれか
らまずエンジン1の許容トルクT6.が求められろ。許
容トルクT6.は回転数NI!に依存するためT=f(
N) ・・・(3)となる。ここで
、はf+1は関数あるいはマツプである。The engine 1 rotates under the control of the governor 13, but its actual rotational speed NE is input to the swash plate angle controller 17 as described above, and the swash plate angle controller 17 first calculates the allowable torque T6 of the engine 1. is required. Allowable torque T6. is the rotation speed NI! T=f(
N) ...(3). Here, f+1 is a function or a map.
一方、斜板角コント四−ラ17内では同時に、差圧PL
と斜板角制御信号’poから油圧ポンプ2の要求トルク
TPが下式により求められろ。On the other hand, inside the swash plate angle controller 17, at the same time, the differential pressure PL
From the swash plate angle control signal 'po, the required torque TP of the hydraulic pump 2 can be determined by the following formula.
TP=Dp・a、・PL/2yr1m −・(4)
ここで、Dpは油圧ポンプ2の最大容量であり、7mは
油圧ポンプ2の機械効率である。TP=Dp・a,・PL/2yr1m −・(4)
Here, Dp is the maximum capacity of the hydraulic pump 2, and 7 m is the mechanical efficiency of the hydraulic pump 2.
エンジンストールが発生しないためにはT6゜≧Tであ
ることが必要であるから、油圧ポンプ2の限界容量すな
わち斜板角許容値α2.は下式により求められる。In order to prevent engine stall from occurring, it is necessary that T6°≧T. Therefore, the limit capacity of the hydraulic pump 2, that is, the allowable swash plate angle α2. is determined by the formula below.
f(N−=DP−ap、・PL/2π・りmよりa、、
−2x ・vm/Dp−PL−f(N、) −(5)
したがって、この斜板角許容値’Psより斜板角制御信
号α、。の値が小さい場合にはaP=α2゜とじ、大き
い場合にはaP−aPoとすることでエンジンストール
が防止されるのである。From f(N-=DP-ap,・PL/2π・rim, a,,
-2x ・vm/Dp-PL-f(N,) -(5)
Therefore, from this swash plate angle tolerance 'Ps, the swash plate angle control signal α. If the value of is small, set aP=α2°, and if it is large, set aP−aPo, thereby preventing engine stall.
このように、本実施例ではエンジン1の回転数NEに対
応した斜板角許容値’Paを斜板角制御信号α2゜の上
限としたため、エンジンストールが生じない情況では斜
板角α2の減少が起こらないとともに、斜板角apを比
較的大きな値に設定できるようになった。In this way, in this embodiment, the swash plate angle allowable value 'Pa corresponding to the rotational speed NE of the engine 1 is set as the upper limit of the swash plate angle control signal α2°. In addition, the swash plate angle ap can be set to a relatively large value.
垣a虹1
第3図に示すように、第二実施例は第6図に示した従来
例とほぼ同一の基本構成を有しているが、本実施例にも
エンジン1の実回転数N、を計測する回転計15が設け
られている他、コントロールユニット11に接続する差
圧計9がオイルパイプ3,4間に具えられている。また
、油圧モータ5側の斜板ドライバ14は、レバーではな
く、コントロールユニット11により制御されるように
なっている。As shown in FIG. 3, the second embodiment has almost the same basic configuration as the conventional example shown in FIG. In addition to a tachometer 15 for measuring , a differential pressure gauge 9 connected to the control unit 11 is provided between the oil pipes 3 and 4. Further, the swash plate driver 14 on the hydraulic motor 5 side is controlled by the control unit 11 instead of a lever.
以下、第4図を用いて本実施例の作用を述べる。The operation of this embodiment will be described below with reference to FIG.
アクセルペダル12を踏み込むことにより、その踏込み
凰Saに応じた回転数制御信号N6゜と斜板角制御信号
α2゜がコントロールユニット11からガバナ13と油
圧ポンプ2側の斜板ドライバlOにそれぞれ出力される
。By depressing the accelerator pedal 12, a rotation speed control signal N6° and a swash plate angle control signal α2° corresponding to the pedal depression Sa are output from the control unit 11 to the governor 13 and the swash plate driver lO on the hydraulic pump 2 side, respectively. Ru.
