JPH0635873B2 - Hydraulic control equipment for construction machinery - Google Patents

Hydraulic control equipment for construction machinery

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JPH0635873B2
JPH0635873B2 JP61064578A JP6457886A JPH0635873B2 JP H0635873 B2 JPH0635873 B2 JP H0635873B2 JP 61064578 A JP61064578 A JP 61064578A JP 6457886 A JP6457886 A JP 6457886A JP H0635873 B2 JPH0635873 B2 JP H0635873B2
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hydraulic
engine
prime mover
maximum
displacement volume
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Inventor
明 辰巳
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日立建機株式会社
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Description

【発明の詳細な説明】 A.産業上の利用分野 本発明は油圧ショベルやホイールローダ等に代表される
建設機械の油圧制御装置に関し、負荷に応じて原動機の
馬力および油圧ポンプの流量を制御して燃料消費率等を
改善したものである。
Detailed Description of the Invention A. BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic control device for a construction machine represented by a hydraulic excavator, a wheel loader, etc., in which the horsepower of a prime mover and the flow rate of a hydraulic pump are controlled according to a load to improve a fuel consumption rate and the like. Is.

B.従来の技術 ホイール式油圧ショベルを一例として従来の技術につい
て説明する。
B. Conventional Technology A conventional technology will be described by taking a wheel hydraulic excavator as an example.

ホイール式油圧ショベルは、第8図に示すように、走行
輪1を有する下部走行体2と、その下部走行体2の上に
施回輪を介して接続された上部施回体3とからなり、上
部施回体3には、油圧シリンダ4〜6によりそれぞれ駆
動されるブーム7,アーム8,バケット9等から成る掘
削用アタッチメントが設けられている。
As shown in FIG. 8, the wheel-type hydraulic excavator includes a lower traveling body 2 having traveling wheels 1 and an upper traveling body 3 connected to the lower traveling body 2 via a traveling wheel. The upper turning body 3 is provided with an excavation attachment including a boom 7, an arm 8 and a bucket 9 which are driven by hydraulic cylinders 4 to 6, respectively.

ホイール式油圧ショベルは特定の作業現場内にとどまら
ず一般道路走行が認められているが、一般道路には平坦
路もあれば坂道もあり、種々の道路条件下でもできるだ
け法定最高速度35km/hで走行できることが好ましい。
Wheel type hydraulic excavators are allowed to run on general roads not limited to specific work sites, but there are flat roads and slopes on general roads, and the maximum legal speed of 35km / h is possible even under various road conditions. It is preferable to be able to drive.

そこで、ある必要な勾配における登坂時に35km/hの速度
を出しうるエンジンを用いれば走行性能の点については
一応の解決がつくことになる。ホイール式油圧ショベル
では、一台のエンジンを掘削と走行の双方に用いるのが
一般であるが、掘削作業に要するエンジン馬力は走行に
要するエンジン馬力に比べて小さくてよい。このような
ことから、登坂時の走行性能を重視してエンジンを高馬
力にセットするのは掘削作業の面からみれば燃費,騒
音,コスト等の点で無駄なことであり、その反面、掘削
時の燃費,騒音,コストを重視して前者に比べてエンジ
ンを低馬力にセットすると登坂時に十分な走行性能が得
られないことになり、ホイール式油圧ショベルにおいて
は、エンジン性能に関するかぎり掘削と走行とのマッチ
ングが悪いことになる。
Therefore, using an engine that can output a speed of 35km / h when climbing a slope with a certain required gradient will provide a solution to the running performance. In a wheel hydraulic excavator, one engine is generally used for both excavation and traveling, but the engine horsepower required for excavation work may be smaller than the engine horsepower required for traveling. For this reason, setting the engine to high horsepower with an emphasis on running performance when climbing slopes is wasteful in terms of excavation work in terms of fuel consumption, noise, cost, etc. When the engine is set to have a lower horsepower than the former, giving priority to fuel efficiency, noise, and cost, it will not be possible to obtain sufficient running performance when climbing a hill. In a wheel-type hydraulic excavator, excavation and running are limited as far as engine performance is concerned. Matching with will be bad.

そのため従来から種々の考え方がとられており、その代
表的な考え方のひとつとして、平坦路走行時にのみ法令
で定められた35km/hを満足するようにしたものがある。
Therefore, various ideas have been taken from the past, and one of the typical ideas is to satisfy the 35km / h stipulated by law only when driving on a flat road.

この場合、使用する走行用油圧モータおよびミッション
の仕様から、35km/hで平坦路を走行する時の必要流量を
Q1,必要圧力をP1と定めると、例えば第9図(a)の
ようにエンジンの所要馬力PS2′が決まり、これによ
り、エンジン最高回転数N1と油圧ポンプの最大押除け
容積q1とが定まり、エンジン回転数−ポンプ吐出量線
図(N−Q線図)は例えば第10図に示すようになる。
In this case, if the required flow rate for traveling on a flat road at 35 km / h is set to Q1 and the required pressure is set to P1 based on the specifications of the traveling hydraulic motor and the transmission to be used, for example, as shown in FIG. Required horsepower PS2 'is determined, and the maximum engine speed N1 and the maximum displacement volume q1 of the hydraulic pump are determined by this, and the engine speed-pump discharge amount diagram (N-Q diagram) is, for example, FIG. As shown in.

第10図に示すN−Q線図を有する油圧式走行駆動装置
における登坂路走行について考えてみると、第9図(a)
に示すように、登坂時にはポンプの吐出圧力がP2まで
増加してポンプの傾転角が小さくなるのでポンプ吐出量
はQ2まで低下し、従って、その速度は35km/hよりかな
り遅く(35km/h×Q2/Q1)なってしまい、満足ので
きる走行性能が得られない。
Considering the uphill traveling in the hydraulic traveling drive system having the NQ diagram shown in FIG. 10, FIG. 9 (a)
As shown in, the pump discharge pressure increases to P2 and the pump tilt angle decreases when climbing uphill, so the pump discharge rate decreases to Q2, and the speed is much slower than 35km / h (35km / h × Q2 / Q1), and satisfactory running performance cannot be obtained.

そこで、エンジンおよび油圧機器の仕様を定めるにあた
って、予め設定した登坂勾配で35km/hの速度が得られる
ようにすることが考えられる。このように設定すれば、
当然のことながら、平坦部走行時にも35km/hの速度がで
る。
Therefore, when determining the specifications of the engine and hydraulic equipment, it is possible to obtain a speed of 35 km / h at a preset grade. With this setting,
As a matter of course, the speed of 35km / h can be obtained even when driving on the flat part.

