WO1998006936A1

WO1998006936A1 - Unite de commande pour moteur et pompe hydraulique a cylindree variable

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Publication number: WO1998006936A1
Application number: PCT/JP1997/002768
Authority: WO
Inventors: Koichi Kawamura; Masafumi Tsuji
Original assignee: Komatsu Ltd.
Priority date: 1996-08-09
Filing date: 1997-08-07
Publication date: 1998-02-19
Also published as: JP3351799B2

Description

明細書ェンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置技術分野

本発明は、エンジン出力トルクカーブに沿つて等燃費力一ブの中心側に向かつて油圧ポンプの吸収トルクのマッチング点を移行させるェンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置に関する。背景技術

従来のエンジンおよび可変容量型油圧ポンプ（以下、油圧ポンプと言う。）の制御は、図 1 4 に示すように、エンジントルクカーブ上の定格点近辺でェンジン出力トルクとポンプの吸収トルクとのマッチング点 Aとなるように、油圧ボンプの最大吸収トルクを制御している。以下の説明において、エンジン出力トルクとポンプの吸収トルクとがマッチングする点を、マッチング点と言う。

ここで、油圧ポンプの吸収トルクを T、ポンプの吐出圧を Ρ、油圧ポンプの 1 回転当たり吐出流量を Q ( c c / r ev) , 定数を K 1 としたときの油圧ポンプの吸収卜ルク Tは下記の式で求められる。

T = K 1 · P · q

このようであるので、図 1 8 に示すように、ポンプの吐出圧 Pに対して、ボンプ吸収卜ルク Tが図 1 4 に示すマッチング点 Aのトルクを超えないように、油圧ポンプ 1 回転当たりの吐出流量 Q ( cc/rev)、即ち油圧ポンプの傾転角が制御される。油圧ポンプの効率？？は、図 1 5 に示すように、油圧ポンプの傾転角が大きいほど良い。このため、ポンプの吐出圧 Pが高く、油圧ポンプ 1 回転当たりの吐出流量 Q ( c c/ r ev)が、最大吐出流量 Q max より小さい状態でマッチングしているときは油圧ポンプの効率；？が低下する。一方、図 1 6 に示す、エンジンの等燃費力 —ブ ε は、中心に近づくほど低燃費領域を示しており、通常エンジンの燃費効率は定格出力点よりもェンジン回転数が低い方が良い。

ここで、エンジンの回転数を N、油圧ポンプ 1回転当たりの吐出流量 q (cc/re v)、定数 K2 としたときの油圧ポンプの吐出流量 Qは下記の式で求められる。

Q = K2 · q · N

したがって、同じ吐出流量 Qを得るためには、 Q · N =—定であるようにしてなるべく qを大きく、 Nを小さくする方が効率が良い。

しかしながら、 Τ = Κ1 · Ρ · (ΐであるから c]を大きくすると油圧ポンプの吸収トルク Τがエンジンの出力トルクを超えてしまいエンジン回転の大幅ダウンやエンストが発生する。

これらの問題を解決する技術として、日本特開昭 6 3 — 5 0 6 8 6号が知られている。この内容は図 1 7に示すように、油圧ポンプの最大吸収トルクの制御にエンジンの噴射ポンプの制御を加え、ポンプの吐出圧 Ρに応じて、マッチング点を、油圧ポンプの効率、およびエンジンの燃費効率の良い方へ移動させる制御を行うものである。

即ち、マツチング点のトルク =油圧ポンプの最大吸収トルクをェンジン回転数 Νの関数 Τ (Ν ) として、図 1 7に示すように、 Τ (Ν) · Ν =—定となるように（Νに対して単調減少）設定している。

そして、この Τ (Ν) とポンプの吐出圧 Ρから、

q = T (N) /Kl · P

を求め、この Qと油圧ポンプ 1回転当たりの最大吐出流量 Qraax を比較し、 Q < q ma であれば、漸時ェンジン回転数 Nを下げていくようにしている。

これは、 T ( N ) ' N=Wとすれば、

q = T ( N ) /K 1 - P = W/K 1 · Ρ · Ν

ゆえに、 Ρ · Q · = W/K 1 =一定

したがって、ポンプの吐出圧 Ρに対して油圧ポンプの吸収トルクが Τ ( Ν ) を超えない範囲で Q · Ν -—定で、 ciが最大、エンジン回転数 Νが最小の Νを求めていることになる。実際のマッチング点は図 1 7の ΤΛ 〜ΤΑ1, ΤΑ2…… ΤΑ4と移動していくことになる。

前述の如く、油圧ポンプの吸収トルク Tは上記の式で求められるから、油圧ポンプの最大吸収トルクは、図 1 8 に示す双曲線 B— Cとなる。

従来は、マッチング点のトルクから双曲線 B— Cを設定し、ポンプ吐出圧 Pに応じて、ポンプ吐出流量 Q (油圧ポンプの 1 回転当たりポンプ吐出流量 Q ) が、双曲線 B — Cを超えないように油圧ポンプの傾転角が制御される。

ところが、運転者のレバ一の操作量が小さいときは、油圧ポンプの吐出流量 q は図 1 8 に示すように、 Q S と小さくなる。

このときの油圧ポンプの吸収トルクを、 T S 、ポンプの吐出圧を P a 、油圧ポンプの 1 回転当たり吐出流量を q S ( cc/ r ev) , 定数を K 1 としたときの油圧ポンプの吸収トルク T S は下記の式で求められる。

