WO2006064623A1 - 走行作業車両の制御装置 - Google Patents

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WO2006064623A1
WO2006064623A1 PCT/JP2005/020710 JP2005020710W WO2006064623A1 WO 2006064623 A1 WO2006064623 A1 WO 2006064623A1 JP 2005020710 W JP2005020710 W JP 2005020710W WO 2006064623 A1 WO2006064623 A1 WO 2006064623A1
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torque
engine
correction value
rotational speed
traveling
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PCT/JP2005/020710
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Kentaro Itoga
Kazunori Nakamura
Tsuyoshi Nakamura
Motoyuki Yabuuchi
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Hitachi Construction Machinery Co., Ltd.
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    • F16H2059/465—Detecting slip, e.g. clutch slip ratio
    • F16H2059/467—Detecting slip, e.g. clutch slip ratio of torque converter

Definitions

  • the present invention relates to a wheel loader, a telescopic handler, and the like that perform a predetermined work by driving a traveling device by an engine and traveling, and driving a hydraulic pump by the engine and operating a work actuator.
  • the present invention relates to a vehicle control device.
  • Japanese Patent Publication No. 7-103593 discloses a technique for improving fuel efficiency by switching an engine output characteristic and a hydraulic pump torque stepwise in a traveling work vehicle including a hydraulic pump and a traveling device. Yes.
  • this prior art will be described.
  • a traveling work vehicle described in Japanese Patent Publication No. 7-103593 includes an electronically controlled governor that can change the output characteristics of an engine in stages, and an operation switch that outputs a mode selection signal.
  • the engine output characteristics are set to the same general characteristics as before, and if you select a mode other than the Ml mode (M2 mode and M3 mode), the engine output characteristics are set to the Ml mode.
  • the engine output torque is set to a characteristic smaller than that. It also has two fixed displacement hydraulic pumps and an electromagnetic pilot cut-off valve that switches and connects the discharge oil passage of one hydraulic pump to the drain circuit.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Publication No. 7-103593 Patent No. 2968558
  • Japanese Patent Publication No. 7-103593 is intended to improve fuel efficiency by using an engine that can reduce engine output by changing the output characteristics of the engine. For this reason, when using a normal engine (general-purpose engine) that cannot change the engine output characteristics, the pump absorption torque can be controlled during heavy load work, but the work volume can be secured. Since it cannot be reduced, fuel efficiency cannot be improved.
  • An object of the present invention is to improve the fuel consumption while securing the amount of work during heavy load work using a normal engine, and the power can also be given flexibility in the output distribution of the engine. It is to provide a traveling work vehicle.
  • the present invention employs the following configuration in order to achieve the above object. That is, an engine, a fuel injection device that controls the rotational speed of the engine, traveling means including a traveling torque converter driven by the engine, and a variable displacement hydraulic pump driven by the engine And a control device for a traveling work vehicle equipped with a work actuator driven by the oil discharged from the hydraulic pump, so that the absorption torque of the hydraulic pump does not exceed a predetermined maximum absorption torque.
  • the state determination means determines the operating state of the traveling work vehicle, and the correction control means determines the pump base torque and engine target rotational speed for obtaining the maximum absorption torque of the hydraulic pump according to the determination result. Correct both. As a result, the output characteristics of the engine cannot be changed. Even in the case of a normal engine, the load (absorption torque) of the hydraulic pump on the work machine side is reduced during heavy load work, and the output on the traveling drive side is increased. At the same time, by reducing the target engine speed, the fuel consumption can be reduced, ensuring both work and improving fuel efficiency.
  • the operating state of the traveling work vehicle can be determined, and the engine output can be distributed between the traveling output and the work implement output in a well-balanced manner, and at the same time, the engine load can be reduced. It is possible to achieve low fuel consumption while ensuring the work load during heavy load work.
  • the hydraulic pump on the work machine side is a variable displacement type
  • the pump capacity can be controlled to an arbitrary value by changing the correction amount of the maximum absorption torque, and the output distribution of the engine is flexible. Can be given.
  • the state determination means includes first determination means for determining a load state of the engine, and the correction control means is preceded by the first determination means. If it is determined that the engine is in an overload state, the pump base torque for obtaining the maximum absorption torque of the hydraulic pump and the target rotational speed of the engine are corrected to be reduced.
  • the engine load state is judged as the operating state of the traveling work vehicle, and when the engine is overloaded, the pump base torque and the target rotation speed for determining the maximum absorption torque of the hydraulic pump are reduced, and during heavy load work It is possible to ensure both the amount of work and improve fuel efficiency.
  • the state judging means is a negative engine.
  • the state determination means includes a first determination means for determining a load state of the engine and a second determination means for determining an operating state of the traveling means. And third determination means for determining the operating status of the work actuator, wherein the correction control means is determined by the first determination means that the engine is overloaded, and the second determination means When it is determined that the traveling means is in a state close to a torque converter stall, and the third determining means determines that the work actuator is in a high load state, the maximum absorption torque for the hydraulic pump is obtained. Correction is made to reduce the pump base torque and the target engine speed respectively.
  • the traveling means is close to the torque converter stall, and the work actuator is in a high load state.
  • the operating state of the traveling work vehicle, the engine load state, the operating state of the traveling means, and the operating state of the work actuator are judged, the engine is overloaded, the traveling means is close to the torque converter stall, and the working
  • the pump base torque and target speed for obtaining the maximum absorption torque of the hydraulic pump must be reduced. As a result, it is possible to ensure both the amount of work during heavy load work and the improvement of fuel consumption.
  • the operating state of the traveling work vehicle not only the engine load state but also the operating state of the traveling means and the operating state of the work actuator can be determined to more accurately determine whether or not the heavy load operation is being performed. Can do.
  • the first determination means includes means for detecting an actual rotational speed of the engine, the target rotational speed and the actual rotational speed. And a means for judging the load state of the engine based on the rotational speed deviation.
  • the second determination means includes means for detecting the rotational speed on the input side of the torque converter and the rotational speed on the output side of the torque converter. And a means for calculating a torque converter speed ratio based on the rotational speed on the input side and the rotational speed on the output side of the torque converter and determining an operating state of the traveling means based on the torque converter speed ratio. .
  • the third determining means determines a working pressure of the hydraulic pump based on a means for detecting a load pressure of the hydraulic pump and a load pressure of the hydraulic pump. Means.
  • the correction control unit determines that the first determination unit determines that the engine is in an overload state.
  • the correction control means has a first torque correction value when the first determination means determines that the engine is in an overload state. And a means for calculating a first rotation speed correction value and a second torque correction value and a second rotation speed correction value when the second determination means determines that the traveling means is in a state close to a torque converter stall.
  • the correction control means sets the first torque correction value and the correction value when the first determination means determines that the engine is in an overload state.
  • a second torque correction value and a second rotation speed correction value are calculated when the first rotation speed correction value is calculated and the second determination means determines that the traveling means is close to a torque converter stall.
  • Means for calculating a third torque correction value and a third rotation speed correction value when the third determination means determines that the work actuator is in a high load state and the first torque correction Means for calculating a final torque correction value by calculating the value, the second torque correction value, and the third torque correction value, the first rotation speed correction value, the second rotation speed correction value, and the third rotation speed Means for performing a calculation with a correction value and determining a final rotation speed correction value; Means for calculating a difference between the quasi-maximum absorption torque and the final torque correction value to obtain a corrected maximum absorption torque; and the target engine speed and the final engine speed commanded by the input means. Means for calculating a difference from the correction value to obtain a corrected target rotational speed.
  • the operating state of the traveling work vehicle can be determined and the engine output can be distributed in a balanced manner between the traveling output and the work implement output, and at the same time, the engine load can be reduced. Fuel consumption can be reduced while securing the amount of work during work.
  • the hydraulic pump on the work machine side is a variable displacement type
  • the pump capacity can be controlled to an arbitrary value by changing the correction amount of the maximum absorption torque, and the output distribution of the engine is flexible. Can be given.
  • FIG. 1 is a diagram showing an entire system including a control device for a traveling work vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a diagram showing an appearance of a wheel guard as an example of a traveling work vehicle on which the system shown in FIG. 1 is mounted.
  • FIG. 3 is a functional block diagram showing processing functions related to pump control of the controller.
  • FIG. 4 is a functional block diagram showing processing functions related to engine control of the controller.
  • FIG. 5 is a diagram showing changes in pump absorption torque, torque converter torque, and engine speed when the work machine power is increased, and is a diagram showing a conventional system.
  • FIG. 6 is a diagram showing changes in pump absorption torque, torque converter torque, and engine speed when working machine power is increased, and is a diagram showing the system according to the present invention.
  • FIG. 1 is a diagram showing an overall system including a control device for a traveling work vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • a traveling work vehicle includes a diesel engine (hereinafter simply referred to as an engine) 1 as a prime mover, a working system 2 and a traveling system 3 driven by the engine 1, and a control system. 4 and.
  • an engine hereinafter simply referred to as an engine
  • a working system 2 as a prime mover
  • a traveling system 3 driven by the engine 1
  • a control system. 4 and.
  • the engine 1 includes an electronic governor (fuel injection device) 11.
  • the electronic governor 11 adjusts the number of revolutions of the engine 1 by adjusting the fuel injection amount according to the operation amount (accelerator amount) of the accelerator pedal 12.
  • the accelerator pedal 12 is operated by an operator, and commands a target engine speed (hereinafter referred to as a target speed and! /, U) according to the depression amount (acceleration amount).
  • the work system 2 is connected to the engine 1 via a transmission 21, and is operated by a hydraulic pump 22 driven by the engine 1 and a plurality of hydraulic actuators (work machine) operated by pressure oil discharged from the hydraulic pump 22.
  • a plurality of hydraulic actuators 23a '23n are provided with an operating lever device (not shown), and when this operating lever device is operated, a pilot pressure (operation signal) is generated accordingly. Then, the direction switching valve 24 & ⁇ 24 ⁇ is switched to drive and control each of the hydraulic actuators 23a " ⁇ 23 ⁇ .
  • the hydraulic pump 22 is a variable displacement type and is provided with a torque control regulator 26.
  • the torque control regulator 26 reduces the tilt (capacity) of the hydraulic pump 22 and absorbs the torque of the hydraulic pump 22 accordingly. Control so that does not exceed the set value (maximum pump absorption torque).
  • the set value (maximum pump absorption torque) of the torque control regulator 26 is variable and is controlled by the torque control solenoid valve 27.
  • the torque control solenoid valve 27 operates in response to an electrical command signal, and outputs a control pressure corresponding to the command signal using the discharge pressure of the pilot hydraulic pump 28 driven by the engine 1 as a hydraulic pressure source.