そこで、上述したと同様に、使用する油圧モータおよび
ミッションの仕様から、ある勾配の登坂路を35km/hで走
行するときの必要流量をQ1,必要圧力をP2(>P
1)と定めると、例えば第9図(b)のようにエンジンの
所要馬力PS2が決まり、更に、エンジンの最高回転数
N2と油圧ポンプの最大押除け容積q2とが定まり、例
えばエンジン回転数−ポンプ吐出量線図(N−Q線図)
は第11図に示すようになる、 ここで、第11図に示したN−Q線図を有する油圧式走
行駆動装置におけるエンジンの性能が第12図のように
定められているとする。第12図の回転数−馬力曲線
(N−PS曲線)からわかるように、ある勾配の登坂路
を35km/hで走行するに必要なポンプ吸収馬力をPS2と
すればその馬力はエンジン回転数N2のときに得られる
ようになっている。そして、そのときの燃料消費率〔g/
PSh〕は、回転数−燃料消費率曲線(N−g曲線)から
g2であることがわかる。しかるに、このような油圧式
走行駆動装置により平坦路を35km/hで走行する際のポン
プの吸収馬力をPS2′(<PS2)とすれば、エンジ
ンをフルスロットルのまま平坦路を走行するとそのとき
のエンジン回転数はN2′(>N2)となり、燃料消費
率がg2′(>g2)となることがわかる。すなわち、
このようなエンジンおよび油圧装置の設定では、平坦路
を35km/hで走行するにはエンジンをその燃料消費率の悪
い領域で使用することになり好ましくない。また、エン
ジンを燃料消費率の良い領域で使用するため、スロット
ルレバーを操作してエンジン回転数を下げて走行する
と、ポンプ吐出量が少なくなり、所定の速度(35km/h)
を出すことができなない。
Therefore, similar to the above, from the specifications of the hydraulic motor and the transmission to be used, the required flow rate when traveling at a certain grade uphill at 35 km / h is Q1, and the required pressure is P2 (> P).
1), the required horsepower PS2 of the engine is determined as shown in FIG. 9B, and the maximum engine speed N2 and the maximum displacement volume q2 of the hydraulic pump are determined. Pump discharge amount diagram (NQ diagram)
Is as shown in FIG. 11. Here, it is assumed that the performance of the engine in the hydraulic traveling drive system having the NQ diagram shown in FIG. 11 is determined as shown in FIG. As can be seen from the rotation speed-horsepower curve (N-PS curve) in FIG. 12, if PS2 is the pump absorption horsepower required for traveling on an uphill road having a certain slope at 35 km / h, the horsepower will be the engine rotation speed N2. You can get it at the time of. And the fuel consumption rate at that time [g /
It can be seen from the rotational speed-fuel consumption rate curve (N-g curve) that PSh] is g2. However, if PS2 '(<PS2) is the absorption horsepower of the pump when traveling on a flat road at 35 km / h with such a hydraulic traveling drive device, when the engine travels on a flat road with full throttle, It can be seen that the engine speed of the engine is N2 '(> N2) and the fuel consumption rate is g2'(> g2). That is,
With such engine and hydraulic system settings, running on a flat road at 35 km / h is not preferable because the engine is used in a region with a low fuel consumption rate. Also, because the engine is used in a region where the fuel consumption rate is high, when the throttle lever is operated and the engine speed is lowered, the pump discharge amount decreases and the specified speed (35km / h)
I can't put out.

また、走行油圧駆動装置を備えたホイール式油圧ショベ
ルにおいては、上述したように上部施回体に搭載した単
一のエンジンおよび単一の油圧ポンプを用いて、掘削用
アクチュエータおよび走行用の油圧モータを駆動してい
るが、登坂走行時の油圧ポンプの所要吸収馬力PS2は
掘削時の油圧ポンプの所要吸収馬力PS3に比べてかな
り大きい。
Further, in a wheel type hydraulic excavator equipped with a traveling hydraulic drive device, as described above, a single engine and a single hydraulic pump mounted on the upper rotating body are used to provide an excavation actuator and a traveling hydraulic motor. However, the required absorption horsepower PS2 of the hydraulic pump when traveling uphill is considerably larger than the required absorption horsepower PS3 of the hydraulic pump during excavation.

従って、第12図に示した特性を有するエンジンにおい
て、エンジン最高回転数N2のスロットルレバー位置で
掘削作業を行なう場合、油圧ポンプの所要吸収馬力をP
S3(<PS2)とすれば、エンジン回転数がN3と増
加し燃料消費率がg3(>g2)となってしまう。スロ
ットルレバーを操作してエンジン回転数を下げればポン
プ吐出量が低下してしまい作業速度が遅くなってしま
う。
Therefore, in the engine having the characteristics shown in FIG. 12, when excavating work at the throttle lever position of the maximum engine speed N2, the required absorption horsepower of the hydraulic pump is P
If S3 (<PS2), the engine speed increases to N3 and the fuel consumption rate becomes g3 (> g2). If the engine speed is lowered by operating the throttle lever, the pump discharge amount will decrease and the work speed will slow down.

このような問題は、クローラ式油圧ショベルにおける重
負荷作業と軽負荷作業との関係においても同様である。
すなわち、重負荷作業を重視してエンジンを高馬力にセ
ットするのは軽負荷作業の面から見れば燃費,騒音,コ
スト等の点で無駄なことであり、その反面、軽負荷作業
を重視してエンジンを低馬力にセットすると、軽負荷作
業時に十分な掘削性能が得られないことになる。エンジ
ンを高馬力にセットして軽負荷作業時にエンジン回転数
を下げればポンプ吐出量が低下してしまい、所望の作業
速度が得られない。ホイールローダ等、作業負荷が大き
く変化するその他の建設機械にも同様な問題がある。
Such a problem also applies to the relationship between heavy load work and light load work in the crawler hydraulic excavator.
In other words, setting the engine to high horsepower with an emphasis on heavy load work is wasteful from the viewpoint of light load work in terms of fuel consumption, noise, cost, etc. On the other hand, placing importance on light load work. If the engine is set to low horsepower, sufficient excavation performance will not be obtained during light load work. If the engine is set to high horsepower and the engine speed is lowered during light load work, the pump discharge amount will decrease, and the desired work speed cannot be obtained. Similar problems occur in other construction machines such as wheel loaders where the work load changes greatly.

そこで本出願人は先に、特願昭60-239897号の明細書に
おいて、上述した問題を解決した油圧制御装置を提案し
た。
Therefore, the present applicant previously proposed a hydraulic control device that solves the above-mentioned problems in the specification of Japanese Patent Application No. 60-239897.

