WO2006028042A1

WO2006028042A1 - 作業車両のエンジンの負荷制御装置

Info

Publication number: WO2006028042A1
Application number: PCT/JP2005/016237
Authority: WO
Inventors: Yuuichi Iwamoto
Original assignee: Komatsu Ltd.
Priority date: 2004-09-06
Filing date: 2005-09-05
Publication date: 2006-03-16
Also published as: JP4410640B2; SE0600990L; SE531422C2; US7810323B2; KR100801930B1; JP2006070877A; CN1898471A; DE112005000083T5; KR20060086377A; US20090101101A1; DE112005000083B4

Description

明細書

作業車両のエンジンの負荷制御装置

技術分野

[0001] 本発明は、作業車両のエンジンの負荷制御装置に関する。

背景技術

[0002] ホイールローダは、エンジンを駆動源としてトルクコンバータを介して駆動輪（車輪）が駆動され、走行される。また、エンジンは、ステアリング機構やローダ等の作業機の駆動源となっている。すなわち、エンジンによってステアリング用油圧ポンプが駆動され、ステアリング用油圧ポンプから吐出された圧油力ステアリング用油圧シリンダに供給され、これに応じてステアリング機構が作動される。また、エンジンによってローダ用油圧ポンプが駆動され、ローダ用油圧ポンプから吐出された圧油が、ローダ用油圧シリンダに供給され、これに応じてローダが作動される。ステアリング用油圧ボンプ、ローダ用油圧ポンプには、容量が一定の固定容量型油圧ポンプが使用されている。

[0003] ホイールローダの走行速度は、アクセルペダルの踏み込み量に応じて変化する。

すなわち、アクセルペダルの踏み込み量に応じて、エンジンの回転数が変化され、それに応じて車速が変化する。エンジンの目標回転数は、ローアイドル回転数からハイアイドル回転数まで変化する。

[0004] アクセルペダルを踏み込まない状態にすることで、車速が零になり、停止状態で作業が行われる。

[0005] このためホイールローダは、他の油圧ショベルなどの作業車両と比較して、エンジンの目標回転数をローアイドル回転数 (アイドリング状態）に設定する機会が多い。

[0006] 一方で、エンジンは、高回転域、つまりハイアイドル回転数にあるときと比較して、低回転域、つまりローアイドル回転数にあるときの方力急激な油圧負荷の上昇に対するエンジントルクの上昇力鈍くなるという特性がある。発明の開示

発明が解決しょうとする課題 [0007] 作業者としては、アイドリング状態のままで、ステアリングを切りながら、積み荷が積み込まれたローダ (ブームおよびパケット）を持ち上げるという高油圧負荷が急激にか力る作業を行うことがある。

[0008] 図 3は、エンジン回転数 Nとエンジントルク Teとの関係を示している。

[0009] 今、エンジンの目標回転数がローアイドル回転数 NLに設定されている場合には、エンジンは、ローアイドル回転数 NLに対応するレギュレーションライン FL上で油圧負荷とマッチングする。油圧負荷が低負荷の場合には、レギュレーションライン FL上の低トルクのマッチング点 V0でマッチングしている力ここで、オペレータがステアリングハンドル、操作レバーを急操作して、上述した「ステアリングを切りながらローダを持ち上げるという高油圧負荷が急激に力かる作業」が行われると、油圧負荷が急上昇し、油圧負荷は Tplで示すラインに切り替わる。このためエンジンとしては、この高油圧負荷 Tpl (レギュレーションライン FL上のポイント VI)とマッチングするために、トルクが上昇しょうとする力 Bで示すように、急激な油圧負荷上昇に、エンジンのトルク上昇が間に合わずに（時間遅れが生じ）、ついにはエンジンが停止（エンスト）することがあつた o

[0010] そこで、このような問題を解決するために、エンジンのローアイドル回転数を高めに設定して、エンジンのアイドリング時のトルク上昇を早めて、高油圧負荷の急激な上昇にエンジントルクの上昇を間に合わせるようにすることが考えられる。

[0011] しかし、エンジンのローアイドル回転数を高めに設定すると、アイドリング状態における燃費が悪ィ匕するという問題が招来する。また、エンジンのローアイドル回転数を高めに設定すると、トルクコンバータで発生するクリープが強くなるという問題も招来する。

[0012] また、油圧ポンプで吸収されるトルク自体を減らすために、固定容量型油圧ポンプの容量を小さく設定することが考えられる。しかし、固定容量型油圧ポンプの容量を小さく設定すると、ローアイドル時にステアリングが十分に切れなくなるという問題が発生する。ホイールローダでは、エンジンがアイドリング状態（ローアイドル回転時)でも、十分にステアリングが切れることが要求される。ローアイドル回転時であっても、ステァリング用油圧シリンダに多くの流量の圧油が流れるようにするためには、ポンプの容量は一定レベル以上確保することが必要となる。仮にポンプ容量を小さくすれば、ローアイドル回転時に油圧シリンダに供給され得る最大流量が減り、ステアリングを切る速度が遅くなるという問題が生じる。また、ローダ用油圧ポンプの容量を小さく設定すれば、同じく流量が減り、ローダを上げ下げする速度が遅くなり、作業効率が損なわれる。このように固定容量型油圧ポンプの容量を減らすことは、車体性能のダウンにつながる。

[0013] 当然、エンジンを大型化してエンジントルクに余裕を持たせることで、対処することも考えられるが、稀にしか起きないエンジン停止のために、エンジンを大型化することは、コスト上昇を招くとともに、エネルギーの無駄となる。

[0014] ローアイドル回転時に急激な高油圧負荷が力かった場合について説明したが、アクセルペダルを踏み込んだ状態で急激な高油圧負荷力 Sかかった場合についても同様にエンジン停止のおそれがあり、このような場合もエンジン停止を未然に防止する必要がある。