エンジン1はガバナ13に制御されて回転するが、その
実回転数N5は上述のとうりコントロールユニット11
に入力されており、コントロールユニット11内ではこ
れからまずエンジン1の許容トルクT6が求められる。The engine 1 rotates under the control of the governor 13, but its actual rotational speed N5 is determined by the control unit 11 as described above.
The allowable torque T6 of the engine 1 is first determined in the control unit 11 from this input.
許容トルクT1.は第1実施例で求めたとおりT、、=
f (N−である。Allowable torque T1. is T, ,= as determined in the first example
f (N-.
一方、コントロールユニット内では同時に、油圧ポンプ
2の要求トルクTpが求められる。On the other hand, the required torque Tp of the hydraulic pump 2 is simultaneously determined within the control unit.
これも第1実施例で求めたとおり、T=DP・α、 ・
PL/ 2 yr ramである。This is also as obtained in the first example, T=DP・α, ・
PL/2yr ram.
次に、許容トルクTe、と要求トルク几から稼動率βが
求められる。Next, the operating rate β is determined from the allowable torque Te and the required torque.
β;Tp/Tl:、 ・・・(6)
エンジンストールが発生する条件はT )Tρ
εe
であるから、βく1の場合は要求トルクが過小でアリ、
β〉1の場合は過大であることになる。β; Tp/Tl:, ...(6)
The conditions for engine stall are T ) Tρ
Since εe, if β is 1, the required torque is too small.
If β>1, it will be excessive.
要求トルクTpは油圧モータ5の現状の斜板角am0に
比例するため、コントロールユニット11内では斜板角
制御信号α をβ倍することにより稼動率βを1とする
。Since the required torque Tp is proportional to the current swash plate angle am0 of the hydraulic motor 5, the operating rate β is set to 1 by multiplying the swash plate angle control signal α by β in the control unit 11.
α□。=β・a、%。 ・・・(7)本
実施例では、以上述べたように許容トルクT1.と要求
トルクTPが1= 1になるように油圧モーフの斜板角
礼が駆動制御されるためにレバー15の操作が不要とな
り、運転者がアクセルペダル12を踏み込むだけで最大
の効率で走行が行えるようになった。α□. =β・a,%. (7) In this embodiment, as described above, the allowable torque T1. Since the swash plate of the hydraulic morph is drive-controlled so that the required torque TP becomes 1=1, there is no need to operate the lever 15, and the driver can drive with maximum efficiency simply by pressing the accelerator pedal 12. Now I can do it.
尚、以上で実施例の説明を終えるが、本発明はこれらの
実施例に限るものではなく、例えばホイールローダ以外
の自走式油圧機械に本発明を適用してもよいし、油圧ポ
ンプや油圧モータに斜軸式など、他の形式のものを用い
てもよい。Although the description of the embodiments has been completed above, the present invention is not limited to these embodiments. For example, the present invention may be applied to self-propelled hydraulic machines other than wheel loaders, or may be applied to hydraulic pumps and hydraulic machines. Other types of motors, such as a diagonal shaft type, may also be used.
〈発明の効果〉
本発明に係る自走型油圧機械の制御装置によれば、性能
あるいは取扱いの面で以下に述へる効果を奏する。<Effects of the Invention> The control device for a self-propelled hydraulic machine according to the present invention provides the following effects in terms of performance and handling.
原動機の実回転数と油圧ポンプの負荷油圧とから油圧ポ
ンプの限界容量を決定するものにあっては、エンジンス
トールが生じない情況では油圧ポンプの容量を減少させ
ないとともに、容量自体を比較的大きく設定できるため
、原動機の駆動力を有効に利用できる。If the limit capacity of the hydraulic pump is determined based on the actual rotational speed of the prime mover and the load oil pressure of the hydraulic pump, the capacity of the hydraulic pump should not be reduced in situations where engine stall does not occur, and the capacity itself should be set relatively large. Therefore, the driving force of the prime mover can be used effectively.
また、原動機の実回転数と油圧ポンプの負荷油圧とから
走行用油圧モータの容量を決定するものにあっては、原
動機の許容トルクと油圧ポンプの要求トルクが一致する
ように油圧モータの容量が制御されるため、レバーの操
作などを運転者に強いることなく、最大の効率で走行制
御が行なえる。In addition, in cases where the capacity of the hydraulic motor for travel is determined from the actual rotation speed of the prime mover and the load hydraulic pressure of the hydraulic pump, the capacity of the hydraulic motor is adjusted so that the allowable torque of the prime mover and the required torque of the hydraulic pump match. Because the system is controlled, driving can be controlled with maximum efficiency without forcing the driver to operate levers.