すなわち、その油圧制御装置では、原動機および油圧ポ
ンプを少なくとも2種類のモードで運転できるように
し、より負荷の大きい運転モード(以下、パワーモード
と呼ぶ)ではポンプ最大押除け容積を小さく設定すると
ともに原動機をより大きい回転数域で運転できるように
し、負荷の小さい運転モード(以下、エコノミーモード
と呼ぶ)ではポンプ最大押除け容積を大きくするととも
に原動機の最高回転数をより小さいある値で制限するよ
うにしている。第14図のN−Q線図により詳述すれ
ば、パワーモード選択時には、油圧ポンプの最大押除け
容積を小さい値qに設定し原動機はその最高回転数N
で運転可能とされ、エコノミーモード選択時には、油
圧ポンプの最大押除け容積を大きい値qに設定し原動
機はNより小さい回転数Nで制限している。そし
て、パワーモード選択時における原動機回転数N〜N
の領域の油圧ポンプの吐出流量Qを、エコノミーモ
ード選択時における原動機回転数Nにおける油圧ポン
プの吐出流量Qと略等しくしている。
That is, in the hydraulic control device, the prime mover and the hydraulic pump can be operated in at least two types of modes, and in the operation mode with a larger load (hereinafter referred to as the power mode), the pump maximum displacement volume is set small and the prime mover is set. Is operated in a higher rotational speed range, and in the operation mode with a light load (hereinafter referred to as economy mode), the maximum displacement of the pump is increased and the maximum rotational speed of the prime mover is limited to a certain smaller value. ing. More specifically, referring to the NQ diagram in FIG. 14, when the power mode is selected, the maximum displacement of the hydraulic pump is set to a small value q P , and the prime mover has its maximum rotation speed N P.
When the economy mode is selected, the maximum displacement of the hydraulic pump is set to a large value q E , and the prime mover is limited to a rotational speed N E smaller than N P. Then, the engine speed N E to N when the power mode is selected
The discharge flow rate Q 0 of the hydraulic pump in the region P is set to be substantially equal to the discharge flow rate Q 0 of the hydraulic pump at the prime mover rotation speed N E when the economy mode is selected.

C.発明が解決しようとする問題点 しかしながら、上述した特願昭60-239897号明細書にお
いて提案された油圧制御装置には次のような問題があ
る。
C. Problems to be Solved by the Invention However, the hydraulic control device proposed in Japanese Patent Application No. 60-239897 mentioned above has the following problems.

すなわち、パワーモード時と、エコノミーモード時の原
動機回転数の制御方法は、最高回転数を制限する方法が
とられているので、原動機の回転数がNより低い領域
では、モードを切換えても回転数を制御することができ
ない。一方、最大押除け容積は切換えられるため、パワ
ーモードからエコノミーモードに切換えると、油圧ポン
プの吐出流量Qが増加して作業速度が変化して運転性能
に悪影響を及ぼすおそれがある。その反対にエコノミー
モードからパワーモードに切換える場合には吐出油流量
Qが減少してしまう。
That is, the time of the power mode, the control method of the motor speed during economy mode, because a method of limiting the maximum rotational speed is taken, in the region speed is lower than N E of the engine, even if switched mode The speed cannot be controlled. On the other hand, since the maximum displacement volume can be switched, when switching from the power mode to the economy mode, the discharge flow rate Q of the hydraulic pump increases, the work speed changes, and the operating performance may be adversely affected. On the contrary, when switching from the economy mode to the power mode, the discharge oil flow rate Q decreases.

本発明の目的は、負荷に適した出力馬力を得るため、油
圧ポンプの流量を大きく変動させないように負荷に応じ
て原動機回転数と押除け容積を設定するようにした建築
機械の油圧制御装置を提供することにある。
An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for a construction machine that sets a prime mover rotation speed and a displacement volume according to a load so as not to largely change the flow rate of a hydraulic pump in order to obtain an output horsepower suitable for the load. To provide.

D.問題点を解決するための手段 このような目的を達成するため本発明は、原動機と、当
該原動機の回転数を変更するための操作手段と、前記原
動機によって駆動される可変容量形油圧ポンプと、当該
可変容量形油圧ポンプからの吐出油により駆動される油
圧アクチュエータと、前記油圧アクチュエータの負荷を
検出する検出手段と、前記検出された負荷が所定値を越
えた時には、前記操作手段の操作に基づいて回転してい
る原動機の回転数を所定量だけ増加させる回転数設定手
段と、前記検出された負荷が所定値を越えた時には、前
記押除け容積を所定量だけ低減する押除け容積設定手段
とを具備する。
D. Means for Solving the Problems To achieve such an object, the present invention provides a prime mover, operating means for changing the rotation speed of the prime mover, a variable displacement hydraulic pump driven by the prime mover, A hydraulic actuator driven by the oil discharged from the variable displacement hydraulic pump, a detection unit for detecting the load of the hydraulic actuator, and when the detected load exceeds a predetermined value, based on the operation of the operation unit. Rotation speed setting means for increasing the rotation speed of the rotating prime mover by a predetermined amount, and displacement volume setting means for reducing the displacement volume by a predetermined amount when the detected load exceeds a predetermined value. It is equipped with.

特許請求の範囲第1項に記載の装置において、前記回転
数設定手段および前記押除け容積設定手段でそれぞれ設
定された押除け容積および原動機回転数で決定される油
圧ポンプの吐出流量が原動機の高回転域で略一定となる
ように、前記各設定手段は原動機回転数および最大押除
け容積を設定するのが好ましい。
In the device according to claim 1, the discharge flow rate of the hydraulic pump, which is determined by the displacement volume and the prime mover rotation speed set by the rotation speed setting means and the displacement volume setting means, respectively, is higher than that of the prime mover. It is preferable that each of the setting means sets the number of revolutions of the prime mover and the maximum displacement to be substantially constant in the rotation range.

また、特許請求の範囲第2項に記載の装置において、前
記原動機回転数が最高値のときには、検出された負荷が
前記所定値を越えていても下回っていても、前記油圧ポ
ンプの吐出流量が等しくなるように、前記回転数設定手
段と押除け容積設定手段は前記原動機回転数および最大
押除け容積を設定するのが好ましい。
Further, in the device according to claim 2, when the prime mover rotation speed is the maximum value, the discharge flow rate of the hydraulic pump is equal to or smaller than the detected load, whether the detected load exceeds or falls below the predetermined value. It is preferable that the rotation speed setting means and the displacement volume setting means set the prime mover rotation speed and the maximum displacement volume so that they are equal to each other.

さらに、特許請求の範囲第1項〜第3項のいずれかの項
に記載の装置において、前記検出された負荷に応答して
行なわれる原動機回転数および押除け容積の変更を遅延
時間をもって行なうようにすることもできる。
Further, in the device according to any one of claims 1 to 3, the change of the prime mover rotational speed and the displacement volume in response to the detected load is performed with a delay time. You can also

E.作用 操作手段の操作にしたがって設定された原動機回転数
は、回転数設定手段の制御によより、検出された負荷が
所定値以上のときは所定量だけ高く設定される。その
際、可変容量形油圧ポンプの押除け容積は、押除け容積
設定手段の制御により、所定量だけ小さく設定される。
このため、変動する負荷に適して原動機回転数を増減す
る際に、可変容量形油圧ポンプの吐出流量が大きく変動
することがない。
E. The prime mover rotation speed set in accordance with the operation of the operation operation means is set higher by a predetermined amount when the detected load is equal to or higher than a predetermined value under the control of the rotation speed setting means. At that time, the displacement volume of the variable displacement hydraulic pump is set smaller by a predetermined amount by the control of the displacement volume setting means.
Therefore, the discharge flow rate of the variable displacement hydraulic pump does not fluctuate significantly when the engine speed is increased or decreased in accordance with the fluctuating load.

