WO2014080542A1 - エンジン制御装置及び建設機械 - Google Patents

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WO2014080542A1
WO2014080542A1 PCT/JP2012/083162 JP2012083162W WO2014080542A1 WO 2014080542 A1 WO2014080542 A1 WO 2014080542A1 JP 2012083162 W JP2012083162 W JP 2012083162W WO 2014080542 A1 WO2014080542 A1 WO 2014080542A1
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engine
pump
relief
hydraulic
output
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PCT/JP2012/083162
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English (en)
French (fr)
Inventor
正 河口
村上　健太郎
Original Assignee
株式会社小松製作所
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Publication date
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Priority to DE112012000351.9T priority patent/DE112012000351T5/de
Priority to CN201280004288.9A priority patent/CN103958864B/zh
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D11/00—Arrangements for, or adaptations to, non-automatic engine control initiation means, e.g. operator initiated
    • F02D11/06—Arrangements for, or adaptations to, non-automatic engine control initiation means, e.g. operator initiated characterised by non-mechanical control linkages, e.g. fluid control linkages or by control linkages with power drive or assistance
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60P—VEHICLES ADAPTED FOR LOAD TRANSPORTATION OR TO TRANSPORT, TO CARRY, OR TO COMPRISE SPECIAL LOADS OR OBJECTS
    • B60P1/00—Vehicles predominantly for transporting loads and modified to facilitate loading, consolidating the load, or unloading
    • B60P1/04—Vehicles predominantly for transporting loads and modified to facilitate loading, consolidating the load, or unloading with a tipping movement of load-transporting element
    • B60P1/16—Vehicles predominantly for transporting loads and modified to facilitate loading, consolidating the load, or unloading with a tipping movement of load-transporting element actuated by fluid-operated mechanisms
    • B60P1/162—Vehicles predominantly for transporting loads and modified to facilitate loading, consolidating the load, or unloading with a tipping movement of load-transporting element actuated by fluid-operated mechanisms the hydraulic system itself
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/2058—Electric or electro-mechanical or mechanical control devices of vehicle sub-units
    • E02F9/2062—Control of propulsion units
    • E02F9/2066—Control of propulsion units of the type combustion engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D29/00—Controlling engines, such controlling being peculiar to the devices driven thereby, the devices being other than parts or accessories essential to engine operation, e.g. controlling of engines by signals external thereto
    • F02D29/04—Controlling engines, such controlling being peculiar to the devices driven thereby, the devices being other than parts or accessories essential to engine operation, e.g. controlling of engines by signals external thereto peculiar to engines driving pumps

Definitions

  • the present invention relates to an engine control device and a construction machine used when a hydraulic pump is driven by an engine.
  • Construction machines such as hydraulic excavators, bulldozers, dump trucks, wheel loaders and the like are equipped with a hydraulic pump driven by an engine in order to supply hydraulic oil to a hydraulic actuator for operating a working machine or a vessel.
  • Patent Document 1 describes a control for lowering the engine rotational speed rather than limiting the pump absorption torque when the hydraulic pump is in a relief state when driving the hydraulic pump with a diesel engine. .
  • Patent Document 1 has the advantage that the pump efficiency is not lowered and the engine efficiency is improved.
  • the technique disclosed in Patent Document 1 is, for example, when the engine pressure has a large change in the engine speed with respect to the discharge pressure of the hydraulic pump at the time of high load such as relief, and the discharge pressure fluctuates. There is a possibility of hunting the engine speed.
  • An object of the present invention is to suppress hunting of the engine speed when a hydraulic pump is driven by an engine and during a high load such as a relief.
  • the present invention is an apparatus for controlling an engine that drives a hydraulic pump that discharges hydraulic fluid, and the hydraulic pump discharges when the pressure of the hydraulic fluid discharged by the hydraulic pump exceeds a preset relief pressure.
  • a pump drive power limit that limits pump drive power, which is power that drives the hydraulic pump, based on the pressure of the hydraulic oil discharged by the hydraulic pump
  • an engine output control unit that controls the output of the engine so that a target rotational speed, which is a target rotational speed of the engine, is equal to or greater than a value at the time when the limitation of the pump driving power is started. It is an engine control apparatus characterized by including.
  • the pump drive power limiting unit obtains a pump drive power limit value as a limit value of the pump drive power so that the pump drive power decreases as the pressure of hydraulic oil discharged from the hydraulic pump increases. Is preferred.
  • the engine output control unit When the target engine speed is higher than a maximum value after a part of the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump is released, the engine output control unit The target rotational speed is obtained from an iso-output line of the target output of the engine obtained based on the obtained pump drive power limit value and a matching line obtained based on the fuel consumption efficiency of the engine. It is preferable.
  • the present invention includes an engine, a hydraulic pump driven by the engine, a relief valve that relieves the hydraulic oil when the pressure of the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump is equal to or higher than a preset relief pressure,
  • a construction machine comprising: a hydraulic actuator to which hydraulic oil discharged from the hydraulic pump is supplied; a working machine driven by the hydraulic actuator; and the engine control device described above.
  • FIG. 1 is a block diagram showing the overall configuration of the construction machine 1 according to the present embodiment.
  • FIG. 2 is a flowchart illustrating an example of an engine control procedure according to the present embodiment.
  • FIG. 3 is a control block diagram when the controller executes the engine control according to the present embodiment.
  • FIG. 4 is a diagram showing a processing flow of the necessary pump power calculation unit shown in FIG.
  • FIG. 5 is a diagram illustrating a time change example of the engine speed when the engine control according to the present embodiment is executed.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating an example of the relationship between the engine speed and torque.
  • FIG. 7 is a torque diagram.
  • FIG. 1 is a block diagram showing an overall configuration of the construction machine 1 according to the present embodiment.
  • a hydraulic excavator will be described as an example of the construction machine.
  • the construction machine 1 is not limited to a hydraulic excavator as long as it includes an engine that drives a hydraulic pump and a hydraulic pump.
  • the construction machine 1 includes an upper swing body and a lower traveling body.
  • the lower traveling body includes left and right crawler belts.
  • the upper swing body includes a work machine including a boom, an arm, and a bucket.
  • the boom is operated when the boom cylinder 31 is driven, the arm is operated when the arm cylinder 32 is driven, and the bucket is operated when the bucket cylinder 33 is driven.
  • the left crawler belt and the right crawler belt rotate by driving the travel motor 36 and the travel motor 35, respectively.
  • the turning motor 34 is driven, the swing machinery is driven, and the upper turning body turns through the swing pinion, the swing circle, and the like.
  • Engine 2 is a diesel engine.
  • the output (horsepower, unit kw) of the engine 2 is controlled by adjusting the amount of fuel (fuel injection amount) injected into the cylinder.
  • the engine 2 is an engine capable of electronic control by a common rail system, for example.
  • the engine 2 can appropriately control the amount of fuel, and can freely set a torque that can be output at a certain engine speed.
  • the controller 6 as the engine control apparatus outputs a rotation command value for setting the engine speed to the target speed n_com to the engine controller 4.
  • the engine controller 4 increases or decreases the fuel injection amount so that the target rotational speed n_com can be obtained with the target torque line.
  • the engine controller 4 outputs engine data eng_data including the engine torque estimated from the engine speed of the engine 2 and the fuel injection amount to the controller 6.
  • the controller 6 and the engine controller 4 are both computers.
  • the number of rotations of the engine 2 refers to the number of rotations of the output shaft 2S of the engine 2 per unit time, that is, the rotation speed of the output shaft 2S.
  • the output shaft 2S of the engine 2 is connected to the drive shaft of the generator motor 11 through a PTO (Power Take Off) shaft 10.
  • the generator motor 11 performs a power generation operation and an electric operation. That is, the generator motor 11 operates as an electric motor (motor) and also operates as a generator.
  • the generator motor 11 is directly connected to the output shaft of the engine 2.
  • the generator motor 11 may be disposed between the engine 2 and an output shaft of a hydraulic pump 3 described later.
  • the torque of the generator motor 11 is controlled by the inverter 13. As will be described later, the inverter 13 controls the torque of the generator motor 11 in accordance with the generator motor command value GEN_com output from the controller 6.
  • the inverter 13 is electrically connected to the battery 12 via a DC power line.
  • the capacitor 12 is a capacitor or a storage battery.
  • the battery 12 stores (charges) the power generated when the generator motor 11 generates power.
  • the battery 12 supplies the power stored in itself to the inverter 13.
  • a secondary battery such as a lead battery, a nickel metal hydride battery, or a lithium ion battery is also referred to as a capacitor.
  • the generator motor 11, the battery 12 and the inverter 13 are not necessarily required.
  • the drive shaft of the hydraulic pump 3 is connected to the output shaft 2S of the engine 2 via the PTO shaft 10.
  • the hydraulic pump 3 is driven by the rotation of the output shaft 2S of the engine 2.
  • the hydraulic pump 3 is a variable displacement hydraulic pump, and the capacity q (cc / rev) changes as the tilt angle of the swash plate changes.
