WO2010018828A1 - 油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置 - Google Patents

油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置 Download PDF

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hydraulic
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pump absorption
pump
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昭広 楢崎
有賀　修栄
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日立建機株式会社
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    • F15B2211/85—Control during special operating conditions
    • F15B2211/851—Control during special operating conditions during starting

Definitions

  • the present invention is provided in a hydraulic working machine such as a construction machine in which a variable displacement hydraulic pump is driven by an engine composed of an internal combustion engine such as a diesel engine and a hydraulic actuator is driven by discharge oil of the variable displacement hydraulic pump.
  • the present invention relates to an engine lug-down suppressing device for a hydraulic working machine that suppresses engine lug-down caused by operation of an actuator.
  • a diesel engine is generally used as an engine of a hydraulic excavator that is a hydraulic working machine.
  • speed control is performed.
  • actual engine speed when the actually detected engine speed (hereinafter referred to as “actual engine speed”) becomes lower than the target engine speed as the engine load increases, the actual engine speed is set to the target engine speed.
  • the fuel injection amount is controlled so as to approach the number.
  • a variable displacement hydraulic pump is driven by a diesel engine, and a hydraulic actuator such as an arm cylinder is driven by discharge oil of the variable displacement hydraulic pump. Therefore, when the pump discharge pressure increases with the operation of the hydraulic actuator, the engine load increases and the actual engine speed decreases. When the actual engine speed decreases in this way, the speed control described above is performed. Since the speed control has a response delay with respect to a decrease in the actual engine speed, a phenomenon that the actual engine speed decreases within the response time, that is, an engine lag down occurs. The engine lug-down tends to increase as the operation of the hydraulic actuator from the stopped state is rapid, that is, as the pump absorption torque increases rapidly.
  • the operating speed of the hydraulic actuator changes according to the discharge flow rate of the variable displacement hydraulic pump.
  • the pump discharge flow rate at the start of the operation of the hydraulic actuator first decreases with the pump discharge flow rate corresponding to the operation of the operation lever device as the actual engine speed decreases due to the engine lug down, and then the actual As the engine speed increases in a direction approaching the target engine speed by speed control, the pump discharge flow rate increases to a pump discharge flow rate corresponding to the operation of the operation lever device.
  • the fluctuation of the pump discharge flow rate becomes more severe as the operation from the stop state of the hydraulic actuator is abrupt.
  • a small pump absorption torque in which the pump absorption torque is always set in advance when the operation lever device is not operated that is, the minimum pump absorption torque on the performance of the variable displacement hydraulic pump, or the minimum pump absorption torque.
  • Control is performed to maintain the pump absorption torque at a lower limit value set in advance larger than the torque. This control is performed regardless of the engine speed. For this reason, the operating lever device is suddenly operated from the non-operating state to the maximum operating amount in a state where the engine is operating in a range of the engine speed that can obtain an engine output torque with a margin with respect to the maximum pump absorption torque.
  • the present invention has been made in consideration of the above-described circumstances, and an object of the present invention is to provide a hydraulic working machine that can suppress a decrease in operability of the hydraulic actuator when the hydraulic actuator is suddenly operated from a stopped state.
  • the object is to provide an engine lug-down suppressing device.
  • the engine lag-down suppressing device for a hydraulic working machine includes an engine, a variable displacement hydraulic pump driven by the engine, and discharge oil of the variable displacement hydraulic pump.
  • operation command means for commanding an operation to be performed by the hydraulic actuator
  • target engine speed command means for commanding a target engine speed of the engine;
  • the engine lag down suppression device comprising: detecting means for detecting presence / absence of a command by the means; and pump absorption torque control means for controlling pump absorption torque of the variable displacement hydraulic pump according to a detection result by the detection means.
  • the pump absorption torque control means sets the target when no command is detected by the detection means.
  • the pump absorption torque that is set and determined by the first control means is within the range below the pump absorption torque determined by the second control means at all target engine speeds, and the target engine speed The higher the number, the closer to the pump absorption torque determined by the second control means.
  • the first control means controls the pump absorption torque according to the target engine speed.
  • the pump absorption torque determined by the first control means is controlled within a range equal to or less than the pump absorption torque determined by the second control means at all target engine speeds, and the target engine speed is The higher the value, the closer to the pump absorption torque determined by the second control means.
  • the pump absorption torque when the hydraulic actuator is stopped is started when the engine is operating in a range of engine speed that can provide an engine output torque with a margin for the maximum pump absorption torque.
  • the pump absorption torque at the time can be kept close, and the increase range of the pump discharge flow rate when the hydraulic actuator is suddenly operated from the stop state can be reduced. Therefore, it is possible to suppress a decrease in operability of the hydraulic actuator when the hydraulic actuator is caused to perform a sudden operation from a stopped state.
  • a water temperature detecting means for detecting a temperature of engine cooling water for cooling the engine, and an engine cooling detected by the water temperature detecting means.
  • a correction unit that corrects the pump absorption torque determined by the first control unit in accordance with the temperature of the water.
  • an oil temperature detecting means for detecting a temperature of hydraulic oil that is discharged from the variable displacement hydraulic pump
  • a correcting means for correcting the pump absorption torque determined by the first control means in accordance with the temperature of the hydraulic oil detected by the oil temperature detecting means.
  • the engine lag-down suppressing device for a hydraulic working machine of the present invention the engine lag-down suppressing of the hydraulic working machine that can suppress a decrease in the operability of the hydraulic actuator when the hydraulic actuator is suddenly operated from a stopped state.
  • An apparatus can be provided.
  • FIG. 1 is a left side view of a hydraulic excavator provided with an engine lug-down suppressing device for a hydraulic working machine according to an embodiment of the present invention. It is a hydraulic circuit diagram which simplifies and shows the hydraulic control apparatus provided in the hydraulic excavator shown in FIG. 1 including the engine lug-down suppressing device for a hydraulic working machine according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing details of a tilt control unit of the variable displacement hydraulic pump shown in FIG. 2.
  • 1 is a block diagram of an engine lug-down suppressing device for a hydraulic working machine according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a diagram showing a relationship between a target engine speed and a pump absorption torque stored in advance in the controller shown in FIG. 4.
  • FIG. 1 is a left side view of a hydraulic excavator provided with an engine lug-down suppressing device for a hydraulic working machine according to an embodiment of the present invention.
  • a hydraulic excavator 1 includes a traveling body 2 that travels by driving a crawler belt 2a, and a revolving body 3 that is provided on the traveling body 2 so as to be able to swivel and includes an operation room 3a and a machine room 3b.
  • the front working machine 4 provided in the center of the front part of the swivel body 3 is provided.
  • the traveling body 2 has traveling motors 10 including hydraulic motors on both the left and right sides, and these are used as driving sources.
  • the revolving body 3 also uses a revolving motor (not shown) made of a hydraulic motor as a drive source.
  • the front work machine 4 is rotatably coupled to a boom 5 that is pivotally coupled to the center of the front portion of the revolving unit 3 and an end of the boom 5 opposite to the revolving unit 3 side.
  • Arm 6 and a bucket 7 rotatably coupled to the end of arm 6 opposite to the boom 5 side.
  • the boom 5, the arm 6 and the bucket 7 are driven by a boom cylinder 11, an arm cylinder 12 and a bucket cylinder 13 which are hydraulic cylinders, respectively.
  • FIG. 2 is a simplified hydraulic circuit diagram showing a hydraulic control device included in the hydraulic excavator shown in FIG. 1 including the engine lug-down suppressing device for a hydraulic working machine according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing details of the tilt control unit of the variable displacement hydraulic pump shown in FIG.
  • the hydraulic control device 20 is configured to be capable of driving all of the above-described plurality of hydraulic actuators, that is, the two traveling motors 10, the turning motor, the boom cylinder 11, the arm cylinder 12, and the bucket cylinder 13. In order to simplify the explanation, only the components for driving the arm cylinder 12 of these hydraulic actuators will be illustrated and described.
  • the hydraulic control device 20 includes an engine 21 (diesel engine), a variable displacement hydraulic pump 23 as a main pump that is driven by transmission of the output of the engine 21 by a transmission device 22, and the variable displacement hydraulic pump 23 and an arm.