F.実施例 第1図は本発明の一実施例を示し、原動機を構成するエ
ンジン11により駆動される可変容量形油圧ポンプ13
の吐出ポートは、コントロールバルブ15を介して、走
行油圧モータ,掘削用シリンダ(第8図の油圧シリンダ
4〜6),施回モータを含むアクチュエータ19に接続
されている。コントロールバルブ15は走行操作レバー
(不図示)および掘削操作レバー(不図示)により切換
制御される。
F. Embodiment FIG. 1 shows an embodiment of the present invention, which is a variable displacement hydraulic pump 13 driven by an engine 11 which constitutes a prime mover.
The discharge port of is connected to the actuator 19 including the traveling hydraulic motor, the excavating cylinders (hydraulic cylinders 4 to 6 in FIG. 8), and the turning motor via the control valve 15. The control valve 15 is switch-controlled by a traveling operation lever (not shown) and an excavation operation lever (not shown).

可変容量形油圧ポンプ13の吐出流量は、ポンプレギュ
レータによって回路圧力に従い例えば第5図のP−Q線
図のように制御されるが、その最大押除け容積は、最大
押除け容積設定手段を構成する最大傾転角設定装置21
により可変とされている。その設定装置21は油圧シリ
ンダ211を有し、その伸縮によりポンプ1回転あたり
の最大押除け容積が2段階に切換制御される。この油圧
シリンダ211は電磁弁23を介して圧力源70および
タンク26に接続されている。
The discharge flow rate of the variable displacement hydraulic pump 13 is controlled by the pump regulator according to the circuit pressure, for example, as shown in the PQ diagram of FIG. 5, and its maximum displacement volume constitutes maximum displacement volume setting means. Maximum tilt angle setting device 21
It is variable by. The setting device 21 has a hydraulic cylinder 211, and the expansion / contraction of the hydraulic cylinder 211 controls the maximum displacement per rotation of the pump in two stages. The hydraulic cylinder 211 is connected to the pressure source 70 and the tank 26 via the solenoid valve 23.

また、25は回転数設定手段を構成する装置であり、第
2図(a)〜(c)に示すように、運転席内に設けられたエン
ジンコントロールレバー32とエンジン11のガバナス
ロットルレバー33との間の中間レバー35と一体に構
成されている。なお、エンジンコントロールレバー3
2,ガバナスロットルレバー33、中間レバー35,2
52により回転数制御手段が構成される。第2図(a)を
参照するに、エンジンコントロールレバー32は運転席
内のコンソールボックス37に軸支され、車両の所定の
部位に軸支された第1の中間レバー35の一方の端部に
プッシュプルケーブル39を介して連結されている。第
1の中間レバー35は略「く」の字に形成され、他端に
油圧シリンダ251が固着されている。第1の中間レバ
ー35と同軸で第2の中間レバー252が軸支され、そ
の第2の中間レバー252には、油圧シリンダ251を
介して第1の中間レバー35の回動が伝達される。そし
て、第2の中間レバー252はガバナスロットルレバー
33とプッシュプルケーブル41を介して連結されてい
る。ここで、油圧シリンダ251と中間レバー252に
より回転数設定手段が構成され、油圧シリンダ251は
電磁弁27を介して油圧源70とタンク26に接続され
ている。
Further, reference numeral 25 is a device constituting a rotation speed setting means, and as shown in FIGS. 2 (a) to (c), an engine control lever 32 provided in a driver's seat and a governor throttle lever 33 of the engine 11 are provided. And the intermediate lever 35 between them. The engine control lever 3
2, governor throttle lever 33, intermediate lever 35, 2
The rotation speed control means is constituted by 52. Referring to FIG. 2 (a), the engine control lever 32 is pivotally supported by the console box 37 in the driver's seat, and is attached to one end of the first intermediate lever 35 pivotally supported at a predetermined portion of the vehicle. They are connected via a push-pull cable 39. The first intermediate lever 35 is formed in a substantially V shape, and the hydraulic cylinder 251 is fixed to the other end. A second intermediate lever 252 is pivotally supported coaxially with the first intermediate lever 35, and the rotation of the first intermediate lever 35 is transmitted to the second intermediate lever 252 via a hydraulic cylinder 251. The second intermediate lever 252 is connected to the governor throttle lever 33 via the push-pull cable 41. Here, the hydraulic cylinder 251 and the intermediate lever 252 constitute a rotation speed setting means, and the hydraulic cylinder 251 is connected to the hydraulic power source 70 and the tank 26 via the electromagnetic valve 27.

第2図(a)は、エンジンコントロールレバー32がオフ
位置にあり、かつ油圧シリンダ251が縮小している場
合を示し、このときエンジン11は停止している。油圧
シリンダ251が伸長しても第2の中間レバー252は
回動しない。第2図(b)は、エンジンコントロールレバ
ー32が最大位置まで操作され、かつ油圧シリンダ25
1が縮小している場合を示し、このときエンジン11は
回転数Nで回転する。第2図(c)は第2図(b)の状態か
ら油圧シリンダ251を伸長した場合を示し、油圧シリ
ンダ251が伸長した分だけ第2の中間レバー252が
回動して最高回転数Nでエンジンが回転する。
FIG. 2A shows a case where the engine control lever 32 is in the off position and the hydraulic cylinder 251 is contracted, and the engine 11 is stopped at this time. Even if the hydraulic cylinder 251 extends, the second intermediate lever 252 does not rotate. 2 (b) shows that the engine control lever 32 is operated to the maximum position and the hydraulic cylinder 25
1 shows the case where 1 is reduced, and at this time, the engine 11 rotates at the rotation speed N E. FIG. 2 (c) shows a case where the hydraulic cylinder 251 is extended from the state of FIG. 2 (b), and the second intermediate lever 252 rotates by the amount of extension of the hydraulic cylinder 251 and the maximum rotation speed N P Then the engine rotates.

第3図を参照して、エンジンコントロールレバー32の
操作量とエンジン回転数および油圧ポンプの吐出流量に
ついて詳述する。
The operation amount of the engine control lever 32, the engine speed, and the discharge flow rate of the hydraulic pump will be described in detail with reference to FIG.

油圧シリンダ251を縮小したエコノミーモードにおい
ては、エンジンコントロールレバー32を図示「オフ
E」の位置にするとエンジンが停止するようにされてい
る。そして、その「オフE」位置におけるエンジン回転
数を零と考えれば、「オフE」位置から最大位置(第2
図(b)参照)までエンジンコントロールレバー32を操
作することにより、エンジン回転数を零からNまで制
御できる。また、このときポンプ押除け容積がqで一
定とすれば、一点鎖線Eで示す如く油圧ポンプ吐出流量
を零からQまで制御できることになる。なお、第2図
(a)は、エンジンコントロールレバー32が「オフP」
の位置にある状態が示されているが、第2図(a)および
第3図からわかる通り、油圧シリンダ251が縮小され
ている状態では、「オフE」から「オフP」までの範囲
はエンジンコントロールレバー32の遊びとなる。
In the economy mode in which the hydraulic cylinder 251 is contracted, the engine is stopped when the engine control lever 32 is set to the "OFF E" position in the figure. Then, if the engine speed at the “OFF E” position is considered to be zero, the maximum position (second
The engine speed can be controlled from zero to N E by operating the engine control lever 32 up to (b) in FIG. At this time, if the pump displacement volume is constant at q E , the hydraulic pump discharge flow rate can be controlled from 0 to Q 0 as shown by the chain line E. In addition, FIG.
(a) shows that the engine control lever 32 is "off P".
However, as can be seen from FIGS. 2 (a) and 3, the range from "OFF E" to "OFF P" is in the state where the hydraulic cylinder 251 is contracted. It becomes the play of the engine control lever 32.