  • a relief valve 16 is provided on the discharge port side of the hydraulic pump 3. The relief valve 16 releases a part of the hydraulic oil discharged by the hydraulic pump 3 to the hydraulic oil tank 17 when the pressure of the hydraulic oil discharged by the hydraulic pump 3 becomes equal to or higher than a preset relief pressure PRr. .
  • the hydraulic fluid discharged from the hydraulic pump 3 at a discharge pressure PRp and a flow rate Q (cc / min) is a boom operation valve 21, an arm operation valve 22, a bucket operation valve 23, and a turning operation valve 24. , And are supplied to the right travel operation valve 25 and the left travel operation valve 26, respectively.
  • the discharge pressure PRp is detected by the hydraulic sensor 7.
  • the hydraulic sensor 7 inputs a hydraulic pressure detection signal corresponding to the discharge pressure PRp to the controller 6.
  • the operation valve 21 for the boom, the operation valve 22 for the arm, the operation valve 23 for the bucket, the operation valve 24 for turning, the operation valve 25 for right travel, and the operation valve 26 for left travel will be collectively referred to.
  • the operation valve 20 will be referred to as appropriate.
  • the hydraulic oil output from the operation valves 21 to 26 is supplied to the boom cylinder 31, the arm cylinder 32, the bucket cylinder 33, the turning motor 34, the traveling motor 35 for right traveling, and the traveling motor 36 for left traveling, respectively.
  • the boom cylinder 31, the arm cylinder 32, the bucket cylinder 33, the turning motor 34, the traveling motor 35, and the traveling motor 36 are driven, and the boom, the arm, the bucket, the upper swinging body, and the lower traveling body are on the right side.
  • the crawler track and the left crawler track are activated.
  • the boom cylinder 31, the arm cylinder 32, the bucket cylinder 33, the turning motor 34, the right traveling traveling motor 35, and the left traveling traveling motor 36 are collectively referred to as a hydraulic actuator 30 as appropriate.
  • the swing motor 34 can be replaced with an electrically driven swing motor.
  • the electrically driven swing motor is driven by the electric power stored in the battery 12 to swing the upper swing body.
  • the electrically driven swing motor can store electric power in the battery 12 by regenerating the swing energy of the upper swing body.
  • a right operation lever 41 that drives the boom by the operation in the front-rear direction and the bucket by the operation in the front-rear direction, and the front and rear
  • a left operating lever 42 that drives the arm by a direction operation and drives the upper swing body to turn by a left-right operation.
  • a right operation lever 43 for traveling and a left operation lever 44 for traveling are provided on the right and left sides in front of the driver's seat.
  • the controller 6 operates the boom and the bucket according to the operation direction of the right operation lever 41 for work / turning, and operates the boom and the bucket at a speed corresponding to the operation amount.
  • the operation lever 41 is provided with a pressure sensor 45 that detects an operation direction and an operation amount.
  • the pressure sensor 45 detects the pilot oil pressure corresponding to the operation direction and the operation amount of the operation lever 41 and inputs an electric signal output from the pressure sensor 45 to the controller 6.
  • the pressure sensor 45 indicates a boom lever signal indicating a boom raising operation amount or a boom lowering operation amount according to the tilt direction and the tilt amount with respect to the neutral position of the operation lever 41.
  • Lbo is input to the controller 6.
  • the pressure sensor 45 indicates the bucket excavation operation amount or the bucket dump operation amount according to the tilt direction and the tilt amount with respect to the neutral position of the operation lever 41.
  • the lever signal Lbk is input to the controller 6.
  • the pilot pressure (PPC pressure) PRbo corresponding to the tilting amount of the operating lever 41 is the lever tilting direction ( (A boom raising direction or a boom lowering direction) is added to the pilot port 21a.
  • the pilot pressure (PPC pressure) PRbk corresponding to the tilting amount of the operation lever 41 is the lever of the pilot ports provided in the bucket operation valve 23. It is added to the pilot port 23a corresponding to the tilting direction (bucket excavation direction or bucket dumping direction).
  • the operation lever 42 is an operation lever for operating the arm and the upper swing body.
  • the controller 6 operates the arm or the upper swing body according to the operation direction of the operation lever 42 and operates the arm or the upper swing body at a speed corresponding to the operation amount.
  • the operation lever 42 is provided with a pressure sensor 46 that detects an operation direction and an operation amount.
  • the pressure sensor 46 detects the pilot oil pressure corresponding to the operation direction and the operation amount of the operation lever 42, and inputs an electric signal output from the pressure sensor 46 to the controller 6.
  • the pressure sensor 46 indicates an arm lever signal indicating an arm excavation operation amount or an arm dump operation amount according to the tilt direction and the tilt amount with respect to the neutral position of the operation lever 42. Lar is input to the controller 6.
  • the pressure sensor 46 determines the right turn operation amount or the left turn operation amount according to the tilt direction and the tilt amount with respect to the neutral position of the operation lever 42.
  • the pilot pressure (PPC pressure) PRar corresponding to the tilt amount of the operation lever 42 is tilted among the pilot ports of the arm operation valve 22. Applied to the pilot port 22a corresponding to the direction (arm excavation direction or arm dump direction).
  • the pilot pressure (PPC pressure) PRsw corresponding to the tilting amount of the operation lever 42 is changed to each pilot included in the operation valve 24 for turning.
  • the port is added to the pilot port 24a corresponding to the lever tilting direction (right turning direction or left turning direction).
  • the right operation lever 43 for traveling and the left operation lever 44 for traveling are operation levers for operating the right crawler track and the left crawler track, respectively, and operate the crawler track according to the operation direction and according to the operation amount. Operate the track at speed.
  • the pilot pressure (PPC pressure) PRcr corresponding to the tilting amount of the operation lever 43 is applied to the pilot port 25a of the operation valve 25 for right travel.
  • the pilot pressure PRcr is detected by the hydraulic sensor 9.
  • the hydraulic sensor 9 inputs a signal corresponding to the right traveling pilot pressure PRcr indicating the right traveling amount to the controller 6.
  • a pilot pressure (PPC pressure) PRcl corresponding to the tilting amount of the operation lever 44 is applied to the pilot port 26a of the left travel operation valve 26.
  • the pilot pressure PRcl is detected by the hydraulic pressure sensor 8.
  • the hydraulic sensor 8 inputs a left traveling pilot pressure PRcl indicating the left traveling amount to the controller 6.
  • the operation valves 21 to 26 are flow direction control valves. Each of the operation valves 21 to 26 moves the spool provided in the direction corresponding to the operation direction of the corresponding operation lever 41 to 44, and the oil passage is opened by the opening area corresponding to the operation amount of the operation lever 41 to 44. Move the spool to do so.
  • the pump control valve 5 is operated by the control current pc-epc output from the controller 6 and changes the tilt angle of the swash plate included in the hydraulic pump 3 via the servo piston.
  • the product of the discharge pressure PRp (kg / cm 2 ) of the hydraulic pump 3 and the capacity q (cc / rev) of the hydraulic pump 3 does not exceed the pump absorption torque tpcom corresponding to the control current pc-epc.
  • the tilt angle of the swash plate included in the hydraulic pump 3 is controlled. This control is called PC control.
  • the generator motor 11 is provided with a rotation sensor 14 that detects the current actual rotational speed GEN_spd (rpm) of the generator motor 11, that is, the actual rotational speed GEN_spd of the engine 2.
  • a signal indicating the actual rotation speed GEN_spd detected by the rotation sensor 14 is input to the controller 6.
  • the battery 12 is provided with a voltage sensor 15 that detects the voltage BATT_volt of the battery 12. A signal indicating the voltage BATT_volt detected by the voltage sensor 15 is input to the controller 6.
  • the controller 6 outputs the generator motor command value GEN_com to the inverter 13 to cause the generator motor 11 to generate power or to operate.
  • a generator motor command value GEN_com for operating the generator motor 11 as a generator
  • a part of the output torque generated by the engine 2 is generated via the output shaft 2S. 11 drive shafts.
  • the generator motor 11 absorbs the torque of the engine 2 to generate power.
  • the inverter 13 converts AC power generated by the generator motor 11 into DC power, and stores (charges) power in the battery 12 via the DC power line.
  • the inverter 13 controls the generator motor 11 to operate as a motor. That is, electric power is output (discharged) from the battery 12, DC power stored in the battery 12 is converted into AC power by the inverter 13 and supplied to the generator motor 11, and the drive shaft of the generator motor 11 is rotated. As a result, the generator motor 11 generates torque. This torque is transmitted to the output shaft 2S via the drive shaft of the generator motor 11 and added to the output torque of the engine 2. That is, the output of the engine 2 is assisted by the output of the generator motor 11. The hydraulic pump 3 absorbs this added output torque.
  • the power generation amount (absorption torque amount) or the motor drive amount (assist amount, that is, the generated torque amount) of the generator motor 11 changes according to the content of the generator motor command value GEN_com.
