JPH0427784A - トルクコンバータ付き走行作業車両の油圧ポンプ制御装置 - Google Patents
トルクコンバータ付き走行作業車両の油圧ポンプ制御装置Info
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- JPH0427784A JPH0427784A JP2133324A JP13332490A JPH0427784A JP H0427784 A JPH0427784 A JP H0427784A JP 2133324 A JP2133324 A JP 2133324A JP 13332490 A JP13332490 A JP 13332490A JP H0427784 A JPH0427784 A JP H0427784A
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Landscapes
- Operation Control Of Excavators (AREA)
- Control Of Vehicle Engines Or Engines For Specific Uses (AREA)
- Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
A、産業上の利用分野
本発明は、トルクコンバータから走行駈動力を取り呂す
走行作業車両に搭載されフロント用アクチュエータを駆
動する圧油を吐出する可変容量油圧ポンプの吐出容量を
制御する装置に関する。
走行作業車両に搭載されフロント用アクチュエータを駆
動する圧油を吐出する可変容量油圧ポンプの吐出容量を
制御する装置に関する。
B、従来の技術
第10図は従来のホイールローダにおける駒動装置の概
略構成を示す。エンジン21の出力軸にトルクコンバー
タ22と固定式油圧ポンプ24が接続され、トルクコン
バータ22に走行駆動装置23が連結される。油圧ポン
プ47には作業用バゲットなどのフロントを駆動する油
圧シリンダ27がコントロールバルブ26を介して接続
されている。
略構成を示す。エンジン21の出力軸にトルクコンバー
タ22と固定式油圧ポンプ24が接続され、トルクコン
バータ22に走行駆動装置23が連結される。油圧ポン
プ47には作業用バゲットなどのフロントを駆動する油
圧シリンダ27がコントロールバルブ26を介して接続
されている。
C0発明が解決しようとする課題
このような構成のホイールローダにより走行しながらパ
ケットを土砂に貫入させてすくい上げるような複合動作
を行う場合、エンジンの出力トルクはフロント用油圧ポ
ンプ47に優先的に使用されるため、フロント側の負荷
が増大してエンジン出力トルクより大きくなるとエンジ
ンの回転数が低下してトルクコンバータ22の入力トル
クが小さくなり、走行駆動装置を介しての牽引力、すな
わち突込力が小さくなる。
ケットを土砂に貫入させてすくい上げるような複合動作
を行う場合、エンジンの出力トルクはフロント用油圧ポ
ンプ47に優先的に使用されるため、フロント側の負荷
が増大してエンジン出力トルクより大きくなるとエンジ
ンの回転数が低下してトルクコンバータ22の入力トル
クが小さくなり、走行駆動装置を介しての牽引力、すな
わち突込力が小さくなる。
このようにホイールローダでは、トルクコンバータによ
る突っ込み力とフロントによる持上げ力との合力の方向
が重要である。すなわち、エンジンの出力馬力を走行と
フロントに対して如何に配分するかが性能上重要な問題
である。特にトルクコンバータがストール状態にあり、
かつフロントの油圧回路がリリーフ状態にある場合をコ
ンバインドストールと呼び、この状態がエンジンにとっ
て最も負荷が厳しく、この時のエンジン出力トルクをフ
ロント側と走行側とにどのように分配するかが問題とな
る。
る突っ込み力とフロントによる持上げ力との合力の方向
が重要である。すなわち、エンジンの出力馬力を走行と
フロントに対して如何に配分するかが性能上重要な問題
である。特にトルクコンバータがストール状態にあり、
かつフロントの油圧回路がリリーフ状態にある場合をコ
ンバインドストールと呼び、この状態がエンジンにとっ
て最も負荷が厳しく、この時のエンジン出力トルクをフ
ロント側と走行側とにどのように分配するかが問題とな
る。
次にこの点について詳述する。
第11図はエンジンのトルクカーブETとトルクコンバ
ータのストール時の入力トルクカーブTTを示し、ET
Lは、このエンジン出力トルクカーブETからポンプ吸
収トルクTPを差し引いた残りのエンジン出力のトルク
カーブを示す。
ータのストール時の入力トルクカーブTTを示し、ET
Lは、このエンジン出力トルクカーブETからポンプ吸
収トルクTPを差し引いた残りのエンジン出力のトルク
カーブを示す。
今、エンジンが回転数Noで回転しているとき、ホイー
ルローダが掘削対象物(土砂等)に突入するとトルクコ
ンバータ22は入力トルク(以下、トルコン入力トルク
と呼ぶ)Toを吸収する。ここで、フロントを動作させ
てフロントと走行に用いられる全トルクがエンジン出力
トルクよりも大きくなるとエンジン回転数が低下し、ト
ルクコンバータとフロント用油圧ポンプの吸収トルクの
和がエンジン出力トルクと等しくなる点(マツチング点
)Aにおいてバランスする。この結果、エンジン回転数
はΔNだけ低下し、トルクコンバータ22の入力トルク
も△Tだけ低下する。
ルローダが掘削対象物(土砂等)に突入するとトルクコ
ンバータ22は入力トルク(以下、トルコン入力トルク
と呼ぶ)Toを吸収する。ここで、フロントを動作させ
てフロントと走行に用いられる全トルクがエンジン出力
トルクよりも大きくなるとエンジン回転数が低下し、ト
ルクコンバータとフロント用油圧ポンプの吸収トルクの
和がエンジン出力トルクと等しくなる点(マツチング点
)Aにおいてバランスする。この結果、エンジン回転数
はΔNだけ低下し、トルクコンバータ22の入力トルク
も△Tだけ低下する。
従来は油圧ポンプ24として固定容量ポンプを使用して
いたため、コンバインドストール時のトルコン入力トル
ク(けん引力)の設定が1つであり、例えば、ポンプ吸
収トルクを大きく設定した場合には、土砂貫入時にフロ