油圧シリンダ251を伸長させたパワーモードにおいて
は、エンジンコントロールレバー32を第3図の「オフ
P」の位置にすると原動機が停止するようにされてい
る。そして、その「オフP」位置におけるエンジン回転
数を零と考えれば、「オフP」位置から最大位置(第2
図(c)参照)までエンジンコントロールレバー32を操
作することにより、エンジン回転数を零からNまで制
御できる。また、このとき、ポンプ押除け容積がq
一定とすれば、実線Pで示す如く油圧ポンプ吐出流量を
零からQまで制御できることになる。
In the power mode in which the hydraulic cylinder 251 is extended, the engine is stopped when the engine control lever 32 is set to the "OFF P" position in FIG. Then, if the engine speed at the “OFF P” position is considered to be zero, the maximum position (second
By operating the engine control lever 32 to FIG. (C) refer), capable of controlling the engine rotational speed from zero to N P. At this time, if the pump displacement volume is constant at q P , the hydraulic pump discharge flow rate can be controlled from 0 to Q 0 as shown by the solid line P.

ここで、エンジン回転数Nは、ポンプの傾転角に対応
して必要最小馬力で平坦路走行時に35km/hが得られるよ
うに定められるもので、エンジンの軽負荷に適した回転
数である。また、エンジン最高回転数Nは、ポンプの
傾転角に対応して必要最小馬力で所望の勾配における登
坂路走行時に35km/hが得られるように定められるもの
で、エンジンの重負荷に適した回転数である。
Here, the engine speed N E is determined so that 35 km / h can be obtained when traveling on a flat road with a minimum required horsepower corresponding to the tilt angle of the pump, and is a speed suitable for a light load of the engine. is there. Further, the maximum engine speed N P is determined so that 35 km / h can be obtained when traveling on an uphill road at a desired gradient with a minimum required horsepower corresponding to the tilt angle of the pump, and is suitable for a heavy load on the engine. It is the number of revolutions.

再び第1図において、符号29は例えばマイクロコンピ
ュータで構成されるコントローラで、その入力ポートに
は、モード切換スイッチ31と、負荷検出センサ22
と、自動制御選択スイッチ24とが接続されている。モ
ード切換スイッチ31は、パワーモード位置(P)とエコ
ノミーモード位置(E)とに切換え可能なスイッチで、例
えばトグルスイッチを用いることができる。
In FIG. 1 again, reference numeral 29 is a controller composed of, for example, a microcomputer, and the input port thereof has a mode selector switch 31 and a load detection sensor 22.
And the automatic control selection switch 24 are connected. The mode switch 31 is a switch that can switch between the power mode position (P) and the economy mode position (E), and for example, a toggle switch can be used.

検出手段を構成する負荷検出センサ22は、アクチュエ
ータ19の負荷を検出するものであり、自動制御選択ス
イッチ24は、パワーモード運転とエコノミーモード運
転との切換を、モード切換スイッチ31の手動切換えに
より行う手動位置と、センサ22で検出された負荷に応
じて自動的に切換える自動位置とにに切換えられる。そ
して、コントローラ29の出力ポートには、最大傾転角
設定用油圧シリンダ211に接続された電磁弁23と、
エンジン回転数増減用油圧シリンダ251に接続された
電磁弁27とが接続されている。電磁弁23および27
は、第6図に示すプログラムに従って切換制御される。
The load detection sensor 22 constituting the detection means detects the load of the actuator 19, and the automatic control selection switch 24 switches between the power mode operation and the economy mode operation by manually switching the mode switch 31. It is switched between a manual position and an automatic position which is automatically switched according to the load detected by the sensor 22. Then, at the output port of the controller 29, the solenoid valve 23 connected to the maximum tilt angle setting hydraulic cylinder 211,
An electromagnetic valve 27 connected to the engine speed increasing / decreasing hydraulic cylinder 251 is connected. Solenoid valves 23 and 27
Are switched according to the program shown in FIG.

第6図において、手順S1において、センサ22、スイ
ッチ24,31の信号を読み込み、手順S2において、
スイッチ24が手動位置か自動位置かを判断する。手動
位置ならば手順S3において、スイッチ31がパワーモ
ード位置かエコノミーモード位置かを判断する。パワー
モード位置ならば手順S4において、電磁弁23,27
を共にオン(励磁)する。エコノミーモード位置ならば
手順S5において、電磁弁23,27を共にオフ(消
磁)する。一方、スイッチ24が自動位置ならば、手順
S6において、検出負荷が所定値以上か否かを判断し、
所定値以上ならば手順S4に進み、所定値未満ならば手
順S5に進む。
In FIG. 6, in step S1, the signals of the sensor 22 and the switches 24, 31 are read, and in step S2,
It is determined whether the switch 24 is in the manual position or the automatic position. If it is the manual position, it is determined in step S3 whether the switch 31 is in the power mode position or the economy mode position. If it is in the power mode position, in step S4, the solenoid valves 23, 27
Are both turned on (excited). If it is in the economy mode position, both solenoid valves 23 and 27 are turned off (demagnetized) in step S5. On the other hand, if the switch 24 is in the automatic position, in step S6 it is determined whether the detected load is equal to or greater than a predetermined value,
If it is greater than or equal to the predetermined value, the process proceeds to step S4, and if it is less than the predetermined value, the process proceeds to step S5.

このように構成された本実施例の作用について以下に説
明する。
The operation of the present embodiment configured as described above will be described below.

(1)パワーモード位置 モード切換スイッチ31がパワーモード位置に切換えら
れているとき、または、モード切換の自動制御が選択さ
れて検出負荷が所定値以上のときに、電磁弁23が励磁
されて油圧シリンダ211が圧力源24と接続され、こ
れにより図示の最大傾転角設定装置21が働いて最大傾
転角が押除け容積q相当に設定される。このときエン
ジン回転数増減用電磁弁27も励磁されて油圧シリンダ
251が伸長しているので、運転席のエンジンコントロ
ールレバー32を一杯に引けば、第2図(c)に示すよう
に第2の中間レバー252を介してエンジンを最高回転
数Nまで回転させることができる。
(1) Power mode position When the mode selector switch 31 is switched to the power mode position, or when the automatic control of mode switching is selected and the detected load is equal to or greater than a predetermined value, the solenoid valve 23 is excited and the hydraulic pressure is increased. The cylinder 211 is connected to the pressure source 24, whereby the illustrated maximum tilt angle setting device 21 operates and the maximum tilt angle is set to the displacement volume q P. At this time, the electromagnetic valve 27 for increasing / decreasing the engine speed is also excited and the hydraulic cylinder 251 is expanded. Therefore, if the engine control lever 32 at the driver's seat is fully pulled, the second cylinder as shown in FIG. The engine can be rotated up to the maximum rotation speed N P via the intermediate lever 252.