  • the controller 6 outputs a rotation command value to the engine controller 4 to increase or decrease the fuel injection amount so as to obtain the target rotation speed according to the current load of the hydraulic pump 3, and (Equivalent to the rotational speed GEN_spd) ne and torque are adjusted.
  • control (engine control) of the engine 2 according to the present embodiment will be described.
  • the engine control according to the present embodiment is realized by the controller 6.
  • FIG. 2 is a flowchart illustrating an example of an engine control procedure according to the present embodiment.
  • FIG. 3 is a control block diagram when the controller executes the engine control according to the present embodiment.
  • FIG. 4 is a diagram showing a processing flow of the necessary pump power calculation unit shown in FIG.
  • the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 3 shown in FIG. 1 that is, the hydraulic pressure discharged from the hydraulic pump 3 when the discharge pressure PRp becomes equal to or higher than the preset relief pressure PRr.
  • the controller 6 that executes engine control according to the present embodiment includes a pump required power calculation unit 60, a pump drive power limit unit 61, a relief determination unit 62, an engine output control unit 63, a minimum selection unit 64, an addition unit 65, and an output conversion.
  • a portion 66 is provided.
  • the controller 6 obtains information used for control in step S101 when performing engine control according to the present embodiment.
  • the information used for the control includes pump required power Pp_rq that is power necessary to drive the hydraulic pump 3, pump drive power limit value Pp_limit as a limit value of pump drive power that is power for driving the hydraulic pump 3, and hydraulic pump Load Pl_ep other than 3.
  • the required pump power Pp_rq is obtained by the required pump power calculator 60 shown in FIG.
  • the pump drive power limit unit 61 obtains the pump drive power limit value Pp_limit.
  • the load Pl_ep is, for example, a load when driving a cooling fan used for cooling the engine 2 and a load when the engine 2 drives the generator motor 11 to generate power.
  • the pump required power calculation unit 60 calculates the power (horsepower) required for driving the hydraulic pump 3, that is, the pump required power Pp_rq, according to the work pattern of the hydraulic actuator 30. At this time, the necessary pump power calculation unit 60 acquires the discharge pressure PRp of the hydraulic pump 3 from the hydraulic sensor 7 shown in FIG. 1, and acquires information related to lever input of the operation levers 41 to 44.
  • the pump required power calculation unit 60 calculates Pp_rq_1, Pp_rq_2, Pp_rq_3, Pp_rq_4, Pp_rq_5, and Pp_rq_6 in advance. These sizes are assumed to be set so as to sequentially decrease in the order of Pp_rq_1, Pp_rq_2, Pp_rq_3, Pp_rq_4, Pp_rq_5, and Pp_rq_6.
  • step S71 when the right traveling pilot pressure PRcr is larger than the predetermined pressure Kc or the left traveling pilot pressure PRcl is larger than the predetermined pressure Kc (T in step S71), the pump required power calculating unit 60
  • the work pattern of the hydraulic actuator 30 is determined to be the work pattern (1) “traveling operation”.
  • the required pump power calculation unit 60 sets the required pump power Pp_rq of the hydraulic pump 3 to Pp_rq_1 so as to conform to the work pattern “traveling operation”.
  • step S72 it is determined whether or not the right turn amount is larger than a predetermined value depending on whether or not the right turn operation amount Lswr is larger than the predetermined operation amount Ksw.
  • step S72 it is determined whether or not the left turn amount is larger than a predetermined value based on whether or not the left turn operation amount Lswl is smaller than a predetermined operation amount ⁇ Ksw.
  • step S73 whether or not the boom lowering operation amount Lbod is smaller than a predetermined value is determined based on whether or not the boom lowering operation amount Lbod is smaller than a predetermined operation amount ⁇ Kbo.
  • step S74 it is determined whether or not the boom raising operation amount Lbou is greater than a predetermined value based on whether or not the boom raising operation amount Lbou is greater than a predetermined operation amount Kbo, and the arm excavation operation amount Laru is determined to be the predetermined operation amount Ka. It is determined whether the operation amount of the arm excavation is larger than a predetermined value or not, and the operation amount of the arm dump is determined by whether the arm dump operation amount Lad is smaller than the predetermined operation amount ⁇ Ka. It is determined whether or not it is greater than a predetermined value.
  • step S74 whether or not the bucket excavation operation amount Lbkud is greater than a predetermined value is determined based on whether or not the bucket excavation operation amount Lbku is greater than the predetermined operation amount Kbk, or the bucket dump operation amount Lbkd is a predetermined operation. It is determined whether or not the operation amount of the bucket dump is larger than a predetermined value depending on whether or not it is smaller than the amount ⁇ Kbk.
  • step S75 it is determined whether or not the arm excavation operation amount Laru is larger than a predetermined operation amount Ka.
  • step S76 it is determined whether or not the bucket excavation operation amount Lbku is larger than a predetermined operation amount Kbk.
  • step S77 it is determined whether or not the discharge pressure PRp of the hydraulic pump 3 is smaller than a predetermined pressure Kp1.
  • step S78 it is determined whether or not the arm dump operation amount Lad is smaller than a predetermined operation amount -Ka.
  • step S79 it is determined whether or not the bucket dump operation amount Lbkd is smaller than a predetermined operation amount ⁇ Kbk.
  • step S80 it is determined whether or not the discharge pressure PRp of the hydraulic pump 3 is greater than a predetermined pressure Kp2.
  • step S81 it is determined whether or not the discharge pressure PRp of the hydraulic pump 3 is greater than a predetermined pressure Kp3.
  • step S71 If the determination in step S71 is F, the determination in step S72 is T, and the determination in step S73 is T, the pump required power calculation unit 60 indicates that the work pattern of the hydraulic actuator 30 is an operation of “turning operation and boom lowering operation”. Judged as pattern (2).
  • the required pump power calculation unit 60 sets the required pump power Pp_rq of the hydraulic pump 3 to Pp_rq_6 so as to conform to the work pattern of “turning operation and boom lowering operation”.
  • step S71 If the determination in step S71 is F, the determination in step S72 is T, the determination in step S73 is F, and the determination in step S74 is T, the pump required power calculation unit 60 indicates that the work pattern of the hydraulic actuator 30 is , It is determined that the work pattern (3) is “work machine operation other than turning operation and boom lowering”.
  • the required pump power calculation unit 60 sets the required pump power Pp_rq of the hydraulic pump 3 to Pp_rq_1 so as to conform to the work pattern of “work machine operation other than turning operation and boom lowering”.
  • the pump required power calculation unit 60 indicates that the work pattern of the hydraulic actuator 30 is “ It is determined that the work pattern is “single operation of turning operation” (4).
  • the pump required power calculation unit 60 sets the pump required power Pp_rq of the hydraulic pump 3 to Pp_rq_6 so as to conform to the work pattern “single operation of the turning operation”.
  • the necessary pump power calculation unit 60 Determines that the work pattern of the hydraulic actuator 30 is a work pattern (5) of “when the load is small in the arm excavation operation and the bucket excavation operation (for example, the work for holding earth and sand)”.
  • the required pump power calculation unit 60 sets the required pump power Pp_rq of the hydraulic pump 3 to Pp_rq_2 so as to conform to the work pattern “when the load is small in the arm excavation operation and the bucket excavation operation”.
  • the necessary pump power calculation unit 60 Determines that the work pattern of the hydraulic actuator 30 is a work pattern (6) of “when the load is large in the arm excavation operation and the bucket excavation operation (for example, excavation work by simultaneous operation of the arm and bucket)”.
  • the required pump power calculation unit 60 sets the required pump power Pp_rq of the hydraulic pump 3 to Pp_rq_1 so as to conform to the work pattern “when the load is large in the arm excavation operation and the bucket excavation operation”.
  • step S71 If the determination in step S71 is F, the determination in step S72 is F, the determination in step S75 is T, and the determination in step S76 is F, the pump required power calculation unit 60 indicates that the work pattern of the hydraulic actuator 30 is , It is determined that the work pattern is “arm excavation operation” (7).
  • the required pump power calculation unit 60 sets the required pump power Pp_rq of the hydraulic pump 3 to Pp_rq_1 so as to conform to the work pattern of “arm excavation operation”.
  • the pump required power calculation unit 60 indicates that the work pattern of the hydraulic actuator 30 is “when the load is large in the arm earthing operation and bucket earthing operation (for example, earth and sand pushing work by simultaneous earth and bucket earthing operation)”. Is determined to be the work pattern (8).
  • the required pump power calculation unit 60 sets the required pump power Pp_rq of the hydraulic pump 3 to Pp_rq_3 so as to conform to the work pattern “when the load is large in the arm earthing operation and bucket earthing operation”.
  • the pump required power calculation unit 60 has a work pattern (9) in which the work pattern of the hydraulic actuator 30 is “when the load is small in the arm earthing operation and bucket earthing operation (for example, the work of returning the arm and bucket simultaneously in the air)” ).