ントを動作させたときにけん引力(突っ込み力)の減少
が大きくなり掘削できないおそれも生じる。また、作業
可能な場合でもエンジン回転数の低下が大きく、エンジ
ン出力の有効利用もできず、作業効率も悪い。
いたため、コンバインドストール時のトルコン入力トル
ク(けん引力)の設定が1つであり、例えば、ポンプ吸
収トルクを大きく設定した場合には、土砂貫入時にフロ
ントを動作させたときにけん引力(突っ込み力)の減少
が大きくなり掘削できないおそれも生じる。また、作業
可能な場合でもエンジン回転数の低下が大きく、エンジ
ン出力の有効利用もできず、作業効率も悪い。
このような不都合を避けるために油圧ポンプ24の容量
を小さくしてポンプ吸収トルクTpをTpoの如く小さ
くすると、コンバインドストール時のマツチング点はB
点となり、コンバインドストール時のエンジン回転数は
マツチング点Aの場合より改善されて高くなり、エンジ
ン出力の有効利用もできる。しかしこの場合には、フロ
ントの単独操作時に、エンジン出力に余裕があるにもか
かわらずフロントの仕事量は小さくなり、別の面でエン
ジンを有効に利用できないという問題が生じる。
を小さくしてポンプ吸収トルクTpをTpoの如く小さ
くすると、コンバインドストール時のマツチング点はB
点となり、コンバインドストール時のエンジン回転数は
マツチング点Aの場合より改善されて高くなり、エンジ
ン出力の有効利用もできる。しかしこの場合には、フロ
ントの単独操作時に、エンジン出力に余裕があるにもか
かわらずフロントの仕事量は小さくなり、別の面でエン
ジンを有効に利用できないという問題が生じる。
本発明の目的は、作業負荷がエンジン出力トルクよりも
小さい場合には、フロント用油圧ポンプのポンプ吸収ト
ルクを大きくし、かつコンバインドストール時など作業
負荷がエンジン出力トルクよりも大きくなった場合には
大きな牽引力を維持するとともにエンジン出力の有効利
用を図るようにしたトルクコンバー付き走行作業車両の
油圧ポンプ制御装置を提供することにある。
小さい場合には、フロント用油圧ポンプのポンプ吸収ト
ルクを大きくし、かつコンバインドストール時など作業
負荷がエンジン出力トルクよりも大きくなった場合には
大きな牽引力を維持するとともにエンジン出力の有効利
用を図るようにしたトルクコンバー付き走行作業車両の
油圧ポンプ制御装置を提供することにある。
01課題を解決するための手段
一実施例である第1図に対応づけて本発明に係る走行作
業車両を説明すると、本発明は、エンジン21の目標回
転数を指令する指令手段31と、エンジン21の出力軸
に接続されたトルクコンバータ22と、このトルクコン
バータ22の出力軸に接続された走行駆動装置23と、
エンジン21によって駆動される可変容量油圧ポンプ2
4と。
業車両を説明すると、本発明は、エンジン21の目標回
転数を指令する指令手段31と、エンジン21の出力軸
に接続されたトルクコンバータ22と、このトルクコン
バータ22の出力軸に接続された走行駆動装置23と、
エンジン21によって駆動される可変容量油圧ポンプ2
4と。
この可変容量油圧ポンプ24から吐出される圧油により
駆動され作業用フロント部材を駆動するアクチュエータ
27とを備えた走行作業車両に適用される。
駆動され作業用フロント部材を駆動するアクチュエータ
27とを備えた走行作業車両に適用される。
そして、エンジン21の実回転数を検出する検出手段2
9と、この検出手段29で検出された回転数と目標回転
数の指令値とに基づいて、指令値の低下による回転数の
減少に伴う吐出容量の低減率に比べて指令値一定のとき
に負荷による回転数低減に伴う吐出容量の低減率が大き
くなるように可変容量油圧ポンプ24の吐出容量を制御
する吐出容量設定手段28.32とを具備することによ
り、上述の目的を達成する。
9と、この検出手段29で検出された回転数と目標回転
数の指令値とに基づいて、指令値の低下による回転数の
減少に伴う吐出容量の低減率に比べて指令値一定のとき
に負荷による回転数低減に伴う吐出容量の低減率が大き
くなるように可変容量油圧ポンプ24の吐出容量を制御
する吐出容量設定手段28.32とを具備することによ
り、上述の目的を達成する。
80作用
エンジン出力は走行能動力とフロント翳動力とに分配さ
れる。走行とフロントの複合操作時に走行負荷とフロン
ト負荷の和がエンジン21の出力トルクを越えると1回
転数指令値が一定でもエンジン回転数はその時の回転数
からエンジン出力トルクカーブに従って低下し、トルク
コンバータ22の入力トルクはニンジン回転数の低下に
比例して小さくなる。この回転数低減に伴って可変容量
油圧ポンプ24の吐出容量が低下してポンプ吸収トルク
が低下する。そして、ポンプ吸収トルクとトルクコンバ
ータ入力トルクの和がエンジン出力トルクと等しくなる
点でマツチングする。
れる。走行とフロントの複合操作時に走行負荷とフロン
ト負荷の和がエンジン21の出力トルクを越えると1回
転数指令値が一定でもエンジン回転数はその時の回転数
からエンジン出力トルクカーブに従って低下し、トルク
コンバータ22の入力トルクはニンジン回転数の低下に
比例して小さくなる。この回転数低減に伴って可変容量
油圧ポンプ24の吐出容量が低下してポンプ吸収トルク
が低下する。そして、ポンプ吸収トルクとトルクコンバ
ータ入力トルクの和がエンジン出力トルクと等しくなる
点でマツチングする。
一方、回転数指令値が低下すると回転数が減少し、吐出
容量が所定の低減率で低下してポンプ吸収トルクが減少
される。本発明では、指令値の変更に伴う吐出容量の低
減率に比へて、指令値一定のときに負荷による回転数低
減に伴う吐出容量の低減率が大きくなるように可変容量
油圧ポンプ24の吐出容量が制御される。
容量が所定の低減率で低下してポンプ吸収トルクが減少
される。本発明では、指令値の変更に伴う吐出容量の低
減率に比へて、指令値一定のときに負荷による回転数低
減に伴う吐出容量の低減率が大きくなるように可変容量
油圧ポンプ24の吐出容量が制御される。
したがって、最大吐出容量の大きな可変容量油圧ポンプ
を使用しても、コンバインドストール時のマツチング点
が従来よりも高回転数側に設定でき、トルクコンバータ
22の入力トルクを大きくできる。その結果、複合操作