  • a hydraulic pilot type directional control valve 30 interposed between the cylinder 12 and controlling the flow of pressure oil supplied from the variable displacement hydraulic pump 23 to the arm cylinder 12, and a pilot circuit for operating the directional control valve 30 31.
  • the direction control valve 30 includes hydraulic pilot portions 30a and 30b for operating a spool (not shown) in two opposite directions.
  • the pilot circuit 31 includes a pair of pilot pressure reducing valves 32 and 33, an operation lever device 34 that can selectively operate the pair of pressure reducing valves 32 and 33 by an operation lever 34 a, and an output of the engine 21 by a transmission device 22.
  • a pilot pump 35 that discharges pilot pressure oil that is transmitted and driven to supply the pressure reducing valves 32 and 33 is provided.
  • the oil discharged from the pilot pump 35 is guided to the inlets of the pressure reducing valves 32 and 33 by the primary pressure line 36.
  • the outlet of the pressure reducing valve 32 and one hydraulic pilot part 30 a of the direction control valve 30 communicate with each other via a pilot line 37.
  • the outlet of the pressure reducing valve 33 and the other hydraulic pilot part 30 b of the direction control valve 30 communicate with each other via a pilot pipe line 38.
  • the pressure reducing valve 32 or 33 generates a pilot pressure as the operation lever 34a of the operation lever device 34 is tilted, and this pilot pressure is directed through the pilot pipe line 37 or 38. It is guided to the hydraulic pilot part 30a or 30b of the control valve 30.
  • the direction control valve 30 is switched, and the flow of the pressure oil supplied from the variable displacement hydraulic pump 23 to the arm cylinder 12 is controlled. That is, the pilot circuit 31 constitutes an operation command means that commands the operation to be performed by the arm cylinder 12.
  • the hydraulic control device 20 includes an input device 40 as a target engine speed command means for commanding the target engine speed to the engine 21.
  • a target engine speed command means for commanding the target engine speed to the engine 21.
  • Speed control is performed to control the fuel injection amount.
  • the variable displacement hydraulic pump 23 is an axial piston pump capable of tilt control, for example, a swash plate type variable displacement hydraulic pump, and includes a tilt control unit 25 that controls the tilt angle of the swash plate 24.
  • the tilt control unit 25 includes a cylinder bore 26, a piston 27 having a piston rod 27 a connected to the swash plate 24, and reciprocating in the cylinder bore 26, and a direction in which the piston 27 compresses the rod side chamber 26 a of the cylinder bore 26.
  • an urging spring 28 for urging.
  • the piston 27 moves while compressing the bottom side chamber 26 b against the biasing spring 28 by supplying pressure oil to the rod side chamber 26 a, and the biasing spring is moved as the pressure in the rod side chamber 26 a decreases.
  • FIG. 4 is a block diagram of an engine lug-down suppressing device for a hydraulic working machine according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the target engine speed and the pump absorption torque stored in advance in the controller shown in FIG.
  • FIG. 6 is a flowchart showing a procedure of processing performed by the controller shown in FIG.
  • FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the characteristics of constant torque control performed on the variable displacement hydraulic pump shown in FIG. 2 and the various pump absorption torques shown in FIG.
  • the engine lag-down suppressing device 50 of the hydraulic working machine includes a detection device 51 that detects the presence or absence of pilot pressure in the pilot circuit 31.
  • the detection device 51 includes a pressure switch 52 that is turned on when a pressure equal to or higher than a set pressure set as a minimum pilot pressure required for switching the direction control valve 30 and outputs a detection signal, and pilot lines 37 and 38.
  • Each having two inlets connected to each other and one outlet having a shuttle valve 53 connected to the pressure switch 52.
  • the pressure switch 52 is turned on.
  • the engine lag-down suppressing device 50 has an electromagnetic valve 54 as a control valve capable of controlling the pressure in the rod side chamber 26a of the tilt control unit 25.
  • This electromagnetic valve 54 is interposed between the primary pressure line 36 and the rod side chamber 26a, and supplies the pressure in the primary pressure line 36 to the rod side chamber 26a and the pressure from the rod side chamber 26a to the hydraulic oil tank 39. Opening is possible.
  • the state of the electromagnetic valve 54 shown in FIG. 3 is a non-operating state of the electromagnetic valve 54 in which drive current is not supplied to the electromagnetic valve 54.
  • the rod side chamber 26a communicates with the hydraulic oil tank 39 to become a tank pressure, and the piston 27 is urged by the urging spring 28 to reduce the tilt angle of the swash plate 24, that is, the displacement volume. It is easy to move in the direction of decreasing.
  • the operating state (not shown) of the solenoid valve 54 to which the drive current is supplied to the solenoid valve 54 the pressure of the primary pressure line 36 is introduced into the rod side chamber 26a, and the piston 27 resists the biasing spring 28 and the swash plate. It becomes easy to move in the direction of increasing the tilt angle of 24, that is, in the direction of increasing the displacement.
  • the engine lag-down suppressing device 50 includes a controller 55 that controls a drive current applied to the electromagnetic valve 54.
  • the controller 55 includes a CPU, a ROM, a RAM, and an input / output interface, and performs arithmetic processing and signal input / output processing by a computer program stored in advance in the ROM.
  • the controller 55 is supplied with a target engine speed signal corresponding to the target engine speed output from the input device 40 and a detection signal output from the pressure switch 52.
  • the controller 55 is set so as to function as an operation determination unit that determines whether the operation lever device 34 is in an operation state or a non-operation state. Specifically, the controller 55 determines that the operation lever device 34 is in a non-operation state when no detection signal is given from the pressure switch 52, and the operation lever device 34 is in an operation state when a detection signal is given. It is set to determine that there is.
  • the controller 55 and the detection device 51 described above constitute detection means for detecting the presence / absence of a command from the operation lever device 34 (operation command means).
  • the electromagnetic valve 54 and the controller 55 constitute pump absorption torque control means for controlling the pump absorption torque of the variable displacement hydraulic pump 23. Further, the controller 55 controls the drive current of the solenoid valve 54 when it is determined that the operation lever device 34 is in a non-operating state as an operation determination means, that is, when a command for operating the arm cylinder 12 is not detected. It is set to function as a first valve control means. Thus, the pump absorption torque control means (the electromagnetic valve 54 and the controller 55) functions as first control means for controlling the pump absorption torque according to the target engine speed. Further, the controller 55 controls the drive current of the electromagnetic valve 54 when it is determined that the operation lever device 34 is in the operation state as the operation determination means, that is, when a command for operating the arm cylinder 12 is detected. It is set to function as the second valve control means. Thus, the pump absorption torque control means (the electromagnetic valve 54 and the controller 55) functions as second control means for controlling the pump absorption torque according to the target engine speed.
  • non-operation pump absorption torque T1 the pump absorption torque controlled by the first control means
  • the non-operation pump absorption torque T1 becomes the minimum value T1min regardless of the change in the target engine speed N when the target engine speed N is in the range of “0 ⁇ N ⁇ N11”. Further, the target engine speed N is proportional to the target engine speed N in the range of “N11 ⁇ N ⁇ N12”. Further, when the target engine speed N is in the range of “N12 ⁇ N ⁇ N13”, the target engine speed N becomes a constant value T1mid (> T1min) regardless of the change in the target engine speed N. Further, the target engine speed N is proportional to the target engine speed N in the range of “N13 ⁇ N ⁇ N14”. Further, when the target engine speed N is in the range of “N14 ⁇ N”, the maximum value T1max (> T1mid) is obtained regardless of the change in the target engine speed N.
  • operation-time pump absorption torque T2 When a command for operating the arm cylinder 12 is detected, that is, when the operation lever device 34 is operated, the pump absorption torque controlled by the second control means (hereinafter referred to as “operation-time pump absorption torque T2”). The characteristics will be described.
  • the pump absorption torque T2 during operation is set to a range smaller than the rated engine output torque.
  • the shape of the characteristic line of the pump absorption torque T2 during operation is obtained by geometrically simplifying the characteristic line of the rated engine output torque.