T S = K 1 · P a - q s

油圧ポンプの 1 回転当たり吐出流量が Q S のときの油圧ポンプの吸収トルク T S は、図 1 9 に示すマッチング点 Aのトルクより小さくなつて、点 Zとなり、ェンジン、および、油圧ポンプは効率の悪い状態でマッチングしていることになる。前記日本特開昭 6 3 — 5 0 6 8 6号公報においても図 1 8 の双曲線 B - Cを最大（図の左上方向）にするエンジン回転数 Nを求めていることになる。

したがって、この発明でも同様に、レバーの操作量が小さい場合のマッチング点は、図 1 7 に示す点 T B 〜点 T B4となり、予め設定されたマッチング点 T A 〜 T A4 (マッチング点のトルクは、エンジン回転数 Nの関数 T (N) に対し、ェンジン回転数 Nに対応して単調減少するように設定されている。）より低くなり、ェンジン、および、油圧ポンプは効率の悪い状態でマッチングするという問題がある。また、従来から微操作性を必要とするときはェンジン回転数を落として油圧ポンプの吐出流量を下げるという制御が行われている力〈、この切換えはモ一ド切換スィッチを切換えることにより行われるので、操作が繁雑であるという問題がある。発明の開示

本発明は、かかる従来技術の問題点を解消するためになされたもので、油圧ポンプの必要とする吐出流量と吐出圧に応じて、エンジンの燃費効率と油圧ポンプの効率とが最も効率の良い点でマツチングするように、油圧ボンプの傾転角制御とェンジンのガバナ制御を行うようにするとともに、レバ一操作速度に応じてェンジン回転数及びポンプ傾転角制御して微操作性を向上し、かつ、燃料ダイヤルにより操作の繁雑さを解消するようにしたェンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置を提供することを目的とする。

本発明に係るェンジンおよび可変容星型油圧ポンプの制御装置の第 1構成は、エンジンと、エンジンの出力トルクおよび回転速度を制御する噴射ポンプと、エンジンにより駆動され、作業機に圧油を供給する可変容量型油圧ポンプと、可変容量型油圧ポンプの斜板角を制御するレギュレ一夕と、作業機の作動を操作する操作レバ一と、操作レバ一からの信号を受けて可変容量型油圧ポンプからの吐出容量を可変にする指令をレギユレ一夕に出力する制御手段と、を有するェンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置において、

レバー操作速度を検知する第 1 検知手段と、

操作されたレバ一操作速度に応じた第 1 検知手段からの信号を受けたとき、操作されたレバー操作速度に応じて作業機の作動速度を作動させるように、ェンジンの回転速度を制御する指令を噴射ポンプに、あるいは /'および、可変容量型油圧ポンプの吐出容量を制御する指令をレギュレー夕に出力する制御手段とを備える構成としたものである。

上記構成によれば、レバーの操作速度に見合つたェンジン回転数になるようにしてあり、このェンジン回転数対応してェンジンの噴射ポンプのガバナ制御および油圧ポンプの傾転角の制御を行うようにしたものである。

つまり、レバーの操作速度に応じてエンジンのトルクカーブに沿って油圧ボンプの吸収卜ルクのマッチング点を移動させるとともに、等燃費カーブの中心側に近づけるようにしたので、エンジンの燃費効率の良いところで、しかも、油圧ポンプの効率の良いところで運転することができる。

第 2構成は、第 1 構成において、制御手段は、操作されたレバー操作速度が所定の速度以下のとき、作業機を微速に作動させる指令を出力する構成としたものである。

上記構成によれば、第 1構成の効果に加えて、レバーの操作速度が遅いとき、レパーの微操作速度に見合つたェンジン回転数になるようにしてあり、このェンジン回転数に対応してェンジンの噴射ポンプのガバナ制御および油圧ポンプの傾転角の制御を行うようにしたので、作業機の微操作時にもェンジンの燃費効率の良いところで、しかも、油圧ポンプの効率の良いところで運転することができる第 3構成は、第 2構成において、制御手段は、噴射ポンプを制御する燃料ダイャルが自動を選択されたとき作業機を微速に作動させる指令を出力する構成としたものである。

上記構成によれば、燃料ダイヤルを自動位置にすることにより、所定のェンジン回転数で作業機を微操作することができるので、操作性が向上するとともに、エンジンの燃費効率の良いところで、しかも、油圧ポンプの効率の良いところで運転することができる。

第 4構成は、エンジンと、エンジンの出力トルクおよび回転速度を制御する噴射ポンプと、エンジンにより駆動され、作業機に圧油を供給する可変容量型油圧ポンプと、可変容量型油圧ポンプの斜板角を制御するレギユレ一夕と、作業機の作動を操作する操作レバーと、操作レバ一からの信号を受けて可変容量型油圧ポンプからの吐出容量を可変にする指令をレギュレータに出力する制御手段と、を有するェンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置において、

レバーストロークおよびレバ一操作速度を検知する第 1 検知手段と、ポンプ圧を検知する第 2検知手段と、

第 1 検知手段からのレバーストロークに応じた可変容量型油圧ポンプからの吐出容量を求めるポンプ吐出容量演算手段と、操作されたレバ一操作速度が所定の速度を越えたとき、可変容量型油圧ポンプの回転当たりの吐出容積を最大にする指令を出力するとともに、そのときのレバーストロ一クに応じた吐出容量に対応するストロ一ク用エンジン回転速度を演算する第 1 演算手段と、

エンジントルクカーブで、エンジンの効率とポンプの効率とがマツチングするように所定範囲に設定されたェンジントルク力一ブにおけるェンジンの最低回転数 N m i n と最高回転数 N m a xとを記憶するマツチング範囲記憶手段と、操作されたレバー操作速度が所定の速度を越え、かつ、可変容量型油圧ポンプの回転当たりの吐出容積を最大にしたとき、そのときのマッチングエンジントルクカーブに応じた吐出容量に対応するマッチング用ェンジン回転速度を演算する第 2演算手段と、