時に大きな牽引力を維持でき、しかもフロント単独時の
仕事量を大きくできる。また、エンジン出力を有効に利
用できる。
を使用しても、コンバインドストール時のマツチング点
が従来よりも高回転数側に設定でき、トルクコンバータ
22の入力トルクを大きくできる。その結果、複合操作
時に大きな牽引力を維持でき、しかもフロント単独時の
仕事量を大きくできる。また、エンジン出力を有効に利
用できる。
なお、本発明の詳細な説明する上記り項およびE項では
、本発明を分かり易くするために実施例の図を用いたが
、これにより本発明が実施例に限定されるものではない
。
、本発明を分かり易くするために実施例の図を用いたが
、これにより本発明が実施例に限定されるものではない
。
F、実施例
第1図〜第6図により本発明の一実施例を説明する。
エンジン21はガバナ21aを有し、アクセルペダル3
1の踏み込みにより操作されるガバナレバー(不図示)
によって回転数が制御される。このエンジン21にはト
ルクコンバータ22の入力軸が接続され、トルクコンバ
ータ22の出力軸は走行駆動装置23を構成する変速機
の入力軸に連結されている。一方、エンジン21にはフ
ロント用の可変容量油圧ポンプ24と固定容量ポンプ2
5も接続されている。可変容量油圧ポンプ24と固定容
量ポンプ25の吐出油は合流されてコントロールバルブ
26を介してフロント訃動用の油圧シリンダ27に導か
れる。可変容量油圧ポンプ24の吐出容量(傾転角)は
傾転角制御用のポンプレギュレータ28で制御される。
1の踏み込みにより操作されるガバナレバー(不図示)
によって回転数が制御される。このエンジン21にはト
ルクコンバータ22の入力軸が接続され、トルクコンバ
ータ22の出力軸は走行駆動装置23を構成する変速機
の入力軸に連結されている。一方、エンジン21にはフ
ロント用の可変容量油圧ポンプ24と固定容量ポンプ2
5も接続されている。可変容量油圧ポンプ24と固定容
量ポンプ25の吐出油は合流されてコントロールバルブ
26を介してフロント訃動用の油圧シリンダ27に導か
れる。可変容量油圧ポンプ24の吐出容量(傾転角)は
傾転角制御用のポンプレギュレータ28で制御される。
ポンプレギュレータ28は2つのピストン室281.2
82を有し、ピストン室281には、可変容量油圧ポン
プ24の傾転レバー24aと連結されたピストン283
と、このピストン283を常時右方、すなわち最小傾転
方向に付勢するばね284とが配設されている。ここで
、エンジンが停止しているときには可変容量油圧ポンプ
24の傾転角が零となるようにばね284のばね力が決
められている。ピストン室282には、先端のピストン
ロット285aがピストン室281の左室281Qに挿
入されているピストン285と、このピストン285を
常時左方に付勢するばね286とが設けられている。
82を有し、ピストン室281には、可変容量油圧ポン
プ24の傾転レバー24aと連結されたピストン283
と、このピストン283を常時右方、すなわち最小傾転
方向に付勢するばね284とが配設されている。ここで
、エンジンが停止しているときには可変容量油圧ポンプ
24の傾転角が零となるようにばね284のばね力が決
められている。ピストン室282には、先端のピストン
ロット285aがピストン室281の左室281Qに挿
入されているピストン285と、このピストン285を
常時左方に付勢するばね286とが設けられている。
固定容量油圧ポンプ2Sの吐出管路には比例電磁式の可
変絞り29が設けられ、絞り29の上流の圧力は管路3
0rを介してピストン室281の右室281rに導かれ
、絞り29の下流の圧力は管路30Qを介して左室28
1Qに導かれている。
変絞り29が設けられ、絞り29の上流の圧力は管路3
0rを介してピストン室281の右室281rに導かれ
、絞り29の下流の圧力は管路30Qを介して左室28
1Qに導かれている。
したがって、ピストン283の左右には絞り29の前後
圧が作用するゆ一方、ピストン室282の左室282Q
はアクセルペダル31に連動する減圧弁32の出力ポー
トに接続されて、アクセルペダル31の踏み込み量に比
例した圧力が導入される。
圧が作用するゆ一方、ピストン室282の左室282Q
はアクセルペダル31に連動する減圧弁32の出力ポー
トに接続されて、アクセルペダル31の踏み込み量に比
例した圧力が導入される。
次にこのようなホイールローダのポンプ吐出容量制御動
作を説明する。
作を説明する。
アクセルペダル31を踏み込むとエンジン21の回転数
が上がり、絞り290前後差圧ΔPが上昇すると同時に
、減圧弁32の出力ポートにも踏み込み量に応じた圧力
がたつ。その結果、ポンプレギュレータ28のピストン
室281の左右の室281Q、281rには絞り29の
前後圧力がそれぞれ導かれ、ピストン室282の左室2
82Qには減圧弁32の出力圧力が導かれる。
が上がり、絞り290前後差圧ΔPが上昇すると同時に
、減圧弁32の出力ポートにも踏み込み量に応じた圧力
がたつ。その結果、ポンプレギュレータ28のピストン
室281の左右の室281Q、281rには絞り29の
前後圧力がそれぞれ導かれ、ピストン室282の左室2
82Qには減圧弁32の出力圧力が導かれる。
絞り29の前後差圧ΔPはエンジン回転数Nにより第2
図の実線aのように変化し、減圧弁32の出力圧力Pr
はアクセルペダル31の踏み込み量Sにより第2図の実
IIAbのように変化する。作業負荷がエンジン出力ト
ルクと等しいか小さい場合には、アクセルペダルの踏込
み量Sはエンジン回転数Nに比例するからS=Nとなる
。これを式で表すと次のようになる。
図の実線aのように変化し、減圧弁32の出力圧力Pr
はアクセルペダル31の踏み込み量Sにより第2図の実
IIAbのように変化する。作業負荷がエンジン出力ト
ルクと等しいか小さい場合には、アクセルペダルの踏込
み量Sはエンジン回転数Nに比例するからS=Nとなる
。これを式で表すと次のようになる。
ΔP:α・fl(N) (1)Pr=β・f
2(S) =β・f2(N) (2) 但し、fl (N)、f2 (N)はエンジン回転数の
関数を表し、α、βは定数である。
2(S) =β・f2(N) (2) 但し、fl (N)、f2 (N)はエンジン回転数の