  • the operation-time pump absorption torque T2 is obtained from the non-operation-time pump absorption torque T1 regardless of changes in the target engine speed N when the target engine speed N is in the range of “0 ⁇ N ⁇ N21, N21 ⁇ N11”. Is also a large minimum value T2min (> T1min). Further, when the target engine speed N is in a range of “N21 ⁇ N ⁇ N22”, the target engine speed N is proportional to the target engine speed N and is larger than the non-operation pump absorption torque T1.
  • the maximum value T2max (> T1max) is obtained regardless of the change in the target engine speed N.
  • the maximum value T2max is the maximum pump absorption torque of the variable displacement hydraulic pump 23.
  • the engine lag-down suppressing device 50 includes a water temperature detector 56 as water temperature detecting means for detecting the temperature of engine cooling water that cools the engine 21, and discharge oil from the variable displacement hydraulic pump 23. And an oil temperature detector 57 for detecting the temperature of the hydraulic oil.
  • the water temperature detector 56 outputs a water temperature detection signal corresponding to the detected value, and this water temperature detection signal is input to the controller 55.
  • the oil temperature detector 57 outputs an oil temperature detection signal corresponding to the detected value, and this oil temperature detection signal is also input to the controller 55.
  • the controller 55 is set to function as third valve control means for controlling the drive current of the electromagnetic valve 54 based on the water temperature detection signal and the oil temperature detection signal.
  • the pump absorption torque control means functions as a correction means for correcting the non-operation pump absorption torque T1 determined by the first control means.
  • This correction means corrects the non-operation pump absorption torque T1 to be small when the temperature of the engine coolant exceeds a preset threshold and when the temperature of the hydraulic oil exceeds a preset threshold. .
  • the characteristics of the pump absorption torque corrected by the correcting means (hereinafter referred to as “correction pump absorption torque T1 ′”) are set to draw a characteristic line having the same shape as the non-operation pump absorption torque T1, for example.
  • the correction pump absorption torque T1 ′ is set to be smaller than the non-operation pump absorption torque T1.
  • the engine cooling water temperature threshold is set to a value within a temperature range in which the engine 21 is warmed to such an extent that the rated engine output torque can be obtained.
  • the threshold value of the temperature of the hydraulic oil is set to a value within a temperature range in which the viscosity of the hydraulic oil suitable for the operation of the variable displacement hydraulic pump 23 can be obtained.
  • the engine lag-down suppressing device 50 configured as described above operates as follows.
  • the controller 55 first inputs a target engine speed signal from the input device 40, a water temperature detection signal from the water temperature detector 56, and an oil temperature detection signal from the oil temperature detector 57 (procedure). S1). Next, the controller 55 determines whether the pressure switch 52 is on or off, that is, whether the operating lever device 34 is in an operating state or a non-operating state, depending on whether a detection signal is given from the pressure switch 52 (step S2). When it is determined that the operation lever device 34 is in the non-operating state, the controller 55 functions as a first valve control means, and the controller 55 calculates the non-operation pump absorption torque T1 as the pump absorption torque T (step S3).
  • the controller 55 controls the drive current of the electromagnetic valve 54, that is, the tilt angle (push-off volume) of the swash plate 24 in accordance with the target engine speed N (procedure S4 ⁇ procedure S5 ⁇ procedure S6). That is, the electromagnetic valve 54 and the controller 55 function as first control means.
  • the controller 55 functions as the third valve control means when at least one of the engine coolant temperature and the hydraulic oil temperature is equal to or lower than the threshold value.
  • the valve 54 and the controller 55 function as correction means. That is, the controller 55 obtains the corrected pump absorption torque T1 ′ as the pump absorption torque T according to the target engine speed N, that is, the tilt angle (push-off volume) of the swash plate 24 according to the target engine speed N. ) Is controlled (procedure S4 or S5 ⁇ procedure S7).
  • the controller 55 When the pressure switch 52 is turned on in accordance with the operation of the operation lever device 34, the controller 55 functions as second valve control means, whereby the electromagnetic valve 54 and the controller 55, that is, the pump absorption torque control means function as second control means. To do. That is, the controller 55 controls the drive current of the electromagnetic valve 54 in accordance with the target engine speed N so that the operating pump absorption torque T2 can be obtained as the pump absorption torque T (procedure S1 ⁇ procedure S2 ⁇ procedure S8). As long as the operation state of the operation lever device 34 continues thereafter, the routine of “procedure S1 ⁇ procedure S2 ⁇ procedure S8” is repeated, and the electromagnetic valve 54 and the controller 55 function as the second control means. Maintained in a state.
  • the displacement volume q of the variable displacement hydraulic pump 23 is controlled, and for example, the Pq characteristic of the variable displacement hydraulic pump 23 varies as shown in FIG.
  • the pump absorption torque T1max during non-operation is can get.
  • the constant torque control is performed with the non-operating pump absorption torque T1max as the upper limit value of the pump absorption torque T as shown in FIG. Is done.
  • an operating pump absorption torque T2max is obtained as shown in FIG. Accordingly, as indicated by an arrow B in FIG. 7, the upper limit value of the pump absorption torque T shifts from T1max to T2max, and constant torque control is performed using the pump absorption torque T2max during operation as the upper limit value of the pump absorption torque T. It becomes like this.
  • the non-operation pump absorption torque T1 determined by the first control means is the operation time pump determined by the second control means at all target engine speeds N. While being within the range of the absorption torque T2 or less, the higher the target engine speed N, the closer to the operating pump absorption torque T2.
  • the engine lag-down suppressing device 50 when the engine 21 is not warmed to the extent that the rated engine output torque can be obtained, or when the hydraulic oil has a viscosity suitable for the operation of the variable displacement hydraulic pump 23.
  • the pump absorption torque T1 during non-operation is corrected to the pump absorption torque T1 ′ during correction so that the difference between the engine output torque and the pump absorption torque during non-operation does not become too small. it can.
  • the non-operation-time pump absorption torque T1 determined by the first control unit is exemplified as the characteristic shown in FIG.
  • the characteristics of the pump absorption torque determined by the first control means are not limited to the characteristics shown in FIG. 5 and are within the range of the pump absorption torque during operation or less at all target engine speeds N. As long as it is set to approach the pump absorption torque T2 during operation at least at the target engine speed N22 or more at which the pump absorption torque T2max during operation is obtained.
  • the arm cylinder 12 is given as an example of the hydraulic actuator. This does not limit the present invention to control the pump absorption torque of the variable displacement hydraulic pump 23 by the pump absorption torque control means only with respect to the arm cylinder 12. That is, the hydraulic pump actuator other than the arm cylinder 12, that is, the traveling motor 10, the swing motor, the boom cylinder 11, and the bucket cylinder 13 may be similarly controlled by the pump absorption torque control means. .
  • the detection means for detecting the presence or absence of an operation command to be performed by the hydraulic actuator includes a detection device 51 for detecting the pilot pressure generated by the operation lever device 34, and
  • the controller 55 operation determination means is set to determine the operation state and non-operation state of the operation lever device 34 based on the presence or absence of a detection signal from the pressure switch 52 of the detection device 51.
  • the detection means according to the present invention is not limited thereto, and instead of the detection device 51 and the controller 55, a detection device such as a variable resistor or a potentiometer that converts the operation of the operation lever device 34 into an electric signal, and this detection It may be comprised from the controller set to function as an operation determination means which determines the operation state of the operation lever apparatus 34 based on the electrical signal from an apparatus, and a non-operation state.
  • a detection device such as a variable resistor or a potentiometer that converts the operation of the operation lever device 34 into an electric signal
  • the hydraulic control device 20 includes a hydraulic pilot type directional control valve 30 and an operation lever device 34 that supplies pilot pressure to the directional control valve 30.
  • the engine lag-down suppressing device 50 is a detection device 51 having a shuttle valve 53 and a pressure switch 52 in order to be applicable to the hydraulic control device 20 including the directional control valve 30 and the operation lever device 34.
  • a detection means including a controller 55 set to determine the operation state and non-operation state of the operation lever device 34 based on the presence / absence of a detection signal of the pressure switch 52.