  • the required pump power calculation unit 60 sets the required pump power Pp_rq of the hydraulic pump 3 to Pp_rq_5 so as to conform to the work pattern “when the load is small in the arm earthing operation and bucket earthing operation”.
  • the determination in step S71 is F
  • the determination in step S72 is F
  • the determination in step S75 is F
  • the determination in step S78 is T
  • the determination in step S79 is F
  • the determination in step S81 is T
  • the pump required power calculation unit 60 uses a work pattern (10) in which the work pattern of the hydraulic actuator 30 is “when the load is large in the arm single earth removal operation (for example, earth and sand pushing work by the arm earth removal work)”. Judge that there is.
  • the required pump power calculation unit 60 sets the required pump power Pp_rq of the hydraulic pump 3 to Pp_rq_3 so as to be adapted to “when the load is large due to the arm single earthing operation”.
  • the determination in step S71 is F
  • the determination in step S72 is F
  • the determination in step S75 is F
  • the determination in step S78 is T
  • the determination in step S79 is F
  • the determination in step S81 is F.
  • the required pump power calculation unit 60 determines that the work pattern of the hydraulic actuator 30 is the work pattern (11) of “when the load is small (for example, work for returning the arm in the air) by the arm single earthing operation”.
  • the required pump power calculation unit 60 sets the required pump power Pp_rq of the hydraulic pump 3 to Pp_rq_5 so as to conform to the work pattern “when the load is small by the arm single earthing operation”.
  • step S71 If the determination in step S71 is F, the determination in step S72 is F, the determination in step S75 is F, and the determination in step S78 is F, the pump required power calculation unit 60 indicates that the work pattern of the hydraulic actuator 30 is , It is determined that the work pattern is “other work” (12).
  • the required pump power calculation unit 60 sets the required pump power Pp_rq of the hydraulic pump 3 to Pp_rq_1 so as to conform to the work pattern of “other work”.
  • the pump drive power limiting unit 61 acquires the discharge pressure PRp of the hydraulic pump 3 from the hydraulic sensor 7 shown in FIG. Then, the pump drive power limiting unit 61 obtains a pump drive power limit value Pp_limit of the hydraulic pump 3 for the acquired discharge pressure PRp of the hydraulic pump 3.
  • the pump drive power limit value Pp_limit is set so as to suppress sudden fluctuations in power for driving the hydraulic pump 3 at the time of relief, that is, when the relief valve 16 releases part of the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 3. It is determined.
  • the pump drive power limit value Pp_limit is obtained based on the function 61Fn with respect to the discharge pressure PRp.
  • the pump drive power limit value Pp_limit is set such that the power for driving the hydraulic pump 3 decreases as the discharge pressure PRp, that is, the pressure of the hydraulic oil discharged by the hydraulic pump 3 increases. . More specifically, in the first range where the discharge pressure PRp is small to some extent, the pump drive power limit value Pp_limit is constant regardless of the magnitude of the discharge pressure PRp. When the discharge pressure PRp exceeds the first range and enters the second range, the pump drive power limit value Pp_limit decreases as the discharge pressure PRp increases. When the discharge pressure PRp exceeds the second range and enters the third range, the pump drive power limit value Pp_limit becomes constant regardless of the magnitude of the discharge pressure PRp.
  • the function 61Fn is set to realize such a relationship between the pump drive power limit value Pp_limit and the discharge pressure PRp, and is stored in the storage device of the controller 6.
  • step S102 the controller 6 determines whether or not the hydraulic pump 3 is in a relief state. This determination is performed by the relief determination unit 62 shown in FIG. Specifically, the relief determination unit 62 determines T (relief state) when the pump required power Pp_rq is equal to or greater than the pump drive power limit value Pp_limit, and the pump required power Pp_rq is determined from the pump drive power limit value Pp_limit. Is also determined as F (not a relief state). The relief determination unit 62 outputs a determination result flag d. The relief state may be determined using the pump discharge pressure PRp based on the set relief pressure.
  • step S102 If not in the relief state (No in step S102), that is, if the relief determination unit 62 outputs F as the determination result flag d, the controller 6 repeats step S101 and step S102.
  • the engine controller 4 controls the engine 2 with the relief target rotation speed n_comr of the engine 2 obtained from the target output Per of the engine 2 described later as the target rotation speed n_com.
  • step S102 Yes
  • the controller 6 advances the process to step S103.
  • step S103 the engine output control unit 63 shown in FIG. 3 performs the engine 2 rotation speed (relief target rotation speed) n_comr obtained from the engine 2 target output (engine target output) Per and the relief target rotation.
  • the maximum value (maximum target rotational speed during relief) nrmax is compared.
  • the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief is the maximum value of the target rotational speed n_comr at the time of relief after the hydraulic pump 3 enters the relief state until the determination time of step S103.
  • the initial value of the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief is zero.
  • the target rotational speed n_comr at the time of relief is a rotational speed targeted by the engine 2 at the time of relief, which is determined based on the engine target output Per.
  • the target rotational speed n_comr at the time of relief is obtained by the engine output control unit 63. Next, an example of a procedure for obtaining the target rotation speed n_comr during relief will be described.
  • the minimum selection unit 64 of the controller 6 shown in FIG. 3 performs the necessary pump power Pp_rq obtained by the necessary pump power calculation unit 60 and the pump drive power obtained by the pump drive power limiting unit 61.
  • the smaller one of the limit values Pp_limit is output to the adding unit 65 of the controller 6.
  • the addition unit 65 adds the output of the minimum selection unit 64 and the load Pl_ep of the engine 2 accompanying the driving of auxiliary equipment such as the fan other than the hydraulic pump 3 and the generator motor 11, and the addition result is used as the engine target output Per. Output.
  • the output conversion unit 66 of the controller 6 acquires the engine target output Per output from the addition unit 65, and converts it to the relief target rotation speed n_comr using the table 66Fn.
  • the table 66Fn shows the relationship between the target rotational speed n_comr at the time of relief and the engine target output Per, and is determined by the specifications and characteristics of the engine 2.
  • the table 66Fn is stored in the storage device of the controller 6.
  • the engine output control unit 63 compares the relief target rotation speed n_comr and the relief maximum target rotation speed nrmax, and the relief maximum target rotation speed nrmax is equal to or greater than the relief target rotation speed n_comr. In that case (step S103, Yes), the process proceeds to step S104. In addition, when the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief is smaller than the target rotational speed n_comr at the time of relief (No at Step S103), the engine output control unit 63 advances the process to Step S105.
  • step S104 the engine output control unit 63 sets the maximum target rotational speed nrmax during relief to the target rotational speed n_com. That is, the target rotational speed n_com is not updated to the relief target rotational speed n_comr determined from the engine target output Per.
  • step S105 the engine output control unit 63 sets the target rotational speed n_comr for relief obtained from the engine target output Per to the target rotational speed n_com. That is, the target rotational speed n_com is updated to the target rotational speed n_comr at the time of relief obtained from the engine target output Per.
  • the controller 6 outputs the relief target rotational speed n_comr output from the engine output control unit 63 as the target rotational speed n_com to the engine controller 4 shown in FIG.
  • the engine controller 4 controls the output of the engine 2, more specifically, the torque so that the engine target output Per output from the adding unit 65 is obtained at the target rotational speed n_com.
  • steps S101 to S105 the engine control according to the present embodiment is realized.
  • the controller 6 returns to the start and repeats the processes from step S101. Next, a change in the rotational speed of the engine 2 when the engine control according to the present embodiment is executed will be described.
  • FIG. 5 is a diagram showing a time change example of the engine speed when the engine control according to the present embodiment is executed.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating an example of the relationship between the engine speed and torque.
  • FIG. 7 is a torque diagram.
  • Lep, Lep1, Lep2, and Lep3 are equal output (horsepower) lines
  • Lmr is a matching line
  • Lrl is a regulation line.
  • Lep1 to Lep4 in FIG. 5 correspond to the equal output (horsepower) lines Lep1 to Lep4 shown in FIG.
  • the target rotational speed n_com of the engine 2 is the time when the pump drive power limit is started, that is, when the relief is started. It is controlled by the engine output controller 63 of the controller 6 so as to be equal to or greater than the value.
  • FIG. 5 shows changes of the relief target maximum rotational speed nrmax, the target rotational speed n_com, and the relief target rotational speed n_comr over time when the hydraulic pump 3 is relieved.
  • the relief valve 16 shown in FIG. 1 starts relief at time tis, and the relief is finished at time tie.
  • the judgment result flag d output from the relief judgment unit 62 shown in FIG. 3 changes from F to T, and at the time other than the relief time, the judgment result flag d is F.
  • the relief target maximum target speed nrmax and the target speed n_com become the same except during the relief, and the engine speed ne is also the target speed n_com. It changes following.
  • the target rotational speed n_comr at the time of relief decreases with the passage of time ti in the example shown in FIG.
  • the engine 2 is operated at an output corresponding to the iso-output line Lep1.
  • the time tis elapses the engine 2 becomes a lower output than the output corresponding to the iso-output line Lep1.