関数を表し、α、βは定数である。
なお、第2図においては、説明を簡単にするためfl
(N)、f2 (N)を1次関数とした。
(N)、f2 (N)を1次関数とした。
ここで、ピストン283をばね284のばね力に抗して
左方に駆動する力をPaとするとき、この駆動力Paは
、 Pa=Δp−pr(3) で表される。
左方に駆動する力をPaとするとき、この駆動力Paは
、 Pa=Δp−pr(3) で表される。
トルクコンバータ入力トルクTしとポンプ吸収トルクT
pの和がエンジン出力トルクTeの範囲内のとき、つま
り作業負荷がtJsさくエンジン回転数がアクセルペダ
ル31の踏み込み量に比例して増加するような場合には
、駆動力Paは第3図の実+1!cのようにエンジン回
転数Nに応して増加する。
pの和がエンジン出力トルクTeの範囲内のとき、つま
り作業負荷がtJsさくエンジン回転数がアクセルペダ
ル31の踏み込み量に比例して増加するような場合には
、駆動力Paは第3図の実+1!cのようにエンジン回
転数Nに応して増加する。
一方、トルクコンバータ入力トルクTtとポンプ吸収ト
ルクTpの和がエンジン出力トルクTeを上回るとき、
つまり作業負荷が大きくアクセルペダル31の踏み込み
量を一定としてもエンジン回転数がその時の回転数(N
O)からエンジン出力トルクカーブに従ってΔN′減少
するような場合には、ピストン室282の左室282Q
に作用する圧力Prは変化しないがピストン283に作
用する圧力ΔPは減少するため、第3図の破J!dのよ
うにエンジン回転数の減少(ΔN’ )に応じて駆動力
Paは減少する。
ルクTpの和がエンジン出力トルクTeを上回るとき、
つまり作業負荷が大きくアクセルペダル31の踏み込み
量を一定としてもエンジン回転数がその時の回転数(N
O)からエンジン出力トルクカーブに従ってΔN′減少
するような場合には、ピストン室282の左室282Q
に作用する圧力Prは変化しないがピストン283に作
用する圧力ΔPは減少するため、第3図の破J!dのよ
うにエンジン回転数の減少(ΔN’ )に応じて駆動力
Paは減少する。
これを式で表すと次のようになる。
ΔP=α・fl(No−ΔN’ ) (
4)Pr=β・f 2 (No)
(5)Pa=ΔP−Pr =a・fl(No−ΔN’)−β・f2(No)
(6)但し、NOは負荷が増加する前のニンジン回転数 ΔN′は負荷によって減少するエンジン回転数分 さらに、可変容量油圧ポンプ24の吐出容量りとピスト
ン283の輛動力Paとは第4図の実線eのような関係
(D=γ・Pa:但し、γは定数)があるので、エンジ
ン回転数Nと吐出容量りとは、作業負荷がエンジン出力
トルクより小さいときには、第5図の実線f1作業負荷
がエンジン出力トルクより大きいときには破線gのよう
になる。
4)Pr=β・f 2 (No)
(5)Pa=ΔP−Pr =a・fl(No−ΔN’)−β・f2(No)
(6)但し、NOは負荷が増加する前のニンジン回転数 ΔN′は負荷によって減少するエンジン回転数分 さらに、可変容量油圧ポンプ24の吐出容量りとピスト
ン283の輛動力Paとは第4図の実線eのような関係
(D=γ・Pa:但し、γは定数)があるので、エンジ
ン回転数Nと吐出容量りとは、作業負荷がエンジン出力
トルクより小さいときには、第5図の実線f1作業負荷
がエンジン出力トルクより大きいときには破線gのよう
になる。
これを式で表すと次のようになる。
イ)作業負荷がエンジン出力トルクより小さいとき、
D=Y (a・f 1(No)−β−f2(No))
(7)口)作業負荷がエンジン出力トルクより
大きいとき D=’1(a41(No−ΔN’)−β・f 2(No
)) (8)第6図は以上の動作により得られるエン
ジン回転数NとトルクTを説明する図である。
(7)口)作業負荷がエンジン出力トルクより
大きいとき D=’1(a41(No−ΔN’)−β・f 2(No
)) (8)第6図は以上の動作により得られるエン
ジン回転数NとトルクTを説明する図である。
ETはエンジン21の出力トルク曲線、TTはトルクコ
ンバータ22の入力トルク曲線、L1〜L3は、エンジ
ン出力トルクETからポンプ吸収トルクTPを差引いた
残りのエンジン出力トルクカーブを示す。そして、Ll
は作業負荷がエンジン出力トルクよりも小さい時、L2
は作業負荷がエンジン出力トルクよりも大きい時、L3
は可変絞り29の絞り開度をL2のときよりも大きくし
た場合の一例をそれぞれ示す。
ンバータ22の入力トルク曲線、L1〜L3は、エンジ
ン出力トルクETからポンプ吸収トルクTPを差引いた
残りのエンジン出力トルクカーブを示す。そして、Ll
は作業負荷がエンジン出力トルクよりも小さい時、L2
は作業負荷がエンジン出力トルクよりも大きい時、L3
は可変絞り29の絞り開度をL2のときよりも大きくし
た場合の一例をそれぞれ示す。
上述したように、フロントと走行を同時に操作するとフ
ロント用ポンプのトルクが優先して使用される。フロン
ト負荷が小さい場合には、フロント用ポンプ24.25
とトルクコンバータ22の入力トルクの和がエンジン2
1の出力トルクを越えないので、エンジン回転数はアク
セルペダル31の踏み込み量に比例して増減する。この
場合、吐出容量は(7)式で表され、エンジン回転数N
に対して第5図の実線fのように変化する。ここで、ポ
ンプ吸収トルクは(吐出容量(D)×ポンプ圧力(P)
)で表わされるので、ポンプ吸収トルクは第6図の実、
ILIに示すようにエンジン回転数に比例して増減する
。
ロント用ポンプのトルクが優先して使用される。フロン
ト負荷が小さい場合には、フロント用ポンプ24.25
とトルクコンバータ22の入力トルクの和がエンジン2
1の出力トルクを越えないので、エンジン回転数はアク
セルペダル31の踏み込み量に比例して増減する。この
場合、吐出容量は(7)式で表され、エンジン回転数N
に対して第5図の実線fのように変化する。ここで、ポ
ンプ吸収トルクは(吐出容量(D)×ポンプ圧力(P)
)で表わされるので、ポンプ吸収トルクは第6図の実、
ILIに示すようにエンジン回転数に比例して増減する
。
フロント負荷が増加してフロント用ポンプ24゜25と
トルクコンバータ22の人力トルクの和がエンジン21
の出力トルクを越えた場合には、アクセルペダル31の