[0015] 本発明はこうした実状に鑑みてなされたものであり、ホイールローダ等の作業車両において、燃費悪化や、車体性能のダウンや、エネルギーの無駄等の問題を生じさせることなぐ急激な高油圧負荷力 Sかかった場合のエンジン停止を確実に防止することを解決課題とするものである。

課題を解決するための手段

[0016] 第 1発明は、

ローアイドル回転数からハイアイドル回転数の間で目標回転数が設定されるェンジン（1)と、

エンジン（1)によって駆動される複数の可変容量型油圧ポンプ (7、 8、 9)と、複数の可変容量型油圧ポンプ（7、 8、 9)から吐出された圧油が供給される複数の油圧ァクチユエータ（13、 14、 15)と、

1つ以上の可変容量型油圧ポンプ（7、 8、 9)について、吸収トルクを変化させる吸収トルク変化手段（19、 22、 23)と、

エンジンの回転数を検出する回転数検出手段（la)と、

検出したエンジン回転数力所定のしきい値以下に低下した場合に、可変容量型油圧ポンプ（7、 8、 9)の吸収トルクを低下させる制御手段（18)と

を備えたことを特徴とする。

[0017] 第 2発明は、第 1発明において、

前記所定のしきい値は、ローアイドル回転数以下の回転数であること

を特徴とする。

[0018] 第 3発明は、第 1発明において、

ステアリング機構を作動させる油圧ァクチユエータ（13)と、作業機を作動させる油圧ァクチユエータ（14)とを備えたこと

を特徴とする。

[0019] 第 4発明は、第 1発明において、

前記吸収トルク変化手段は、油圧ポンプの最大吸収トルクを変化させる手段（19) であること

を特徴とする。

[0020] 第 5発明は、第 1発明において、

前記吸収トルク変化手段は、

可変容量型油圧ポンプ (8)の吐出圧と油圧ァクチユエータ（14)の負荷圧との差圧が設定差圧となるように可変容量型油圧ポンプ (8)の容量を制御する容量制御手段 (22)と、

前記設定差圧を変化させる手段 (23)と

で構成されていること

を特徴とする。

[0021] 第 6発明は、第 1発明において、

複数の可変容量型油圧ポンプ（7、 8、 9)から複数の油圧ァクチユエータ（13、 14、 15)に対して、それぞれ独立した油路を経由して圧油が供給されること

を特徴とする。

[0022] 第 1発明〜第 6発明の作用、効果について、図面を参照しながら説明する。

[0023] すなわち、オペレータがステアリングハンドルを操作しながら、ローダ用操作レバーを上昇方向に急操作すると、ステアリング用油圧ポンプ 7、ローダ用油圧ポンプ 8の油圧負荷が急上昇する。

[0024] このため図 4 (a)にお、て、油圧負荷は、 Tplで示す高油圧負荷のラインに移動する。このためエンジン 1としては、この高油圧負荷 Tpl (レギュレーションライン FL上のポイント VI)とマッチングさせるために、トルクを上昇させようとする力 C1で示すように、急激な油圧負荷上昇に、エンジンのトルク上昇が間に合わずに（時間遅れが生じ）、エンジン 1の実際の回転数 Nr力しきい値 Nc以下となる。

[0025] コントローラ 18は、エンジン回転数検出センサ laで検出したエンジン回転数 Nrが、しきい値 Nc以下に低下したと判断すると、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を実行する。

[0026] これにより、図 4 (b)に示すように、油圧負荷は、 Tp2で示す低油圧負荷のラインに移動する。油圧負荷が高油圧負荷 Tplから、低油圧負荷 Tp2 (レギュレーションライン FL上のポイント V2)に変化したことで、今現在のエンジン 1のトルクが低油圧負荷 Τρ2 に対して余裕をもった大きさとなり、 C2で示すように、エンジン 1の実際の回転数 Nrが上昇し、しきい値 Ncを超えて、レギュレーションライン FL上に復帰する。

[0027] つぎに、コントローラ 18は、検出したエンジン回転数 Nrが、しきい値 Ncを超えたと判断すると、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を終了させる。これにより、図 4 (c)に示すように、油圧負荷は、現在の作業内容に応じた高負荷なライン Tplに復帰する力既にエンジン 1のトルク Teは、その間に、ある程度上昇しているので、高油圧負荷 Tplのマッチング点 VIでマッチングすることができる。

[0028] なお、上述したように、検出したエンジン回転数 Nr力しき、値 Ncを超えた場合に、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を終了させてもよぐまた、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を開始してから所定時間経過後に、同制御を終了させてもよい。

[0029] 以上のように、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる時間は、ェンジン停止を防止するために必要最小限の時間だけであり、エンジン停止のおそれがないときは、吸収トルクは通常の大きさのままである。また、ローアイドル回転数 NL も上げる必要はなぐエンジンを大型化してエンジントルクに余裕を持たせる必要もない。 [0030] このため、ホイールローダ等の作業車両にぉ、て、燃費悪化や、車体性能のダウンや、エネルギーの無駄等の問題を生じさせることなぐ急激な高油圧負荷がかかった場合のエンジン停止を確実に防止することができる。

[0031] また、図 7に示すように、ホイールローダ 100に既存の PC制御、「モード」選択の機能、装置を利用して、図 5の矢印 Dで示すように、 PC制御を実行し、エンジン回転数 Nrがしきい値 Nc以下になった場合に、油圧ポンプ 7、 8、 9の最大吸収トルクを低下させてもよい (第 4発明）。このように作業車両に既存の PC制御、「モード」選択の機能、装置を利用すれば、エンジン停止防止制御を実現するために必要な装置コストをさらに低下させることができる。