  • the traveling system 3 includes a torque converter 32 coupled to the output shaft 31 of the engine 1 and a traveling device 34 coupled to the output shaft 33 of the torque converter 32.
  • the traveling device 34 is a transmission, It is equipped with a differential gear, axle, front wheels, rear wheels, etc., and is transmitted to the rear wheels via the power transmission, differential gear, axle, etc. of the output shaft 33 to generate running force.
  • the control system 4 includes a position sensor 41 that detects the amount of depression of the accelerator petal 12 (accelerator amount) 41, and a pressure sensor 42 that detects the discharge pressure of the hydraulic pump 22 as the operating status of the hydraulic actuators 23 &. And a rotation sensor 43 that detects the input rotation speed (rotation speed of the output shaft 31) of the torque converter 32 as the output rotation speed (actual rotation speed) of the engine 1, and the output rotation speed (output shaft 33) of the torque converter 32.
  • a rotation sensor 44 for detecting the number of rotations) and a controller 45.
  • the controller 45 inputs signals from the position sensor 41, pressure sensor 42, and rotation sensors 43, 44, performs predetermined calculation processing, outputs command signals to the electronic governor 11 and the torque control solenoid valve 27, and Controls the output, rotation speed and maximum absorption torque of hydraulic pump 22.
  • FIG. 2 is a diagram showing an appearance of a wheel loader as an example of a traveling work vehicle on which the system shown in FIG. 1 is mounted.
  • reference numeral 100 denotes a wheel loader.
  • the wheel loader 100 has a vehicle body front portion 101 and a vehicle body rear portion 102.
  • the vehicle body front portion 101 and the vehicle body rear portion 102 are connected to the vehicle body rear portion 102 by a steering cylinder 103.
  • it is connected to the relative rotation white so that the direction of the front part 101 of the vehicle body changes.
  • a front work machine 104 and a front wheel 105 are provided at the front part 101 of the vehicle body, and a driver's seat 106 and a rear wheel 107 are provided at the rear part 102 of the vehicle body.
  • the front work machine 104 is made up of the packet 111 and the lift arm 112, the knot 111 performs a dumping operation by the compression of the knot cylinder 113, and the lift arm 112 moves up and down by the expansion and contraction of the arm cylinder 114.
  • the front work machine 104 is simply referred to as a work machine as appropriate.
  • hydraulic actuators 23 &... 23 ⁇ are a steering cylinder 103, a bucket cylinder 113, an arm cylinder 114, etc., and the traveling device 34 drives the rear wheel 106.
  • the accelerator pedal 12 and an operating lever device are provided on the floor of the driver's seat 106, and main equipment such as the engine 1, the hydraulic pump 22, the controller 45, etc. are mounted on the rear part 102 of the vehicle body.
  • FIG. 3 is a functional block diagram showing processing functions related to pump control of the controller 45.
  • the controller 45 includes a base torque calculation unit 51, a rotation speed deviation calculation unit 52, a correction torque calculation unit 53, a speed ratio calculation unit 54, a travel state determination unit 55, a work state determination unit 56, and a selection unit. 57, a multiplication unit 58, and an addition unit 59.
  • the base torque calculation unit 51 inputs the target engine speed Nm, refers to the table stored in the memory, and calculates the pump base torque Tb according to the target engine speed Nm at that time. To do. In the memory table, the pump base torque Tb increases as the target engine speed Nm increases. When the target engine speed Nm exceeds a certain value, the relationship between Nm and Tb is set so that the pump base torque is the maximum constant value. Is set.
  • the target engine speed Nm is the engine speed corrected by the engine control function of the controller 45 (described later).
  • the accelerator pedal angle target speed Np is a target speed set in accordance with the depression amount (accelerator angle) of the accelerator pedal 12 (described later).
  • the correction torque calculation unit 53 inputs the rotation speed deviation ⁇ ⁇ ⁇ calculated by the rotation speed deviation calculation unit 52, refers to the table stored in the memory, and the rotation speed deviation ⁇ at that time Calculate the correction torque ⁇ corresponding to ⁇ .
  • the correction torque ⁇ is such that the sum of the pump absorption torque (work load) and the input torque (running torque) of the torque converter 32 exceeds the output torque of the engine 1 because the hydraulic pump 22 consumes the maximum absorption torque. This tape is used to reduce the maximum absorption torque of the hydraulic pump 22 when operating under heavy loads.
  • the running state determination unit 55 inputs the torque converter speed ratio e calculated by the speed ratio calculation unit 53, refers to this in a table stored in the memory, and determines the torque converter speed ratio e at that time.
  • the corresponding first determination coefficient ⁇ 1 is calculated.
  • the first determination coefficient ⁇ 1 is an operation in which the traveling system 3 requires a large traveling force (traveling torque) when the torque converter speed ratio e is small (when the torque converter 31 is in a state close to a stall).
  • the pump absorption torque is corrected by the correction torque ⁇ ⁇ (decrease of the pump maximum absorption torque) when the current condition is present.
  • the torque converter speed ratio e is set to the first set value in the memory table.
  • the work state determination unit 56 receives the pump pressure detection signal from the pressure sensor 42, refers to the table stored in the memory, and determines the second determination coefficient corresponding to the pump pressure at that time.
  • ⁇ Calculate 2 The second judgment factor ⁇ 2 is a pump with a correction torque ⁇ ⁇ when the discharge pressure of the hydraulic pump 22 is high (when the work load is large), that is, when the work system 2 is in an operating state where heavy work is performed. This is to correct the absorption torque (decrease control of the maximum pump absorption torque).
  • the relationship between pump pressure and a 2 is set so that ⁇ 2 increases as the value rises
  • the selection unit 57 selects the smaller value of the first determination coefficient a 1 and the second determination coefficient oc 2 and sets it as the third determination coefficient ex 3.
  • the selection unit 57 selects one of them, for example, ⁇ 1 according to a predetermined logic.
  • the multiplication unit 58 multiplies the correction torque ⁇ calculated by the correction torque calculation unit 53 by the third determination coefficient oc 3 that is the output of the selection unit 57 to obtain a correction torque A Tma.
  • the adding unit 59 adds the correction torque to the pump base torque Tb calculated by the base torque calculating unit 51.
  • a Tma (negative value) is calculated and the corrected pump base torque Tm is calculated.
  • This pump base torque Tm is converted into a command signal for the torque control solenoid valve 27 by a known method and output to the torque control solenoid valve 27.
  • the torque control solenoid valve 27 outputs a control pressure corresponding to the command signal to the torque control regulator 26 and adjusts the maximum pump absorption torque set in the torque control regulator 26 to Tm.
  • FIG. 4 is a functional block diagram showing processing functions related to engine control of the controller 45.
  • the controller 45 includes an accelerator pedal angle target rotational speed calculation unit 61, a rotational speed deviation calculation unit 62, a corrected rotational speed calculation unit 63, a speed ratio calculation unit 64, a running state determination unit 65, and a working state.
  • the determination unit 66, the selection unit 67, the multiplication unit 68, and the addition unit 69 are provided.
  • the accelerator pedal angle target rotational speed calculation unit 61 inputs the detection signal of the accelerator pedal angle from the position sensor 41, refers to this in a table stored in the memory, and determines the accelerator pedal angle at that time.
  • Target engine speed (accelerator pedal angle target speed) Np corresponding to is calculated.
  • the target rotational speed Np is the engine rotational speed intended by the operator during work, and the relationship between the two is set in the memory table so that the target rotational speed NP increases as the accelerator pedal angle increases.
  • the corrected rotation speed calculation unit 63 inputs the rotation speed deviation ⁇ calculated by the rotation speed deviation calculation unit 62, refers to this in a table stored in the memory, and the rotation speed deviation ⁇ at that time Calculate the correction speed ⁇ ⁇ corresponding to ⁇ .
  • the corrected rotation speed ⁇ ⁇ is determined by the hydraulic pump 22 When the maximum absorption torque is consumed and the engine is in a high-load operating state in which the sum of the pump absorption torque (work load) and the input torque (running torque) of the torque converter 32 exceeds the output torque of the engine 1 This is to lower the target engine speed of 1.
  • the speed ratio calculation unit 64, the travel state determination unit 65, the work state determination unit 66, and the selection unit 67 are the speed ratio calculation unit 54, the travel state determination unit 55, the work state determination unit 56, and the selection unit 57 of FIG.
  • 81, the second determination coefficient ⁇ 2, and the third determination coefficient ⁇ 3 are calculated, respectively.
  • 8 1 is when the torque converter speed ratio e is small (when the torque converter 31 is close to stall), that is, the traveling system 3 requires a large traveling force (traveling torque). This is to correct the target engine speed (correction control of the target engine speed) by the correction speed ⁇ ⁇ when in the operating state.
  • the second determination coefficient ⁇ 2 is the corrected rotational speed when the discharge pressure of the hydraulic pump 22 is high (when the work load is large), that is, when the work system 2 is in an operating state in which heavy work is performed. This is to correct the target engine speed by ⁇ ⁇ (control to reduce the target engine speed), and the memory table shows the pump pressure and the pump pressure (the same as the relationship with X 2).
  • the relationship between the pump pressure and / 32 is set so that j82 increases as the pump pressure increases at a predetermined ratio (gain).
  • the multiplication unit 68 multiplies the corrected rotation number ⁇ ⁇ calculated by the corrected rotation number calculation unit 63 by the third determination coefficient
  • Adder 69 adds corrected rotation speed A Nma (negative value) to accelerator pedal angle target rotation speed Np calculated by target rotation speed calculation section 61 to calculate corrected target rotation speed Nm.
  • This target rotational speed Nm is converted into a target fuel injection amount by a known method, and its command signal is output 11 times.
  • the electronic governor 11 controls the engine speed to Nm by injecting fuel according to the command signal.
  • the torque control regulator 26 constitutes pump torque control means for controlling the absorption torque of the hydraulic pump 22 so as not to exceed the predetermined maximum absorption torque
  • the accelerator pedal 12 is connected to the engine 1.
  • Configures input means for commanding the target rotational speed including rotational speed deviation calculators 52 and 62, corrected torque calculator 53, corrected rotational speed calculator 63, speed ratio calculators 54 and 64, travel state determination unit 55 and 65
  • the work state determination units 56 and 66 constitute state determination means for determining the operating state of the traveling work vehicle.
  • the correction torque calculation unit 53, the correction rotation number calculation unit 63, the selection units 57 and 67, and the multiplication units 58 and 68 constitute correction control means for correcting both the pump base torque for obtaining the maximum absorption torque of the hydraulic pump 22 and the engine 1 target rotational speed according to the determination result of the state determination means. To do.
  • the correction torque calculation unit 53 and the correction rotation number calculation unit 63 serve as state determination means and correction control means.