踏み込み量を一定に保持していてもエンジン回転数はそ
の時の回転数(NO)からエンジン出力トルクカーブに
従って低下する。
トルクコンバータ22の人力トルクの和がエンジン21
の出力トルクを越えた場合には、アクセルペダル31の
踏み込み量を一定に保持していてもエンジン回転数はそ
の時の回転数(NO)からエンジン出力トルクカーブに
従って低下する。
吐出容量は(8)式で表され、第5図の破線gのように
変化し、ポンプ吸収トルクは第6図のL2に示すように
エンジン回転数に比例して増減する。
変化し、ポンプ吸収トルクは第6図のL2に示すように
エンジン回転数に比例して増減する。
この場合、破線gからもわかる通り、負背が小さいとき
の実線fに比へてエンジン回転数に対する吐出容量の変
化率が大きいから、エンジン回転数に対するポンプ吸収
トルクの変化率も大きい。このことは、第6図のL2と
ETの間の距離の変化がLlとETの間の距離の変化に
比へて大きいことから容易に理解できる・ 今、第6図のETとTTを第11図の場合と等しいとし
、LlとTTとの交点Cに対応するエンジン回転数とト
ルクの大きさを第11図のマツチング点Aに対応するも
のと等しいとする。
の実線fに比へてエンジン回転数に対する吐出容量の変
化率が大きいから、エンジン回転数に対するポンプ吸収
トルクの変化率も大きい。このことは、第6図のL2と
ETの間の距離の変化がLlとETの間の距離の変化に
比へて大きいことから容易に理解できる・ 今、第6図のETとTTを第11図の場合と等しいとし
、LlとTTとの交点Cに対応するエンジン回転数とト
ルクの大きさを第11図のマツチング点Aに対応するも
のと等しいとする。
エンジン回転数がNOのときにトルクコンバータは入力
トルクToを吸収する。ここで、フロントを動作させて
全トルクがエンジン出力トルクよりも大きくなると、こ
の実施例では、(8)式にしたがって可変容量油圧ポン
プ24の吐出容量D、つまりポンプ吸収トルクがL2の
ように変化しエンジン回転数がΔN′ (くΔN)だけ
減少した点で、ポンプ吸収トルクTpとトルクコンバー
タ入力トルクTtの和がエンジン出力トルクTeと等し
くなり、マツチング点はDとなる。その結果、エンジン
回転数減少分はΔN’ (<NΔ)、トルクコンバー
タ入力トルクの減少分はΔT′(くΔT)となり、複合
動作時に従来よりも大きな牽引力が維持できるとともに
、高回転側で作業ができエンジン出力の有効利用が可能
となる。
トルクToを吸収する。ここで、フロントを動作させて
全トルクがエンジン出力トルクよりも大きくなると、こ
の実施例では、(8)式にしたがって可変容量油圧ポン
プ24の吐出容量D、つまりポンプ吸収トルクがL2の
ように変化しエンジン回転数がΔN′ (くΔN)だけ
減少した点で、ポンプ吸収トルクTpとトルクコンバー
タ入力トルクTtの和がエンジン出力トルクTeと等し
くなり、マツチング点はDとなる。その結果、エンジン
回転数減少分はΔN’ (<NΔ)、トルクコンバー
タ入力トルクの減少分はΔT′(くΔT)となり、複合
動作時に従来よりも大きな牽引力が維持できるとともに
、高回転側で作業ができエンジン出力の有効利用が可能
となる。
一方、例えばフロント単独操作時のようにポンプ吸収ト
ルクとトルクコンバータ入力トルクの和がエンジン出力
トルクを越えない場合には、(7)式しこしたがって可
変容量油圧ポンプ24の吐出容量D、つまりポンプ吸収
トルクがLloのように変化するから、第11図のET
Lと比へてポンプ吸収トルクを大きく設定でき、フロン
トの仕事量を向上できる。
ルクとトルクコンバータ入力トルクの和がエンジン出力
トルクを越えない場合には、(7)式しこしたがって可
変容量油圧ポンプ24の吐出容量D、つまりポンプ吸収
トルクがLloのように変化するから、第11図のET
Lと比へてポンプ吸収トルクを大きく設定でき、フロン
トの仕事量を向上できる。
以上の実施例の動作をまとめると次のようになる。
(1)作業負荷がエンジン出力トルクよりも小さい場合
には、アクセルペダル31で指令した目標回転数に比例
してポンプ吐出容量が増加する。
には、アクセルペダル31で指令した目標回転数に比例
してポンプ吐出容量が増加する。
(2)作業負荷がエンジン出力トルクより大きくなりエ
ンジン実回転数が目標回転数 より減少した場合には、(1)で述べたポンプ容量から
回転数偏差に比例しただけポンプ容量が減少し、この分
、走行トルクが大きくできる。
ンジン実回転数が目標回転数 より減少した場合には、(1)で述べたポンプ容量から
回転数偏差に比例しただけポンプ容量が減少し、この分
、走行トルクが大きくできる。
なお以上では、可変容量油圧ポンプ24と合流する固定
ポンプ25の吐出油によりエンジン回転数を検品してレ
ギュレータ28を駆動するようにしたが、専用ポンプで
レギュレータ28を駆動したり、他のパイロット油圧用
のポンプを用いて駆動してもよい。
ポンプ25の吐出油によりエンジン回転数を検品してレ
ギュレータ28を駆動するようにしたが、専用ポンプで
レギュレータ28を駆動したり、他のパイロット油圧用
のポンプを用いて駆動してもよい。
第7図は他の実施側の要部を示すもので、?(クロコン
ピユータなどで構成されるコントローラ41によりレギ
ュレータ128を制御して可変容量油圧ポンプ24の吐
出容量を制御するものである。
ピユータなどで構成されるコントローラ41によりレギ
ュレータ128を制御して可変容量油圧ポンプ24の吐
出容量を制御するものである。
すなわち、エンジン回転数を検出するエンジン回転数セ
ンサ42と、アクセルペダル32の踏み込み量を検出す
るポテンショメータ43と、回路圧力Pを検出する圧力
センサ44と、ポンプレギュレータ28の傾転レバー2
4aの角度を検出してポンプ24の傾転角すなわち吐出
容量りを検出する傾転角センサ45とを備える。各セン
サの検出出力はコントローラ41に入力され、コントロ
ーラt±第8図に示す手順を実行して比例電磁式減圧弁
46の吐出圧を調節して可変容量油圧ポンプ24の吐出
容量を調節する。減圧弁46の吐出圧力が大きいとレギ
ュレータ128のピストン128aがばね128bに抗
して左方に移動して吐出容量が増加する。