[0032] また、図 8に示すように、ホイールローダ 100に既存の LS制御、差圧設定値変更制御の機能、装置を利用して、図 6に矢印 Eで示すように、差圧設定値変更制御を実行し、エンジン回転数 Nrがしきい値 Nc以下になった場合に、油圧ポンプ 7、 8、 9の容量を低下させてもよい (第 5発明）。このように作業車両に既存の LS制御、差圧設定値変更制御の機能、装置を利用すれば、エンジン停止防止制御を実現するために必要な装置コストをさらに低下させることができる。第 6発明では、図 1に示すように、複数の可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9力複数の油圧ァクチユエータ 13、 14、 15 に対して、それぞれ独立した油路を経由して圧油が供給される油圧回路を前提として、上述したエンジン停止防止制御が行われる。

[0033] このように複数の可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9力複数の油圧ァクチユエータ 13 、 14、 15に対して、それぞれ独立した油路を経由して圧油が供給される油圧回路を採用した場合には、各油圧ァクチユエータ 13、 14、 15の最大負荷に応じて、それぞれ対応する油圧ポンプ 7、 8、 9の容量を定めなければならないため、各可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の容量が大きくなる傾向にある。

[0034] これに対して複数の可変容量型油圧ポンプから吐出された圧油を合流させて、圧力補償弁によって、各制御弁の前後差圧を調整した上で、複数の油圧ァクチユエ一タに圧油を分流して供給する油圧回路を採用した場合には、各油圧ァクチユエータの負荷に応じて流量を配分できるため、各可変容量型油圧ポンプの容量を小さくすることがでさる。 [0035] このため図 1に示す第 6発明の油圧回路は、圧力補償弁を使用した油圧回路と比較して、油圧負荷が大きくなる傾向にあり、エンジン停止防止制御を行う必要性が高い。

[0036] 第 7発明は、

操作量に応じてエンジンの目標回転数を設定する操作子（17)が備えられ、前記操作子（17)の操作量に応じて、前記所定のしきい値が設定されており、前記制御手段（18)は、検出したエンジン回転数力前記所定のしきい値以下に低下した場合に、可変容量型油圧ポンプ（7、 8、 9)の吸収トルクを低下させることを特徴とする。

[0037] 第 7発明の作用、効果について、図面を参照しながら説明する。

[0038] すなわち、オペレータが、例えば、アクセルペダル 17を踏み込んだ状態で、ステアリングノヽンドルを操作しながら、ローダ用操作レバーを上昇方向に急操作すると、ステアリング用油圧ポンプ 7、ローダ用油圧ポンプ 8の油圧負荷が急上昇する。

[0039] アクセルペダル 17が踏み込まれたときは、その踏み込み量 SMに対応するエンジン目標回転数 NMが設定される（図 10、図 9 (a)参照)。また、そのときのアクセルぺダル踏み込み量 SMに応じて、しきい値 Nc (SM)が定まる（図 10、図 9 (a)参照）。

[0040] 図 9 (a)に示すように、アクセルペダル 17が操作量 SMまで踏み込まれ、低回転低油圧負荷のマッチング点 V0 (レギュレーションライン FL上のポイント V0)から、高回転高油圧負荷のマッチング点 V2 (レギュレーションライン FM上のポイント V2)に移行する過程で、コントローラ 18は、検出したエンジン回転数 Nr力上記所定のしきい値 Nc (SM)以下に低下したか否かを判断する。コントローラ 18で、検出したエンジン回転数 Nrが、上記所定のしきい値 Nc (SM)以下に低下したことが判断されると、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を実行する。これにより、図 9 ( a)に示すように、油圧負荷は、 Tp2で示す低油圧負荷のラインに移動する。油圧負荷が高油圧負荷 Tplから、低油圧負荷 Tp2に変化したことで、今現在のエンジン 1のトルクが低油圧負荷 Τρ2に対して余裕をもった大きさとなり、エンジン 1の実際の回転数 Nrは迅速に上昇する。

[0041] 低回転低油圧負荷のマッチング点 V0 (レギュレーションライン FL上のポイント V0) 力、高回転高油圧負荷のマッチング点 V2 (レギュレーションライン FM上のポイント V 2)に移行する過程で、コントローラ 18で、検出したエンジン回転数 Nrが、上記所定のしき、値 Nc (SM)以下ではなくなつたと判断した場合には、可変容量型油圧ボンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を終了させる。また、可変容量型油圧ボンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を開始して力も所定時間経過後に、同制御を終了させてもよい。

[0042] この結果、レギュレーションライン FM上のマッチング点 V2に迅速に移行する。

[0043] 以上のように、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる時間は、ェンジン停止や加速悪ィヒを防止するために必要最小限の時間だけであり、エンジン停止のおそれがないときは、吸収トルクは通常の大きさのままである。また、エンジンを大型化してエンジントルクに余裕を持たせる必要もな、。

[0044] このため、ホイールローダ等の作業車両にぉ、て、燃費悪化や、車体性能のダウンや、エネルギーの無駄等の問題を生じさせることなぐアクセルペダルを踏み込んだときに急激な高油圧負荷力 Sかかった場合のエンジン停止を確実に防止することができる。

[0045] また、本発明によれば、高油圧負荷状態であってもアクセルペダル 17を踏み込んだときに、目標回転数 Nc (SM)まで迅速に上昇するため、加速性に優れ、作業効率が飛躍的に向上するという効果も得られる。

発明を実施するための最良の形態

[0046] 以下図面を参照して本発明に係る作業車両のエンジン負荷制御装置の実施の形態について説明する。

[0047] 図 1は、実施形態のホイールローダの構成を、本発明に係る部分につ!ヽて示して!/ヽる。

[0048] 同図 1に示すように、ホイールローダ 100のエンジン 1の出力軸は、 PTO軸 6に連結されている。 PTO軸 6は、トルクコンバータ 2に連結されているとともに、ステアリング用油圧ポンプ 7、ローダ用油圧ポンプ 8、ファン用油圧ポンプ 9、トルコン潤滑用油圧ポンプ 10に連結されている。

[0049] ステアリング用油圧ポンプ 7、ローダ用油圧ポンプ 8、ファン用油圧ポンプ 9 は、可変容量型油圧ポンプであり、それぞれ斜板 7a、 8a、 9aの傾転角が変化されることにより、ポンプ容量 q (cc/rev)が変化される。