  • the rotation speed deviation calculation units 52 and 62, the correction torque calculation unit 53, and the correction rotation number calculation unit 63 constitute first determination means for determining the load state of the engine 1
  • the speed ratio calculation unit 54, 64, the traveling state determination units 55 and 65 constitute second determination means for determining the operating state of the traveling device 34 (traveling means)
  • the traveling state determination units 55 and 65 are hydraulic actuators (working actuators).
  • 23a 23n constitutes a third judging means for judging the operating state
  • the correction control means (corrected torque calculating section 53, corrected rotational speed calculating section 63, selecting sections 57 and 67, multiplying sections 58 and 68, adding section 59, 69)
  • the first judging means judges that the engine 1 is overloaded
  • the second judging means judges that the traveling means 34 is in a state close to the torque converter stall
  • the third judging means judges the work actuator. If it is determined that 23 ⁇ is in a high load state, the hydraulic pump 22 Make corrections to reduce the pump base torque for obtaining the large absorption torque and the target engine 1 speed.
  • FIG. 5 and FIG. 6 are diagrams showing changes in pump absorption torque, torque converter torque, and engine speed when the work machine power (load pressure of the hydraulic pump 22) is increased.
  • FIG. FIG. 6 shows the system according to the present invention.
  • the horizontal axis is the rotation speed of the engine 1
  • the vertical axis is the torque.
  • TE is a characteristic line that indicates the output torque of the engine 1 (hereinafter referred to as engine torque as appropriate) in the full load region where the fuel injection amount of the electronic governor 11 is maximum
  • TR is the fuel injection amount of the electronic governor 11 that is maximum.
  • the torque converter torque characteristic line TT shown in the figure is the one when the torque converter 32 is in a state close to the stroke state (speed ratio e ⁇ O close to the output speed force ⁇ ).
  • the former work (work that pushes the packet while using both the driving traction force and work machine force) is the heavy load work 1 and!
  • the latter work (packet with the work machine force while pushing the bucket into the ground) Is called heavy work 2.
  • Torque torque (traveling tractive force) decreased from TTh to TTi
  • the maximum absorption torque and the target engine speed are variable.
  • the pump absorption torque, torque converter torque, and engine speed change as follows in heavy load operation 1 and heavy load operation 2.
  • Torque torque (traveling tractive force) decreased from TTh to TTi
  • the absorption torque Tph of the hydraulic pump 22 in the heavy load operation 1 is smaller than the maximum absorption torque Tmax of the pump, and the sum of the pump absorption torque Tph (work load) and the torque converter torque TTh that is the input torque of the torque converter 32 is Almost balanced with output torque.
  • the torque converter speed ratio e calculated by the units 54 and 64 is almost 0, the first determination coefficients ⁇ 1 and ⁇ 1 calculated by the running state determination units 55 and 65 are almost 1, and the work state determination The second judgment coefficient ⁇ 2,
  • the addition unit 59 calculates the value obtained by adding the correction torque ⁇ to the pump base torque Tb as the correction pump base torque Tm.
  • the addition unit 69 adds the correction rotation number ⁇ Nm to the accelerator pedal angle target rotation number Np.
  • the calculated value is calculated as the corrected target rotational speed Nm.
  • the maximum absorption torque of the hydraulic pump 22 decreases from Tb to Tb + ⁇ m
  • the target engine speed of the engine 1 decreases from Np to ⁇ + ⁇ . Therefore, in FIG. 6, the characteristic line TE + TR of engine 1 changes from X to ⁇ ⁇ as shown in the figure, and the maximum absorption torque Tph of the hydraulic pump 22 does not increase as shown in FIG. It changes to Tpi, and the input torque (torque torque) of torque converter 32 decreases from TTh to TTi.
  • the sum of pump absorption torque Tpi and torque converter torque TTi is the output torque of engine 1.
  • the engine speed is reduced from Nh to Ni as in the conventional case.
  • the torque converter torque (traveling traction force) in heavy load work 2 decreases from TTh to TTi. However, this point is the same as before.
  • the pump torque is Tpi ⁇ Tph, which is smaller than the conventional TpU, so the discharge flow rate of the hydraulic pump 22 is smaller than before.
  • the discharge pressure of the hydraulic pump 22 is high. In many cases, the front work machine 104 moves slowly. Therefore, the amount of work does not fall compared to the conventional case.
  • the pump torque is Tpi ⁇ Tph, which is smaller than the conventional TpU.
  • Torque torque traveling tractive force
  • TTh the engine load
  • Nm the target rotational speed
  • the present embodiment it is possible to determine the operating state of the traveling work vehicle and distribute the engine output to the traveling output and the work implement output in a well-balanced manner, and also to reduce the engine load. Therefore, it is possible to reduce fuel consumption while securing the amount of work during heavy load work.
  • the running state determination unit 55 increases the torque converter speed ratio e at a predetermined ratio (gain). Accordingly, the relationship between e and oc 1 is set so that ⁇ 1 becomes smaller, and the work state determination unit 56 sets a predetermined ratio (gain) when the pump pressure is between the first set value and the second set value. ), The relationship between pump pressure and oc 2 is set so that ⁇ 2 increases as the pump pressure increases.
  • the hydraulic pump 22 on the work machine side is a variable displacement type.
  • the torque converter speed ratio e when the torque converter speed ratio e is between the first set value and the second set value, or when the pump pressure is between the first set value and the second set value, it depends on the magnitude thereof. Accordingly, the magnitude of the correction torque ⁇ ⁇ is corrected, and the correction amount of the maximum absorption torque of the hydraulic pump 22 can be changed according to the operating state of the traveling device 34 or the operating states of the work actuators 23a to 23n. In this way, the maximum absorption torque is compensated. By changing the positive amount, the pump displacement can be controlled to an arbitrary value, and the output distribution of the engine 1 can be made flexible.
  • the running state determination unit 65 includes a torque converter at a predetermined ratio (gain) when the torque converter speed ratio e is between the first set value and the second set value.
  • the relationship between e and ⁇ 8 1 is set so that ⁇ 8 1 becomes smaller as the speed ratio e increases, and the work state determination unit 66 has a pump pressure between the first set value and the second set value, respectively.
  • the relationship between pump pressure and ⁇ 2 is set so that j82 increases as the pump pressure increases at a predetermined rate (gain). For this reason, when the torque converter speed ratio e is between the first set value and the second set value, or when the pump pressure is between the first set value and the second set value, it depends on the magnitude.
  • the magnitude of the corrected rotational speed ⁇ ⁇ is corrected, and the target engine rotational speed or the correction amount can be changed according to the operating state of the traveling device 34 or the operating state of the work actuators 23 &.
  • the correction amount of the target engine speed can be changed according to the operating state of the traveling device 34 or the operating state of the work actuators 23 &.
  • each of the pump control unit (Fig. 3) and the engine control unit (Fig. 4) of the controller 4 includes a rotation number deviation calculation unit 52, 62, a speed ratio calculation unit 54, 64, a traveling state determination unit 55, 65, the force provided with the work state determination units 56 and 66 and the selection units 57 and 67, they may be provided one by one.
  • a correction torque ⁇ , a correction rotation speed ⁇ ⁇ , and a third determination coefficient ⁇ 3, ⁇ 3 are calculated and their multiplication values are calculated.
  • another method may be used.
  • the output of the selection units 57 and 67 is set to the correction torque or the correction rotation number, and the correction coefficient is calculated on the calculation units 53 and 63 side, or both output the correction torque and the correction rotation number. Addition or both output a correction coefficient, pump base torque Tb, accelerator pedal angle target speed Np Etc.
  • the discharge pressure of the hydraulic pump 22 is detected to judge the operation status of the work actuator.