第1図は本発明の第一実施例を示す油圧制御ダイアグラ
ムであり、第2図は第一実施例における斜板角演算のア
ルゴリズムである。また、第3図は本発明の第二実施例
を示す油圧制御ダイアグラムであり、第4図Cよ第二実
施例における斜板角演算のアルゴリズムである。そして
、第5図と第6図はともに従来の自走型油圧機械におけ
る油圧制御ダイアグラムである。
図 中、
1は原動機、
第1図
2は油圧ポンプ、
3.4はオイルパイプ、
5は油圧モータ、
9は差圧計、
10.14は斜板ドライバ、
11はコントロールユニット1
12はアクセルペダル、
13はガバナ、
16は回転計、
17は斜板角コントローラである。FIG. 1 is a hydraulic control diagram showing a first embodiment of the present invention, and FIG. 2 is an algorithm for calculating the swash plate angle in the first embodiment. Further, FIG. 3 is a hydraulic control diagram showing a second embodiment of the present invention, and FIG. 4C shows an algorithm for calculating the swash plate angle in the second embodiment. 5 and 6 are both hydraulic control diagrams of a conventional self-propelled hydraulic machine. In the figure, 1 is a prime mover, 1 and 2 are hydraulic pumps, 3.4 are oil pipes, 5 are hydraulic motors, 9 are differential pressure gauges, 10.14 are swash plate drivers, 11 is a control unit 1, 12 is an accelerator pedal, 13 is a governor, 16 is a tachometer, and 17 is a swash plate angle controller.
Claims (2)
と当該油圧ポンプの吐出油により回転駆動される走行用
油圧モータとを具えアクセルペダルによって原動機の回
転数と油圧ポンプの容量が制御される自走型油圧機械に
設けられた制御装置であって、前記原動機の実回転数と
前記油圧ポンプの負荷油圧とから当該油圧ポンプの限界
容量を決定することを特徴とする自走型油圧機械の制御
装置。(1) A motor vehicle that is equipped with a variable displacement hydraulic pump driven by a prime mover and a travel hydraulic motor that is rotationally driven by the oil discharged from the hydraulic pump, and in which the rotational speed of the prime mover and the capacity of the hydraulic pump are controlled by an accelerator pedal. A control device installed in a self-propelled hydraulic machine, characterized in that the limit capacity of the hydraulic pump is determined from the actual rotational speed of the prime mover and the load oil pressure of the hydraulic pump. Device.
と当該油圧ポンプの吐出油により回転駆動される可変容
量型の走行用油圧モータとを具えアクセルペダルによっ
て原動機の回転数と油圧ポンプの容量が制御される自走
型油圧機械に設けられた制御装置であって、前記原動機
の実回転数と前記油圧ポンプの負荷油圧とから前記走行
用油圧モータの容量を決定することを特徴とする自走型
油圧機械の制御装置。(2) Equipped with a variable displacement hydraulic pump driven by the prime mover and a variable displacement hydraulic motor for rotation driven by the oil discharged from the hydraulic pump, the rotational speed of the prime mover and the capacity of the hydraulic pump are controlled by the accelerator pedal. A control device installed in a self-propelled hydraulic machine to be controlled, the self-propelled machine being characterized in that the capacity of the traveling hydraulic motor is determined from the actual rotational speed of the prime mover and the load oil pressure of the hydraulic pump. Type hydraulic machine control device.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP63147020A JPH023547A (en) | 1988-06-16 | 1988-06-16 | Control device for self-feed type hydraulic machine |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP63147020A JPH023547A (en) | 1988-06-16 | 1988-06-16 | Control device for self-feed type hydraulic machine |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH023547A true JPH023547A (en) | 1990-01-09 |
Family
ID=15420731
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP63147020A Pending JPH023547A (en) | 1988-06-16 | 1988-06-16 | Control device for self-feed type hydraulic machine |
Country Status (1)
Country | Link |
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JP (1) | JPH023547A (en) |
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- 1988-06-16 JP JP63147020A patent/JPH023547A/en active Pending
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