[0050] エンジン 1の出力は、トルクコンバータ 2、トランスミッション 3、ディファレンシャルギア

4を介して駆動輪 5に伝達される。

[0051] また、エンジン 1の出力は、ステアリング用油圧ポンプ 7、ローダ用油圧ポンプ 8、フアン用油圧ポンプ 9、トルコン潤滑用油圧ポンプ 10に伝達される。

[0052] ステアリング用油圧ポンプ 7が駆動されると、吐出圧油がステアリング用制御弁 11を介してステアリング用油圧シリンダ 13に供給される。

[0053] ステアリング用油圧シリンダ 13はステアリング機構に接続されている。ステアリング用油圧シリンダ 13に圧油が供給されると、ステアリング機構が作動し、車体が旋回される。ステアリング用制御弁 11のスプールは、図示しないステアリングハンドルの操作に応じて、移動され、それに応じて制御弁 11の開口面積が変化し、ステアリング用油圧シリンダ 13に供給される流量が変化される。

[0054] ローダ用油圧ポンプ 8が駆動されると、吐出圧油がローダ用制御弁 12を介してローダ用油圧シリンダ 14に供給される。

[0055] ローダ用油圧シリンダ 14は、車体前部のローダに接続されている。ローダ用油圧シリンダ 14に圧油が供給されると、ローダが作動される。つまり、ローダを構成するブームが上昇ないしは下降し、パケットがチルトする。ローダ用制御弁 12のスプールは、図示しないローダ用操作レバーの操作に応じて、移動され、それに応じて制御弁 12 の開口面積が変化し、ローダ用油圧シリンダ 14に供給される流量が変化される。

[0056] ファン用油圧ポンプ 9が駆動されると、吐出圧油がファン用油圧モータ 15に供給され、冷却用ファン 16が作動される。

[0057] トルコン潤滑用油圧ポンプ 10が駆動されると、吐出圧油がトルクコンバータ 2に供給され、トルクコンバータ 2が潤滑される。

[0058] エンジン 1の出力軸には、エンジン 1の実際の回転数 Nrを検出するエンジン回転数検出センサ laが設けられている。エンジン回転数検出センサ laで検出されたェンジン回転数 Nrは、コントローラ 18に入力される。

[0059] アクセルペダル 17は、オペレータによって操作され、アクセルペダル 17に設けられたストロークセンサ 17aによって操作量 (踏み込み量）が検出され、操作量を示す信号がコントローラ 18に入力される。

[0060] コントローラ 18は、アクセルペダル 17の操作量に応じた目標回転数となるようにェンジン 1を制御する。エンジン 1はディーゼルエンジンであり、その出力の制御は、シリンダ内に噴射する燃料量を調整することで行われる。この調整はエンジン 1の燃料噴射ポンプに付設したガバナを制御することで行われる。ガバナとしては、一般的にオールスピード制御方式のガバナが用いられ、アクセルペダル踏み込み量に応じた目標回転数となるように、負荷に応じてエンジン回転数と燃料噴射量とを調整する。すなわちガバナは目標回転数と実際のエンジン回転数との差がなくなるよう燃料噴射量を増減する。

[0061] 図 2はエンジン 1の制御方法を示している。図 2の横軸は、エンジン回転数 Nであり

、縦軸がエンジントルク Teである。

[0062] 図 2において最大トルク線で規定される領域がエンジン 1が出し得る性能を示す。

ガバナはトルクが最大トルク線を超えて排気煙限界とならな、ように、またエンジン回転数 Nがハイアィドル回転数 NHを超えて過回転とならないようにエンジン 1を制御する。

[0063] アクセルペダル 17が最大限に踏み込まれると最大目標回転数が設定され、ガバナは定格点とハイアイドル点 NHとを結ぶ最高速レギュレーションライン Fe上で調速を行う。

[0064] アクセルペダル 17の踏み込み量が小さくなり目標回転数が小さくなるに伴ってレギユレーシヨンライン Fe- 1、 Fe- 2"'Fe- n"'FLが順次定められ、各レギュレーションライン上で調速が行われる。

[0065] アクセルペダル 17の踏み込み量が最小、つまり踏み込まれていないときは、目標回転数としてローアイドル回転数 NLが設定され、ローアイドル点 NLを結ぶレギユレーシヨンライン FL上で調速を行う。油圧負荷 Tpが矢印 Aに示すように変動すると、ェンジン 2の出力とポンプ吸収馬力とが釣り合うマッチング点 Vは、その変動に従いレギユレーシヨンライン FL上を移動する。

[0066] ここで、エンジン 1の特性上、レギュレーションライン上でマッチング点が低負荷から高負荷まで移動する時間は、高回転数域 (ハイアィドル回転数 NH)よりも低回転数域（ローアイドル回転数 NL)の方が長くかかる（エンジン 1の応答性がにぶ、）。このため従来技術にあっては、図 3で前述したように、高油圧負荷 Tplが急激にかかったときに、エンジンが停止することがあった。

[0067] そこで、本実施形態では、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9に、吸収トルクを変化させる吸収トルク変化手段を設けて、コントローラ 18によって図 4に示すように吸収トルクを低下させる制御を実行する。

[0068] 以下、図 11 (a)に示すフローチャートを併せ参照して説明する。

[0069] 図 4 (a)に示すように、ローアイドル回転数 NL以下の回転数 Ncがしき!/、値として設定される。このしきい値 Ncは、エンジン 1が停止するおそれあり、と判断する回転数に設定される。

[0070] アクセルペダル 17が踏み込まれていない状態であって、油圧負荷が低負荷の場合

[0071] ここで、オペレータがステアリングハンドルを操作しながら、ローダ用操作レバーを上昇方向に急操作すると、ステアリング用油圧ポンプ 7、ローダ用油圧ポンプ 8の油圧負荷が急上昇する。