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Abstract

通常のエンジンを用いて重負荷作業時の作業量を確保しつつ、燃費を向上することができ、しかもエンジンの出力配分に柔軟性を持たせることのできる走行作業車両を提供する。 トルク制御レギ２６は、油圧ポンプ２２の吸収トルクが予め定めた最大吸収トルクを超えないように制御し、アクセルペダル１２は、エンジン１の目標回転数を指令する。回転数偏差演算部５２，６２、補正トルク演算部５３、補正回転数演算部６３、速度比演算部５４，６４、走行状態判定部５５，６５、作業状態判定部５６，６６は、走行作業車両の作動状態を判断し、補正トルク演算部５３、補正回転数演算部６３、選択部５７，６７、乗算部５８，６８、加算部５９，６９は、上記判断結果に応じて油圧ポンプ２２の最大吸収トルクを求めるためのポンプベーストルクとエンジン１の目標回転数の両方を補正する。

Description

明 細 書
走行作業車両の制御装置
技術分野
[0001] 本発明は、エンジンにより走行装置を駆動し、走行を行うとともに、エンジンにより油 圧ポンプを駆動し、作業ァクチユエータを作動して所定の作業を行うホイールローダ ゃテレスコピックハンドラ一等の走行作業車両の制御装置に関する。
背景技術
[0002] 油圧ポンプと走行装置を備えた走行作業車両において、エンジンの出力特性と油 圧ポンプのトルクを段階的に切換えて、燃費を向上させる技術が特公平 7— 103593 号公報に記載されている。以下、この従来技術について説明する。
[0003] 特公平 7— 103593号公報記載の走行作業車両は、エンジンの出力特性を段階 的に変更可能な電子制御式ガバナと、モード選択信号を出力する操作スィッチとを 備え、オペレータが操作スィッチを操作して Mlモードを選択した場合は、エンジンの 出力特性が従来と同じ一般的な特性に設定され、 Mlモード以外 (M2モード及び M 3モード)を選択すると、エンジンの出力特性を Mlモードよりもエンジン出力トルクが 小さい特性に設定される。また、 2つの固定容量型の油圧ポンプと、一方の油圧ボン プの吐出油路をドレン回路に切り換え接続する電磁パイロットカットオフバルブを備え 、 M2モード選択時に掘削作業のために走行装置のトランスミッションが前進 2速 (F2 )から前進 1速 (F1)に変速されると、電磁パイロットカットオフバルブに電気指令を出 力して 2つの油圧ポンプの一方の吐出油路をアンロードし、 2ポンプ駆動から 1ポンプ 駆動に切り換える。これにより作業機油圧回路の高圧時 (重負荷作業時)は十分な走 行牽引力を確保して作業量を維持すると共に、作業機油圧回路の低圧時は 2ポンプ 駆動時に比べて油圧負荷 (ポンプ吸収トルク）を減少させ、走行駆動側にエンジン出 力を多く配分し、作業性の確保と燃費の向上を可能としている。
[0004] 特許第 2968558号公報には、走行駆動装置とァクチユエータの負荷の和がェン ジンの出力トルクより小さいときは油圧ポンプの最大吸収トルクを大きくして作業機側 の配分を大きくし、負荷の和がエンジンの出力トルクより大きいときは油圧ポンプの最 大吸収トルクを小さくして大きな走行トルクを確保し、大きな牽引力を維持するように した技術を開示している。
[0005] 特許文献 1 :特公平 7— 103593 特許第 2968558
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0006] し力しながら、上記従来技術には次に述べるような問題点がある。
[0007] 特公平 7— 103593号公報記載の従来技術は、エンジンの出力特性を変えること でエンジン出力を低下させることができるエンジンを用いて燃費の向上を図るもので ある。このため、エンジンの出力特性を変えることができない通常のエンジン (汎用ェ ンジン)を用いた場合は、重負荷作業時にポンプ吸収トルクを制御して作業量を確保 することはできるが、エンジン出力を低下させることができないため、燃費の向上が得 られない。
[0008] また、 2つの固定容量型の油圧ポンプを用い、 1ポンプ駆動か 2ポンプ駆動かを選 択して作業機側の出力を制御するため、ポンプ容量として 1ポンプ力 2ポンプかの選 択しかできず、エンジンの出力配分に柔軟性を持たせることができない。
[0009] 特許第 2968558号公報記載の従来技術は、負荷状態を見て油圧ポンプの最大 吸収トルクを制御しているだけであり、エンジン側は制御していないため、燃費向上 の効果は得られない。
[0010] 本発明の目的は、通常のエンジンを用いて重負荷作業時の作業量を確保しつつ、 燃費を向上することができ、し力もエンジンの出力配分に柔軟性を持たせることので きる走行作業車両を提供することである。
課題を解決するための手段
[0011] (1)本発明は上記目的を達成するために次のような構成を採用する。つまり、ェン ジンと、このエンジンの回転数を制御する燃料噴射装置と、前記エンジンにより駆動 される走行用のトルクコンバータを含む走行手段と、前記エンジンにより駆動される可 変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプの吐出油により駆動される作業ァクチユエ 一タとを備えた走行作業車両の制御装置にお 、て、前記油圧ポンプの吸収トルクが 予め定めた最大吸収トルクを超えないように制御するポンプトルク制御手段と、前記 エンジンの目標回転数を指令する入力手段と、前記走行作業車両の作動状態を判 断する状態判断手段と、前記状態判断手段の判断結果に応じて前記油圧ポンプの 最大吸収トルクを求めるためのポンプベーストルクと前記エンジンの目標回転数の両 方を補正する補正制御手段とを備えるものとする。
[0012] 状態判断手段は走行作業車両の作動状態を判断し、補正制御手段は、その判断 結果に応じて油圧ポンプの最大吸収トルクを求めるためのポンプベーストルクとェン ジンの目標回転数の両方を補正する。これによりエンジンの出力特性を変えることが できな 、通常のエンジンであっても、重負荷作業時に作業機側である油圧ポンプの 負荷 (吸収トルク)を低下させて、走行駆動側の出力を大きくするとともに、 目標ェン ジン回転数を低下させることによって燃料消費量を減らし、作業量の確保と燃費の向 上の両立が可能となる。
[0013] このように本発明によれば、走行作業車両の作動状態を判断してエンジン出力を 走行出力と作業機出力にバランス良く配分することができると同時に、エンジン負荷 の軽減も行えるので、重負荷作業時の作業量を確保しつつ低燃費化を図ることがで きる。
[0014] また、作業機側の油圧ポンプは可変容量型であるため、最大吸収トルクの補正量 を変えることによって、ポンプ容量を任意の値に制御することができ、エンジンの出力 配分に柔軟性を持たせることができる。
[0015] (2)上記（1)において、好ましくは、前記状態判断手段は、前記エンジンの負荷状 態を判断する第 1判断手段を含み、前記補正制御手段は、前記第 1判断手段で前 記エンジンが過負荷状態であると判断されると、前記油圧ポンプの最大吸収トルクを 求めるためのポンプベーストルクと前記エンジンの目標回転数をそれぞれ小さくする よう補正する。
[0016] 重負荷作業時はエンジンが過負荷状態となることが多!、。走行作業車両の作動状 態としてエンジン負荷状態を判断し、エンジンが過負荷状態になると油圧ポンプの最 大吸収トルクを求めるためのポンプベーストルクと目標回転数を低下させることにより 、重負荷作業時の作業量の確保と燃費の向上の両立が可能となる。
[0017] (3)また、上記（1)において、好ましくは、前記状態判断手段は、前記エンジンの負 荷状態を判断する第 1判断手段と、前記走行手段の作動状況を判断する第 2判断手 段とを含み、前記補正制御手段は、前記第 1判断手段で前記エンジンが過負荷状態 であると判断され、前記第 2判断手段で前記走行手段がトルクコンバータストールに 近い状態にあると判断されると、前記油圧ポンプの最大吸収トルクを求めるためのポ ンプベーストルクと前記エンジンの目標回転数をそれぞれ小さくするよう補正する。
[0018] 重負荷作業時はエンジンが過負荷状態となりかつ走行手段がトルクコンバータスト ールに近い状態になることが多い。走行作業車両の作動状態としてエンジン負荷状 態と走行手段の作動状況を判断し、エンジンが過負荷状態になりかつ走行手段がト ルクコンバータストールに近い状態になると、油圧ポンプの最大吸収トルクを求めるた めのポンプベーストルクと目標回転数を低下させることにより、重負荷作業時の作業 量の確保と燃費の向上の両立が可能となる。
[0019] また、走行作業車両の作動状態としてエンジン負荷状態だけでなく走行手段の作 動状況も判断することにより、より正確に重負荷作業時力どうかを判断することができ る。
[0020] (4)更に、上記（1)において、好ましくは、前記状態判断手段は、前記エンジンの 負荷状態を判断する第 1判断手段と、前記走行手段の作動状況を判断する第 2判断 手段と、前記作業ァクチユエータの作動状況を判断する第 3判断手段とを含み、前記 補正制御手段は、前記第 1判断手段で前記エンジンが過負荷状態であると判断され 、前記第 2判断手段で前記走行手段がトルクコンバータストールに近い状態にあると 判断され、かつ前記第 3判断手段で前記作業ァクチユエ一タが高負荷状態であると 判断されると、前記油圧ポンプの最大吸収トルクを求めるためのポンプベーストルクと 前記エンジンの目標回転数をそれぞれ小さくするよう補正する。
[0021] 重負荷作業時はエンジンが過負荷状態となりかつ走行手段がトルクコンバータスト ールに近い状態になりかつ作業ァクチユエ一タが高負荷状態となる。走行作業車両 の作動状態としてエンジン負荷状態と走行手段の作動状況と作業ァクチユエータの 作動状況を判断し、エンジンが過負荷状態になりかつ走行手段がトルクコンバータス トールに近い状態になりかつ作業ァクチユエ一タが高負荷状態になると、油圧ポンプ の最大吸収トルクを求めるためのポンプベーストルクと目標回転数を低下させること により、重負荷作業時の作業量の確保と燃費の向上の両立が可能となる。
[0022] また、走行作業車両の作動状態としてエンジン負荷状態だけでなく走行手段の作 動状況と作業ァクチユエータの作動状況も判断することにより、より正確に重負荷作 業時かどうかを判断することができる。
[0023] (5)上記（2)〜 (4)のいずれかにおいて、好ましくは、前記第 1判断手段は、前記ェ ンジンの実回転数を検出する手段と、前記目標回転数と実回転数の偏差を計算し、 この回転数偏差により前記エンジンの負荷状態を判断する手段とを有する。
[0024] (6)上記（3)又は (4)において、好ましくは、前記第 2判断手段は、前記トルタコン バータの入力側の回転数を検出する手段と、前記トルクコンバータの出力側の回転 数を検出する手段と、前記トルクコンバータの入力側の回転数と出力側の回転数に 基づきトルクコンバータ速度比を演算し、このトルクコンバータ速度比により前記走行 手段の作動状況を判断する手段とを有する。
[0025] (7)上記 (4)において、好ましくは、前記第 3判断手段は、前記油圧ポンプの負荷 圧力を検出する手段と、この油圧ポンプの負荷圧力により前記作業ァクチユエータの 作動状況を判断する手段とを有する。