  • the engine speed control unit 63 sets the target engine speed n_com as the maximum target engine speed nrmax during relief. Therefore, the target rotational speed n_com is maintained at the value of the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief, which is the maximum value from the time tis at the time of starting relief. In the present embodiment, since the initial value of the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief is 0, the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief at time tis that is the time of starting relief is 0.
  • the target rotational speed n_com at the start of relief is updated to the target rotational speed n_comr at the time of relief (in this example, the rotational speed ne1).
  • the target rotational speed n_com becomes the maximum target rotational speed nrmax during relief from when the target rotational speed n_com is updated for the first time until it is updated next.
  • the target rotation speed n_comr during relief changes for the following reason. That is, the target rotational speed n_comr at the time of relief is determined based on the engine target output Per, but the engine target output Per varies depending on the load variation of the auxiliary machinery of the engine 2.
  • the target rotational speed n_comr at the time of relief continues to decrease until time ti1, the target rotational speed n_com is kept constant until the time ti1 elapses from the start of relief.
  • the engine 2 is operated at an output corresponding to the iso-output line Lep2.
  • the target rotational speed n_comr at the time of relief starts to increase at time ti2, but when nrmax ⁇ n_comr, the engine output control unit 63 sets the target rotational speed n_com as the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief.
  • the target rotational speed n_com is maintained at the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief until the time ti3 when the target rotational speed n_comr at the time of relief becomes equal to the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief.
  • the relief target rotational speed n_comr increases as the time ti elapses, and after the time ti3, nrmax ⁇ n_comr.
  • the engine output control unit 63 updates the target rotation speed n_com to the relief target rotation speed n_comr. Accordingly, after time ti3, engine output control unit 63 always updates target rotational speed n_com to relief target rotational speed n_comr. For this reason, the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief also increases with the passage of time ti.
  • the output of the engine 2 rises to an output higher than the output corresponding to the equal output line Lep2, and becomes an output corresponding to the equal output line Lep3 at the time ti4.
  • the target rotational speed n_comr at the time of relief becomes a constant value with the value of the time ti4, and then starts decreasing at the time ti5. Then, the target rotation speed n_comr at the time of relief ends the decrease at time ti6 and becomes a constant value. From time ti5 to time ti6, the output of the engine 2 becomes lower than the output corresponding to the iso-output line Lep3. At time ti6, the output corresponds to the iso-output line Lep4.
  • the target rotational speed n_comr at the time of relief does not exceed the value of the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief (the value at the time ti4) until the time tie when the relief ends. Therefore, during the period from time ti4 to tie, the target rotational speed n_com is maintained at the value of the maximum target rotational speed nrmax during relief at time ti4 (in this example, the rotational speed ne2).
  • the engine output control unit 63 executes the engine control according to the present embodiment, so that the engine speed ne during the relief period is equal to the target engine speed n_com.
  • the number of revolutions, that is, the target rotational speed n_com at time tis is controlled.
  • the target rotation speed n_comr at the time of relief is lower than the engine speed ne at the time tis at the start of relief. For this reason, the output of the engine 2 between the time tis and ti3 is smaller than the output of the engine 2 at the time tis at the start of relief. Further, the output of the engine 2 between the time ti5 and the time tie is smaller than the output of the engine 2 at the time ti5.
  • the engine output control unit 63 reduces the torque of the engine 2 between the time tis and ti3 and between the time ti5 and the time tie, thereby setting the engine speed ne to the value at the start of relief or the time ti5. While maintaining the value at, the output of the engine 2 is reduced.
  • the matching line Lmr shown in FIG. 6 indicates that the load of the hydraulic pump 3 shown in FIG. 1 (corresponding to the torque te on the vertical axis in FIG. 6) increases and the engine speed ne increases, and the engine 2 at that time It is set so that it passes through the region near the fuel efficiency minimum point where the fuel consumption rate with respect to the output becomes the smallest, preferably the fuel efficiency minimum point. Further, since the fuel consumption rate increases as the distance from the fuel efficiency minimum point increases, the matching line Lmr is set in a range that is as far as possible from the fuel efficiency minimum point.
  • the regulation line Lrl is set based on the matching point.
  • the fuel consumption rate (hereinafter referred to as fuel efficiency as appropriate) refers to the amount of fuel consumed by the engine 2 per hour and output 1 kW, and is an index of the efficiency of the engine 2.
  • FIG. 7 is a torque diagram of the engine 2.
  • the horizontal axis represents the engine speed ne (rpm: rev / min), and the vertical axis represents the torque te (N ⁇ m).
  • the region defined by the maximum torque line R indicates the performance that the engine 2 can generate.
  • the engine controller 4 having the governor function prevents the engine te from exceeding the maximum torque line R and the exhaust smoke limit, and the engine speed ne from exceeding the high idle speed neH. 2 is controlled.
  • the output (horsepower) P of the engine 2 becomes maximum.
  • J indicates an equal output curve in which the torque absorbed by the hydraulic pump 3 becomes equal.
  • the controller 4 adjusts the speed along the maximum speed regulation line Lrlmax connecting the rated point V and the high idle point neH.
  • the matching point moves to the rated point V side, the engine speed ne gradually decreases, and at the rated point V, the engine speed ne becomes the rated speed.
  • Pump efficiency is the efficiency of the hydraulic pump 3 defined by volumetric efficiency and torque efficiency.
  • M indicates an equal fuel consumption curve.
  • the fuel consumption is minimized at M1, which is a valley of the equal fuel consumption curve M.
  • M1 is called the fuel efficiency minimum point.
  • the fuel consumption increases, that is, worsens toward the outside from the fuel efficiency minimum point M1.
  • the regulation line Lrl corresponds to a region where the fuel consumption is relatively large on the equal fuel consumption curve M. For this reason, according to the conventional control method, fuel consumption is large (poor), which is not desirable in terms of engine efficiency.
  • variable displacement hydraulic pump 3 in general, when the discharge pressure PRp is the same, the larger the capacity q (swash plate tilt angle), the higher the volumetric efficiency and torque efficiency, and the higher the pump efficiency.
  • the matching line Lmr is a line indicating the relationship between the engine speed ne and the torque te obtained based on the fuel consumption efficiency of the engine 2. Specifically, the matching line Lmr is a line indicating the relationship between the engine speed ne and the torque te set so as to pass through the fuel efficiency minimum point M1.
  • the matching line Lmr preferably passes through the fuel efficiency minimum point M1, but due to various restrictions, the matching line Lmr cannot always be set to pass through the fuel efficiency minimum point M1. For this reason, when it is difficult to set the matching line Lmr so as to pass through the minimum fuel consumption point M1, the matching line Lmr is set so as to pass near the minimum fuel consumption point M1.
  • the matching line Lmr is set so as to pass through the vicinity of the fuel efficiency minimum point M1 as much as possible.
  • the vicinity of the minimum fuel consumption point M1 as much as possible can be, for example, a range surrounded by an equal fuel consumption curve M in which the fuel consumption rate is about 105% to 110% with respect to the fuel consumption rate at the minimum fuel consumption point M1.
  • the matching line Lmr is set so as not to be as far as possible from the fuel efficiency minimum point M1. Further, in the process of moving away from the fuel efficiency minimum point M1, the more the number of equal fuel consumption curves M intersected by the matching line Lmr, the higher the possibility that the engine 2 is operated in a region where the fuel efficiency is high. Accordingly, the matching line Lmr is set so that the number of equal fuel consumption curves M intersecting with the matching line Lmr is minimized in the process of moving outward from the fuel efficiency minimum point M1.
  • the engine 2 is operated under the condition of the position A shown in FIG. 6 before the relief starts.
  • the output of the engine 2 is smaller in value from the time tis when the relief is started to the time ti3 than the value at the time tis when the relief is started. That is, the engine 2 moves from the position A to the position B in FIG. 6, and the engine 2 is operated in accordance with an iso-output line having an output smaller than the iso-output line Lep 1 (for example, Lep 2 at time ti1 to time ti2).
  • the engine speed ne at the time tis (see FIG. 5) when the relief is started is the speed ne1, and the engine 2 is operated according to the iso-output line Lep2 at the time ti1, the engine speed ne is The rotation speed ne1 at time tis is maintained. Therefore, the engine 2 is operated under the condition of the position B where the iso-output line Lep2 and the engine speed ne1 intersect. Thereafter, as the output of the engine 2 increases from the time ti2 to the time ti3, the engine 2 moves from the equal output line Lep2 to Lep1 while maintaining the engine speed ne1. This corresponds to the movement from position B to position A in FIG. Next, after time ti3 will be described.
  • the target rotational speed n_com and the output of the engine 2 increase after the time ti3, and the engine 2 is operated according to the equal output line Lep3 between the time ti4 and the time ti5.
  • the engine speed ne may be on the equal output line Lep3 and ne1 or more.
  • the engine 2 is operated from the position A in FIG. 6 at a rotational speed ne2 at a position C that is an intersection of the equal output line Lep3 and the matching line Lmr.