[0072] このため図 4 (a)にお、て、油圧負荷は、 Tplで示す高油圧負荷のラインに移動する。このためエンジン 1としては、この高油圧負荷 Tpl (レギュレーションライン FL上のポイント VI)とマッチングさせるために、トルクを上昇させようとする力 C1で示すように、急激な油圧負荷上昇に、エンジンのトルク上昇が間に合わずに（時間遅れが生じ）、エンジン 1の実際の回転数 Nr力しきい値 Nc以下となる。

[0073] コントローラ 18は、エンジン回転数検出センサ laで検出したエンジン回転数 Nrが、しきい値 Nc以下に低下したと判断すると (ステップ 201の判断 YES)、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を実行する。

[0074] これにより、図 4 (b)に示すように、油圧負荷は、 Tp2で示す低油圧負荷のラインに移動する。油圧負荷が高油圧負荷 Tplから、低油圧負荷 Tp2 (レギュレーションライン FL上のポイント V2)に変化したことで、今現在のエンジン 1のトルクが低油圧負荷 Τρ2 に対して余裕をもった大きさとなり、 C2で示すように、エンジン 1の実際の回転数 Nrが上昇し、しきい値 Ncを超えて、レギュレーションライン FL上に復帰する（ステップ 202

) o

[0075] つぎに、コントローラ 18は、エンジン回転数検出センサ laで検出したエンジン回転数 Nrが、しきい値 Ncを超えたと判断すると (ステップ 203の判断 YES)、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を終了させる。これにより、図 4 (c) に示すように、油圧負荷は、現在の作業内容に応じた高負荷なライン Tplに復帰する力既にエンジン 1のトルク Teは、その間に、ある程度上昇しているので、高油圧負荷 Tplのマッチング点 VIでマッチングすることができる (ステップ 204)。

[0076] なお、上述したように、検出したエンジン回転数 Nr力しき、値 Ncを超えた場合に（ステップ 203の判断 YES)、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を終了させてもよく（ステップ 204)、また、図 11 (b)に示すように、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を開始してから所定時間経過後に (ステップ 203' の判断 YES)、同制御を終了させてもょヽ（ステップ 204)。

[0077] つぎに、吸収トルクを変化させる手段の具体的な構成例について、説明する。

[0078] 図 7は、ローダ用油圧ポンプ 8を PC制御するための構成を示している。図 7では、口ーダ用油圧ポンプ 8を代表させて示している力他の可変容量型油圧ポンプ 7、 9を P C制御する場合も同様に構成される。

[0079] PC弁 19は、油圧ポンプ 8の吐出圧 Pp (kg/cm2)と油圧ポンプ 8の容量 q (cc/rev) の積が一定トルクを超えないように、油圧ポンプ 8の斜板 7aの傾転角を制御する。ェンジン 1の回転数が一定であれば、油圧ポンプ 8の吐出圧 Pp (kg/cm2)と油圧ポンプ 8の流量 Q (1/min)の積が一定の馬力を超えないように、油圧ポンプ 8の斜板 8aを制御することになる。

[0080] また、油圧ポンプ 7、 8、 9をまとめて PC制御する場合は、これらポンプ 7、 8、 9の吐出圧の平均値力 SPC弁 19に入力される。

[0081] PC弁 19は、油圧ポンプ 8の吐出圧 Ppをパイロット圧として入力し、吐出圧 Ppに応じた駆動圧油をサーボ弁 20に供給することで、油圧ポンプ 8の容量 qを制御する。

[0082] PC制御の内容は、図 5を用いて説明される。図 5の横軸は油圧ポンプ 8の吐出圧 P p (kg/cm2)であり、縦軸は油圧ポンプ 8の容量 q (cc/rev)、つまり斜板 8aの傾転角である。

[0083] 同図 5に示すように、油圧ポンプ 8の吐出圧 Ppがー定圧以下であれば、油圧ポンプ 8の斜板 8aの傾転角が最大に設定され、最大容量 qmaxとなっている。油圧負荷が大きくなり、ポンプ吐出圧 Ppがー定圧を超えると、特性 LN1にしたがいポンプ容量 qを減少させて、斜板傾転角を最小、最小容量 qminにする。

[0084] 以上のようにして、油圧ポンプ 8では、油圧負荷、つまり吸収トルク力最大吸収トルク Tplを超えな、範囲で、ポンプ吐出圧 Ppに応じてポンプ容量 qが制御される。

[0085] PC弁 19には、コントローラ 18から制御信号 ilが加えられており、この制御信号 ilに応じて、最大吸収トルクが変化される。図示しない操作盤には、「モードスィッチ」が設けられており、モードスィッチで選択したモードに応じて、最大吸収トルク値が変化する。

[0086] 今、あるモードが選択されている場合には、油圧ポンプ 8の最大吸収トルクが Tplという大きな値に設定され、油圧ポンプ 8は、特性 LN1にした力^、、制御される。また、別のモードが選択された場合には、矢印 Dに示すように、特性 LN1から特性 LN2に変化して、ポンプ容量の減少を開始するポンプ吐出圧の値が小さくなり、最大吸収トルク値が小さな値 Tp2に設定される。

[0087] このような、ホイールローダ 100に設けられた PC制御の機能、「モード」設定の機能、装置を利用して、本実施例では、エンジン停止を防止する制御が行われる。

[0088] すなわち、コントローラ 18は、エンジン回転数検出センサ laで検出したエンジン回転数 Nrが、しきい値 Ncを超えている場合には、 PC弁 19に対して、油圧ポンプ 8の最大吸収トルクを大きな値 Tplに設定する制御信号 ilを出力する。そして、エンジン回転数検出センサ laで検出したエンジン回転数 Nr力しきい値 Nc以下になった場合には、 PC弁 19に対して、油圧ポンプ 8の最大吸収トルクを小さな値 Tp2に設定する制御信号 ilを出力する。そして、再度、エンジン回転数検出センサ laで検出したェンジン回転数 Nr力しきい値 Nc以下を超えた場合には、 PC弁 19に対して、油圧ボンプ 8の最大吸収トルクを大きな値 Tplに設定する制御信号 ilを出力する。これにより図 4 (a)、（b)、（c)に示す制御が実現され、エンジン 1を停止させることなぐエンジン 1のトルクを油圧負荷に合わせて上昇させ、高油圧負荷 Tplのマッチング点 VIでマツチングさせることができるよう〖こなる。