[0026] (8)また、上記（2)〜 (4)のいずれかにおいて、好ましくは、前記補正制御手段は、 前記第 1判断手段で前記エンジンが過負荷状態であると判断されたときにトルク補正 値及び回転数補正値を演算する手段と、基準最大吸収トルクと前記トルク補正値と の差を演算して補正後の最大吸収トルクを求める手段と、前記入力手段が指令する 前記エンジンの目標回転数と前記回転数補正値との差を演算して補正後の目標回 転数を求める手段とを有する。
[0027] (9)上記（3)又は (4)において、好ましくは、前記補正制御手段は、前記第 1判断 手段で前記エンジンが過負荷状態であると判断されたときに第 1トルク補正値及び第 1回転数補正値を演算する手段と、前記第 2判断手段で前記走行手段がトルタコン バータストールに近い状態にあると判断されたときに第 2トルク補正値及び第 2回転 数補正値を演算する手段と、前記第 1トルク補正値と第 2トルク補正値との演算を行 い、最終的なトルク補正値を決定する手段と、前記第 1回転数補正値と第 2回転数補 正値との演算を行い、最終的な回転数補正値を決定する手段と、基準最大吸収トル クと前記最終的なトルク補正値との差を演算して補正後の最大吸収トルクを求める手 段と、前記入力手段が指令する前記エンジンの目標回転数と前記最終的な回転数 補正値との差を演算して補正後の目標回転数を求める手段とを有する。
[0028] (10)上記 (4)にお 、て、好ましくは、前記補正制御手段は、前記第 1判断手段で 前記エンジンが過負荷状態であると判断されたときに第 1トルク補正値及び第 1回転 数補正値を演算する手段と、前記第 2判断手段で前記走行手段がトルクコンバータ ストールに近い状態にあると判断されたときに第 2トルク補正値及び第 2回転数補正 値を演算する手段と、前記第 3判断手段で前記作業ァクチユエ一タが高負荷状態で あると判断されたときに第 3トルク補正値及び第 3回転数補正値を演算する手段と、 前記第 1トルク補正値と第 2トルク補正値と第 3トルク補正値との演算を行い、最終的 なトルク補正値を決定する手段と、前記第 1回転数補正値と第 2回転数補正値と第 3 回転数補正値との演算を行い、最終的な回転数補正値を決定する手段と、基準最 大吸収トルクと前記最終的なトルク補正値との差を演算して補正後の最大吸収トルク を求める手段と、前記入力手段が指令する前記エンジンの目標回転数と前記最終的 な回転数補正値との差を演算して補正後の目標回転数を求める手段とを有する。 発明の効果
[0029] 本発明によれば、走行作業車両の作動状態を判断してエンジン出力を走行出力と 作業機出力にバランス良く配分することができると同時に、エンジン負荷の軽減も行 えるので、重負荷作業時の作業量を確保しつつ低燃費化を図ることができる。
[0030] また、作業機側の油圧ポンプは可変容量型であるため、最大吸収トルクの補正量 を変えることによって、ポンプ容量を任意の値に制御することができ、エンジンの出力 配分に柔軟性を持たせることができる。
図面の簡単な説明
[0031] [図 1]図 1は本発明の一実施の形態による走行作業車両の制御装置を備えた全体シ ステムを示す図である。
[図 2]図 2は図 1に示したシステムが搭載される走行作業車両の一例としてホイール口 ーダの外観を示す図である。
[図 3]図 3はコントローラのポンプ制御に係わる処理機能を示す機能ブロック図である [図 4]図 4はコントローラのエンジン制御に係わる処理機能を示す機能ブロック図であ る。
[図 5]図 5は作業機力増加時のポンプ吸収トルクとトルコントルクとエンジン回転数の 変化を示す図であって、従来のシステムによるものを示す図である。
[図 6]図 6は作業機力増加時のポンプ吸収トルクとトルコントルクとエンジン回転数の 変化を示す図であって、本発明のシステムによるものを示す図である。
符号の説明
1 エンジン
2 作業系
3 走行系
4 制御系
11 電子ガバナ (燃料噴射装置）
12 アクセルペダル
21 トランスミッション
22 油圧ポンプ
23a- - -23n 油圧ァクチユエータ
24a- - -24n 方向切換弁
25 弁装置
26 トルク制御レギユレータ
27 トルク制御電磁弁
28 パイロット油圧ポンプ
31 出力軸
32 トルクコンバータ
33 出力軸
34 走行装置
1 位置センサー
2 圧力センサー 回転センサー
回転センサー
コントローラ
ベーストルク演算部
回転数偏差演算部
補正トルク演算部
速度比演算部
走行状態判定部
作業状態判定部
選択部
乗算部
加算部
アクセルペダル角目標回転数演算部 回転数偏差演算部
補正回転数演算部
速度比演算部
走行状態判定部
作業状態判定部
選択部
乗算部
加算部
ホイ一ノレローダ
車体前部
車体後部
ステアリングシリンダ
フロント作業機
前輪
運転席 111 ノ ケッ卜
112 リフトアーム
113 バケツトシリンダ
114 アームシリンダ
発明を実施するための最良の形態
[0033] 以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。
[0034] 図 1は、本発明の一実施の形態による走行作業車両の制御装置を備えた全体シス テムを示す図である。
[0035] 図 1において、本実施の形態に係わる走行作業車両は、原動機であるディーゼル エンジン（以下単にエンジンという） 1と、エンジン 1により駆動される作業系 2及び走 行系 3と、制御系 4とを備えている。
[0036] エンジン 1は電子ガバナ (燃料噴射装置） 11を備え、電子ガバナ 11はアクセルぺダ ル 12の操作量 (アクセル量）に応じて燃料噴射量が調整され、エンジン 1の回転数を 調整する。アクセルペダル 12はオペレータにより操作され、その踏み込み量 (ァクセ ル量）に応じて目標とするエンジン回転数 (以下、 目標回転数と!/、う）を指令する。
[0037] 作業系 2は、エンジン 1にトランスミッション 21を介して接続され、エンジン 1により駆 動される油圧ポンプ 22と、油圧ポンプ 22から吐出される圧油によって作動する複数 の油圧ァクチユエータ（作業機ァクチユエータ） 23&· · · 23ηと、油圧ポンプ 22と油圧ァ クチユエータ 23a" '23nとの間に設けられ対応するァクチユエータに供給される圧油 の流れを制御する方向切換弁 24&· · ·24ηを備えた弁装置 25とを有している。複数の 油圧ァクチユエータ 23a '23nに対しては図示しない操作レバー装置が設けられ、こ の操作レバー装置を操作するとそれに応じたパイロット圧 (操作信号)が発生して方 向切換弁 24&· · · 24ηを切り換え、油圧ァクチユエータ 23a" · 23ηのそれぞれを駆動 制御する。
[0038] 油圧ポンプ 22は可変容量型であり、トルク制御レギユレータ 26が備えられている。ト ルク制御レギユレータ 26は、油圧ポンプ 22の吐出圧力がある値を超えて上昇すると 、それに応じて油圧ポンプ 22の傾転 (容量）を減少させ、油圧ポンプ 22の吸収トルク が設定値 (最大ポンプ吸収トルク）を超えな 、よう制御する。トルク制御レギユレータ 2 6の設定値 (最大ポンプ吸収トルク）は可変であり、トルク制御電磁弁 27により制御さ れる。トルク制御電磁弁 27は電気的な指令信号により作動し、エンジン 1により駆動 されるパイロット油圧ポンプ 28の吐出圧を油圧源として指令信号に応じた制御圧力 を出力する。
[0039] 走行系 3は、エンジン 1の出力軸 31に連結されたトルクコンバータ 32と、このトルク コンバータ 32の出力軸 33に連結された走行装置 34とを有し、走行装置 34はトランス ミッション、ディファレンシャルギヤ、車軸、前輪及び後輪等を備え、出力軸 33の動力 力トランスミッション、ディファレンシャルギヤ、車軸等を介して後輪に伝えられ、走行 力を発生する。
[0040] 制御系 4は、アクセルペタル 12の踏み込み量（アクセル量）を検出する位置センサ 一 41と、油圧ァクチユエータ 23&· ··23ηの作動状況として油圧ポンプ 22の吐出圧を 検出する圧力センサー 42と、エンジン 1の出力回転数 (実回転数）としてトルクコンパ ータ 32の入力回転数（出力軸 31の回転数)を検出する回転センサー 43と、トルクコ ンバータ 32の出力回転数（出力軸 33の回転数)を検出する回転センサー 44と、コン トローラ 45とを有している。コントローラ 45は、位置センサー 41、圧力センサー 42、 回転センサー 43, 44からの信号を入力し、所定の演算処理を行い、電子ガバナ 11 とトルク制御電磁弁 27に指令信号を出力し、エンジン 1の出力及び回転数と油圧ポ ンプ 22の最大吸収トルクを制御する。
[0041] 図 2は図 1に示したシステムが搭載される走行作業車両の一例としてホイールロー ダの外観を示す図である。
[0042] 図 2において、 100はホイールローダであり、ホイールローダ 100は、車体前部 101 と車体後部 102とを有し、車体前部 101と車体後部 102は、ステアリングシリンダ 103 により車体後部 102に対して車体前部 101の向きが変わるように相対回動白在に連 結されている。車体前部 101にはフロント作業機 104と前輪 105が設けられ、車体後 部 102には運転席 106と後輪 107が設けられている。フロント作業機 104はパケット 1 11とリフトアーム 112力らなり、ノケット 111はノ ケットシリンダ 113の f申縮によりチノレト •ダンプ動作し、リフトアーム 112はアームシリンダ 114の伸縮により上下に動作する。 なお、以下の説明では、フロント作業機 104を適宜、単に作業機という。
[0043] 図 1に戻り、油圧ァクチユエータ 23&· ·· 23ηはステアリングシリンダ 103、バケツトシリ ンダ 113、アームシリンダ 114等であり、走行装置 34は後輪 106を駆動する。ァクセ ルペダル 12や図示しない操作レバー装置は運転席 106のフロアに設けられ、はェン ジン 1,油圧ポンプ 22,コントローラ 45等の主要機器は車体後部 102に搭載されて いる。
[0044] 図 3はコントローラ 45のポンプ制御に係わる処理機能を示す機能ブロック図である
[0045] 図 3において、コントローラ 45は、ベーストルク演算部 51、回転数偏差演算部 52、 補正トルク演算部 53、速度比演算部 54、走行状態判定部 55、作業状態判定部 56、 選択部 57、乗算部 58、加算部 59の各機能を有している。
[0046] ベーストルク演算部 51は、 目標エンジン回転数 Nmを入力し、これをメモリに記憶し てあるテーブルに参照させ、そのときの目標エンジン回転数 Nmに応じたポンプべ一 ストルク Tbを算出する。メモリのテーブルには、 目標エンジン回転数 Nmが上昇する に従ってポンプベーストルク Tbが増大し、 目標エンジン回転数 Nmがある値以上に なるとポンプベーストルクを最大の一定値とする Nmと Tbの関係が設定されている。 目標エンジン回転数 Nmはコントローラ 45のエンジン制御機能により補正されたェン ジン回転数である（後述)。