  • the engine lag down suppressing device of the present invention is not limited to the one applied to the hydraulic control device 20, but is switched by driving a solenoid instead of the direction control valve 30 and the operating lever device 34 in the hydraulic control device 20. Also included are those that are applied to those equipped with an electrically operated directional control valve and an electrically operated lever device that outputs an electrical signal for commanding the valve position of this directional control valve.
  • the detection means corresponding to the hydraulic control device is adapted to receive an electric signal from the electric operation lever device instead of the detection signal of the pressure switch 52, and based on the electric signal, It consists of a controller in place of the above-mentioned controller 55 set to determine the operation state and the non-operation state. According to this detection means, it is not necessary to provide the pressure switch 52 or the shuttle valve 53.
  • the controller 55 includes the corrected pump absorption torque when the engine coolant temperature is equal to or lower than the threshold value and the corrected pump absorption when the hydraulic oil temperature is equal to or lower than the threshold value.
  • the pump absorption torque T1 ′ at the time of correction is set to be the same as the torque, the present invention is not limited to such correction of the pump absorption torque, and correction when the temperature of the engine coolant is equal to or lower than the threshold value.
  • the correction pump absorption torque may be different from the correction pump absorption torque when the hydraulic pump absorption torque is lower than the threshold value.
  • the hydraulic working machine provided with the present invention is not limited to the hydraulic excavator, and includes a wheel loader, a backhoe ship, and the like. But you can.

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Abstract

【課題】油圧アクチュエータに停止状態から急な動作を行わせる際の油圧アクチュエータの操作性の低下を抑えられる油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置の提供。 【解決手段】可変容量型油圧ポンプ２３の傾転制御部２５へのパイロット圧力が電磁弁５４により制御される。コントローラ５５は入力装置４０からの目標回転数信号に応じて電磁弁５４の制御を行う。この制御は、操作レバー装置３４により生成されたパイロット圧力を検知装置５１が検知しないときと検知したときとでは異なり、検知しないときのポンプ吸収トルクが、すべての目標エンジン回転数において、検知したときのポンプ吸収トルク以下の範囲内にあるとともに、目標エンジン回転数が高いほど、検知したときのポンプ吸収トルクに近づくようになっている。

Description

油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置
　本発明は、ディーゼルエンジン等の内燃機関からなるエンジンにより可変容量型油圧ポンプを駆動し、この可変容量型油圧ポンプの吐出油により油圧アクチュエータを駆動する建設機械等の油圧作業機械に設けられ、油圧アクチュエータの動作に伴うエンジンラグダウンを抑制する油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置に関する。
　油圧作業機械である油圧ショベルのエンジンとしては一般的にディーゼルエンジンが採用される。このディーゼルエンジンでは調速制御が行われる。調速制御では、実際に検出されたエンジン回転数（以下「実エンジン回転数」という）がエンジン負荷の増大に伴って目標エンジン回転数よりも低くなったとき、実エンジン回転数を目標エンジン回転数に近づくように燃料噴射量を制御する。
　油圧ショベルでは、ディーゼルエンジンにより可変容量型油圧ポンプを駆動し、この可変容量型油圧ポンプの吐出油によりアームシリンダ等の油圧アクチュエータを駆動する。したがって、油圧アクチュエータの動作に伴ってポンプ吐出圧が上昇すると、エンジン負荷が増大し、実エンジン回転数が低下する。このようにして実エンジン回転数が低下すると、前述の調速制御が行われる。調速制御には実エンジン回転数の低下に対して応答遅れがあるため、応答時間内において実エンジン回転数が低下する現象、すなわち、エンジンラグダウンが生じる。このエンジンラグダウンは、油圧アクチュエータの停止状態からの動作が急激であるほど、すなわち、ポンプ吸収トルクの増大が急激であるほど、大きくなりやすい。
　従来、油圧アクチュエータに行わせる動作を指令する動作指令手段としての操作レバー装置の非操作時におけるポンプ吸収トルクと、操作レバー装置の操作時におけるポンプ吸収トルクとを制御して、エンジンラグダウンを抑制していた。（特許文献１，２参照）
特開２００５－１６３９１３号公報 特開２０００－１５４８０３号公報
　ところで、油圧アクチュエータの動作速度は可変容量型油圧ポンプの吐出流量に応じて変化する。このため、油圧アクチュエータの動作開始の際のポンプ吐出流量は、まず、エンジンラグダウンによる実エンジン回転数の低下に伴って操作レバー装置の操作に対応したポンプ吐出流量よりも減少し、その後、実エンジン回転数が調速制御により目標エンジン回転数に近づく方向に上昇することに伴って操作レバー装置の操作に対応したポンプ吐出流量まで増加する。このポンプ吐出流量の変動は、油圧アクチュエータの停止状態からの動作が急激であるほど激しくなる。
　前述した従来の技術は、操作レバー装置の非操作時において常にポンプ吸収トルクを予め設定された小ポンプ吸収トルク、すなわち、可変容量型油圧ポンプの性能上の最小ポンプ吸収トルクや、この最小ポンプ吸収トルクよりも大きく予め設定されたポンプ吸収トルクの下限値、に保持する制御を行う。この制御はエンジン回転数に関係なく行われる。このため、最大ポンプ吸収トルクに対して余裕のあるエンジン出力トルクを得られるエンジン回転数の範囲でエンジンが稼動している状態において、操作レバー装置が非操作状態から最大操作量まで急操作されるなどしてポンプ吸収トルクが急激かつ大幅に増大する場合に、このポンプ吸収トルクの急激かつ大幅な増大と前記ポンプ吐出流量の変動とが相俟って、油圧アクチュエータの操作性が低下する。つまり、油圧アクチュエータの停止状態からの動作開始の際の挙動が、操作レバー装置の操作に対してずれたぎこちないものとなる。