[0089] なお、油圧ポンプ 8の最大吸収トルクを小さな値 Tp2に設定して力も所定時間後に

、油圧ポンプ 8の最大吸収トルクの設定値を大きな値 Tplに戻してもょ、。

[0090] 以上のように本実施例によれば、ホイールローダ 100に既存の PC制御、「モード」選択の機能、装置を利用して、高油圧負荷が急激に力かった場合のエンジン停止を防止することができる。

[0091] 図 8 (a)は、ローダ用油圧ポンプ 8を LS制御するための構成を示している。図 8 (a) では、ローダ用油圧ポンプ 8を代表させて示している力他の可変容量型油圧ポンプ

7、 9を LS制御する場合も同様に構成される。

[0092] LS弁 22は、油圧ポンプ 8の吐出圧 Ppと、ローダ用油圧シリンダ 14の負荷圧 PLSとの差圧 Δ Pが一定差圧 Δ PLSとなるように、油圧ポンプ 8の斜板 8aの傾転角を制御する。

[0093] LS弁 22には、一定差圧 Δ PLSを設定するパネが付与されて!、る。 LS弁 22のパネ側と反対側のパイロットポートには、油圧ポンプ 8の吐出圧 Ppがパイロット圧として加えられ、パネ側のパイロットポートには、ローダ用油圧シリンダ 14の負荷圧 PLSがパイロット圧としてカ卩えられる。 LS弁 22から駆動圧油がサーボ弁 20に供給されることで、油圧ポンプ 8の容量 qが制御される。

[0094] ローダ用制御弁 12の開口面積を A、抵抗係数を cとすると、油圧ポンプ 8の吐出流量 Qは、

Q = c 'A. （Δ Ρ)

で表される。差圧 Δ Ρは、 LS弁 22により一定になるのでポンプ流量 Qは制御弁 12のスプールの開口面積 Aによってのみ変化する。

[0095] ローダ用操作レバーを操作すると操作量に応じてローダ用制御弁 12の開口面積 A が増加し、開口面積 Aの増加に応じてポンプ流量 Qが増加する。このときポンプ流量 Qは油圧負荷の影響を受けずローダ用操作レバーの操作量のみによって定まる。このように LS弁 22を設けたことにより、ポンプ流量 Qは油圧負荷によって増減することなくオペレータの意思通りに（ローダ用操作レバーの操作位置に応じて)変化しフアインコントロール性つまり中間操作領域における操作性が向上する。

[0096] し力し、ファインコントロール時など、油圧ポンプ 8の最大流量を超えない領域でも、常にローダ用油圧シリンダ 14が要求する通りの流量を供給するために、エンジン 1が低回転域でも高回転域と同じ吐出流量となってしまう。

[0097] このためコントローラ 18では、エンジン 1の回転数が低い場合には、差圧設定値 Δ PLSを下げて、吐出流量を下げる制御が行われる。 LS弁 22には、パネの設定パネ力を変化させる差圧設定部 23が付設され、コントローラ 18から差圧設定部 23に対して制御信号 i2を出力すると、差圧設定部 23は、 LS弁 22のパネの設定パネ力を変化させ、差圧設定値 A PLSを変更する。

[0098] なお、図 8 (b)に示すように、 LS弁 22の電磁ソレノイドに制御信号 i2をカ卩えることで、 LS弁 22のパネの設定パネ力を変化させ、差圧設定値 A PLSを変更してもよい。

[0099] このような差圧設定値変更制御の内容は、図 6を用いて説明される。図 6の横軸は油圧ポンプ 8の吐出圧 Pp (kg/cm2)であり、縦軸は油圧ポンプ 8の容量 q (cc/rev)、つまり斜板 8aの傾転角である。

[0100] 同図 6に示すように、油圧ポンプ 8の吐出圧 Ppが、ある値 Pplになっており、ポンプ容量 qが最大値 qmaxとなって、るときに、差圧設定値 Δ PLSを小さ、値に変更すると、上記式 (Q = c 'A' ( A P) )の右辺が小さくなつたことに相当し、これにより矢印 E に示すように、ポンプ容量 qは、最大値 qmaxから小さな値 qlに変更される。ポンプ容量 qが小さくなることで、油圧ポンプ 8の吸収トルク、つまり油圧負荷が小さくなる。

[0101] 上述したホイールローダ 100に設けられた LS制御の機能、差圧設定値変更の機能を利用して、本実施例では、エンジン停止を防止する制御が行われる。

[0102] すなわち、コントローラ 18は、エンジン回転数検出センサ laで検出したエンジン回転数 Nrが、しきい値 Ncを超えている場合には、 LS弁 22に対して、差圧設定値 Δ PL Sを大きな値に設定し油圧ポンプ 8の吸収トルクを大きくする制御信号 i2を出力する。そして、エンジン回転数検出センサ laで検出したエンジン回転数 Nr力しきい値 Nc 以下になった場合には、 LS弁 22に対して、差圧設定値 A PLSを小さな値に設定し油圧ポンプ 8の吸収トルクを小さくする制御信号 i2を出力する。そして、再度、ェンジン回転数検出センサ laで検出したエンジン回転数 Nr力しきい値 Nc以下を超えた場合には、 LS弁 22に対して、差圧設定値 A PLSを大きな値に設定し油圧ポンプ 8の吸収トルクを大きくする制御信号 i2を出力する。これにより図 4 (a)、（b)、（c)に示すエンジン停止防止制御が実現され、エンジン 1を停止させることなぐエンジン 1のトルクを油圧負荷に合わせて上昇させて、高油圧負荷 Tplのマッチング点 VIでマツチングさせることがでさるよう〖こなる。