ンサ42と、アクセルペダル32の踏み込み量を検出す
るポテンショメータ43と、回路圧力Pを検出する圧力
センサ44と、ポンプレギュレータ28の傾転レバー2
4aの角度を検出してポンプ24の傾転角すなわち吐出
容量りを検出する傾転角センサ45とを備える。各セン
サの検出出力はコントローラ41に入力され、コントロ
ーラt±第8図に示す手順を実行して比例電磁式減圧弁
46の吐出圧を調節して可変容量油圧ポンプ24の吐出
容量を調節する。減圧弁46の吐出圧力が大きいとレギ
ュレータ128のピストン128aがばね128bに抗
して左方に移動して吐出容量が増加する。
第8図のプログラムが実行されると、ステップS1にお
いて、回転数センサ42.ポテンショメータ43.圧力
センサ44および傾転角センサ45の検出出力からエン
ジン回転数N、アクセルペダル踏み込み量S1回路圧力
Pおよび吐出容量りを読み込む。ステップS2では、各
センサの検出出力に基づいて、エンジン出力トルクTe
がトルクコンバータ22の入力トルクT t、とポンプ
吸収トルクTpの和より大きいかを判定する。ステップ
S2でTe>Tt+Tpが否定されると(負荷が小さい
と)ステップS3に進み、肯定されると(負荷が大きい
と)ステップS4に進む。ステップS3では、図示のよ
うなエンジン回転数Nと吐出容量りのマツプに従って回
転数センサ42の検品出力であるエンジン回転数Nから
吐出容量りを求め、一方、ステップS4においては、ア
クセルペダル踏み込み量Sとエンジン回転数Nとに基づ
いて、図示の3次元マツプにしたがって吐出容量りを求
める。ステップS5ではステップS3またはS4で得ら
れた吐出容量りに相応した信号を比例電磁式減圧弁46
に印加してレギュレータ128の右室128rに圧油を
送り所望の傾転角を得る。
いて、回転数センサ42.ポテンショメータ43.圧力
センサ44および傾転角センサ45の検出出力からエン
ジン回転数N、アクセルペダル踏み込み量S1回路圧力
Pおよび吐出容量りを読み込む。ステップS2では、各
センサの検出出力に基づいて、エンジン出力トルクTe
がトルクコンバータ22の入力トルクT t、とポンプ
吸収トルクTpの和より大きいかを判定する。ステップ
S2でTe>Tt+Tpが否定されると(負荷が小さい
と)ステップS3に進み、肯定されると(負荷が大きい
と)ステップS4に進む。ステップS3では、図示のよ
うなエンジン回転数Nと吐出容量りのマツプに従って回
転数センサ42の検品出力であるエンジン回転数Nから
吐出容量りを求め、一方、ステップS4においては、ア
クセルペダル踏み込み量Sとエンジン回転数Nとに基づ
いて、図示の3次元マツプにしたがって吐出容量りを求
める。ステップS5ではステップS3またはS4で得ら
れた吐出容量りに相応した信号を比例電磁式減圧弁46
に印加してレギュレータ128の右室128rに圧油を
送り所望の傾転角を得る。
第9図に示すように、例えばエンジン回転数がNo、吐
出容量がDoで低負荷状態で運転されているときにフロ
ント負荷が増大して作業負荷がエンジン出力トルクより
大きくなると、アクセル踏み込み量Sから曲線iが選択
され、その曲線iに従いフロント負荷に応じた吐出容量
りが求められ、比例電磁式減圧弁46を介してレギュレ
ータ128が操作され、これによって可変容量油圧ポン
プ24が求められた吐出容量りに設定される。
出容量がDoで低負荷状態で運転されているときにフロ
ント負荷が増大して作業負荷がエンジン出力トルクより
大きくなると、アクセル踏み込み量Sから曲線iが選択
され、その曲線iに従いフロント負荷に応じた吐出容量
りが求められ、比例電磁式減圧弁46を介してレギュレ
ータ128が操作され、これによって可変容量油圧ポン
プ24が求められた吐出容量りに設定される。
このような実施例でも先に説明した実施例と同様な作用
効果が得られる。
効果が得られる。
なお、第1図の実施例では、絞り29を可変絞りとして
いるので、第6図に示すように可変容量油圧ポンプ24
のトルク曲線をL3のようにすることもでき、走行とフ
ロントのマツチング点を所望に応じて如何様にも設定で
きる。また、第7図の実施例でも、第9図の曲線1を変
えることにより同様にマツチング点を任意に変更できる
。さらに、ホイールローダについて説明したが、その他
の同様な走行作業車両にも本発明を適用することができ
る。
いるので、第6図に示すように可変容量油圧ポンプ24
のトルク曲線をL3のようにすることもでき、走行とフ
ロントのマツチング点を所望に応じて如何様にも設定で
きる。また、第7図の実施例でも、第9図の曲線1を変
えることにより同様にマツチング点を任意に変更できる
。さらに、ホイールローダについて説明したが、その他
の同様な走行作業車両にも本発明を適用することができ
る。
以上の実施例の構成において、アクセルペダル31やポ
テンショメータ43が指令手段を、可変絞り29やエン
ジン回転数センサ42が検出手段を、レギュレータ28
や128が吐出容量設定手段をそれぞれ構成する。
テンショメータ43が指令手段を、可変絞り29やエン
ジン回転数センサ42が検出手段を、レギュレータ28
や128が吐出容量設定手段をそれぞれ構成する。
G0発明の効果
本発明によれば、作業負荷がエンジン出力トルクよりも
大きくなった時し;おける可変容量油圧ポンプの吐出容
量の低減率を、回転数指令値の低下による吐出容量の低
減率よりも大きくするようにしたので、走行とフロント
との複合動作時におけるコンバインドストール時のよう
に作業負荷がエンジン出力トルクよりも大きくなった時
に、ポンプ吸収トルクとトルクコンバータ入力トルクと
のマツチング点が高回転数側に設定され、大きなけん引
力を維持でき、作業負荷がエンジン出力トルクよりも小
さいときには、フロント用油圧ポンプの吸収トルクを大
きくでき、エンジンの有効利用が図れる。
大きくなった時し;おける可変容量油圧ポンプの吐出容
量の低減率を、回転数指令値の低下による吐出容量の低
減率よりも大きくするようにしたので、走行とフロント
との複合動作時におけるコンバインドストール時のよう
に作業負荷がエンジン出力トルクよりも大きくなった時
に、ポンプ吸収トルクとトルクコンバータ入力トルクと
のマツチング点が高回転数側に設定され、大きなけん引