　本発明は前述の事情を考慮してなされたものであり、その目的は、油圧アクチュエータに停止状態から急な動作を行わせる際の油圧アクチュエータの操作性の低下を抑えることができる油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置を提供することにある。
〔１〕　前述の目的達成のため、本願発明の油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置は、エンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型油圧ポンプと、この可変容量型油圧ポンプの吐出油により駆動される油圧アクチュエータと、油圧アクチュエータに行わせる動作を指令する動作指令手段と、前記エンジンの目標エンジン回転数を指令する目標エンジン回転数指令手段とを有する油圧作業機械に設けられ、前記動作指令手段による指令の有無を検知する検知手段と、前記検知手段による検知結果に応じて前記可変容量型油圧ポンプのポンプ吸収トルクを制御するポンプ吸収トルク制御手段とを有するエンジンラグダウン抑制装置において、前記ポンプ吸収トルク制御手段は、前記検知手段により指令が検知されないときに目標エンジン回転数に応じてポンプ吸収トルクを制御する第１制御手段と、前記検知手段により指令が検知されたときに目標エンジン回転数に応じてポンプ吸収トルクを制御する第２制御手段として機能するよう設定されていて、前記第１制御手段により決定されるポンプ吸収トルクは、すべての目標エンジン回転数において、前記第２制御手段により決定されるポンプ吸収トルク以下の範囲内にあるとともに、目標エンジン回転数が高いほど、前記第２制御手段により決定されるポンプ吸収トルクに近づくよう設定されていることを特徴とする。
　このように構成された本発明では、検知手段により指令が検知されないときに、第１制御手段が目標エンジン回転数に応じてポンプ吸収トルクを制御する。この際、第１制御手段により決定されるポンプ吸収トルクは、すべての目標エンジン回転数において、第２制御手段により決定されるポンプ吸収トルク以下の範囲内に制御されるとともに、目標エンジン回転数が高いほど、第２制御手段により決定されるポンプ吸収トルクに近づくように制御される。これにより、最大ポンプ吸収トルクに対して余裕のあるエンジン出力トルクを得られるエンジン回転数の範囲でエンジンが稼動している状態において、油圧アクチュエータの停止状態でのポンプ吸収トルクを油圧アクチュエータの動作開始時のポンプ吸収トルクに近づけておくことができ、油圧アクチュエータに停止状態から急な動作を行わせる際のポンプ吐出流量の増大幅を小さくすることができる。したがって、油圧アクチュエータに停止状態から急な動作を行わせる際の油圧アクチュエータの操作性の低下を抑えることができる。
〔２〕　「〔１〕」に記載の油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置において、前記エンジンを冷却するエンジン冷却水の温度を検出する水温検出手段と、この水温検出手段により検出されたエンジン冷却水の温度に応じて、前記第１制御手段により決定されるポンプ吸収トルクを補正する補正手段とを有することを特徴とするものであってもよい。
〔３〕　「〔１〕」または「〔２〕」に記載の油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置において、前記可変容量型油圧ポンプの吐出油となる作動油の温度を検出する油温検出手段と、この油温検出手段により検出された作動油の温度に応じて、前記第１制御手段により決定されるポンプ吸収トルクを補正する補正手段とを有することを特徴とするものであってもよい。
　本発明の油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置によれば、油圧アクチュエータに停止状態から急な動作を行わせる際の油圧アクチュエータの操作性の低下を抑えることができる油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置を提供することができる。
本発明の一実施形態に係る油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置が備えられた油圧ショベルの左側面図である。 本発明の一実施形態に係る油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置を含み、図１に示した油圧ショベルに備えられた油圧制御装置を簡略化して示す油圧回路図である。 図２に示した可変容量型油圧ポンプの傾転制御部の詳細を示す油圧回路図である。 本発明の一実施形態に係る油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置のブロック図である。 図４に示したコントローラに予め記憶された目標エンジン回転数とポンプ吸収トルクとの関係を示す図である。 図４に示したコントローラで行われる処理の手順を示すフローチャートである。 図２に示した可変容量型油圧ポンプに対して行われるトルク一定制御の特性と、図６に示した各種ポンプ吸収トルクとの関係を示す図である。
　はじめに、本発明の実施形態に係る油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置が備えられた油圧ショベルについて図１を用いて説明する。図１は本発明の一実施形態に係る油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置が備えられた油圧ショベルの左側面図である。
　図１に示すように、油圧ショベル１は、履帯２ａを駆動して走行する走行体２と、この走行体２上に旋回可能に設けられ運転室３ａおよび機械室３ｂを含んだ旋回体３と、この旋回体３の前部中央に設けられたフロント作業機４とを備えている。走行体２は左右両側のそれぞれに油圧モータからなる走行モータ１０を有し、これらを駆動源としている。旋回体３も油圧モータからなる旋回モータ（図示しない）を駆動源としている。
　フロント作業機４は、旋回体３の前部中央に上下方向に回動可能に結合されたブーム５と、このブーム５の旋回体３側とは反対側の端部に回動可能に結合されたアーム６と、このアーム６のブーム５側とは反対側の端部に回動可能に結合されたバケット７とを有する。これらブーム５、アーム６、バケット７はそれぞれ油圧シリンダからなるブームシリンダ１１、アームシリンダ１２、バケットシリンダ１３により駆動される。
　次に、本発明の一実施形態に係る油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置を含む油圧ショベル１の油圧制御装置について図２，３を用いて説明する。図２は本発明の一実施形態に係る油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置を含み、図１に示した油圧ショベルに備えられた油圧制御装置を簡略化して示す油圧回路図である。図３は図２に示した可変容量型油圧ポンプの傾転制御部の詳細を示す油圧回路図である。
　油圧制御装置２０は、前述の複数の油圧アクチュエータ、すなわち２つの走行モータ１０、旋回モータ、ブームシリンダ１１、アームシリンダ１２およびバケットシリンダ１３のすべてを駆動可能に構成されているものであるが、説明を簡略化するため、それらの油圧アクチュエータのうちのアームシリンダ１２を駆動する構成部分についてのみ図示して説明する。
　油圧制御装置２０は、エンジン２１（ディーゼルエンジン）と、このエンジン２１の出力を伝動装置２２により伝達され駆動されるメインポンプとしての可変容量型油圧ポンプ２３と、この可変容量型油圧ポンプ２３とアームシリンダ１２との間に介在していて可変容量型油圧ポンプ２３からアームシリンダ１２に供給される圧油の流れを制御する油圧パイロット式方向制御弁３０と、この方向制御弁３０を操作するパイロット回路３１とを備えている。