第 1演算手段と第 2演算手段で演算されるそれぞれのストローク用エンジン回耘速度とマッチング用ェンジン回転速度のうちの高い方を可変容量型油圧ポンプのレギユレ一夕に指令を出力するポンプ吐出用制御手段とを備える構成したものである。

上記構成によれば、レバーの操作速度が所定の速度を越えたときでも、そのレバー操作速度に見合つたェンジン回転数になるようにしてあり、このェンジン回転数に対応してェンジンの噴射ポンプのガバナ制御および油圧ポンプの傾転角の制御を行うようにした。

これにより、レバーの操作速度が所定の速度を越えたときでも、その操作速度に応じてエンジンのトルクカーブに沿って油圧ポンプの吸収トルクのマッチング点を移動させるとともに、等燃費カーブの中心側に近づけるようにしたので、ェンジンの燃費効率の良いところで、しかも、油圧ポンプの効率の良いところで運転することができる。図面の簡単な説明

図 1 は本発明のェンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置の第 1 実施例の基本回路図である。

図 2 はエンジン出力トルク、ボンプ吸収トルクとェンジン回転数との関係を説明する 1例の線図である。

図 3 は第 1 実施例のェンジン回転数とレバー操作速度との関係を説明する線図である。

図 4 はエンジン回転数の関数 T ( N ) とエンジン回転数との関係を説明する線図である。

図 5はエンジン出力トルク、ポンプ吸収トルクとエンジン回転数との関係を説明する 2例の線図である。

図 6 は第 1 実施例のフローチヤ一トである。

図 7 は図 6 のつづきのフローチヤ一卜である。

図 8 は本発明のェンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置の第 2実施例の基本回路図である。

図 9 はボンプ吐出圧 Pとポンプ吐出流量 Qの P— q線図である。

図 1 0 は第 2実施例のェンジン回転数とレバー操作速度との関係を説明する線図である。

図 1 1 は第 2実施例のエンジントルクカーブ線上に沿ってポンプ吸収トルクのマッチング点を A 1 — A 2 の間を移行させる説明図である。

図 1 2は第 2実施例のフローチヤ一卜である。

図 1 3 は図 1 2 のつづきのフローチャートである。

図 1 4 はエンジン出力トルクとエンジン回転数との関係を説明する線図である図 1 5はポンプ効率とポンプ吐出流量との関係を説明する線図である。

図 1 6 はエンジンの等燃費カーブを説明する図である。

図 1 7 は従来のェンジン出力トルク、ポンプ吸収トルクとェンジン回転数との関係を説明する線図である。

図 1 8 はポンプ吐出圧 Pとポンプ吐出流量 qの関係を説明する 1 例の P q線図である。

図 1 9 はエンジン出力トルクとェンジン回転数との関係を説明する線図である図 2 0 はポンプ吐出圧 Pとボンプ吐出流量（]の関係を説明する 2例の P― q線図である。発明を実施するための最良の形態

本発明に係るェンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置について、好ましい実施例を添付図面に従って以下に詳述する。

図 1 は、本発明の基本回路を示し、エンジン 1 により可変容畺型油圧ポンプ 2 (以下、油圧ポンプ 2 と言う。）が駆動される。エンジン 1 の噴射ポンプ 1 Aの図示しないガバナは制御手段 1 0 と接続している。エンジン回転数を検知する回転センサ 1 a (第 3検知手段 1 a と言う。）は制御手段 1 0 と接続している。油圧ポンプ 2 の傾転角を制御するレギユレ一夕 2 Aは制御手段 1 0 と接続している。油圧ポンプ 2 の吐出管路 3 から分岐する管路 3 に吐出圧を検知する油圧センサ 3 A (第 2検知手段 3 Aと言う。）を配設している。この油圧センサ 3 Aは制御手段 1 0 と接続している。レバー 7 の操作ス卜ローク S 1 、および操作速度 Vを検知するポテンショメ一夕 7 A (第 1 検知手段と言う。）からの信号を制御手段 1 0 に入力している。燃料ダイヤル 8 は、操作ノブ 8 aを通常モードのエンジン回転数を M i nから M a xの位置を選択するか、あるいは、 A U T O位置にすると、その信号は制御手段 1 0 に入力される。

油圧ポンプ 2 は、管路 3を介して電磁式方向切換弁 4 と接続している。この電磁式方向切換弁 4 は管路 5 a , 5 bを介してァクチユエータ 6 と接铳している。制御手段 1 0から指令信号 i 01は、電磁式方向切換弁 4 の操作部 4 a に出力され、これにより電磁式方向切換弁 4 は a位置に切換わる。このため、油圧ポンプ 2から吐出する圧油は管路 3から電磁式方向切換弁 4 の a位置を通って管路 5 b からァクチユエ一夕 6 に流入して駆動される。

制御手段 1 0から指令信号 i 02は電磁式方向切換弁 4 の操作部 4 bに出力され、これにより電磁式方向切換弁 4 は b位置に切換わる。このため、油圧ポンプ 2 から吐出する圧油は管路 3から電磁式方向切換弁 4 の b位置を通って管路 5 aからァクチユエ一夕 6に流入して駆動される。

次に、エンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御について、前述の従来技術と本発明の第 1 実施例とを比較して説明する。

実際に運転に必要なのはポンプの吐出圧 P a と、運転者が操作に必要とする油圧ポンプの吐出流量 Qである。油圧ポンプの必要吐出流量 Q dは、関数 f l 、運転者が操作したレバ一ストローク S 1 により決まり、