[0047] 回転数偏差演算部 52は、回転センサー 43により検出された実エンジン回転数 Na 力もアクセルペダル角目標回転数 Npを差し引いてエンジン回転数偏差 Δ N ( =Na — Np)を算出する。アクセルペダル角目標回転数 Npはアクセルペダル 12の踏み込 み量 (アクセル角）に応じて設定された目標回転数である (後述)。
[0048] 補正トルク演算部 53は、回転数偏差演算部 52で演算された回転数偏差 Δ Νを入 力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときの回転数偏差 Δ Νに 対応する補正トルク ΔΤπιを演算する。補正トルク ΔΤπιは、油圧ポンプ 22が最大吸 収トルクを消費し、そのポンプ吸収トルク (作業負荷）とトルクコンバータ 32の入力トル ク（走行トルク）との和がエンジン 1の出力トルクを超えるような高負荷の運転状態とな つたときに油圧ポンプ 22の最大吸収トルクを下げるためのものであり、メモリのテープ ルには、実エンジン回転数 Naが目標エンジン回転数 Npに一致し、回転数偏差 Δ Ν 力 SOであるときは Δ Τπι=0であり、実エンジン回転数 Naが低下し、回転数偏差 Δ Ν が負の値になると、 A Tm=厶1^ (< 0)となるょぅに厶？^と厶1¾1の関係が設定されて いる。
[0049] 速度比演算部 54は、回転数センサー 43, 44からのトルクコンバータ 32の入出力 回転数の検出信号を入力し、 e=出力回転数 Ζ入力回転数の演算を行い、トルクコ ンバータ速度比 eを算出する。
[0050] 走行状態判定部 55は、速度比演算部 53で演算されたトルクコンバータ速度比 eを 入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときのトルクコンバータ 速度比 eに対応する第 1判定係数 α 1を演算する。第 1判定係数 α 1は、トルクコンパ ータ速度比 eが小さいとき（トルクコンバータ 31がストールに近い状態にあるとき）、つ まり走行系 3が大きな走行力（走行トルク）を必要とする作動状況にあるときに、補正ト ルク Δ Τπιによるポンプ吸収トルクの補正（ポンプ最大吸収トルクの減少）を行わせる ためのものであり、メモリのテーブルには、トルクコンバータ速度比 eが第 1設定値より も小さいときは《1 = 1であり、トルクコンバータ速度比 eが第 2設定値（>第 1設定値） 以上になると α 1 =0であり、トルクコンバータ速度比 eが第 1設定値と第 2設定値の間 にあるときは、所定の割合 (ゲイン)でトルクコンバータ速度比 eが上昇するに従い α 1 力 S小さくなるよう eと a 1の関係が設定されている。
[0051] 作業状態判定部 56は、圧力センサー 42からのポンプ圧の検出信号を入力し、これ をメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときのポンプ圧に対応する第 2判 定係数《2を演算する。第 2判定係数《2は、油圧ポンプ 22の吐出圧が高いとき (作 業負荷が大きいとき)、つまり作業系 2が重負荷作業を行う作動状況にあるときに、補 正トルク Δ Τπιによるポンプ吸収トルクの補正（ポンプ最大吸収トルクの減少制御）を 行わせるためのものであり、メモリのテーブルには、ポンプ圧が第 1設定値よりも低い ときは a 2 = 0であり、ポンプ圧が第 2設定値（>第 1設定値)以上になると α 2= 1で あり、ポンプ圧が第 1設定値と第 2設定値の間にあるときは、所定の割合 (ゲイン)でポ ンプ圧が上昇するに従い α 2が大きくなるようポンプ圧と a 2の関係が設定されている [0052] 選択部 57は、第 1判定係数 a 1と第 2判定係数 oc 2の小さ ヽ方の値を選択し、第 3 判定係数 ex 3とする。ここで、第 1判定係数 a 1と第 2判定係数 oc 2が等 ヽ場合は、 選択部 57は予め決めた論理によりそのうちの 1つ、例えば α 1を選択する。
[0053] 乗算部 58は、補正トルク演算部 53で演算した補正トルク Δ Τπιに選択部 57の出力 である第 3判定係数 oc 3を乗じ、補正トルク A Tmaとする。
[0054] 加算部 59は、ベーストルク演算部 51で演算したポンプベーストルク Tbに補正トルク
A Tma (負の値）をカ卩算し、補正したポンプベーストルク Tmを算出する。このポンプ ベーストルク Tmは既知の方法によりトルク制御電磁弁 27の指令信号に変換され、ト ルク制御電磁弁 27に出力される。これによりトルク制御電磁弁 27は指令信号に応じ た制御圧力をトルク制御レギユレータ 26に出力し、トルク制御レギユレータ 26に設定 される最大ポンプ吸収トルクが Tmとなるように調整する。
[0055] 図 4はコントローラ 45のエンジン制御に係わる処理機能を示す機能ブロック図であ る。
[0056] 図 4において、コントローラ 45は、アクセルペダル角目標回転数演算部 61、回転数 偏差演算部 62、補正回転数演算部 63、速度比演算部 64、走行状態判定部 65、作 業状態判定部 66、選択部 67、乗算部 68、加算部 69の各機能を有している。
[0057] アクセルペダル角目標回転数演算部 61は、位置センサー 41からのアクセルぺダ ル角の検出信号を入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのとき のアクセルペダル角に対応する目標エンジン回転数 (アクセルペダル角目標回転数 ) Npを演算する。 目標回転数 Npは作業時にオペレータが意図するエンジン回転数 であり、メモリのテーブルには、アクセルペダル角が増大するに従って目標回転数 N Pが増大するように両者の関係が設定されている。
[0058] 回転数偏差演算部 62は、図 3の回転数偏差演算部 62と同等の機能を有するもの であり、回転センサー 43により検出された実エンジン回転数 Naからアクセルペダル 角目標回転数 Npを差し引 ヽてエンジン回転数偏差 Δ N ( = Na— Np)を算出する。
[0059] 補正回転数演算部 63は、回転数偏差演算部 62で演算された回転数偏差 Δ Νを 入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときの回転数偏差 Δ Ν に対応する補正回転数 Δ Νπιを演算する。補正回転数 Δ Νπιは、油圧ポンプ 22が 最大吸収トルクを消費し、そのポンプ吸収トルク (作業負荷）とトルクコンバータ 32の 入力トルク（走行トルク）との和がエンジン 1の出力トルクを超えるような高負荷の運転 状態となったときにエンジン 1の目標回転数を下げるためのものであり、メモリのテー ブルには、実エンジン回転数 Naが目標エンジン回転数 Npに一致し、回転数偏差 Δ Nが 0であるときは Δ Νπι=0であり、実エンジン回転数 Naが低下し、回転数偏差 Δ Nが負の値になると、 Δ Nm= Δ Nc (< 0)となるように Δ Nと Δ Nmの関係が設定さ れている。
[0060] 速度比演算部 64、走行状態判定部 65、作業状態判定部 66、選択部 67は、図 3の 速度比演算部 54、走行状態判定部 55、作業状態判定部 56、選択部 57と同等の機 能を有するものであり、それぞれ、トルクコンバータ速度比 e、第 1判定係数 |8 1、第 2 判定係数 β 2、第 3判定係数 β 3を算出する。
[0061] 第 1判定係数 |8 1は、トルクコンバータ速度比 eが小さいとき（トルクコンバータ 31が ストールに近い状態にあるとき）、つまり走行系 3が大きな走行力（走行トルク）を必要 とする作動状況にあるときに、補正回転数 Δ Νπιによる目標エンジン回転数の補正（ 目標エンジン回転数の低下制御）を行わせるためのものであり、メモリのテーブルに は、トルクコンバータ速度比 eとひ 1との関係と同様、トルクコンバータ速度比 eが第 1 設定値よりも小さいときは ι8 1 = 1であり、トルクコンバータ速度比 eが第 2設定値（> 第 1設定値)以上になると ι8 1 =0であり、トルクコンバータ速度比 eが第 1設定値と第 2設定値の間にあるときは、所定の割合 (ゲイン)でトルクコンバータ速度比 eが上昇 するに従い j8 1が小さくなるよう eと |8 1の関係が設定されている。
[0062] 第 2判定係数 β 2は、油圧ポンプ 22の吐出圧が高 、とき (作業負荷が大き 、とき）、 つまり作業系 2が重負荷作業を行う作動状況にあるときに、補正回転数 Δ Νπιによる 目標エンジン回転数の補正（目標エンジン回転数の低下制御）を行わせるためのも のであり、メモリのテーブルには、ポンプ圧と (X 2との関係と同様、ポンプ圧が第 1設 定値よりも低いときは ι8 2 = 0であり、ポンプ圧が第 2設定値（>第 1設定値)以上にな ると ι8 2= 1であり、ポンプ圧が第 1設定値と第 2設定値の間にあるときは、所定の割 合 (ゲイン)でポンプ圧が上昇するに従い j8 2が大きくなるようポンプ圧と /3 2の関係が 設定されている。 [0063] 乗算部 68は、補正回転数演算部 63で演算した補正回転数 Δ Νπιに選択部 67の 出力である第 3判定係数 |8 3を乗じ、補正回転数 A Nmaとする。
[0064] 加算部 69は、目標回転数演算部 61で演算したアクセルペダル角目標回転数 Np に補正回転数 A Nma (負の値)を加算し、補正した目標回転数 Nmを算出する。この 目標回転数 Nmは、既知の方法により目標燃料噴射量に変換され、その指令信号が 電子ガバナ 11〖こ出力される。これにより電子ガバナ 11は指令信号に応じた燃料を噴 射し、エンジン回転数が Nmとなるよう制御する。
[0065] 以上において、トルク制御レギユレータ 26は、油圧ポンプ 22の吸収トルクが予め定 めた最大吸収トルクを超えな 、ように制御するポンプトルク制御手段を構成し、ァクセ ルペダル 12は、エンジン 1の目標回転数を指令する入力手段を構成し、回転数偏差 演算部 52, 62、補正トルク演算部 53、補正回転数演算部 63、速度比演算部 54, 6 4、走行状態判定部 55, 65、作業状態判定部 56, 66は、走行作業車両の作動状態 を判断する状態判断手段を構成し、補正トルク演算部 53、補正回転数演算部 63、 選択部 57, 67、乗算部 58, 68、加算部 59, 69は、上記状態判断手段の判断結果 に応じて油圧ポンプ 22の最大吸収トルクを求めるためのポンプベーストルクとェンジ ン 1の目標回転数の両方を補正する補正制御手段を構成する。補正トルク演算部 53 と補正回転数演算部 63は状態判断手段と補正制御手段を兼ねている。