  • the fuel consumption of the engine 2 can be suppressed and the hydraulic pump 3 can be operated on efficient conditions.
  • the engine speed ne is determined according to the equal output line Lep3, even if the engine speed ne is changed, a change in the operating speed of the work machine provided in the construction machine 1 shown in FIG. 1 is suppressed.
  • the target rotational speed n_comr at the time of relief decreases, but the target rotational speed n_com is a value at time ti5.
  • the value of the engine speed ne2 is maintained as the engine speed ne. Accordingly, since the rotational speed ne2 is maintained as the operating condition of the engine 2, the rotational speed ne2 and the iso-output line Lep4 are determined from the operating condition at the position C in FIG. 6 where the rotational speed ne2 and the iso-output line Lep3 intersect. It changes to the driving
  • the engine 2 is operated under the operation condition of the position D.
  • the period during which the engine 2 is operated under the driving condition of the position D is a period from time ti6 to the timing when the output of the engine 2 starts to increase before the time tie.
  • the equal output line Lep4 indicates the engine target output Per corresponding to the relief target rotational speed n_comr between the time ti5 and the time tie. Note that the output corresponding to the equal output line Lep4 is smaller than the output corresponding to the equal output line Lep3.
  • the target rotational speed n_com is not updated to the target rotational speed n_comr at the relief unless the target rotational speed n_comr at the relief is equal to or higher than the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief. Therefore, in the example shown in FIG. 5, the engine speed ne after time ti5 is maintained at the speed ne2.
  • the present invention is not limited to such control, and the engine output control unit 63 may make the engine speed ne smaller than ne2.
  • the engine 2 can be operated under conditions closer to the matching line Lmr, so that a reduction in efficiency of the hydraulic pump 3 can be suppressed and fuel consumption of the engine 2 can also be suppressed.
  • the engine speed ne at the time of relief is controlled to be equal to or higher than the speed ne1. For this reason, when the relief starts, the engine speed ne does not become smaller than the rotational speed ne1 when the relief starts.
  • the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 3 is discharged from the relief valve 16, so the discharge pressure PRp hardly varies from the relief pressure. As a result, hunting of the engine speed ne is suppressed.
  • the target rotational speed n_com does not increase unless the target rotational speed n_comr at the time of relief does not exceed the maximum target rotational speed nrmax at the time of relief. Also, when the target rotational speed n_com increases, the engine rotational speed ne is determined based on the matching line Lmr. As a result, the engine control according to the present embodiment can suppress fuel consumption as compared with the control that increases the engine speed ne along the regulation line Lrl.

Abstract

　コントローラ６は、油圧ポンプ３が吐出する作動油の圧力が予め設定されたリリーフ圧力以上となって、油圧ポンプが吐出した作動油の一部が放出される状態にある場合、油圧ポンプが吐出する作動油の圧力に基づいて、油圧ポンプを駆動する動力であるポンプ駆動動力を制限するポンプ駆動動力制限部６１と、エンジンの目標とする回転数である目標回転数が、ポンプ駆動動力の制限が開始された時点の値以上になるようにエンジンの出力を制御するエンジン出力制御部６３と、を含む。

Description

エンジン制御装置及び建設機械
　本発明は、エンジンによって油圧ポンプを駆動する場合に用いられるエンジン制御装置及び建設機械に関する。
　油圧ショベル、ブルドーザ、ダンプトラック、ホイールローダ等の建設機械は、作業機又はベッセル等を動作させるための油圧アクチュエータに作動油を供給するために、エンジンで駆動される油圧ポンプを備えている。例えば、特許文献１には、ディーゼルエンジンで油圧ポンプを駆動するにあたって、油圧ポンプがリリーフ状態になった場合に、ポンプ吸収トルクを制限するのではなく、エンジン回転数を下げる制御が記載されている。
特開２００９－７４４０７号公報
　特許文献１に記載された技術は、ポンプ効率を下げず、エンジン効率も向上するという利点がある。しかし、特許文献１の技術は、例えば、リリーフ時等の高負荷時において、油圧ポンプの吐出圧に対してエンジンが目標とする回転数の変化が大きい場合には、吐出圧が変動したときにエンジンの回転数のハンチングを招く可能性がある。
　本発明は、油圧ポンプをエンジンで駆動する場合、リリーフ時等の高負荷時において、エンジンの回転数のハンチングを抑制することを目的とする。
　本発明は、作動油を吐出する油圧ポンプを駆動するエンジンを制御する装置であり、前記油圧ポンプが吐出する前記作動油の圧力が予め設定されたリリーフ圧力以上となって、前記油圧ポンプが吐出した前記作動油の一部が放出される状態にある場合、前記油圧ポンプが吐出する前記作動油の圧力に基づいて、前記油圧ポンプを駆動する動力であるポンプ駆動動力を制限するポンプ駆動動力制限部と、前記エンジンの目標とする回転数である目標回転数が、前記ポンプ駆動動力の制限が開始された時点の値以上になるように前記エンジンの出力を制御するエンジン出力制御部と、を含むことを特徴とするエンジン制御装置である。
　前記ポンプ駆動動力制限部は、前記油圧ポンプが吐出する作動油の圧力が上昇するにしたがって、前記ポンプ駆動動力が低下するように前記ポンプ駆動動力の制限値としてのポンプ駆動動力制限値を求めることが好ましい。