Q d = f 1 ( S I )

により求められる。

また、 Q dを吐出するために必要な油圧ポンプ 1 回転当たり吐出流量 qは、ェンジン回転数を Nとすると、

q = Q d / K 2 · Ν

により求められる。

従来は、図 1 8のポンプ吐出圧 Ρとポンプ吐出流量 qの Ρ - q線図に示すように、油圧ポンプの最大吸収トルクは双曲線 B— Cを設定し、ポンプ吐出圧 Pが增減してもポンプ吐出流量 Q ( c c/ r ev)が、双曲線 B— Cを超えないように油圧ポンプの傾転角を制限している。

そして、油圧ポンプの実吐出圧 P aに対し、この双曲線 B— Cから決まる Q T と q = Q d Z K 2 · Nの小さい方に油圧ポンプ 1 回転当たりの吐出流量がなるように傾転角を制御している。

したがって、レバーの操作量が小さいときは、油圧ポンプの吐出流量 q は図 1 8 に示すように、 q S と小さくなる。

このときの油圧ポンプの吸収トルク T S ( T S = K 1 ' P a · q S ) は、小さいので、図 1 9 に示すマッチング点 Aから点 Zに移動する。このため、従来技術ではエンジン、および、油圧ポンプは効率の悪い位置でマツチングするという問題がある。

また、前記日本特開昭 6 3 — 5 0 6 8 6号の技術でも、油圧ポンプの実吐出圧 P aに対して、油圧ポンプ 1 回転当たりの吐出流星 q T は最大に制御される力レバーの操作量が小さく Q S < Q T の場合は、同様の問題がある。

この問題点を解決するために、本発明の第 1実施例は以下のように制御するようにしたものである。

すなわち、油圧ポンプの実吐出圧 P a と、運転者が操作に必要とするポンプ吐出流量 Q dからエンジンの出力トルクの範囲内で、これらの実吐出圧 P a、ボンプ吐出流量 Q dを達成するもののうち、油圧ポンプ 1 回転当たりの吐出流量 qが最大でェンジン回転数 Nが最小になるように、油圧ポンプのレギユレ一タ 2 Aおよびエンジンの噴射ポンプ 1 Aを制御するようにしたものである。

また、従来はモード切換スィツチを切換えることにより、設定していた微操作モード（エンジン回転数を低く固定）を、レバーの操作速度で自動で設定するようにし、さらに、これらの制御の 0 N Z O F Fを燃料ダイヤルの操作位置により、できるようにしたものである。

図 1 に示す、本発明の制御手段 1 0 には、レバ一ストロークに応じた可変容量型油圧ポンプからの吐出容量を求めるポンプ吐出容量演算手段、レバ一ストロ一クに応じた吐出容量に対応するストローク用ェンジン回転数を演算する第 1 演算手段、エンジン最低回転数 N m i n と最高回転数 N max とを記憶するマッチング範囲記憶手段、レバー操作速度が所定の速度を越え、かつ、可変容量型油圧ポンプの回転当たり吐出容積を最大にしたとき、そのときのマッチングエンジントルク力一ブに応じた吐出容量に対応するマッチング用ェンジン回転速度を演算する第 2演算手段、および、ストローク用エンジン回転速度とマッチング用エンジン回転速度のうちの高い方を油圧ポンプのレギユレ一夕に指令を出力するポンプ吐出用制御手段を備えている。上記構成によれば、マッチング範囲記憶手段には、図 4 に示す、トルクカーブ T ( ) 上にマッチング点 Dと、マッチング点 E とを予め記憶されており、マッチング点 Dのときは最高回転数 N max とし、マッチング点 Eのときは最低回転数 N m i n となるようにしてある。例えば、微操作によりレバ一操作速度が遅いときは、その操作速度に応じてマッチング点 Eに向かつて最適マツチング点を設定し、エンジンと油圧ポンプが運転される。

この逆にレバ一操作速度が速いときは、その操作速度に応じてマッチング点 D に向かつて最適マツチング点を設定し、エンジンと油圧ポンプが運転される。このように、レバー操作速度に応じてマッチング点 D - Eの間で最適マッチング点となるようにェンジンの噴射ポンプの制御と油圧ポンプの傾転角の制御が行われる。したがって、エンジン燃費効率と油圧ポンプの効率とが最も効率の良い点でマッチングさせてェンジンおよび油圧ポンプを運転することができる。また、制御手段 1 0には、燃料ダイヤル 8の操作位置（M I N ~ M A X , A U T 0 ) に応じて図 2 に示す、基準となるエンジン回転数 N O 、および、基準となる油圧ポンプ最大吸収トルク T O 、および、マッチング点 D— Eの線図に示すように、エンジン回転数 Nの関数 T ( N ) が記憶されている。

また、制御手段 1 0 は、燃料ダイヤル 8 の操作位置（M I N〜M A X位置、 A U T〇位置）に応じて、エンジン · ポンプの効率を最も良くするように、噴射ポンプ 1 Aのガバナと油圧ポンプのレギユレ一夕 2 Aへ指令出力する。

さらに、制御手段 1 0 は、レバ一 7の操作量 S 1 の信号を受けて、レバー操作速度を検出して、その操作速度に応じたェンジン回転数 Nおよび油圧ポンプ 1 回転当たりの吐出流量 Qとなるように、噴射ポンプ 1 Aおよびレギユレータ 2 Aへ指令出力して、エンジン ' 油圧ポンプを制御するようになっている。

本発明を詳しく説明すると、運転者が操作に必要なポンプ吐出流量 Q dを達成するもののうち、油圧ポンプ 1 回転当たりの吐出流量が最大、エンジン回転数が最小となる回転数 N q m i n は、