[0103] なお、差圧設定値 Δ PLSを小さな値に設定し油圧ポンプ 8の吸収トルクを小さくしてから所定時間後に、差圧設定値 Δ PLSを大きな値に設定し油圧ポンプ 8の吸収トルクを大きな値に戻してもょ、。

[0104] 以上のように本実施例によれば、ホイールローダ 100に既存の LS制御、差圧設定値変更制御の機能、装置を利用して、高油圧負荷が急激に力かった場合のエンジン停止を防止することができる。

[0105] なお、図 5に示す最大吸収トルクを変更する制御と、図 6に示すポンプ容量を変更する制御を組み合わせて、エンジン停止を防止してもよ、。

[0106] なお、エンジン回転数 Nr力しきい値 Nc以下になった場合に、全ての可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9について、最大吸収トルクまたは容量を小さくしてもよぐ可変容量形油圧ポンプ 7、 8、 9のうちの 1つまたは 2つの可変容量型油圧ポンプについて、最大吸収トルクまたは容量を小さくしてもよい。

[0107] ところで、上述した実施例では、図 1に示すように、複数の可変容量型油圧ポンプ 7 、 8、 9から複数の油圧ァクチユエータ 13、 14、 15に対して、それぞれ独立した油路を経由して圧油が供給される油圧回路を採用している。

[0108] このように複数の可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9力複数の油圧ァクチユエータ 13 、 14、 15に対して、それぞれ独立した油路を経由して圧油が供給される油圧回路を採用した場合には、各油圧ァクチユエータ 13、 14、 15の最大負荷に応じて、それぞれ対応する油圧ポンプ 7、 8、 9の容量を定めなければならないため、各可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の容量が大きくなる傾向にある。

[0109] これに対して複数の可変容量型油圧ポンプから吐出された圧油を合流させて、圧力補償弁によって、各制御弁の前後差圧を調整した上で、複数の油圧ァクチユエ一タに圧油を分流して供給する油圧回路を採用した場合には、各油圧ァクチユエータの負荷に応じて流量を配分できるため、各可変容量型油圧ポンプの容量を小さくすることがでさる。

[0110] このため図 1に示す油圧回路は、圧力補償弁を使用した油圧回路と比較して、油圧負荷が大きくなる傾向にあり、エンジン停止防止制御を行う必要性が高い。

[0111] 上述した説明では、アクセルペダル 17が踏み込まれておらずエンジン回転数が口一アイドル回転数 NLの場合に、図 4に示すエンジン停止防止制御を行うものとして説明したが、本発明としては、エンジン 1の回転数力 ^、かなる回転数であっても、同様に図 4に示すエンジン停止防止制御を行ってもよい。ただし、エンジン 1が停止するおそれがあると判断するためのしきい値 Ncは、現在のエンジン回転数 Nrに応じて異なる値に設定することができる。たとえば、ローアイドル回転数 NLよりも高い回転数 Nrで稼働中の場合には、エンジン停止を判断するためのしきい値 Ncとしては、ローアイドル回転数 NLよりも僅か〖こ高い回転数に設定してもよい。もちろん、エンジン回転数 Nrがいかなる回転数であっても、しきい値 Ncを一律に、ローアイドル回転数 NL 以下の回転数に設定してもよい。

[0112] また、上記しきい値は、アクセルペダル 17の踏み込み量（アクセルペダル開度） Sに応じて設定し、このアクセルペダル操作量 Sを変数とするしき、値 Nc (S)を用いて同様にポンプ吸収トルクを低下させる制御を行う実施も可能である。

[0113] すなわち、オペレータが、例えば、アクセルペダル 17を踏み込んだ状態で、ステアリングノヽンドルを操作しながら、ローダ用操作レバーを上昇方向に急操作すると、ステアリング用油圧ポンプ 7、ローダ用油圧ポンプ 8の油圧負荷が急上昇する。

[0114] このような状況で本発明の制御を行った場合のエンジンの過渡特性（図 9 (a) )と、本発明の制御を行わない場合のエンジンの過渡特性（図 9 (b) )とを対比して説明する。

[0115] 図 9 (b)において、油圧負荷は、 TpOで示す低油圧負荷のラインから、 Tplで示す高油圧負荷のラインに移動する。また、アクセルペダル 17を踏み込んでいるため、ェンジン 1の目標回転数は、ローアイドル回転数 NLから、高回転数の目標回転数 NM に変化する。

[0116] エンジン 1のレギュレーションラインとしては、低回転のレギュレーションライン FLから、高回転のレギュレーションライン FMに移行させる必要がある。また、エンジントルクとしては、低油圧負荷 TpOに対応する低トルクから、高油圧 Tplに対応する高トルクに移行させる必要がある。

[0117] このためエンジン 1としては、エンジン回転を上昇させようとし、エンジントルクと油圧負荷のマッチング点は、低回転低油圧負荷の V0 (レギュレーションライン FL上のボイント V0)から、高回転高油圧負荷の V2 (レギュレーションライン FM上のポイント V2)に変化しょうとする力油圧負荷が高い値 Tplのままでありエンジントルクに余裕がないために、エンジン 1の回転数 Nrの上昇が鈍ぐマッチング点 V2に移行するまでに長時間を要する。また、場合によっては、図 4 (a)に示した状態に至り、エンジン停止に至るおそれもある。

[0118] これに対して、本発明の場合には、図 10に示すように、アクセルペダル 17の操作量 S (アクセルペダル開度）に応じて、しきい値 Nc (S)が設定される。このしきい値 Nc (S)は、エンジン停止のおそれや加速の悪ィ匕のおそれがあると判断するしきい値であり、実際のエンジン回転数 Nrがしきい値 Nc (S)以下（同図 10に斜線で示す領域）であるならば、エンジン停止のおそれや加速悪化のおそれがあると判断し、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を実行する。