　方向制御弁３０は、スプール（図示しない）を相反する２方向に操作するための油圧パイロット部３０ａ，３０ｂを有する。パイロット回路３１は、一対のパイロット型減圧弁３２，３３と、これら一対の減圧弁３２，３３を操作レバー３４ａにより選択的に操作可能な操作レバー装置３４と、エンジン２１の出力を伝動装置２２により伝達されて駆動され減圧弁３２，３３に供給するパイロット圧油を吐出するパイロットポンプ３５とを有する。パイロットポンプ３５の吐出油は１次圧管路３６により減圧弁３２，３３の入口に導かれるようになっている。減圧弁３２の出口と方向制御弁３０の一方の油圧パイロット部３０ａとは、パイロット管路３７を介して連通している。減圧弁３３の出口と方向制御弁３０の他方の油圧パイロット部３０ｂとは、パイロット管路３８を介して連通している。このように構成されたパイロット回路３１では、操作レバー装置３４の操作レバー３４ａの傾動に伴って減圧弁３２または３３がパイロット圧力を生成し、このパイロット圧力がパイロット管路３７または３８を介して方向制御弁３０の油圧パイロット部３０ａまたは３０ｂに導かれる。これにより、方向制御弁３０が切り換わり、可変容量型油圧ポンプ２３からアームシリンダ１２に供給される圧油の流れが制御される。つまり、パイロット回路３１は、アームシリンダ１２に行わせる動作を指令する動作指令手段を構成している。
　また、油圧制御装置２０は、エンジン２１に対して目標エンジン回転数を指令する目標エンジン回転数指令手段としての入力装置４０を備えている。背景技術の欄でも述べたように、エンジン２１は、実エンジン回転数がエンジン負荷の増大に伴って目標エンジン回転数よりも低くなったとき、実エンジン回転数を目標エンジン回転数に近づくように燃料噴射量を制御する調速制御を行うようになっている。
　可変容量型油圧ポンプ２３は、傾転制御可能なアキシャルピストンポンプ、例えば斜板式可変容量型油圧ポンプであり、斜板２４の傾転角を制御する傾転制御部２５を備えている。この傾転制御部２５は、シリンダボア２６と、斜板２４に連結されたピストンロッド２７ａを有しシリンダボア２６内を往復動するピストン２７と、このピストン２７をシリンダボア２６のロッド側室２６ａを圧縮する方向に付勢する付勢バネ２８とを有する。シリンダボア２６内において、ピストン２７はロッド側室２６ａに圧油が供給されることにより付勢バネ２８に抗してボトム側室２６ｂを圧縮しながら移動し、ロッド側室２６ａの圧力の低下に伴い付勢バネ２８により押し戻されてロッド側室２６ａを圧縮する方向に移動する。ピストン２７がボトム側室２６ｂを圧縮する方向に移動することに連動して斜板２４は押し退け容積が増大する方向に傾転し、逆に、ピストン２７がロッド側室２６ａを圧縮する方向に移動することに連動して斜板２４は押し退け容積を減少する方向に傾転する。
　次に、本実施形態に係るエンジンラグダウン抑制装置について前述の図２，３に加えて図４～７も用いて説明する。図４は本発明の一実施形態に係る油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置のブロック図である。図５は図４に示したコントローラに予め記憶された目標エンジン回転数とポンプ吸収トルクとの関係を示す図である。図６は図４に示したコントローラで行われる処理の手順を示すフローチャートである。図７は図２に示した可変容量型油圧ポンプに対して行われるトルク一定制御の特性と、図６に示した各種ポンプ吸収トルクとの関係を示す図である。
　図２，４に示すように、本実施形態に係る油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置５０は、パイロット回路３１におけるパイロット圧力の有無を検知する検知装置５１を備えている。この検知装置５１は、方向制御弁３０の切換えに要する最小パイロット圧力として設定された設定圧力以上の圧力が作用することでオンして検知信号を出力する圧力スイッチ５２と、パイロット管路３７，３８にそれぞれ接続された２個の入口と１つの出口を有しその出口が圧力スイッチ５２に接続されたシャトル弁５３と有する。このように構成された検知装置５１では、操作レバー３４ａの傾動に伴って減圧弁３２または３３によりパイロット圧力が生成されると、圧力スイッチ５２がオンする。
　図２，３に示すように、エンジンラグダウン抑制装置５０は、傾転制御部２５のロッド側室２６ａ内の圧力を制御可能な制御弁として電磁弁５４を有する。この電磁弁５４は１次圧管路３６とロッド側室２６ａとの間に介在し、ロッド側室２６ａへの１次圧管路３６内の圧力の供給と、ロッド側室２６ａから作動油タンク３９への圧力の開放とを行うことが可能になっている。
　図３に示す電磁弁５４の状態は、電磁弁５４に駆動電流が供給されていない電磁弁５４の非作動状態である。この状態では、ロッド側室２６ａが作動油タンク３９と連通してタンク圧となっていて、ピストン２７は付勢バネ２８により付勢されて斜板２４の傾転角を小さくする方向、すなわち押し退け容積を減少させる方向に移動しやすくなっている。電磁弁５４に駆動電流が供給された電磁弁５４の作動状態（図示しない）では、ロッド側室２６ａに１次圧管路３６の圧力が導入され、ピストン２７が付勢バネ２８に抗して斜板２４の傾転角を大きくする方向、すなわち押し退け容積を増大させる方向に移動しやすくなる。
　エンジンラグダウン抑制装置５０は、電磁弁５４を与える駆動電流を制御するコントローラ５５を備えている。このコントローラ５５は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ、入出力インターフェースを含み、ＲＯＭに予め記憶されたコンピュータプログラムによって演算処理および信号の入出力処理を行うものである。このコントローラ５５には、入力装置４０から出力される目標エンジン回転数に相応する目標エンジン回転数信号と、圧力スイッチ５２から出力される検知信号とが入力されるようになっている。
　コントローラ５５は、操作レバー装置３４が操作状態か非操作状態かを判定する操作判定手段として機能するように設定されている。具体的には、コントローラ５５は圧力スイッチ５２から検知信号が与えられないときに操作レバー装置３４が非操作状態であると判定し、検知信号が与えられたときに操作レバー装置３４が操作状態であると判定するよう設定されている。このコントローラ５５と前述の検知装置５１とから操作レバー装置３４（動作指令手段）による指令の有無を検知する検知手段が構成されている。
　電磁弁５４とコントローラ５５は、可変容量型油圧ポンプ２３のポンプ吸収トルクを制御するポンプ吸収トルク制御手段を構成している。さらに、コントローラ５５は、操作判定手段として操作レバー装置３４が非操作状態であると判定したときに、すなわちアームシリンダ１２に動作させるための指令が検知されないときに、電磁弁５４の駆動電流を制御する第１弁制御手段として機能するよう設定されている。これにより、ポンプ吸収トルク制御手段（電磁弁５４とコントローラ５５）は目標エンジン回転数に応じてポンプ吸収トルクを制御する第１制御手段として機能する。また、コントローラ５５は、操作判定手段として操作レバー装置３４が操作状態であると判定したときに、すなわちアームシリンダ１２に動作させるための指令が検知されたときに、電磁弁５４の駆動電流を制御する第２弁制御手段として機能するよう設定されている。これにより、ポンプ吸収トルク制御手段（電磁弁５４とコントローラ５５）は目標エンジン回転数に応じてポンプ吸収トルクを制御する第２制御手段として機能する。
　アームシリンダ１２に動作させるための指令が検知されないときにおいて、すなわち操作レバー装置３４の非操作時において、第１制御手段により制御されるポンプ吸収トルク（以下「非操作時ポンプ吸収トルクＴ１」という）の特性について説明する。
　図５に示すように、非操作時ポンプ吸収トルクＴ１は、目標エンジン回転数Ｎが「０≦Ｎ≦Ｎ１１」の範囲では目標エンジン回転数Ｎの変化に関係なく最小値Ｔ１ｍｉｎとなる。また、目標エンジン回転数Ｎが「Ｎ１１＜Ｎ≦Ｎ１２」の範囲では目標エンジン回転数Ｎに比例する。また、目標エンジン回転数Ｎが「Ｎ１２＜Ｎ≦Ｎ１３」の範囲では目標エンジン回転数Ｎの変化に関係なく一定値Ｔ１ｍｉｄ（＞Ｔ１ｍｉｎ）となる。また、目標エンジン回転数Ｎが「Ｎ１３＜Ｎ≦Ｎ１４」の範囲では目標エンジン回転数Ｎに比例する。また、目標エンジン回転数Ｎが「Ｎ１４＜Ｎ」の範囲では目標エンジン回転数Ｎの変化に関係なく最大値Ｔ１ｍａｘ（＞Ｔ１ｍｉｄ）となる。
　アームシリンダ１２に動作させるための指令が検知されたときにおいて、すなわち操作レバー装置３４の操作時において、第２制御手段により制御されるポンプ吸収トルク（以下「操作時ポンプ吸収トルクＴ２」という）の特性について説明する。