力を維持でき、作業負荷がエンジン出力トルクよりも小
さいときには、フロント用油圧ポンプの吸収トルクを大
きくでき、エンジンの有効利用が図れる。
第1図〜第6図は本発明の一実施例を説明するもので、
第1図は走行駆動系とフロント駆動系とを示す構成図、
第2図はエンジン回転数と差圧との関係N−ΔPおよび
アクセルペダルの踏み込み量と減圧弁出力との関係5−
Prを示すグラフ、第3図はエンジン回転数とレギュレ
ータ駆動力の関係N−Paを示すグラフ、第4図はレギ
ュレータ駆動力と吐出容量との関係Pa−Dを示すグラ
フ、第5図はエンジン回転数と吐出容量との関係N−D
を示すグラフ、第6図はエンジン回転数とエンジン出力
トルク、トルクコンバータ入力トルクおよびポンプ吸収
トルクの関係を示すグラフである。 第7図〜第9図は変形実施例を説明するもので、第7図
はその要部を示す図、第8図はその手順例を示すフロー
チャート、第9図は動作を説明するグラフである。 第10図および第11図は従来例を説明するもので、第
10図が第1図に相当する図、第11図が第6図に相当
するグラフである。 21:エンジン 22:トルクコンバー
タ23:走行駆動装置 24:可変容量油圧
ポンプ25:固定容量油圧ポンプ 27:油圧シリ
ンダ28:ポンプレギュレータ 29:絞り31:
アクセルペダル 32:減圧弁41:コントロ
ーラ 42:回転数センサ43:ポテンショ
メータ 44:圧力センサ45:傾転角センサ
46:減圧弁47:固定容量油圧ポンプ
128:レギュレータ特許呂原人 日立建機株式
会社 代理人 弁理士 永 井 冬 紀第2図 第3図 第5図 A 第8図 第10図 エンジン回転数
第1図は走行駆動系とフロント駆動系とを示す構成図、
第2図はエンジン回転数と差圧との関係N−ΔPおよび
アクセルペダルの踏み込み量と減圧弁出力との関係5−
Prを示すグラフ、第3図はエンジン回転数とレギュレ
ータ駆動力の関係N−Paを示すグラフ、第4図はレギ
ュレータ駆動力と吐出容量との関係Pa−Dを示すグラ
フ、第5図はエンジン回転数と吐出容量との関係N−D
を示すグラフ、第6図はエンジン回転数とエンジン出力
トルク、トルクコンバータ入力トルクおよびポンプ吸収
トルクの関係を示すグラフである。 第7図〜第9図は変形実施例を説明するもので、第7図
はその要部を示す図、第8図はその手順例を示すフロー
チャート、第9図は動作を説明するグラフである。 第10図および第11図は従来例を説明するもので、第
10図が第1図に相当する図、第11図が第6図に相当
するグラフである。 21:エンジン 22:トルクコンバー
タ23:走行駆動装置 24:可変容量油圧
ポンプ25:固定容量油圧ポンプ 27:油圧シリ
ンダ28:ポンプレギュレータ 29:絞り31:
アクセルペダル 32:減圧弁41:コントロ
ーラ 42:回転数センサ43:ポテンショ
メータ 44:圧力センサ45:傾転角センサ
46:減圧弁47:固定容量油圧ポンプ
128:レギュレータ特許呂原人 日立建機株式
会社 代理人 弁理士 永 井 冬 紀第2図 第3図 第5図 A 第8図 第10図 エンジン回転数
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 エンジンの目標回転数を指令する指令手段と、エンジン
の出力軸に接続されたトルクコンバータと、 このトルクコンバータの出力軸に接続された走行駆動装
置と、 前記エンジンによって駆動される可変容量油圧ポンプと
、 この可変容量油圧ポンプから吐出される圧油により作業
用フロント部材を駆動するアクチュエータとを有する走
行作業車両の油圧ポンプ制御装置において、 前記エンジンの実回転数を検出する検出手段と、この検
出手段で検出された回転数と前記目標回転数の指令値と
に基づいて前記可変容量油圧ポンプの吐出容量を設定す
る吐出容量設定手段とを具備し、 この吐出容量設定手段は、前記指令値の低下によるエン
ジン回転数の減少に伴う吐出容量の低減率に比べて、指
令値一定のときに負荷によるエンジン回転数低減に伴う
吐出容量の低減率が大きくなるように、前記可変容量油
圧ポンプの吐出容量を制御することを特徴とするトルク
コンバータ付き走行作業車両の油圧ポンプ制御装置。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2133324A JP2968558B2 (ja) | 1990-05-23 | 1990-05-23 | トルクコンバータ付き走行作業車両の油圧ポンプ制御装置 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2133324A JP2968558B2 (ja) | 1990-05-23 | 1990-05-23 | トルクコンバータ付き走行作業車両の油圧ポンプ制御装置 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH0427784A true JPH0427784A (ja) | 1992-01-30 |
JP2968558B2 JP2968558B2 (ja) | 1999-10-25 |
Family
ID=15102047
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2133324A Expired - Fee Related JP2968558B2 (ja) | 1990-05-23 | 1990-05-23 | トルクコンバータ付き走行作業車両の油圧ポンプ制御装置 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP2968558B2 (ja) |
Cited By (9)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2004085193A1 (de) * | 2003-03-28 | 2004-10-07 | Zf Friedrichshafen Ag | Antriebsstrang zum antrieb eines mobil-fahrzeugs |
JP2006016891A (ja) * | 2004-07-02 | 2006-01-19 | Kubota Corp | 移動作業機の自動化構造 |