N q m i n = Q d K 2 · q max

により求めることができる。

しかしながら、一般的に、ポンプに作用する圧力 Pと、ポンプ実吐出流量 Qと、ポンプ 1回転当たりの吐出流量 Qと、エンジン回転数 Nと、トルク Tとの関係を、定数 K2 ， K3 としたときに、

P - Q - K2 · P · q · N = K 3 · Τ · Ν

であるから、エンジン回転数 Νを小さくすると、必要トルク Τは增大する。したがって、必要トルク Τからも最小ェンジン回転数 NTminが決定される。 NTminは、 P ' Q = K3 · Τ · Νより、ェンジン回転数 Νの関数として制御手段 1 0に記憶された許容トルク Τ (Ν) (通常はェンジンのトルクライズに沿つた関数として設定される）を使って、

NTmin= P a · Q d / K 3 · T · N

により求めることができる。

そして、油圧ポンプ 1回転当たりの吐出流量から決まる最小ェンジン回転数 N qminとトルクから決まる最小ェンジン回転数 N Tmi nとの大きい方をエンジン目標回転数 N rに設定する。即ち、図 5に示す、エンジン回転数 Nの関数として制御手段 1 0に記憶された許容トルク T ( N ) 線に対して、 P a · Q Z K 3 · Nで求められる線と、 K1 · P a · q max で求められる線とが交わる交点を N qmin, また、 T (N) 線に対して、 P a ' Q/K3 · Nで求められる線が交わる交点を、 NTminとして求め、この Nqm inと NTminの大きい方をエンジン目標回転数 N rに設定しているものである。

ここで、図 4について説明する。縦軸はエンジン回転数 Nの関数 T (N ) であり、橫$由はエンジン回転数 Nである。噴射ポンプ 1 Aへ無負荷回転数 N Orとなるように指令出力して、エンジン目標回転数 N rとなるようにしてある。

このエンジン目標回転数 N rは、エンジン回転数の関数 T (N ) に対するマツチング点 D— E間で設定されるようになっている。マッチング点 Dにおいて、噴射ポンプ 1 Aへ無負荷回転数 NOmaxとなるように指令出力して、負荷時のェンジン回転数 N max となるようにしてある。このエンジン回転数 Nmax が、最高回転数とする上限値である。マッチング点 Eにおいて、噴射ポンプ〗 Aへ無負荷回転数 NOminとなるように指令出力して、負荷時のエンジン回転数 Nmin となるようにしてある。このエンジン回転数 Nmin が、最低回転数とする下限値である。このように制御される図 4の関数設定されたデータが制御手段 1 0に記憶されている。そして、前記図 5で説明した Nqmin, および NTminは、ポンプ実吐出流量 Qが非常に小さかったり、非常に大きい場合に、エンジンの実用回転数範囲を外れてしまう場合があり、このときは図 4に示す、予め制御手段 1 0に記憶されているエンジン回転数 Nmin -Nmax の範囲で運転できるようになつている。以上により、エンジントルク力一ブに沿つて図 1 6で説明したように等燃費力一ブ εの中心に近づけるように油圧ポンプのマッチング点を移行するようにして、エンジンは燃費効率の良いところで、しかも、油圧ポンプは、ポンプ効率の良いところで運転するようにしたものである。

図 3は、ェンジン回転数 Νとレバ一操作速度 Vとの関係を示す線図である。図 3に示すように、レバ一速度 V0 までの遅い範囲では、エンジン回転数 N 1 の低い回転とし、レバ一速度 V0 から VI までの範囲は徐々にエンジン回転数が増加し、レバー速度 VI に達すると高い回転のエンジン回転数 Nmax となるようにしてあり、このようなエンジン回転数 Nとレバ一操作速度 Vとの関数設定されたものが制御手段 1 0に記憶されている。

今、レバーの操作量が小さく、 Nmin,または Nnrnx から求めたエンジン目標回転数 N rが小さい状態から、運転者がレバーの操作量を大きくしていくと、それにともないエンジン目標回数 N r も増大していく。しかしながら、レバーの操作速度が遅い場合には運転者が微操作を行いたいと判断して、前述の如く図 3に示す、ェンジン回転数 Nとレバー操作速度 Vとの関係でェンジン目標回転数 N r の増大に制限をかけるようにしてある。

図 1 に示す燃料ダイヤル 8は M I N〜M A Xの位置では従来通りにスロットルの調整が可能で、 AUTOの位置にすると、詳しくは図 6 , 図 7のフローチヤ一トで後述するが、図 3に示すようにレバー操作速度によるェンジン回転数の増大制限制御が行われるとともに、エンジン目標回転数 N r と、それに応じたポンプ目標吐出流量 Q rによって、噴射ポンプ 1 Aのガバナ、および油圧ポンプ 2のレギユレ一夕 2 Aが制御される。

なお、燃料ダイヤル 8は A U Τ ϋの位置以外では、レバー操作速度によるェンジン回転数の増大制限制御のみ 0 F Fとなるように設定しても良い。

本発明に係るェンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置の第 1実施例のフローチャートを図 6 , 図 7により説明する。

S 1 にて図 1 に示す燃料ダイャル 8の操作ノブ 8 aを A U Τ 0位置か判定しており、 N 0のときは図示しない従来の制御に移り、 Y E Sのときは S 2にてレバ —ストローク S1 , ポンプ吐出圧 P aを検出する。

図 1 に示す、レバー 7のスト口一クを検知するポテンショメータ 7 Aからの信号が制御手段 1 0に入力されて、その信号によりレバー 7のストロークを検出するようになっている。