従って、低圧領域(圧力P2以下:第5図参照)で油圧
ポンプ13の傾転角がパワーモード時の最大値となり押
除け容積がqとなっている限りにおいては、第4図に
実線で示すように、エンジン回転数の増加に比例してポ
ンプ吐出流量が増加し、エンジン最高回転数Nでは最
大吐出流量Qが得られる。この場合、エンジン回転数
におけるポンプのP−Q線図は第5図に実線Pで示
すようになる。
Therefore, as long as the tilt angle of the hydraulic pump 13 becomes the maximum value in the power mode and the displacement volume is q P in the low pressure region (pressure P2 or less: see FIG. 5), the solid line in FIG. As shown, the pump discharge flow rate increases in proportion to the increase of the engine speed, and the maximum discharge flow rate Q 0 is obtained at the maximum engine speed N P. In this case, the PQ diagram of the pump at the engine speed N P is as shown by the solid line P in FIG.

(2)エコノミーモード運転 モード切換スイッチ31がエコノミーモード位置に切換
えられているとき、またはモード切換の自動制御が選択
されて検出負荷が所定値未満のときに、電磁弁23は消
磁され、油圧シリンダ211がタンク26と接続され、
これにより図示の最大傾転角設定装置21が働いて最大
傾転角が押除け容積q相当(>q)に設定される。
このとき電磁弁27は消磁されて油圧シリンダ251が
縮小しているので、運転席のエンジンコントロールレバ
ー32を一杯に引いても、第2図(b)に示すように第2
の中間レバー252の回動が油圧シリンダ251の縮小
分だけ少ないのでエンジン最高回転数がN(<N
で制限される。
(2) Economy mode operation When the mode selector switch 31 is switched to the economy mode position or when the automatic control of mode switching is selected and the detected load is less than the predetermined value, the solenoid valve 23 is demagnetized and the hydraulic cylinder is deactivated. 211 is connected to the tank 26,
As a result, the maximum tilt angle setting device 21 shown operates to set the maximum tilt angle to the displacement volume q E (> q P ).
At this time, the solenoid valve 27 is demagnetized and the hydraulic cylinder 251 is contracted. Therefore, even if the engine control lever 32 in the driver's seat is fully pulled, as shown in FIG.
Since the rotation of the intermediate lever 252 is reduced by the reduction of the hydraulic cylinder 251, the maximum engine speed is N E (<N P ).
Limited by.

従って、低圧領域(圧力P1以下:第5図参照)で油圧
ポンプ13の傾転角がエコノミーモード時の最大値とな
り押除け容積がqとなっている限りにおいては、第4
図に一点鎖線Eで示すように、エンジン回転数の増加に
比例してポンプ吐出流量が増加し、エンジン最高回転数
では最大吐出流量Qが得られる。この場合エンジ
ン回転数NにおけるポンプのP−Q線図は第5図に一
点鎖線Eで示すようになる。
Therefore, as long as the tilt angle of the hydraulic pump 13 becomes the maximum value in the economy mode in the low pressure region (pressure P1 or less: see FIG. 5) and the displacement volume is q E ,
As indicated by the one-dot chain line E in the figure, the pump discharge flow rate increases in proportion to the increase in the engine speed, and the maximum discharge flow rate Q 0 is obtained at the maximum engine speed N E. In this case, the PQ diagram of the pump at the engine speed N E is shown by the one-dot chain line E in FIG.

なお、第5図に破線で示す曲線は、最大押除け容積q
に切換えたときに仮にエンジン最高回転数がNまで上
昇した場合のP−Q線図を示している。
The curve shown by the broken line in FIG. 5 is the maximum displacement volume q E
9 shows a PQ diagram when the maximum engine speed rises to N P when switching to.

(3)モード切換運転 パワーモード運転時にモード切換スイッチ31をエコノ
ミーモード位置に切換えると、あるいはモード切換の自
動制御が選択されていて所定値以上のアクチュエータ負
荷が所定値未満になると、電磁弁23,27が消磁され
る。これにより油圧シリンダ211が縮小して油圧ポン
プ13の最大傾転角が大きくなり最大押除け容積はq
となる。また、油圧シリンダ251が縮小して第2の中
間レバー252がそれに追従し、第2図(c)おいて反時
計方向に回動するのでエンジン回転数が所定値だけ減少
する。従って、エンジン回転数がどの領域にあっても、
油圧ポンプの吐出流量を略一定のまま、第4図の矢印A
に沿ってN−Q線図上でパワーモードからエコノミーモ
ードに移行される。エコノミーモードからパワーモード
への切換えもこれと逆に各機器が動作するので、エンジ
ン回転数の全領域で油圧ポンプの吐出流量を略一定のま
ま、第4図の矢印Bに沿ってN−Q線図上でエコノミー
モードからパワーモードに移行される。
(3) Mode switching operation When the mode switching switch 31 is switched to the economy mode position during the power mode operation, or when the automatic control of mode switching is selected and the actuator load of a predetermined value or more becomes less than the predetermined value, the solenoid valve 23, 27 is demagnetized. As a result, the hydraulic cylinder 211 is reduced, the maximum tilt angle of the hydraulic pump 13 is increased, and the maximum displacement volume is q E
Becomes Further, the hydraulic cylinder 251 contracts, the second intermediate lever 252 follows it, and it rotates counterclockwise in FIG. 2 (c), so that the engine speed decreases by a predetermined value. Therefore, no matter what range the engine speed is,
While keeping the discharge flow rate of the hydraulic pump substantially constant, arrow A in FIG.
The power mode is changed to the economy mode on the NQ diagram. Conversely, when the economy mode is switched to the power mode, each device operates in reverse. Therefore, while the discharge flow rate of the hydraulic pump remains substantially constant over the entire range of engine speed, NQ along the arrow B in FIG. The economy mode is switched to the power mode on the diagram.