　前記エンジン出力制御部は、前記目標回転数が、前記油圧ポンプが吐出した前記作動油の一部が放出される状態になった後の最大値よりも増加する場合、前記ポンプ駆動動力制限部が求めた前記ポンプ駆動動力制限値に基づいて求められた前記エンジンの目標とする出力の等出力線と、前記エンジンの燃料消費効率に基づいて求められたマッチング線とから、前記目標回転数を求めることが好ましい。
　本発明は、エンジンと、前記エンジンによって駆動される油圧ポンプと、前記油圧ポンプが吐出する作動油の圧力が予め設定されたリリーフ圧以上になった場合に前記作動油をリリーフするリリーフ弁と、前記油圧ポンプから吐出された作動油が供給される油圧アクチュエータと、前記油圧アクチュエータによって駆動される作業機と、上述したエンジン制御装置と、を含むことを特徴とする建設機械である。
　本発明は、油圧ポンプをエンジンで駆動する場合、リリーフ時等の高負荷時において、エンジンの回転数のハンチングを抑制することができる。
図１は、本実施形態に係る建設機械１の全体構成を示すブロック図である。 図２は、本実施形態に係るエンジン制御の手順の一例を示すフローチャートである。 図３は、本実施形態に係るエンジン制御をコントローラが実行する際の制御ブロック図である。 図４は、図３に示したポンプ必要動力演算部の処理フローを示す図である。 図５は、本実施形態に係るエンジン制御が実行されたときにおけるエンジンの回転数の時間変化例を示す図である。 図６は、エンジンの回転数とトルクとの関係の一例を示す図である。 図７は、トルク線図である。
　本発明を実施するための形態（実施形態）につき、図面を参照しつつ詳細に説明する。
　図１は、本実施形態に係る建設機械１の全体構成を示すブロック図である。以下において、建設機械として油圧ショベルを例として説明する。本実施形態において、建設機械１は、油圧ポンプを駆動するエンジン及び油圧ポンプを備えていればよく、油圧ショベルに限定されるものではない。
＜建設機械＞
　建設機械１は、上部旋回体と下部走行体とを備える。下部走行体は、左右の履帯を備える。上部旋回体は、ブーム、アーム及びバケットを含む作業機を備えている。ブームシリンダ３１が駆動することによりブームが作動し、アームシリンダ３２が駆動することによりアームが作動し、バケットシリンダ３３が駆動することによりバケットが作動する。走行モータ３６及び走行モータ３５がそれぞれ駆動することにより左履帯及び右履帯がそれぞれ回転する。旋回モータ３４が駆動することによりスイングマシナリが駆動し、スイングピニオン及びスイングサークル等を介して上部旋回体が旋回する。
　エンジン２は、ディーゼルエンジンである。エンジン２の出力（馬力、単位はｋｗ）は、シリンダ内へ噴射する燃料量（燃料噴射量）を調整することで制御される。エンジン２は、例えば、コモンレール方式による電子制御が可能なエンジンである。エンジン２は、燃料量を適切にコントロールすることが可能であり、ある瞬間のエンジン回転数における出力可能なトルクを自由に設定することが可能である。
　本実施形態に係るエンジン制御装置としてのコントローラ６は、エンジンコントローラ４に対して、エンジン回転数を目標回転数ｎ＿ｃｏｍにするための回転指令値を出力する。エンジンコントローラ４は、目標トルク線で目標回転数ｎ＿ｃｏｍが得られるように燃料噴射量を増減する。また、エンジンコントローラ４は、エンジン２のエンジン回転数及び燃料噴射量から推定されるエンジントルクを含むエンジンデータｅｎｇ＿ｄａｔａをコントローラ６に出力する。コントローラ６及びエンジンコントローラ４は、いずれもコンピュータである。本実施形態において、エンジン２の回転数というときには、単位時間あたりにおけるエンジン２の出力軸２Ｓの回転数、すなわち出力軸２Ｓの回転速度をいうものとする。
　エンジン２の出力軸２Ｓは、ＰＴＯ（Power　Take　Off）軸１０を介して発電電動機１１の駆動軸に連結される。発電電動機１１は、発電作用と電動作用を行う。つまり、発電電動機１１は電動機（モータ）として作動し、また発電機としても作動する。発電電動機１１は、エンジン２の出力軸に直接接続する。発電電動機１１は、エンジン２と後述する油圧ポンプ３の出力軸との間に配置されてもよい。
　発電電動機１１は、インバータ１３によってトルクが制御される。インバータ１３は、後述するように、コントローラ６から出力される発電電動機指令値ＧＥＮ_ｃｏｍに応じて発電電動機１１のトルクを制御する。インバータ１３は、直流電源線を介して蓄電器１２と電気的に接続されている。
　蓄電器１２は、キャパシタ又は蓄電池等である。蓄電器１２は、発電電動機１１が発電作用した場合に発電した電力を蓄積（充電）する。また蓄電器１２は、自身に蓄電された電力をインバータ１３に供給する。なお、本明細書では静電気として電力を蓄積するキャパシタの他、鉛電池、ニッケル水素電池又はリチウムイオン電池等の二次電池も含めて蓄電器というものとする。本実施形態において、発電電動機１１、蓄電器１２及びインバータ１３は必ずしも必要ではない。
　エンジン２の出力軸２Ｓには、ＰＴＯ軸１０を介して油圧ポンプ３の駆動軸が連結されている。油圧ポンプ３は、エンジン２の出力軸２Ｓが回転することにより駆動される。本実施形態において、油圧ポンプ３は、可変容量型の油圧ポンプであり、斜板の傾転角が変化することで容量ｑ（ｃｃ/ｒｅｖ）が変化する。油圧ポンプ３の吐出口側にはリリーフ弁１６が設けられている。リリーフ弁１６は、油圧ポンプ３が吐出する作動油の圧力が、予め設定されたリリーフ圧力ＰＲｒ以上となった場合に、油圧ポンプ３が吐出した作動油の一部を作動油タンク１７に放出する。
　油圧ポンプ３から吐出圧ＰＲｐ、流量Ｑ（ｃｃ/ｍｉｎ）で吐出された作動油は、ブーム用の操作バルブ２１、アーム用の操作バルブ２２、バケット用の操作バルブ２３、旋回用の操作バルブ２４、右走行用の操作バルブ２５及び左走行用の操作バルブ２６にそれぞれ供給される。吐出圧ＰＲｐは、油圧センサ７で検出される。油圧センサ７は、吐出圧ＰＲｐに対応した油圧検出信号をコントローラ６に入力する。以下において、ブーム用の操作バルブ２１、アーム用の操作バルブ２２、バケット用の操作バルブ２３、旋回用の操作バルブ２４、右走行用の操作バルブ２５及び左走行用の操作バルブ２６を総称して、適宜、操作バルブ２０と称する。
　操作バルブ２１～２６から出力された作動油は、それぞれ、ブームシリンダ３１、アームシリンダ３２、バケットシリンダ３３、旋回モータ３４、右走行用の走行モータ３５、及び左走行用の走行モータ３６に供給される。このようにすることで、ブームシリンダ３１、アームシリンダ３２、バケットシリンダ３３、旋回モータ３４、走行モータ３５及び走行モータ３６がそれぞれ駆動され、ブーム、アーム、バケット、上部旋回体、下部走行体の右履帯及び左履帯が作動する。以下において、ブームシリンダ３１、アームシリンダ３２、バケットシリンダ３３、旋回モータ３４、右走行用の走行モータ３５、及び左走行用の走行モータ３６を総称して、適宜、油圧アクチュエータ３０と称する。また、旋回モータ３４は、電動駆動式の旋回モータに置き換えることも可能である。電気駆動式の旋回モータは、蓄電器１２に蓄積された電力で駆動して、上部旋回体を旋回する。また、電気駆動式の旋回モータは、上部旋回体の旋回エネルギーを回生することで、蓄電器１２へ電力を蓄積することができる。
　建設機械１に備えられた運転席の前方の右側と左側とには、それぞれ、前後方向の操作でブームの駆動を行い、前後方向の操作でバケットの駆動を行う右の操作レバー４１と、前後方向の操作でアームの駆動を行い、左右方向の操作で上部旋回体の旋回駆動を行う左の操作レバー４２とが設けられている。また、走行用右の操作レバー４３と、走行用左の操作レバー４４とが運転席の前方の右側と左側とに設けられている。
　コントローラ６は、作業・旋回用右の操作レバー４１の操作方向に応じてブーム、バケットを作動させるとともに、操作量に応じた速度でブーム、バケットを作動させる。
　操作レバー４１には、操作方向、操作量を検出する圧力センサ４５が設けられている。圧力センサ４５は、操作レバー４１の操作方向及び操作量に応じたパイロット油圧を検出し、自身が出力する電気信号をコントローラ６に入力する。操作レバー４１がブームを作動させる方向に操作された場合、圧力センサ４５は、操作レバー４１の中立位置に対する傾動方向及び傾動量に応じて、ブーム上げ操作量又はブーム下げ操作量を示すブームレバー信号Ｌｂｏをコントローラ６に入力する。また、操作レバー４１がバケットを作動させる方向に操作された場合、圧力センサ４５は、操作レバー４１の中立位置に対する傾動方向及び傾動量に応じて、バケット掘削操作量又はバケットダンプ操作量を示すバケットレバー信号Ｌｂｋをコントローラ６に入力する。
　操作レバー４１がブームを作動させる方向に操作された場合、操作レバー４１の傾動量に応じたパイロット圧（ＰＰＣ圧）ＰＲｂｏが、ブーム用の操作バルブ２１が備える各パイロットポートのうちレバー傾動方向（ブーム上げ方向又はブーム下げ方向）に対応するパイロットポート２１ａに加えられる。
　同様に、操作レバー４１がバケットを作動させる方向に操作された場合、操作レバー４１の傾動量に応じたパイロット圧（ＰＰＣ圧）ＰＲｂｋが、バケット用の操作バルブ２３が備える各パイロットポートのうちレバー傾動方向（バケット掘削方向又はバケットダンプ方向）に対応するパイロットポート２３ａに加えられる。
　操作レバー４２は、アーム、上部旋回体を作動させるための操作レバーである。コントローラ６は、操作レバー４２の操作方向に応じて、アーム又は上部旋回体を作動させるとともに、操作量に応じた速度でアーム又は上部旋回体を作動させる。