次に、 S 3にてボンプ必要吐出流量 Q dを、関数 f 1 、レバ一ストローク S 1 から、

Q d = f 1 ( S I)

で計算する。

次に、 S 4にてレバー操作速度 Vを検出し、図 3のェンジン回転数 Nとレバー操作速度 Vとの関係線図に示すレバー操作速度 V〗に対して、検出されたレバー操作速度 Vが大きいか判定しており、 NOのときは S 1 3に移行し、 Y E Sのときは S 6にて最小エンジン回転数 Nqmin、ポンプ吐出流量 Q d、ポンプ最大吐出流量 q max 、定数 K2 としたときの、

Nqmin= Q d/K2 · q max

を計算する。

つまり、運転者が操作に必要な吐出流量 Q dを達成するために、油圧ポンプ 1 回転当たりの吐出流量が最大、ェンジン回転数が最小となる Nqminを求めるものである。次に、 S 7にて予め記憶されているエンジン目標回転数の関数 T (N ) X N (エンジン回転数）と、 1 ZK3 (定数） x P a (ポンプ吐出圧） x Q d '：ポンプ吐出流量）とを比 I交演算して最小ェンジン回転数 NTminを求める。即ち、 S 6 , S 7で求める Nqmin, N Tmi nは、図 5に示すエンジン回転数 Nの関数として制御手段 1 0に記憶された許容トルク T (N) 線に対して、 P a ' Q ZK3 · Nで求められる線と、 K 1 · P a · q max で求められる線とが交わる交点を Nqmin, また、 T (N) 線に対して、 P a ' Q/K3 · Νで求められる線が交わる交点を NTminとして求めるものである。

NTmin= P a - Q d /K3 · T (NTmin) となる NTra inを求めれば良いが、実際には制御手段 1 0に記憶されている T (N) と Nの積と、 P a - Q d /K3 が等しくなる点として NTminを求めるようにしている。

S 8にて N qm inと NTminの高い方をェンジン目標回転数 N r とするように処理される。 S 9にてエンジン目標回転数 Nr が予め記憶されているエンジン回転数 Nmin より小さいか判定しており、 NOのときは S I 1 に移行し、 Y E Sのときは S 1 0にて予め記憶されているェンジン回転数 Nmin をェンジン目標回転数 N r とする処理がなされ S 1 5に移行する。

前記 S 9にて N◦のときは S 1 1 にてエンジン目標回転数 N r が予め記憶されているエンジン回転数 N max より大きいか判定しており、 Y E Sと判定されたときは S 1 2にて予め記憶されているエンジン回転数 N max をエンジン目標回転数 N rとする処理が行われ S 1 5に移行する。

前記 S 5で N 0のときは S 1 3にて検出されたレバー操作速度 Vからエンジン回転数 N lim を求める。

つまり、 N lim は、図 3に示す、レバー速度 V0 と VI との範囲中で実際のレバー速度 Vを検出して求められる。

前記、図 3で説明したレバ一操作速度 Vによりェンジン回転数の増大に制限をかけるものである。

S 1 4にて、ェンジン回転数 N lira をェンジン目標回転数 N rとする処理が行われ S 1 5に移行する。

S 1 5にて、油圧ポンプ 1回転当たりの吐出流量 q q 、必要吐出流量 Q d、ェンジンの目標回転数 Ν ι-、定数を Kとしたときの、 q q - Q d /K2 - N r

を計算して S 1 6に移行する。

S 1 6にて油圧ボンプ 1回転当たりの吐出流量 Q T 、エンジン目標回転数の関数 T ( N r ) ポンプの吐出圧 P a , 定数を K1 としたときの、

qT = T (N r ) /Kl - P a

を計算して S 1 7に移行する。

S 1 7では qq , qT および qraax を比較し、一番小さいものを油圧ポンプ 1 回転当たりの目標吐出流量 q rとする処理が行われる。

そして、 S 1 8にてェンジン回転数 N rとするように、図 1の制御手段 1 0から噴射ポンプ 1 Aのガバナに指令出力される。ただし、この場合図 2に示すように、エンジンの回転数は、通常負荷が軽くなると増大するので、噴射ポンプ 1 A にはェンジン目標回転数 N rに対応した無負荷回転数 NOrとするように指令出力されるようになつている。

また、 S 1 9にて油圧ポンプ 1回転当たりの吐出流量 q rとするように、図 1 の制御手段 1 0からレギユレ一夕 2 Aに指令出力される。

これにより、前述の如く、図 2に示すように、エンジントルクカーブ上の D— Eの範囲内で目標ェンジン回転数 N rに対応したェンジン回転数 NOrとなるように、図 1の噴射ポンプ 1 Aのガバナと油圧ポンプ 2のレギユレ一夕 2 Aを制御される。つまり、エンジントルクカーブに沿つて図 1 6で説明したように等燃費力一ブ εの中心に近づけるようにして油圧ポンプの吸収トルクのマツチング点（ D 一 Εの間）を移行するようにしたので、エンジンの燃費効率の良いところで、しかも、ポンプ効率の良いところで運転するようにしたものである。

また、本実施例で特徴とする点は、レバ一の操作速度 Vが遅いとき、即ち図 1 に示すァクチユエ一タ 6を微操作するときは、そのレバ一の操作速度 Vに見合つたエンジン回転数 N lim になるようにしてあり、この制限を加えたエンジン回転数 N lim により前記の演算処理を行って、エンジンの噴射ポンプのガバナ制御および油圧ポンプの傾転角の制御を行うようにしたので、微操作モードへの切換操作が不要になる上、これらの制御の O N Z〇 F F設定が燃料グイャル 8のみで行うことができる。