　操作時ポンプ吸収トルクＴ２は、定格エンジン出力トルクよりも小さい範囲に設定されている。この操作時ポンプ吸収トルクＴ２の特性線の形状は、定格エンジン出力トルクの特性線を幾何学的に簡略化したものである。そして、この操作時ポンプ吸収トルクＴ２は、目標エンジン回転数Ｎが「０≦Ｎ≦Ｎ２１，Ｎ２１＜Ｎ１１」の範囲では目標エンジン回転数Ｎの変化に関係なく、非操作時ポンプ吸収トルクＴ１よりも大きな最小値Ｔ２ｍｉｎ（＞Ｔ１ｍｉｎ）となる。また、目標エンジン回転数Ｎが「Ｎ２１＜Ｎ≦Ｎ２２」の範囲では目標エンジン回転数Ｎに比例するとともに、非操作時ポンプ吸収トルクＴ１よりも大きい値となる。また、目標エンジン回転数Ｎが「Ｎ２２＜Ｎ，Ｎ２２＜Ｎ１２」の範囲では目標エンジン回転数Ｎの変化に関係なく最大値Ｔ２ｍａｘ（＞Ｔ１ｍａｘ）となる。この最大値Ｔ２ｍａｘは可変容量型油圧ポンプ２３の最大ポンプ吸収トルクである。
　これら非操作時ポンプ吸収トルクＴ１と操作時ポンプ吸収トルクＴ２の特性との特性から分かるように、第１制御手段により決定される非操作時ポンプ吸収トルクＴ１は、目標エンジン回転数Ｎの全範囲（０≦Ｎ≦Ｎｂ，Ｎｂ＝Ｎｍａｘ）において、第２制御手段により決定される操作時ポンプ吸収トルクＴ２以下の範囲内にあるとともに、目標エンジン回転数Ｎが高いほど、操作時ポンプ吸収トルクＴ２に近づくよう設定されている。
　図２，４に示すように、エンジンラグダウン抑制装置５０は、エンジン２１を冷却するエンジン冷却水の温度を検出する水温検出手段としての水温検出器５６と、可変容量型油圧ポンプ２３の吐出油となる作動油の温度を検出する油温検出器５７とを備えている。水温検出器５６は検出値に相応する水温検出信号を出力し、この水温検出信号はコントローラ５５に入力されるようになっている。油温検出器５７は検出値に相応する油温検出信号を出力し、この油温検出信号もコントローラ５５に入力されるようになっている。
　コントローラ５５は、水温検出信号および油温検出信号に基づき、電磁弁５４の駆動電流を制御する第３弁制御手段として機能するよう設定されている。これにより、ポンプ吸収トルク制御手段が第１制御手段により決定される非操作時ポンプ吸収トルクＴ１を補正する補正手段として機能する。この補正手段は、エンジン冷却水の温度が予め設定された閾値を超えたときと、作動油の温度が予め設定された閾値を超えたときとにおいて、非操作時ポンプ吸収トルクＴ１を小さく補正する。補正手段により補正されたポンプ吸収トルク（以下「補正時ポンプ吸収トルクＴ１’」という）の特性は、例えば、非操作時ポンプ吸収トルクＴ１と同様の形状の特性線を描くよう設定されているとともに、非操作時ポンプ吸収トルクＴ１よりも補正時ポンプ吸収トルクＴ１’が小さい値をとるよう設定されている。エンジン冷却水の温度の閾値は、定格エンジン出力トルクを得られる程度にエンジン２１が暖まっているとされる温度範囲内の値に設定されている。作動油の温度の閾値は、可変容量型油圧ポンプ２３の運転に適した作動油の粘度を得られる温度範囲内の値に設定されている。
　このように構成された本実施形態に係るエンジンラグダウン抑制装置５０は次のように動作する。
　図６に示すように、コントローラ５５は、はじめに、入力装置４０からの目標エンジン回転数信号、水温検出器５６からの水温検知信号および油温検出器５７からの油温検出信号を入力する（手順Ｓ１）。次に、コントローラ５５は圧力スイッチ５２から検知信号が与えられたかどうかによって圧力スイッチ５２がオンかオフか、すなわち操作レバー装置３４が操作状態か非操作状態かを判定する（手順Ｓ２）。操作レバー装置３４が非操作状態であると判定したとき、コントローラ５５は第１弁制御手段として機能し、コントローラ５５はポンプ吸収トルクＴとして非操作時ポンプ吸収トルクＴ１を算出する（手順Ｓ３）。このとき、水温検出信号から得たエンジン冷却水温と油温検出信号から得た作動油の温度とが両方ともそれぞれの閾値を超えていれば、ポンプ吸収トルクＴとして非操作時ポンプ吸収トルクＴ１を得られるように、コントローラ５５が目標エンジン回転数Ｎに応じて電磁弁５４の駆動電流、すなわち斜板２４の傾転角（押し退け容積）を制御する（手順Ｓ４→手順Ｓ５→手順Ｓ６）。つまり、電磁弁５４とコントローラ５５が第１制御手段として機能する。その後も、操作レバー装置３４の非操作状態で、かつ、水温エンジン冷却水温と作動油の温度とが両方ともそれぞれの閾値を超えた状態が継続している限りは、「手順Ｓ１→手順Ｓ２→手順Ｓ３→手順Ｓ４→手順Ｓ５→手順Ｓ６」のルーチンが繰り返されて、電磁弁５４とコントローラ５５が第１制御手段として機能している状態に維持される。
　一方、操作レバー装置３４が非操作状態であっても、エンジン冷却水の温度と作動油の温度との少なくとも一方が閾値以下のときには、コントローラ５５は第３弁制御手段として機能し、これにより電磁弁５４とコントローラ５５は補正手段として機能する。つまり、コントローラ５５は、ポンプ吸収トルクＴとして補正時ポンプ吸収トルクＴ１’を得られるように、目標エンジン回転数Ｎに応じて電磁弁５４の駆動電流、すなわち斜板２４の傾転角（押し退け容積）を制御する（手順Ｓ４またはＳ５→手順Ｓ７）。その後も、操作レバー装置３４の非操作状態で、かつ、水温エンジン冷却水温と作動油の温度との少なくとも一方が閾値以下の状態が継続している限りは、「手順Ｓ１→手順Ｓ２→手順Ｓ３→手順Ｓ４→手順Ｓ７」または「手順Ｓ１→手順Ｓ２→手順Ｓ３→手順Ｓ４→手順Ｓ５→手順Ｓ７」のルーチンが繰り返されて、電磁弁５４とコントローラ５５が補正手段として機能している状態に維持される。そして、エンジン２１や作動油が十分に暖まってエンジン冷却水の温度や作動油の温度がそれぞれの閾値を超えると、前述した「手順Ｓ１→手順Ｓ２→手順Ｓ３→手順Ｓ４→手順Ｓ５→手順Ｓ６」のルーチンが繰り返される状態、すなわち、電磁弁５４とコントローラ５５が第１制御手段として機能する状態に移行する。
　操作レバー装置３４の操作に伴って圧力スイッチ５２がオンすると、コントローラ５５は第２弁制御手段として機能し、これにより電磁弁５４およびコントローラ５５、すなわちポンプ吸収トルク制御手段は第２制御手段として機能する。つまり、コントローラ５５はポンプ吸収トルクＴとして操作時ポンプ吸収トルクＴ２を得られるように、目標エンジン回転数Ｎに応じて電磁弁５４の駆動電流を制御する（手順Ｓ１→手順Ｓ２→手順Ｓ８）。その後も操作レバー装置３４の操作状態が継続している限りは、「手順Ｓ１→手順Ｓ２→手順Ｓ８」のルーチンが繰り返されて、電磁弁５４とコントローラ５５が第２制御手段として機能している状態に維持される。
　このようにコントローラ５５が動作することによって、可変容量型油圧ポンプ２３の押し退け容積ｑが制御され、例えば図７に示すように可変容量型油圧ポンプ２３のＰ－ｑ特性が変動する。
　つまり、図５に示すように、操作レバー装置３４の非操作状態における目標エンジン回転数Ｎが、例えば「Ｎ１２＜Ｎ＜Ｎ１３」の範囲内の値Ｎａのとき、非操作時ポンプ吸収トルクＴ１ｍｉｄが得られる。これにより、操作レバー装置３４の非操作状態であって目標エンジン回転数Ｎａの状態においては、図７に示すように、非操作時ポンプ吸収トルクＴ１ｍｉｄをポンプ吸収トルクＴの上限値をとして、ポンプ吐出圧Ｐに対する押し退け容積ｑを制御するトルク一定制御が行われる。この状態で操作レバー装置３４が操作されると、図５に示すように操作時ポンプ吸収トルクＴ２ｍａｘが得られる。これに伴って、図７に矢印Ａで示すようにポンプ吸収トルクＴの上限値がＴ１ｍｉｄからＴ２ｍａｘに移行し、操作時ポンプ吸収トルクＴ２ｍａｘをポンプ吸収トルクＴの上限値としてトルク一定制御が行われるようになる。
　また、図５に示すように、操作レバー装置３４の非操作時における目標エンジン回転数Ｎが、例えば「Ｎ１４＜Ｎ」の範囲内の値であるＮｂのとき、非操作時ポンプ吸収トルクＴ１ｍａｘが得られる。これにより、操作レバー装置３４の非操作状態であって目標エンジン回転数Ｎｂの状態においては、図７に示すように、非操作時ポンプ吸収トルクＴ１ｍａｘをポンプ吸収トルクＴの上限値としてトルク一定制御が行われる。この状態で操作レバー装置３４が操作されると、図５に示すように操作時ポンプ吸収トルクＴ２ｍａｘが得られる。これに伴って、図７に矢印Ｂで示すようにポンプ吸収トルクＴの上限値がＴ１ｍａｘからＴ２ｍａｘに移行し、操作時ポンプ吸収トルクＴ２ｍａｘをポンプ吸収トルクＴの上限値としてトルク一定制御が行われるようになる。
　本実施形態に係るエンジンラグダウン抑制装置５０によれば次の効果を得られる。
　本実施形態に係るエンジンラグダウン抑制装置５０において、第１制御手段により決定される非操作時ポンプ吸収トルクＴ１は、すべての目標エンジン回転数Ｎにおいて、第２制御手段により決定される操作時ポンプ吸収トルクＴ２以下の範囲内にあるとともに、目標エンジン回転数Ｎが高いほど、操作時ポンプ吸収トルクＴ２に近づくよう設定されている。これにより、操作時ポンプ吸収トルクＴ２ｍａｘ（最大ポンプ吸収トルク）に対して余裕のあるエンジン出力トルクを得られるエンジン回転数の範囲でエンジンが稼動している状態において、アームシリンダ１２の停止状態（非操作時）での非操作時ポンプ吸収トルクＴ１をアームシリンダ１２の動作開始時（操作時）の操作時ポンプ吸収トルクＴ２に近づけておくことができ、アームシリンダ１２に停止状態から急な動作を行わせる際のポンプ吐出流量の増大幅を小さくすることができる。したがって、アームシリンダ１２に停止状態から急な動作を行わせる際のアームシリンダ１２の操作性の低下を抑えることができる。