本実施例では、エコノミーモード時にはポンプの最大押
除け容積をq(>q)と大きくするとともにエンジ
ン最高回転数をN(<N)で制限してポンプ最大吐
出流量をQとし、これによりポンプ最大吐出流量時で
のエコノミーモードおよびパワーモードにおける走行速
度を含む作業速度を同一としている。従って、第12図
に示すように、エンジン回転数Nにおいて所要馬力P
S2′を得ることができ燃料消費率をgまで低減でき
る。一方、ポンプ吐出流量がQのときに最高速度35km
/hが出るようにすることを考えると、第5図からわかる
ように、エコノミーモードではポンプ吐出圧力がP1
(例えば平坦路走行時に必要な圧力)までは35km/hで走
行できる登坂時のようにポンプ吐出圧力がP1を越える
と35km/hは走行できないが、パワーモードではポンプ吐
出圧力がP2(例えば角度θの登坂走行時に必要な圧
力)まで35km/h走行が可能である。
In the present embodiment, in economy mode, the maximum displacement of the pump is increased to q E (> q P ), the maximum engine speed is limited to N E (<N P ), and the maximum pump discharge flow rate is set to Q o. As a result, the working speed including the traveling speed in the economy mode and the power mode at the maximum pump discharge flow rate is made the same. Therefore, as shown in FIG. 12, the required horsepower P at the engine speed N E
S2 'can be obtained and the fuel consumption rate can be reduced to g E. On the other hand, when the pump discharge flow rate is Q 0 , the maximum speed is 35 km.
Considering that / h is output, as can be seen from FIG. 5, the pump discharge pressure is P1 in economy mode.
(For example, pressure required for running on a flat road) Can run at 35km / h If the pump discharge pressure exceeds P1 as when climbing uphill, 35km / h cannot run, but in power mode the pump discharge pressure is P2 (eg It is possible to drive up to 35km / h up to the pressure required when traveling uphill at θ.

因に、従来のポンプ、例えば第11図に示すようなN−
Q線図を有するポンプにおいては、本実施例のようにエ
ンジン回転数をN2からN1まで下げてポンプ吸収馬力
を下げこれにより燃費をかせごうとする場合、ポンプ最
大押除け容積が一定であるためP−Q線図は第13図の
破線のようになり、ポンプ吐出量がQまで低下してし
まい所定の速度を得ることができない。
By the way, a conventional pump, for example, N- as shown in FIG.
In the pump having the Q diagram, when the engine speed is reduced from N2 to N1 to reduce the pump absorption horsepower to increase fuel consumption as in this embodiment, the maximum displacement volume of the pump is constant. The P-Q diagram is as shown by the broken line in FIG. 13, and the pump discharge amount decreases to Q 1 and a predetermined speed cannot be obtained.

第6図のプログラムによる自動モード切換運転において
は、アクチュエータの負荷が基準値近傍で変動するとハ
ンチングを起こすおそれがある。第7図はかかるハンチ
ングを防止するためのプログラムである。
In the automatic mode switching operation by the program of FIG. 6, hunting may occur if the load of the actuator fluctuates in the vicinity of the reference value. FIG. 7 shows a program for preventing such hunting.

第7図においては、アクチュエータの負荷変動に応じて
電磁弁23,27を切換制御したときには、所定時間経
過するまでは負荷変動に係わりなくその状態を保持し、
これによりハンチングが防止される。すなわち、手順S
9,10において、電磁弁切換後の時間tが所定時間T
a,Tbを越えたか否かを判断して、肯定判断されたと
きにだけその手順を抜けるようにしている。
In FIG. 7, when the solenoid valves 23 and 27 are switch-controlled according to the load change of the actuator, the state is maintained regardless of the load change until a predetermined time elapses.
This prevents hunting. That is, the procedure S
In 9 and 10, the time t after switching the solenoid valve is the predetermined time T
It is determined whether or not a and Tb have been exceeded, and the procedure is exited only when an affirmative determination is made.

以上の説明においては、各モードにおけるポンプ最大吐
出流量Q(=q×N=q×N)が等しくなる
ようにq,N,q,Nを設定したが、両者は略
等しければ同一でなくてもよく、その目安としては、各
モードにおける最大走行速度が30km/h〜35km/hとなる程
度に異なっていてもよい。また、以上の説明では、ポン
プの最大傾転角およびエンジン回転数の増減を油圧シリ
ンダにより制御したが、電磁式のものを用いてもよい。
更に、リニアレノイドを用いたり複数の油圧シリンダを
用いて3段階以上に最大傾転角を設定できるようにし、
それに応じてエンジン回転数の増減を制御してもよく、
この場合には、種々のエンジン負荷に最適となるように
エンジンおよび油圧装置を設定して、より一層の燃費の
向上が図れる。また、エンジンに代え電動機により油圧
ポンプ13を駆動する場合も本発明を適用できる。更に
電子制御ガバナを用いて燃料噴射量を増減することによ
りエンジン回転数を増減してもよい。この場合、油圧シ
リンダ251および第2の中間レバー252が不用とな
る。更にまた、以上ではホイール式油圧ショベルについ
て説明したが負荷変動の大きいその他の建設機械にも適
用できる。
In the above description, q P , N P , q E , and N E are set so that the pump maximum discharge flow rate Q 0 (= q P × N P = q E × N E ) in each mode is equal. The two do not have to be the same as long as they are substantially equal, and as a guideline, they may differ so that the maximum traveling speed in each mode is 30 km / h to 35 km / h. Further, in the above description, the maximum tilt angle of the pump and the increase / decrease in the engine speed are controlled by the hydraulic cylinder, but an electromagnetic type may be used.
Furthermore, it is possible to set the maximum tilt angle in three or more stages using linear renoid or using multiple hydraulic cylinders.
You may control the increase and decrease of the engine speed according to it,
In this case, the engine and the hydraulic system are set so as to be optimal for various engine loads, and fuel efficiency can be further improved. The present invention can also be applied to the case where the hydraulic pump 13 is driven by an electric motor instead of the engine. Further, the engine speed may be increased or decreased by increasing or decreasing the fuel injection amount using the electronically controlled governor. In this case, the hydraulic cylinder 251 and the second intermediate lever 252 are unnecessary. Furthermore, although the wheel type hydraulic excavator has been described above, the present invention can be applied to other construction machines having large load fluctuations.

G.発明の効果 本発明によれば、操作手段の操作にしたがって設定され
た原動機回転数を、検出された負荷が所定値を越えると
きに所定量だけ高く設定するとともに、可変容量形油圧
ポンプの押除け容積を小さく設定するようにしたので、
変動する負荷に適して原動機回転数を増減させるように
しても、可変容量形油圧ポンプの吐出流量が大きく変動
することがなく、これによりアクチュエータの速度も変
動せず、運転性能が向上する。
G. According to the present invention, the engine speed set according to the operation of the operating means is set higher by a predetermined amount when the detected load exceeds a predetermined value, and the displacement of the variable displacement hydraulic pump is removed. Since the volume is set small,
Even if the prime mover rotational speed is increased or decreased in accordance with the fluctuating load, the discharge flow rate of the variable displacement hydraulic pump does not fluctuate significantly, so that the speed of the actuator does not fluctuate and the operating performance improves.

また、負荷の大小をオペレータが判断して、たとえばH
モードやEモードを選択する場合に比べて、自動的に負
荷に適した原動機回転数と押除け容積に設定されるか
ら、モード切換を忘れても確実に負荷に適した運転が可
能となる。
In addition, the operator judges the magnitude of the load and, for example, H
Compared to the case of selecting the mode or the E mode, the prime mover rotation speed and the displacement volume suitable for the load are automatically set, so that the operation suitable for the load can be surely performed even if the mode switching is forgotten.