次に、本発明に係るエンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置の第 2実施例を第 1 実施例の図 1 を参照して図 8乃至図 1 3 により説明する。

図 8 に示すェンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置は、第 1 実施例の図 1 と同一符号を付したものは同一部品である。

可変容量型油圧ポンプ 2 (以下、油圧ポンプ 2 と言う。）の傾転角を検知する傾転角センサ 2 Bは制御手段 1 0 と接続している。これ以外は、第 1実施例の図 1 と同一であり、説明は省略する。

図 9 はポンプ吐出圧 Pとポンプ吐出流量 q (cc/rev)との関係を説明する P— q 線図である。

ここで、エンジン回転数 N, ポンプの吐出圧 P, 油圧ポンプの 1 回転当たりの吐出流量 q (cc/rev)としたときの油圧ポンプ吐出流量 Qは、

Q = q ice/rev; · N

よって、油圧ポンプの吸収馬力は P · Q =—定のほぼ等馬力の一定線上に制御される。

図 9において、 q max とは油圧ポンプの 1 回転当たりの最大吐出流量を示しており、後述する P0 はこのときのポンプ吐出圧である。

ここで、油圧ポンプの 1 回転当たりの吐出流量 q (cc/rev)は、図 7 に示す油圧ポンプ 2の傾転角を傾転角センサ 2 Bで検知することにより演算できる。

また、図 8 に示す制御手段 1 0 に予めポンプの吐出圧 Pと吐出流量 q との関係をマツプで記憶しておき、吐出圧 Pを検知することにより油圧ポンプの 1 回転当たりの吐出流量 qを設定することができる。

図 1 0 はェンジン回転数と操作レバー速度との関係を説明する図である。この図は後述するエンジン目標回転数 N rが設定された後に、操作レバー 7の操作速度を検知し、この操作レバー 7の操作速度 V0 が所定のレバー速度より遅い場合にはェンジン回転数が上がる側のェンジン回転数 NO から前記ェンジン目標回転数 N r に制限（急激にエンジン回転数が Ν I- まで上がらないように制限）を加えるように噴射ポンプ 1 Αのガパナを制御するものである。

これにより、操作レバー 7の操作感覚にあつたェンジン回転数の制御が可能となり、エンジン回転数の急激な上昇がなく、安定したエンジン回転数制御が行われるので微操作性が良い。

図 1 1 はエンジン出力トルクカーブ Aに対応する油圧ポンプ吸収トルクのマツチング点の A l 〜A 2 の X方向， A 2 ~ A 1 の Z方向の移行時間について説明する図である。

ェンジン回転数を下げる側となる油圧ポンプ吸収トルク S LFから油圧ポンプ吸収トルク S L rへの移行時間を遅くしてある。

また、ェンジン回転数を上げる側となる油圧ポンプ吸収トルク S から油圧ポンプ吸収トルク S LFへの移行時間は速くしてある。

したがって、ェンジン回転数を下げる側ではェンジン回転数の変動を防止し、油圧ポンプの吐出流量不足が起こらないようにしてある。

また、エンジン回転数を上げる側では作業性が向上する共に、油圧ポンプの吐出流量不足が起こらないようにしてある。

これとは逆に、ェンジン回転数を下げる側の油圧ポンプ吸収トルク S LFから油圧ボンプ吸収トルク S L rへの移行時間を速くしても良い。

さらに、ェンジン回転数を上げる側の油圧ポンプ吸収トルク S L rから油圧ポンプ吸収トルク S LFへの移行時間を遅くしても良い。

これらの制御は小型〜大型の各種ェンジンと油圧ポンプとの仕様等によつて決定されるものである。

これにより、エンジン回転数の変動を防止し、作業性が向上すると共に、油圧ポンプの吐出流量不足が起こらないようにしてあるので、微操作性が良くェンジンおよび油圧ポンプが安定して駆動することができる。

本発明に係るェンジンおよび可変容量型油圧ポンプの制御装置の第 2実施例のフローチャートを図 1 2 , 図 1 3に基づいて説明する。 S 5 0 にて図 1 に示す燃料ダイャル 8の操作ノブ 8 aを A U T 0の位置か判定しており、 N Oのときは S 5 0 に戻り、 Y E Sのときは、 S 5 1 にてエンジン回転数（ N ) ，ポンプ吐出圧（ P 1 ) , 操作レバーストローク（ S 1 ) を検出する。 S 5 2 にて油圧ポンプ吐出流量 Q d , 関数 f 1,操作レバ一ストローク S 1 としたときの、

Q d = f 1(S 1)

を計算する。

S 5 3 にてポンプ吐出圧 P 1 に対する所定のポンプ圧 P0 が P 1 ≤ P0 か判定しており、 Y E Sのときは S 5 4 にて油圧ポンプ qmax (cc/rev)から最小ェンジン回転数 N q min , 定数 K 1,油圧ポンプ 1 回転当たりの最大吐出流量 q max (cc/r ev), 油圧ポンプ吐出流量 Q d としたときの、

N q min ^ K 1 · ( Q d / q raax )

を計算する。

S δ 3 にて Ν〇のときは S 5 5 にてポンプ吐出圧 P I に対する所定の油圧ボンプ圧 P 0 が P 1 > P 0 か判定しており、 N Oのときは S 5 3 に戻り、 Y E Sのときは S 5 6 にて油圧ポンプ最大吸収トルク Tmax から最小ェンジン回転数 Nwmin , 定数 K1,油圧ポンプ吐出流量 Q d , 油圧ポンプ 1 回転当たりの油圧ポンプの吸収トルク qT としたときの、