[0119] 図 10において、 N (S)で示す直線は、アクセルペダル 17の操作量 S (アクセルぺダル開度）に応じて、設定されるエンジン目標回転数 (無負荷状態回転数)を示している。

[0120] アクセルペダル 17が踏み込まれたときは、その踏み込み量 SMに対応するエンジン目標回転数 NMが設定される（図 10、図 9 (a)参照)。また、そのときのアクセルぺダル踏み込み量 SMに応じて、しきい値 Nc (SM)が定まる（図 10、図 9 (a)参照）。

[0121] 図 9 (a)に示すように、アクセルペダル 17が操作量 SMまで踏み込まれ、低回転低油圧負荷のマッチング点 V0 (レギュレーションライン FL上のポイント V0)から、高回転高油圧負荷のマッチング点 V2 (レギュレーションライン FM上のポイント V2)に移行する過程で、コントローラ 18は、検出したエンジン回転数 Nr力上記所定のしきい値 Nc (SM)以下に低下したか否かを判断する。コントローラ 18で、検出したエンジン回転数 Nrが、上記所定のしきい値 Nc (SM)以下に低下したことが判断されると、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を実行する。これにより、図 9 ( a)に示すように、油圧負荷は、 Tp2で示す低油圧負荷のラインに移動する。油圧負荷が高油圧負荷 Tplから、低油圧負荷 Tp2に変化したことで、今現在のエンジン 1のトルクが低油圧負荷 Τρ2に対して余裕をもった大きさとなり、エンジン 1の実際の回転数 Nrは迅速に上昇する。

[0122] 低回転低油圧負荷のマッチング点 V0 (レギュレーションライン FL上のポイント V0) 力、高回転高油圧負荷のマッチング点 V2 (レギュレーションライン FM上のポイント V 2)に移行する過程で、コントローラ 18で、検出したエンジン回転数 Nrが、上記所定のしき、値 Nc (S)以下ではなくなつたと判断した場合には、可変容量型油圧ポンプ 7 、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を終了させる。また、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させる制御を開始して力所定時間経過後に、同制御を終了させてもよい。

[0123] この結果、レギュレーションライン FM上のマッチング点 V2に迅速に移行する。

[0124] 以上のように、可変容量型油圧ポンプ 7、 8、 9の吸収トルクを低下させている時間は、エンジン停止や加速悪ィ匕を防止するために必要最小限の時間だけであり、ェンジン停止のおそれや加速悪ィ匕のおそれがないときは、吸収トルクは通常の大きさのままである。また、エンジンを大型化してエンジントルクに余裕を持たせる必要もない。

[0125] このため、ホイールローダ等の作業車両において、燃費悪化や、車体性能のダウンや、エネルギーの無駄等の問題を生じさせることなぐアクセルペダルを踏み込んだときに急激な高油圧負荷力 Sかかった場合のエンジン停止を確実に防止することができる。

[0126] また、本実施例によれば、高油圧負荷状態であってもアクセルペダル 17を踏み込んだときに、目標回転数 Nc (SM)まで迅速に上昇するため、加速性に優れ、作業効率が飛躍的に向上するという効果も得られる。

産業上の利用可能性

[0127] 本発明は、ホイールローダに限定されることなぐエンジン回転数が広い回転数で変化する（ローアイドル回転数からハイアイドル回転数まで)作業車両であれば、同様に適用することができる。図面の簡単な説明

[図 1]図 1は、実施形態の作業車両の構成を示す図である。

[図 2]図 2はエンジン回転数とエンジントルクとの関係を示す図である。

[図 3]図 3は従来技術でエンジンが停止する様子を説明する図である。

[図 4]図 4 (a)、（b)、（c)は実施形態のエンジン停止防止制御の内容を説明する図である。

[図 5]図 5は油圧ポンプの最大吸収トルクを変更する制御を説明する図である。

[図 6]図 6は油圧ポンプの容量を変更する制御を説明する図である。

[図 7]図 7は PC制御を行うための構成例を示した図である。

[図 8]図 8は LS制御を行うための構成例を示した図である。

[図 9]図 9 (a)は実施形態のエンジン停止防止制御の内容を説明する図で、図 9 (b) はエンジン停止防止制御を行わない場合を比較例として示す図である。

[図 10]図 10はアクセルペダル開度とエンジン目標回転数、しきい値との関係を示した図である。

[図 11]図 11 (a)、 (b)は実施例の制御内容を説明するフローチャートである。

Claims

請求の範囲 [1] ローアイドル回転数からハイアイドル回転数の間で目標回転数が設定されるエンジン

(1)と、

エンジンの回転数を検出する回転数検出手段（la)と、

を備えたことを特徴とする作業車両のエンジンの負荷制御装置。

[2] 前記所定のしきい値は、ローアイドル回転数以下の回転数であること

を特徴とする請求項 1記載の作業車両のエンジンの負荷制御装置。

[3] ステアリング機構を作動させる油圧ァクチユエータ（13)と、作業機を作動させる油圧ァクチユエータ（14)とを備えたこと

[4] 前記吸収トルク変化手段は、油圧ポンプの最大吸収トルクを変化させる手段（19)であること

[5] 前記吸収トルク変化手段は、

前記設定差圧を変化させる手段 (23)と

で構成されていること

[6] 複数の可変容量型油圧ポンプ（7、 8、 9)から複数の油圧ァクチユエータ（13、 14、 1 5)に対して、それぞれ独立した油路を経由して圧油が供給されること

操作量に応じてエンジンの目標回転数を設定する操作子（17)が備えられ、前記操作子（17)の操作量に応じて、前記所定のしきい値が設定されており、前記制御手段（18)は、検出したエンジン回転数力前記所定のしきい値以下に低下した場合に、可変容量型油圧ポンプ（7、 8、 9)の吸収トルクを低下させることを特徴とする請求項 1記載の作業車両のエンジンの負荷制御装置。