[0066] また、回転数偏差演算部 52, 62、補正トルク演算部 53、補正回転数演算部 63は 、エンジン 1の負荷状態を判断する第 1判断手段を構成し、速度比演算部 54, 64、 走行状態判定部 55, 65は、走行装置 34 (走行手段)の作動状況を判断する第 2判 断手段を構成し、走行状態判定部 55, 65は、油圧ァクチユエータ (作業ァクチユエ ータ） 23a 23nの作動状況を判断する第 3判断手段を構成し、上記補正制御手段（ 補正トルク演算部 53、補正回転数演算部 63、選択部 57, 67、乗算部 58, 68、加算 部 59, 69)は、第 1判断手段でエンジン 1が過負荷状態であると判断され、第 2判断 手段で走行手段 34がトルクコンバータストールに近い状態にあると判断され、かつ第 3判断手段で作業ァクチユエータ 23&· ··23ηが高負荷状態であると判断されると、油 圧ポンプ 22の最大吸収トルクを求めるためのポンプベーストルクとエンジン 1の目標 回転数をそれぞれ小さくするよう補正する。 [0067] 次に、本実施の形態の動作を説明する。
[0068] 図 5及び図 6は、作業機力（油圧ポンプ 22の負荷圧力）増加時のポンプ吸収トルク とトルコントルクとエンジン回転数の変化を示す図であり、図 5は従来のシステムによ るものを示し、図 6は本発明のシステムによるものを示す。図中、横軸はエンジン 1の 回転数であり、縦軸はトルクである。また、 TEは電子ガバナ 11の燃料噴射量が最大 となる全負荷領域におけるエンジン 1の出力トルク（以下、適宜エンジントルクという） を示す特性線、 TRは電子ガバナ 11の燃料噴射量が最大となる前のレギユレーショ ン領域 (燃料噴射量の制御領域）におけるエンジン 1の出力トルク（以下、適宜ェンジ ントルクという）を示す特性線、 TTはトルクコンバータ 32の入力トルク（トルコントルク） を示す特性線である。図示のトルコントルク特性線 TTはトルクコンバータ 32がスト一 ル状態に近い状態（出力回転数力^に近く速度比 e^O)にある時のものである。
[0069] 走行作業車両（ホイールローダ）の作業として、アクセルペダル 12をフル操作して 行う作業であって、走行牽引力と作業機力の両方を用いて行う作業を考える。このよ うな作業としては例えば地山掘削作業がある。地山の掘削作業では、最初は、走行 牽引力でパケットを地山に押し込み、その後、作業機力でパケットを上方に持ち上げ る。パケットが完全に持ち上がると、走行して場所を移動し放土する。走行牽引力で パケットを地山に押し込む作業の後半では、走行牽引力だけでなく作業機力も併用 しながら行うことが多い。その後の作業機力でパケットを上方に持ち上げる作業の前 半では、パケットを地山に押し込みながら行うことが多い。以下の説明では、前者の 作業 (走行牽引力と作業機力を併用しながら行うパケットを押し込む作業)を重負荷 作業 1と! 、、後者の作業 (バケツトを地山に押し込みながら作業機力でパケットを上 方に持ち上げる作業)を重負荷作業 2という。
[0070] 従来は、アクセルペダル 12をフル操作した場合、アクセルペダル角目標回転数 Np は常に最大目標回転数 Nmaxであった。また、エンジン 1の出力回転数 (実回転数） が低下しても、油圧ポンプ 22の最大吸収トルク Tmaxは一定であった。その結果、図 5において、重負荷作業 1と重負荷作業 2ではポンプ吸収トルクとトルコントルクとェン ジン回転数は次のように変化して ヽた。
[0071] <重負荷作業 1 > エンジン回転数（実回転数） =Nh^Nmax
ポンプトルク Tph
トルコントルク（走行牽引力） TTh
<重負荷作業 2 >
ポンプトルク Tph→Tpi=Tpmaxに増
トルコントルク（走行牽引力） TTh→TTiに減
エンジン回転数（実回転数） =Nh^Nmax→Niに減
これに対し、本実施の形態では、図 3及び図 4に示すように最大吸収トルクと目標ェ ンジン回転数は可変である。その結果、図 6において、重負荷作業 1と重負荷作業 2 ではポンプ吸収トルクとトルコントルクとエンジン回転数は次のように変化する。
[0072] <重負荷作業 1 >
エンジン回転数（実回転数） =Nh^Nmax
目標エンジン回転数 Nm=アクセルペダル角目標回転数 Np (=Nmax) ポンプトルク Tph
トルコントルク（走行牽引力） TTh
<重負荷作業 2 >
ポンプトルク Tph→Tpi^Tph (ほとんど変わらず）
トルコントルク（走行牽引力） TTh→TTiに減
エンジン回転数（実回転数） =Nh^Nmax→Niに減
目標エンジン回転数 Nm = Np (Nmax)→Niに減
本実施の形態における重負荷作業 1から重負荷作業 2への上記状態の変化を図 6 と図 3及び図 4を用 、て詳述する。
[0073] <重負荷作業 1 >
重負荷作業 1での油圧ポンプ 22の吸収トルク Tphはポンプ最大吸収トルク Tmaxよ り小さく、ポンプ吸収トルク Tph (作業負荷）とトルクコンバータ 32の入力トルクであるト ルコントルク TThとの和はエンジン 1の出力トルクとほぼ釣り合つている。この場合は、 図 3にお 、て、回転数偏差演算部 52で演算されるエンジン回転数偏差 Δ N ( =Na -Np)はほぼ 0であり、補正トルク演算部 53で演算される補正トルク ΔΤπιもほぼ 0で ある。よって、加算部 59では、ベーストルク演算部 51で演算したポンプベーストルク T bがそのまま補正ポンプベーストルク Tmとして演算され、ポンプ最大吸収トルク Tma x (=Tm)は変化しない。同様に、図 4において、回転数偏差演算部 62で演算される エンジン回転数偏差 A N (=Na—Np)はほぼ 0であり、補正回転数演算部 63で演 算される補正回転数 Δ Νπιもほぼ 0である。よって、加算部 69では、アクセルペダル 角目標回転数演算部 61で演算されるアクセルペダル角目標回転数 Νρがそのまま 補正目標回転数 Nmとして演算され、 目標エンジン回転数 Nm(Nmax)も変化しな い。この場合は、エンジン回転数は Nh (^Nmax)に維持される。
<重負荷作業 2 >
以上の状態力 重負荷作業 2に移行し、油圧ポンプ 22が最大吸収トルク Tmaxを 消費し、ポンプ吸収トルクとトルコントルクの和がエンジン 1の出力トルクを超えると、 図 3及び図 4の回転数偏差演算部 52, 62で補正トルク ΔΤπι及び補正回転数 Δ Νπι が計算される。また、このときは、トルクコンバータ 31はストールに近い状態にあり、油 圧ポンプ 22の吐出圧は図示しないメインリリーフ弁のリリーフ圧近辺の高圧であるた め、図 3及び図 4の速度比演算部 54, 64で演算されるトルクコンバータ速度比 eはほ ぼ 0であり、走行状態判定部 55, 65で演算される第 1判定係数 α 1, β 1はほぼ 1で あるとともに、作業状態判定部 56, 66で演算される第 2判定係数《2, |8 2もほぼ 1で ある。このため図 3及び図 4の選択部 57, 67では第 3判定係数《3, 3がほぼ 1とな り、乗算部 58, 68では補正トルク ΔΤπι及び補正回転数 Δ Νπιがそのまま補正トルク Δ Tmaとして演算され、加算部 59ではポンプベーストルク Tbに補正トルク ΔΤπιが 加算された値が補正ポンプベーストルク Tmとして演算され、加算部 69ではアクセル ペダル角目標回転数 Npに補正回転数 Δ Nmが加算された値が補正目標回転数 N mとして演算される。その結果、油圧ポンプ 22の最大吸収トルクは Tbから Tb+ ΔΤ mへと減少し、エンジン 1の目標回転数は Npから Νρ+ Δ Νπιへと低下する。このた め図 6において、エンジン 1の特性線 TE+TRは図示の如く Xから Υに変化し、油圧 ポンプ 22の最大吸収トルク Tphは図 5の如く増大せずに、 Tphとほぼ同じ値の Tpiに 変ィ匕し、トルクコンバータ 32の入力トルク（トルコントルク）は TThから TTiへと減少す る。その結果、ポンプ吸収トルク Tpiとトルコントルク TTiの和はエンジン 1の出力トルク とレギュレーション領域の特性線 TR上でバランスし、エンジン回転数は従来の場合と 同様に Nhから Niへと低下する。
[0075] 従って、本実施の形態によれば、次の作用効果が得られる。
<作用 1 >
重負荷作業 2でのトルコントルク（走行牽引力）は TThから TTiへと減少する。しかし 、この点は従来と同じである。一方、ポンプトルクは Tpi^Tphで従来の TpUり小さく なるため、油圧ポンプ 22の吐出流量は従来に比べ少なくなる。しかし、重負荷作業 2 では油圧ポンプ 22の吐出圧は高圧となる力 フロント作業機 104の動きはゆっくりで ある場合が多い。よって、従来に比べ作業量が落ちることはない。
<作用 2 >
ポンプトルクは Tpi^Tphで従来の TpUり小さくなる。トルコントルク（走行牽引力） は TThから ΤΠに低減する。その結果、エンジン負荷 (Tpi+TTi)は従来より減少す る。このため目標回転数 Nmは Np (Nmax)力 Niに低下する。このエンジン負荷の 低減と目標回転数の低下により燃費が向上する。
[0076] 従って、本実施の形態によれば、走行作業車両の作動状態を判断してエンジン出 力を走行出力と作業機出力にバランス良く配分することができると同時に、エンジン 負荷の軽減も行えるので、重負荷作業時の作業量を確保しつつ低燃費化を図ること ができる。
[0077] また、走行状態判定部 55には、トルクコンバータ速度比 eが第 1設定値と第 2設定 値の間にあるときは、所定の割合 (ゲイン)でトルクコンバータ速度比 eが上昇するに 従い α 1が小さくなるよう eと oc 1の関係が設定され、作業状態判定部 56には、ポンプ 圧が第 1設定値と第 2設定値の間にあるときは、所定の割合 (ゲイン)でポンプ圧が上 昇するに従い α 2が大きくなるようポンプ圧と oc 2の関係が設定されている。作業機側 の油圧ポンプ 22は可変容量型である。このため、トルクコンバータ速度比 eが第 1設 定値と第 2設定値の間にあるとき、或いはポンプ圧が第 1設定値と第 2設定値の間に あるときは、それらの大きさに応じて補正トルク Δ Τπιの大きさが補正され、走行装置 34の作動状況或いは作業ァクチユエータ 23a〜23nの作動状況に応じて油圧ボン プ 22の最大吸収トルクの補正量を変えることができる。このように最大吸収トルクの補 正量を変えることによって、ポンプ容量を任意の値に制御することができ、エンジン 1 の出力配分に柔軟性を持たせることができる。
[0078] 更に、本実施の形態では、走行状態判定部 65には、トルクコンバータ速度比 eが第 1設定値と第 2設定値の間にあるときは、所定の割合 (ゲイン)でトルクコンバータ速度 比 eが上昇するに従い ι8 1が小さくなるよう eと ι8 1の関係が設定され、作業状態判定 部 66には、それぞれ、ポンプ圧が第 1設定値と第 2設定値の間にあるときは、所定の 割合 (ゲイン)でポンプ圧が上昇するに従い j8 2が大きくなるようポンプ圧と β 2の関 係が設定されている。このため、トルクコンバータ速度比 eが第 1設定値と第 2設定値 の間にあるとき、或いはポンプ圧が第 1設定値と第 2設定値の間にあるときは、それら の大きさに応じて補正回転数 Δ Νπιの大きさが補正され、走行装置 34の作動状況或 いは作業ァクチユエータ 23&· ··23ηの作動状況に応じて目標エンジン回転数或の補 正量も変えることができる。このように目標エンジン回転数の補正量を変えることによ つて、エンジン 1の出力配分に更に柔軟性を持たせることができる。