EP1688620A1 (en) * | 2003-11-26 | 2006-08-09 | Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. | Traveling hydraulic working machine |
WO2007066602A1 (ja) * | 2005-12-09 | 2007-06-14 | Komatsu Ltd. | 作業車両のエンジン負荷制御装置 |
JP2009074266A (ja) * | 2007-09-19 | 2009-04-09 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | 走行式油圧作業機 |
US7596945B2 (en) | 2004-08-11 | 2009-10-06 | Komatsu Ltd. | Load control device for engine of work vehicle |
CN102877967A (zh) * | 2011-07-14 | 2013-01-16 | 三一汽车起重机械有限公司 | 一种工程机械极限负载控制方法和装置 |
CN112726703A (zh) * | 2020-12-28 | 2021-04-30 | 山推工程机械股份有限公司 | 一种推土机电控转向控制方法、装置和推土机 |
JPWO2022201676A1 (ja) * | 2021-03-26 | 2022-09-29 |
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Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP4163073B2 (ja) | 2003-08-12 | 2008-10-08 | 日立建機株式会社 | 作業車両の制御装置 |
-
1990
- 1990-05-23 JP JP2133324A patent/JP2968558B2/ja not_active Expired - Fee Related
Cited By (16)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US7022044B2 (en) | 2003-03-28 | 2006-04-04 | Zf Friedrichshafen Ag | Drive train for powering a mobile vehicle |
WO2004085193A1 (de) * | 2003-03-28 | 2004-10-07 | Zf Friedrichshafen Ag | Antriebsstrang zum antrieb eines mobil-fahrzeugs |
KR101067603B1 (ko) * | 2003-03-28 | 2011-09-27 | 젯트에프 프리드리히스하펜 아게 | 차량을 구동하기 위한 구동 트레인 |
EP1688620A4 (en) * | 2003-11-26 | 2011-03-16 | Hitachi Construction Machinery | RUNNING HYDRAULIC WORK MACHINE |
EP1688620A1 (en) * | 2003-11-26 | 2006-08-09 | Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. | Traveling hydraulic working machine |
JP2006016891A (ja) * | 2004-07-02 | 2006-01-19 | Kubota Corp | 移動作業機の自動化構造 |
US7596945B2 (en) | 2004-08-11 | 2009-10-06 | Komatsu Ltd. | Load control device for engine of work vehicle |
WO2007066602A1 (ja) * | 2005-12-09 | 2007-06-14 | Komatsu Ltd. | 作業車両のエンジン負荷制御装置 |
US8082082B2 (en) | 2005-12-09 | 2011-12-20 | Komatsu Ltd. | Engine-load control device for working vehicle |
JP2009074266A (ja) * | 2007-09-19 | 2009-04-09 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | 走行式油圧作業機 |
CN102877967A (zh) * | 2011-07-14 | 2013-01-16 | 三一汽车起重机械有限公司 | 一种工程机械极限负载控制方法和装置 |
CN112726703A (zh) * | 2020-12-28 | 2021-04-30 | 山推工程机械股份有限公司 | 一种推土机电控转向控制方法、装置和推土机 |
CN112726703B (zh) * | 2020-12-28 | 2022-08-23 | 山推工程机械股份有限公司 | 一种推土机电控转向控制方法、装置和推土机 |
JPWO2022201676A1 (ja) * | 2021-03-26 | 2022-09-29 | ||
WO2022201676A1 (ja) * | 2021-03-26 | 2022-09-29 | 日立建機株式会社 | 作業機械 |
US11946226B2 (en) | 2021-03-26 | 2024-04-02 | Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. | Work machine |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP2968558B2 (ja) | 1999-10-25 |
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