【図面の簡単な説明】 第1図は本発明の一実施例を示すブロック図、第2図
(a)〜(c)はエンジン回転数制御装置および増減装置の一
例を示す正面図であり、第2図(a)はエンジンコントロ
ールレバーがオフ位置の状態、第2図(b)はエコノミー
モード下でエンジンコントロールレバーを最大位置まで
操作した状態、第2図(c)はパワーモード下でエンジン
コントロールレバーを最大位置まで操作した状態を示
し、第3図はエンジンコントロールレバーの操作量とポ
ンプ吐出量およびエンジン回転数との関係を示すグラ
フ、第4図は本実施例におけるエンジン回転数Nとポン
プ吐出量Qとの関係を示すグラフ、第5図は本実施例に
おけるポンプのP−Q線図を示す図、第6図は回転数お
よび最大押除け容積を制御する手順例を示すフローチャ
ート、第7図はその別の例を示すフローチャート、第8
図はホイール式油圧ショベルの一例を示す側面図、第9
図(a),(b)は従来のP−Q線図の2例を示す図、第10
図および第11図は従来のホイール式油圧ショベルにお
けるエンジン回転数Nとポンプ吐出流量Qとの関係をそ
れぞれ示すグラフ、第12図はエンジン性能曲線を示す
図、第13図は従来のホイール式油圧ショベルのポンプ
におけるP−Q線図を示す図、第14図は先に提案した
油圧制御装置のN−Q線図である。 1:走行輪、2:下部走行体 3:上部施回体 4〜9:掘削用アタッチメント 11:エンジン 13:可変容量形油圧ポンプ 15:コントロールバルブ 19:アクチュエータ 21:最大傾転角設定装置 22:負荷検出センサ、23,27:電磁弁 24:自動制御選択スイッチ 25:回転数増減装置、29:コントローラ 31:モード切換スイッチ 32:エンジンコントロールレバー 35:中間レバー 211:最大傾転角設定用油圧シリンダ 251:油圧シリンダ、252:中間レバー
BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a block diagram showing an embodiment of the present invention, and FIG.
(a)-(c) is a front view showing an example of an engine speed control device and an increasing / decreasing device, FIG. 2 (a) is a state in which the engine control lever is in the off position, and FIG. 2 (b) is an economy mode. Fig. 2 (c) shows the engine control lever operated to the maximum position under power mode, Fig. 2 (c) shows the engine control lever operated to the maximum position under power mode, and Fig. 3 shows the engine control lever operation amount and pump discharge. FIG. 4 is a graph showing the relationship between the engine speed N and the pump discharge amount Q in the present embodiment, and FIG. 5 is a PQ line of the pump in the present embodiment. FIG. 6 is a flow chart showing an example of a procedure for controlling the rotation speed and the maximum displacement, and FIG. 7 is a flow chart showing another example thereof.
The figure is a side view showing an example of a wheel-type hydraulic excavator, the ninth
10 (a) and 10 (b) are views showing two examples of the conventional PQ diagram,
11 and 11 are graphs respectively showing the relationship between the engine speed N and the pump discharge flow rate Q in a conventional wheel hydraulic excavator, FIG. 12 is a diagram showing an engine performance curve, and FIG. 13 is a conventional wheel hydraulic. The figure which shows the PQ diagram in the pump of a shovel, FIG. 14 is a NQ diagram of the hydraulic control apparatus proposed previously. 1: Running wheels 2: Lower running body 3: Upper running body 4-9: Attachment for excavation 11: Engine 13: Variable displacement hydraulic pump 15: Control valve 19: Actuator 21: Maximum tilt angle setting device 22: Load detection sensor, 23, 27: Solenoid valve 24: Automatic control selection switch 25: Rotation speed increasing / decreasing device, 29: Controller 31: Mode selection switch 32: Engine control lever 35: Intermediate lever 211: Maximum tilt angle setting hydraulic cylinder 251: Hydraulic cylinder, 252: Intermediate lever

Claims (4)

    【特許請求の範囲】[Claims]
  1. 【請求項1】原動機と、 当該原動機の回転数を変更するための操作手段と、 前記原動機によって駆動される可変容量形油圧ポンプ
    と、 当該可変容量形油圧ポンプからの吐出油により駆動され
    る油圧アクチュエータと、 前記油圧アクチュエータの負荷を検出する検出手段と、 前記検出された負荷が所定値を越えた時には、前記操作
    手段の操作に基づいて回転している原動機の回転数を所
    定量だけ増加させる回転数設定手段と、 前記検出された負荷が所定値を越えた時には、前記押除
    け容積を所定量だけ低減する押除け容積設定手段とを具
    備することを特徴とする建設機械の油圧制御装置。
    1. A prime mover, operating means for changing the number of revolutions of the prime mover, a variable displacement hydraulic pump driven by the prime mover, and a hydraulic pressure driven by oil discharged from the variable displacement hydraulic pump. An actuator, a detection means for detecting the load of the hydraulic actuator, and, when the detected load exceeds a predetermined value, increases the rotation speed of the prime mover rotating based on the operation of the operation means by a predetermined amount. A hydraulic control device for a construction machine, comprising: a rotation speed setting means; and a displacement volume setting means for reducing the displacement volume by a predetermined amount when the detected load exceeds a predetermined value.
  2. 【請求項2】特許請求の範囲第1項に記載の装置におい
    て、前記回転数設定手段および前記押除け容積設定手段
    でそれぞれ設定された押除け容積および原動機回転数で
    決定される油圧ポンプの吐出流量が原動機の高回転域で
    略一定となるように原動機回転数および最大押除け容積
    が定められていることを特徴とする建設機械の油圧制御
    装置。
    2. An apparatus according to claim 1, wherein the discharge of the hydraulic pump is determined by the displacement volume and the prime mover rotational speed set by the rotation speed setting means and the displacement volume setting means, respectively. A hydraulic control device for a construction machine, wherein a prime mover rotation speed and a maximum displacement volume are set so that the flow rate is substantially constant in a high rotation range of the prime mover.
  3. 【請求項3】特許請求の範囲第2項に記載の装置におい
    て、前記原動機回転数が最高値のときには、検出された
    負荷が前記所定値を越えていても下回っていても、前記
    油圧ポンプの吐出流量が等しくなるように、前記回転数
    設定手段と押除け容積設定手段は前記原動機回転数およ
    び最大押除け容積を設定することを特徴とする建設機械
    の油圧制御装置。
    3. The device according to claim 2, wherein when the prime mover rotational speed is the maximum value, whether the detected load exceeds or falls below the predetermined value, the hydraulic pump A hydraulic control device for a construction machine, wherein the rotation speed setting means and the displacement volume setting means set the prime mover rotation speed and the maximum displacement volume so that the discharge flow rates become equal.
  4. 【請求項4】特許請求の範囲第1項〜第3項のいずれか
    の項に記載の装置において、前記検出された負荷に応答
    して行なわれる原動機回転数および押除け容積の変更を
    遅延時間をもって行なうようにしたことを特徴とする建
    設機械の油圧制御装置。
    4. The apparatus according to any one of claims 1 to 3, wherein a delay time is set for changing the engine speed and the displacement volume in response to the detected load. A hydraulic control device for a construction machine, which is characterized in that
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