[0079] なお、以上述べた実施の形態は、本発明の精神の範囲内で種々の変形が可能で ある。例えば、上記実施の形態では、走行作業車両としてホイールローダについて説 明したが、トルクコンバータ付きのものであればそれ以外の走行式油圧作業機に適 用しても、同様の効果が得られる。ホイールローダ以外のトルクコンバータ付き走行 作業車両としては、テレスコピックハンドラー、ホイールショベル等がある。
[0080] また、コントローラ 4のポンプ制御部（図 3)とエンジン制御部（図 4)のそれぞれに回 転数偏差演算部 52, 62、速度比演算部 54, 64、走行状態判定部 55, 65、作業状 態判定部 56, 66、選択部 57, 67を設けた力 それらは 1づっ設け、兼用してもよい。
[0081] また、ポンプベーストルク Tb、アクセルペダル角目標回転数 Npの補正方法として、 補正トルク ΔΤπι、補正回転数 Δ Νπι、第 3判定係数《3, β 3を計算し、それらの乗 算値をポンプベーストルク Tb、アクセルペダル角目標回転数 Npに加算した力 同等 の結果が得られるのであれば、他の方法でもよい。他の方法としては、例えば、選択 部 57, 67の出力を補正トルク或いは補正回転数にし、演算部 53, 63側で補正係数 を計算する、或いは両方とも補正トルク、補正回転数を出力して加算する、或いは両 方とも補正係数を出力してポンプベーストルク Tb、アクセルペダル角目標回転数 Np に乗算するなどがある。
更に、作業ァクチユエータの作動状況を判断するのに油圧ポンプ 22の吐出圧を検 出したが、それに代え、或いはそれと併用し、図示しない作業機用操作手段の操作 信号を検出してもよぐこの場合より正確に作業ァクチユエータの作動状況を把握す ることがでさる。

Claims

請求の範囲
[1] エンジン (1)と、
このエンジンの回転数を制御する燃料噴射装置 (11)と、
前記エンジン (1)により駆動される走行用のトルクコンバータ (32)を含む走行手段 (34 )と、
前記エンジン (1)により駆動される可変容量型の油圧ポンプ (22)と、
この油圧ポンプの吐出油により駆動される作業ァクチユエータ (23a-23n)とを備えた 走行作業車両の制御装置において、
前記油圧ポンプ (22)の吸収トルクが予め定めた最大吸収トルク (Tm)を超えないよう に制御するポンプトルク制御手段 (26)と、
前記エンジン (1)の目標回転数 (Np)を指令する入力手段 (12)と、
前記走行作業車両の作動状態を判断する状態判断手段 (52,62,53,63,54,64,55,65
,56,66
)と、
前記状態判断手段 (52,62,53,63,54,64,55,65,56,66)の判断結果に応じて前記油圧 ポンプ (22)の最大吸収トルク (Tm)を求めるためのポンプベーストルク (Tb)と前記ェンジ ン (1)の目標回転数 (Np)の両方を補正する補正制御手段 (53,63,57,67,58,68,59,69)と を備えることを特徴とする走行作業車両の制御装置。
[2] 請求項 1記載の走行作業車両の制御装置において、
前記状態判断手段 (52,62,53,63,54,64,55,65,56,66)は、前記エンジン (1)の負荷状 態を判断する第 1判断手段 (52,62,53,63)を含み、
前記補正制御手段 (53,63, 57,67,58,68,59,69)は、前記第 1判断手段 (52,62,53,63) で前記エンジン (1)が過負荷状態であると判断されると、前記油圧ポンプ (22)の最大 吸収トルク (Tm)を求めるためのポンプベーストルク (Tb)と前記エンジン (1)の目標回転 数 (Np)をそれぞれ小さくするよう補正することを特徴とする走行作業車両の制御装置
[3] 請求項 1記載の走行作業車両の制御装置において、
前記状態判断手段 (52,62,53,63,54,64,55,65,56,66)は、前記エンジン (1)の負荷状 態を判断する第 1判断手段 (52,62,53,63)と、前記走行手段 (34)の作動状況を判断す る第 2判断手段 (54,64,55,65)とを含み、
前記補正制御手段 (53,63, 57,67,58,68,59,69)は、前記第 1判断手段 (52,62,53,63) で前記エンジン (1)が過負荷状態であると判断され、前記第 2判断手段 (54,64,55,65) で前記走行手段 (34)がトルクコンバータストールに近い状態にあると判断されると、前 記油圧ポンプ (22)の最大吸収トルク (Tm)を求めるためのポンプベーストルク (Tb)と前 記エンジン (1)の目標回転数 (Np)をそれぞれ小さくするよう補正することを特徴とする 走行作業車両の制御装置。
[4] 請求項 1記載の走行作業車両の制御装置において、
前記状態判断手段 (52,62,53,63,54,64,55,65,56,66)は、前記エンジン (1)の負荷状 態を判断する第 1判断手段 (52,62,53,63)と、前記走行手段 (34)の作動状況を判断す る第 2判断手段 (54,64,55,65)と、前記作業ァクチユエータ (23a-23n)の作動状況を判 断する第 3判断手段 (55,65)とを含み、
前記補正制御手段 (53,63, 57,67,58,68,59,69)は、前記第 1判断手段 (52,62,53,63) で前記エンジン (1)が過負荷状態であると判断され、前記第 2判断手段 (54,64,55,65) で前記走行手段 (34)がトルクコンバータストールに近い状態にあると判断され、かつ 前記第 3判断手段 (55,65)で前記作業ァクチユエータ (23a-23n)が高負荷状態であると 判断されると、前記油圧ポンプ (22)の最大吸収トルク (Tm)を求めるためのポンプべ一 ストルク (Tb)と前記エンジン (1)の目標回転数 (Np)をそれぞれ小さくするよう補正するこ とを特徴とする走行作業車両の制御装置。
[5] 請求項 2〜4の！、ずれか 1項記載の走行作業車両の制御装置にお!/、て、
前記第 1判断手段 (52,62,53,63)は、
前記エンジン (1)の実回転数 (Na)を検出する手段 (43)と、
前記目標回転数 (Np)と実回転数 (Na)の偏差 ( Δ N)を計算し、この回転数偏差により 前記エンジン (1)の負荷状態を判断する手段とを有することを特徴とする走行作業車 両の制御装置。
[6] 請求項 3又は 4記載の走行作業車両の制御装置において、
前記第 2判断手段 (54,64,55,65)は、 前記トルクコンバータ (32)の入力側の回転数 (Na)を検出する手段 (43)と、
前記トルクコンバータ (32)の出力側の回転数を検出する手段 (44)と、
前記トルクコンバータ (32)の入力側の回転数と出力側の回転数に基づきトルタコン バータ速度比 (e)を演算し、このトルクコンバータ速度比により前記走行手段 (34)の作 動状況を判断する手段とを有することを特徴とする走行作業車両の制御装置。
[7] 請求項 4記載の走行作業車両の制御装置にお 、て、
前記第 3判断手段 (55,65)は、
前記油圧ポンプ (22)の負荷圧力を検出する手段 (42)と、この油圧ポンプの負荷圧力 により前記作業ァクチユエータ (23a-23n)の作動状況を判断する手段とを有することを 特徴とする走行作業車両の制御装置。
[8] 請求項 2〜4の！、ずれか 1項記載の走行作業車両の制御装置にお!/、て、
前記補正制御手段 (53,63, 57,67,58,68,59,69)は、前記第 1判断手段 (52,62,53,63) で前記エンジン (1)が過負荷状態であると判断されたときにトルク補正値 ( Δ Tm)及び 回転数補正値 ( Δ Nm)を演算する手段と、基準最大吸収トルク (Tb)と前記トルク補正 値 ( Δ Tm)との差を演算して補正後の最大吸収トルク (Tm)を求める手段と、前記入力 手段 (12)が指令する前記エンジン (1)の目標回転数 (Np)と前記回転数補正値 ( Δ Nm) との差を演算して補正後の目標回転数 (Nm)を求める手段とを有することを特徴とする 走行作業車両の制御装置。
[9] 請求項 3又は 4記載の走行作業車両の制御装置において、
前記補正制御手段 (53,63, 57,67,58,68,59,69)は、前記第 1判断手段 (52,62,53,63) で前記エンジン (1)が過負荷状態であると判断されたときに第 1トルク補正値 ( Δ Τπι)及 び第 1回転数補正値 ( Δ Νπι)を演算する手段と、前記第 2判断手段 (54,64,55,65)で前 記走行手段 (34)がトルクコンバータストールに近い状態にあると判断されたときに第 2 トルク補正値 (ひ 1)及び第 2回転数補正値 ( j8 1)を演算する手段と、前記第 1トルク補 正値 ( Δ Tm)と第 2トルク補正値 ( a 1)との演算を行! \最終的なトルク補正値 ( Δ Tma) を決定する手段と、前記第 1回転数補正値 ( Δ Νπι)と第 2回転数補正値 ( j8 1)との演算 を行い、最終的な回転数補正値 ( A Nma)を決定する手段と、基準最大吸収トルク (Tb) と前記最終的なトルク補正値 ( Δ Tma)との差を演算して補正後の最大吸収トルク (Tm) を求める手段と、前記入力手段 (12)が指令する前記エンジン (1)の目標回転数 (Np)と 前記最終的な回転数補正値 ( Δ Nma)との差を演算して補正後の目標回転数 (Nm)を 求める手段とを有することを特徴とする走行作業車両の制御装置。
請求項 4記載の走行作業車両の制御装置にお 、て、
前記補正制御手段 (53,63, 57,67,58,68,59,69)は、前記第 1判断手段 (52,62,53,63) で前記エンジン (1)が過負荷状態であると判断されたときに第 1トルク補正値 ( Δ Τπι)及 び第 1回転数補正値 ( Δ Νπι)を演算する手段と、前記第 2判断手段 (54,64,55,65)で前 記走行手段 (34)がトルクコンバータストールに近い状態にあると判断されたときに第 2 トルク補正値 ( α 1)及び第 2回転数補正値 ( j8 1)を演算する手段と、前記第 3判断手段 (55,65)で前記作業ァクチユエータ (23a-23n)が高負荷状態であると判断されたときに 第 3トルク補正値 ( a 2)及び第 3回転数補正値 ( β 2)を演算する手段と、前記第 1トルク 補正値 ( Δ Tm)と第 2トルク補正値 ( a 1)と第 3トルク補正値 ( a 2)との演算を行 1、、最終 的なトルク補正値 ( Δ Tma)を決定する手段と、前記第 1回転数補正値 ( Δ Nm)と第 2回 転数補正値 ( ι8 1)と第 3回転数補正値 ( j8 2)との演算を行い、最終的な回転数補正値 ( Δ Nma)を決定する手段と、基準最大吸収トルク (Tb)と前記最終的なトルク補正値 ( Δ Tma)との差を演算して補正後の最大吸収トルク (Tm)を求める手段と、前記入力手段 ( 12)が指令する前記エンジン (1)の目標回転数 (Np)と前記最終的な回転数補正値 ( Δ Nma)との差を演算して補正後の目標回転数 (Nm)を求める手段とを有することを特徴 とする走行作業車両の制御装置。
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