　本実施形態に係るエンジンラグダウン抑制装置５０では、定格エンジン出力トルクを得られる程度にエンジン２１が暖まっていないときや、作動油が可変容量型油圧ポンプ２３の運転に適した粘度を得られる温度まで温まっていないときに、非操作時ポンプ吸収トルクＴ１を補正時ポンプ吸収トルクＴ１’に補正して、エンジン出力トルクと非操作時ポンプ吸収トルクとの差が小さくなりすぎないようにすることができる。
　前述の実施形態に係るエンジンラグダウン抑制装置５０では、第１制御手段により決定される非操作時ポンプ吸収トルクＴ１の一例として図５に示した特性のものを例に挙げたが、本発明において第１制御手段により決定されるポンプ吸収トルクの特性は、図５に示した特性に限定されるものではく、すべての目標エンジン回転数Ｎにおいて、操作時ポンプ吸収トルク以下の範囲内にあるとともに、少なくとも操作時ポンプ吸収トルクＴ２ｍａｘが得られる目標エンジン回転数Ｎ２２以上において、操作時ポンプ吸収トルクＴ２に近づくよう設定されているものであればよい。
　前述の実施形態に係るエンジンラグダウン抑制装置５０の説明では、油圧アクチュエータの一例としてアームシリンダ１２を挙げた。このことは、本発明がポンプ吸収トルク制御手段による可変容量型油圧ポンプ２３のポンプ吸収トルクの制御をアームシリンダ１２に関してのみ行うことに限定しているのでない。つまり、アームシリンダ１２以外の油圧アクチュエータ、すなわち走行モータ１０、旋回モータ、ブームシリンダ１１、バケットシリンダ１３に関しても、同様にしてポンプ吸収トルク制御手段によるポンプ吸収トルクの制御を行うものであってもよい。
　前述の実施形態に係るエンジンラグダウン抑制装置５０において、油圧アクチュエータに行わせる動作の指令の有無を検知する検知手段は、操作レバー装置３４により生成されたパイロット圧力を検知する検知装置５１と、この検知装置５１の圧力スイッチ５２の検知信号の有無に基づいて操作レバー装置３４の操作状態と非操作状態とを判定するよう設定されたコントローラ５５（操作判定手段）とから構成されている。本発明に係る検知手段はそれに限定されるものではなく、検知装置５１およびコントローラ５５の替わりに、操作レバー装置３４の動作を電気信号に変換する可変抵抗器やポテンショメータ等の検出機器と、この検出機器からの電気信号に基づいて操作レバー装置３４の操作状態と非操作状態とを判定する操作判定手段として機能するよう設定されたコントローラとから構成されたものであってよい。
　前述の実施形態に係る油圧作業機械の一例としての油圧ショベル１において、油圧制御装置２０は、油圧パイロット式方向制御弁３０と、この方向制御弁３０に対してパイロット圧力を供給する操作レバー装置３４とを備えている。そして、エンジンラグダウン抑制装置５０は、それらの方向制御弁３０および操作レバー装置３４を備えた油圧制御装置２０への適用を可能にするために、シャトル弁５３および圧力スイッチ５２を有する検知装置５１と、圧力スイッチ５２の検知信号の有無により操作レバー装置３４の操作状態と非操作状態を判定するよう設定されたコントローラ５５とを含む検知手段を備えている。本発明のエンジンラグダウン抑制装置は油圧制御装置２０に適用されるものに限定されるものではなく、油圧制御装置２０における方向制御弁３０および操作レバー装置３４の替わりに、ソレノイドの駆動により切り換わる電気操作式方向制御弁と、この方向制御弁の弁位置を指令するための電気信号を出力する電気式操作レバー装置とを備えたものに適用されるものも含む。この油圧制御装置に対応する検知手段は、圧力スイッチ５２の検知信号の替わりに前記電気式操作レバー装置からの電気信号が入力されるようになっていて、その電気信号に基づいて操作レバー装置の操作状態と非操作状態とを判定するよう設定された前述のコントローラ５５の替わりのコントローラからなる。この検知手段によれば圧力スイッチ５２やシャトル弁５３を設けずに済む。
　前述の実施形態に係るエンジンラグダウン抑制装置５０において、コントローラ５５は、エンジン冷却水の温度が閾値以下のときの補正時ポンプ吸収トルクと、作動油の温度が閾値以下のときの補正時ポンプ吸収トルクとが同じ補正時ポンプ吸収トルクＴ１’に設定されているが、本発明はポンプ吸収トルクをそのように補正するものに限定するものではなく、エンジン冷却水の温度が閾値以下のときの補正時ポンプ吸収トルクと、作動油の温度が閾値以下のときの補正時ポンプ吸収トルクとが互いに異なる補正時ポンプ吸収トルクに設定されていてもよい。
　前述の実施形態に係るエンジンラグダウン抑制装置５０は、油圧ショベル１に設けられるものであったが、本発明が設けられる油圧作業機械は油圧ショベルに限定されるものではなく、ホイルローダ、バックホウ船などでもよい。
１　油圧ショベル
２　走行体
２ａ　履帯
３　旋回体
３ａ　運転室
３ｂ　機械室
４　フロント作業機
５　ブーム
６　アーム
７　バケット
１０　走行モータ
１１　ブームシリンダ
１０　アームシリンダ
１２　バケットシリンダ
２０　油圧制御装置
２１　エンジン
２２　伝動装置
２３　可変容量型油圧ポンプ
２４　斜板
２５　傾転制御部
２６　シリンダボア
２６ａ　ロッド側室
２６ｂ　ボトム側室
２７　ピストン
２７ａ　ピストンロッド
２８　付勢バネ
３０　方向制御弁
３０ａ　油圧パイロット部
３０ｂ　油圧パイロット部
３１　パイロット回路
３２，３３　減圧弁
３４　操作レバー装置
３４ａ　操作レバー
３５　パイロットポンプ
３６　１次圧管路
３７，３８　パイロット管路
３９　作動油タンク
４０　入力装置
５０　エンジンラグダウン抑制装置
５１　検知装置
５２　圧力スイッチ
５３　シャトル弁
５４　電磁弁
５５　コントローラ
５６　水温検出器
５７　油温検出器

Claims (3)

  1. 　エンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型油圧ポンプと、この可変容量型油圧ポンプの吐出油により駆動される油圧アクチュエータと、この油圧アクチュエータに行わせる動作を指令する動作指令手段と、前記エンジンの目標エンジン回転数を指令する目標エンジン回転数指令手段とを有する油圧作業機械に設けられ、
    　前記動作指令手段による指令の有無を検知する検知手段と、前記検知手段による検知結果に応じて前記可変容量型油圧ポンプのポンプ吸収トルクを制御するポンプ吸収トルク制御手段とを有するエンジンラグダウン抑制装置において、
    　前記ポンプ吸収トルク制御手段は、前記検知手段により指令が検知されないときに目標エンジン回転数に応じてポンプ吸収トルクを制御する第１制御手段と、前記検知手段により指令が検知されたときに目標エンジン回転数に応じてポンプ吸収トルクを制御する第２制御手段として機能するよう設定されていて、
    　前記第１制御手段により決定されるポンプ吸収トルクは、すべての目標エンジン回転数において、前記第２制御手段により決定されるポンプ吸収トルク以下の範囲内にあるとともに、目標エンジン回転数が高いほど、前記第２制御手段により決定されるポンプ吸収トルクに近づくよう設定されている
    ことを特徴とする油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置。
  2. 　請求項１に記載の油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置において、
    　前記エンジンを冷却するエンジン冷却水の温度を検出する水温検出手段と、
    　この水温検出手段により検出されたエンジン冷却水の温度に応じて、前記第１制御手段により決定されるポンプ吸収トルクを補正する補正手段とを有する
    ことを特徴とする油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置。
  3. 　請求項１または２に記載の油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置において、
    　前記可変容量型油圧ポンプの吐出油となる作動油の温度を検出する油温検出手段と、
    　この油温検出手段により検出された作動油の温度に応じて、前記第１制御手段により決定されるポンプ吸収トルクを補正する補正手段とを有する
    ことを特徴とする油圧作業機械のエンジンラグダウン抑制装置。
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