Nwmin= K 1 · ( Q d / qT )

を計算する。

S 5 7 にて最小ェンジン回転数 N qrain と最小ェンジン回転数 N wmi ηの高い方をェンジン目標回転数 N r に設定する。

S 5 8 にてエンジン目標回転数 N r に対応する油圧ポンプ吸収トルク S Lrを設定する。 S 5 9 にて油圧ポンプレギユレ一夕への制御電流値 i 2 , 関数 f l，油圧ポンプ吸収トルク S Li-としたときの、

i 2 = f 1 (S Lr)

を計算する。 S 6 0 にて油圧ポンプのレギユレ一夕へ指合出力する。

S 6 1 にて噴射ポンプへのス口ッ卜ル開度を制御する制御電流値 i 1 ,関数 f 2, 油圧ポンプ吸収トルク S L rとしたときの、

i 1 = f 2 ( S L r)

を計算する。

S 6 2 にて噴射ポンプへ指令出力する。

S 6 3 にて燃料ダイヤル A U T 0位置か判定しており、 Y E Sのときは S 5 1 に戻り、 N 0のときはエンドとなる。

第 2実施例のフローチャートによれば、操作レバ一 7 のス卜ロークにより演算される油圧ポンプ 2の吐出流量、ェンジン回転数およびポンプの吐出圧により演算されるエンジン目標回転数 N r は、重負荷となってもエンストすることがなく、油圧ポンプが吐出制御できる許容範囲内に設定してある。このエンジン目標回転数 N r に対応して設定される油圧ポンプ吸収トルク S がェンジントルクカーブの線上でマッチングするようにしたので、このマツチング点が図 1 6 に示す等燃費力一ブの中心に近づくように制御される。

したがって、低燃費で、かつ、エンジンおよび油圧ポンプは効率の良い所でマツチングさせることができる。産業上の利用可能性

本発明は、ェンジンの燃費効率と油圧ポンプの効率とが最も効率の良い点でマツチングさせるとともに、レバ一操作速度に応じてエンジン回転数及びボンプ傾転角制御して微操作性を向上し、かつ、燃料ダイヤルにより操作の繁雑さを解消するようにしたェンジンおよび油圧ポンプの制御装置として有用である。

Claims

請求の範囲

1 . エンジンと、エンジンの出力トルクおよび回転速度を制御する噴射ポンプと、エンジンにより駆動され、作業機に圧油を供給する油圧ポンプと、油圧ポンプの斜板角を制御するレギユレ一夕と、作業機の作動を操作する操作レバーと、操作レバーからの信号を受けて油圧ポンプからの吐出容量を可変にする指令をレギュレー夕に出力する制御手段と、を有するエンジンおよび油圧ポンプの制御装置において、

レバー操作速度を検知する第 1 検知手段と、

操作されたレバー操作速度に応じた第 1 検知手段からの信号を受けたとき、操作されたレバ一操作速度に応じて作業機の作動速度を作動させるように、ェンジンの回速度を制御する指令を噴射ポンプに、あるいは/'および、油圧ポンプの吐出容量を制御する指令をレギユレ一夕に出力する制御手段とを備えることを特徴とするェンジンおよび油圧ポンプの制御装置。

2 . 請求の範囲 1記載のェンジンおよび油圧ポンプの制御装置において、制御手段は、操作されたレバー操作速度が所定の速度以下のとき、作業機を微速に作動させる指令を出力することを特徴とするエンジンおよび油圧ポンプの制御装置。

3 . 請求の範囲 2記載のェンジンおよび油圧ポンプの制御装置において、制御手段は、噴射ポンプを制御する燃料ダイャルが自動を選択されたとき作業機を微速に作動させる指令を出力することを特徵とするエンジンおよび油圧ボンプの制御装置。

4 . エンジンと、エンジンの出力トルクおよび回転速度を制御する噴射ポンプと、エンジンにより駆動され、作業機に圧油を供給する油圧ポンプと、油圧ポンプの斜板角を制御するレギユレ一夕と、作業機の作動を操作する操作レバーと、操作レバ一からの信号を受けて油圧ポンプからの吐出容量を可変にする指令をレギユレ一夕に出力する制御手段と、を有するェンジンおよび油圧ポンプの制御装置において、

レバ一ス卜ロークおよびレバ一操作速度を検知する第 1 検知手段と、ポンプ圧を検知する第 2検知手段と、

第 1 検知手段からのレバ一ス卜ロークに応じた油圧ボンプからの吐出容量を求めるポンプ吐出容量演算手段と、

操作されたレバ一操作速度が所定の速度を越えたとき、油圧ポンプの回転当たりの吐出容積を最大にする指令を出力するとともに、そのときのレパーストロ一クに応じた吐出容量に対応するストロ一ク用ェンジン回転速度を演算する第 1 演算手段と、

エンジントルクカーブで、エンジンの効率とポンプの効率とがマツチングするように所定範囲に設定されたェンジントルク力一ブにおけるェンジンの最低回転数 N m i n と最高回転数 N m a xとを記憶するマッチング範囲記憶手段と、操作されたレバー操作速度が所定の速度を越え、かつ、油圧ポンプの回転当たりの吐出容積を最大にしたとき、そのときのマッチングエンジントルクカーブに応じた吐出容量に対応するマッチング用ェンジン回転速度を演算する第 2演算手段と、

第 1 演算手段と第 2演算手段で演算されるそれぞれのストローク用エンジン回転速度とマッチング用ェンジン回転速度のうちの高い方を油圧ポンプのレギユレ一夕に指令を出力するポンプ吐出用制御手段とを備えることを特徴とするェンジンおよび油圧ポンプの制御装置。