　操作レバー４２には、操作方向、操作量を検出する圧力センサ４６が設けられている。圧力センサ４６は、操作レバー４２の操作方向及び操作量に応じたパイロット油圧を検出し、自身が出力する電気信号をコントローラ６に入力する。操作レバー４２がアームを作動させる方向に操作された場合、圧力センサ４６は、操作レバー４２の中立位置に対する傾動方向及び傾動量に応じて、アーム掘削操作量又はアームダンプ操作量を示すアームレバー信号Ｌａｒをコントローラ６に入力する。また操作レバー４２が上部旋回体を作動させる方向に操作された場合、圧力センサ４６は、操作レバー４２の中立位置に対する傾動方向及び傾動量に応じて、右旋回操作量又は左旋回操作量を示す旋回レバー信号Ｌｓｗをコントローラ６に入力する。
　操作レバー４２がアームを作動させる方向に操作された場合には、操作レバー４２の傾動量に応じたパイロット圧（ＰＰＣ圧）ＰＲａｒが、アーム用の操作バルブ２２が備える各パイロットポートのうちレバー傾動方向（アーム掘削方向又はアームダンプ方向）に対応するパイロットポート２２ａに加えられる。
　同様に、操作レバー４２が上部旋回体を作動させる方向に操作された場合には、操作レバー４２の傾動量に応じたパイロット圧（ＰＰＣ圧）ＰＲｓｗが、旋回用の操作バルブ２４が備える各パイロットポートのうちレバー傾動方向（右旋回方向又は左旋回方向）に対応するパイロットポート２４ａに加えられる。
　走行用右の操作レバー４３と走行用左の操作レバー４４とは、それぞれ右履帯、左履帯を作動させるための操作レバーであり、操作方向に応じて履帯を作動させるとともに、操作量に応じた速度で履帯を作動させる。
　操作レバー４３の傾動量に応じたパイロット圧（ＰＰＣ圧）ＰＲｃｒが、右走行用の操作バルブ２５のパイロットポート２５ａに加えられる。パイロット圧ＰＲｃｒは、油圧センサ９で検出される。油圧センサ９は、右走行量を示す右走行パイロット圧ＰＲｃｒに対応した信号をコントローラ６に入力する。同様に、操作レバー４４の傾動量に応じたパイロット圧（ＰＰＣ圧）ＰＲｃｌが、左走行用の操作バルブ２６のパイロットポート２６ａに加えられる。パイロット圧ＰＲｃｌは、油圧センサ８で検出される。油圧センサ８は、左走行量を示す左走行パイロット圧ＰＲｃｌをコントローラ６に入力する。
　各操作バルブ２１～２６は、流量方向制御弁である。各操作バルブ２１～２６は、対応する操作レバー４１～４４の操作方向に応じた方向にそれぞれが備えるスプールを移動させるとともに、操作レバー４１～４４の操作量に応じた開口面積だけ油路が開口するようにスプールを移動させる。
　ポンプ制御バルブ５は、コントローラ６から出力される制御電流ｐｃ－ｅｐｃによって動作し、サーボピストンを介して油圧ポンプ３が備える斜板の傾転角を変化させる。ポンプ制御バルブ５は、油圧ポンプ３の吐出圧ＰＲｐ（ｋｇ/ｃｍ２）と油圧ポンプ３の容量ｑ（ｃｃ/ｒｅｖ）との積が制御電流ｐｃ－ｅｐｃに対応するポンプ吸収トルクｔｐｃｏｍを超えないように、油圧ポンプ３が備える斜板の傾転角を制御する。この制御は、ＰＣ制御と呼ばれている。
　発電電動機１１には、発電電動機１１の現在の実回転数ＧＥＮ＿ｓｐｄ（ｒｐｍ）、つまりエンジン２の実回転数ＧＥＮ＿ｓｐｄを検出する回転センサ１４が付設されている。回転センサ１４で検出される実回転数ＧＥＮ＿ｓｐｄを示す信号は、コントローラ６に入力される。
　蓄電器１２には、蓄電器１２の電圧ＢＡＴＴ＿ｖｏｌｔを検出する電圧センサ１５が設けられている。電圧センサ１５で検出される電圧ＢＡＴＴ＿ｖｏｌｔを示す信号は、コントローラ６に入力される。
　コントローラ６は、インバータ１３に発電電動機指令値ＧＥＮ＿ｃｏｍを出力し、発電電動機１１を発電作用又は電動作用させる。コントローラ６が、インバータ１３に対して、発電電動機１１を発電機として作動させるための発電電動機指令値ＧＥＮ＿ｃｏｍを出力すると、エンジン２で発生した出力トルクの一部は、出力軸２Ｓを介して発電電動機１１の駆動軸に伝達される。発電電動機１１は、エンジン２のトルクを吸収して発電が行われる。そして、インバータ１３は、発電電動機１１で発生した交流電力を直流電力に変換し、直流電源線を介して蓄電器１２に電力を蓄積（充電）する。
　コントローラ６からインバータ１３に対して、発電電動機１１を電動機として作動させるための発電電動機指令値ＧＥＮ＿ｃｏｍが出力されると、インバータ１３は発電電動機１１が電動機として作動するように制御する。すなわち、蓄電器１２から電力が出力され（放電され）、蓄電器１２に蓄積された直流電力がインバータ１３で交流電力に変換されて発電電動機１１に供給され、発電電動機１１の駆動軸を回転作動させる。その結果、発電電動機１１はトルクを発生する。このトルクは、発電電動機１１の駆動軸を介して出力軸２Ｓに伝達されて、エンジン２の出力トルクに加算される。すなわち、エンジン２の出力が発電電動機１１の出力によってアシストされる。油圧ポンプ３は、この加算された出力トルクを吸収する。
　発電電動機１１の発電量（吸収トルク量）又は電動量（アシスト量、すなわち発生トルク量）は、発電電動機指令値ＧＥＮ＿ｃｏｍの内容に応じて変化する。コントローラ６は、エンジンコントローラ４に回転指令値を出力して、現在の油圧ポンプ３の負荷に応じた目標回転数が得られるように燃料噴射量を増減して、エンジン２のエンジン回転数（実回転数ＧＥＮ＿ｓｐｄに相当）ｎｅとトルクを調整する。次に、本実施形態に係るエンジン２の制御（エンジン制御）について説明する。本実施形態に係るエンジン制御は、コントローラ６が実現する。
＜エンジン制御＞
　図２は、本実施形態に係るエンジン制御の手順の一例を示すフローチャートである。図３は、本実施形態に係るエンジン制御をコントローラが実行する際の制御ブロック図である。図４は、図３に示したポンプ必要動力演算部の処理フローを示す図である。
　本実施形態に係るエンジン制御は、図１に示す油圧ポンプ３が吐出する作動油の圧力、すなわち吐出圧ＰＲｐが、予め設定されたリリーフ圧力ＰＲｒ以上となって、油圧ポンプ３が吐出した作動油の一部をリリーフ弁１６が作動油タンク１７に放出するリリーフ状態にある場合に実行される。本実施形態に係るエンジン制御を実行するコントローラ６は、ポンプ必要動力演算部６０、ポンプ駆動動力制限部６１、リリーフ判定部６２、エンジン出力制御部６３、最小選択部６４、加算部６５及び出力変換部６６を備えている。
　コントローラ６は、本実施形態に係るエンジン制御をするにあたって、ステップＳ１０１において制御に用いる情報を求める。制御に用いる情報は、油圧ポンプ３を駆動するために必要な動力であるポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑ、油圧ポンプ３を駆動する動力であるポンプ駆動動力の制限値としてのポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔ及び油圧ポンプ３以外の負荷Ｐｌ＿ｅｐ等である。
　ポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑは、図３に示すポンプ必要動力演算部６０が求める。ポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔは、ポンプ駆動動力制限部６１が求める。負荷Ｐｌ＿ｅｐは、例えば、エンジン２の冷却に用いる冷却ファンを駆動する際の負荷及び発電電動機１１をエンジン２が駆動して発電作用を行わせる際の負荷等である。次に、ポンプ必要動力演算部６０がポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑを求める手順の一例を説明する。次の説明では、判断結果ＴＲＵＥをＴと略記するとともに、判断結果ＦＡＬＳＥをＦと略記する。
　ポンプ必要動力演算部６０は、油圧アクチュエータ３０の作業パターンに応じて、油圧ポンプ３の駆動に必要な動力（馬力）、すなわち、ポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑを演算する。このとき、ポンプ必要動力演算部６０は、図１に示す油圧センサ７から油圧ポンプ３の吐出圧ＰＲｐを取得し、操作レバー４１～４４のレバー入力に関する情報を取得する。
　油圧ポンプ３の必要動力値として、ポンプ必要動力演算部６０は、予めＰｐ＿ｒｑ＿１、Ｐｐ＿ｒｑ＿２、Ｐｐ＿ｒｑ＿３、Ｐｐ＿ｒｑ＿４、Ｐｐ＿ｒｑ＿５、Ｐｐ＿ｒｑ＿６を演算する。これらの大きさは、Ｐｐ＿ｒｑ＿１、Ｐｐ＿ｒｑ＿２、Ｐｐ＿ｒｑ＿３、Ｐｐ＿ｒｑ＿４、Ｐｐ＿ｒｑ＿５、Ｐｐ＿ｒｑ＿６の順番で順次小さくなるものとして設定されているものとする。
　ステップＳ７１において、右走行パイロット圧ＰＲｃｒが所定の圧力Ｋｃよりも大きいか又は左走行パイロット圧ＰＲｃｌが所定の圧力Ｋｃよりも大きい場合（ステップＳ７１のＴ）、ポンプ必要動力演算部６０は、複数の油圧アクチュエータ３０の作業パターンは、「走行操作」という作業パターン（１）であると判断する。ポンプ必要動力演算部６０は、「走行操作」という作業パターンに適合するように、油圧ポンプ３のポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑをＰｐ＿ｒｑ＿１に設定する。
　同様にして、各ステップＳ７２～ステップＳ７９では、次のような処理が行われる。すなわち、ステップＳ７２では、右旋回操作量Ｌｓｗｒが所定の操作量Ｋｓｗよりも大きいか否かによって、右方向の旋回量が所定値より大きいか否かが判断される。また、ステップＳ７２では、左旋回操作量Ｌｓｗｌが所定の操作量－Ｋｓｗよりも小さいか否かによって、左方向の旋回量が所定値より大きいか否かが判断される。
　ステップＳ７３では、ブーム下げ操作量Ｌｂｏｄが所定の操作量－Ｋｂｏよりも小さいか否かによって、ブーム下げの操作量が所定値より小さいか否かが判断される。
　ステップＳ７４では、ブーム上げ操作量Ｌｂｏｕが所定の操作量Ｋｂｏよりも大きいか否かによってブーム上げの操作量が所定値より大きいか否かが判断され、アーム掘削操作量Ｌａｒｕが所定の操作量Ｋａよりも大きいか否かによってアーム掘削の操作量が所定値より大きいか否かが判断され、アームダンプ操作量Ｌａｄが所定の操作量－Ｋａよりも小さいか否かによって、アームダンプの操作量が所定値より大きいか否かが判断される。
また、ステップＳ７４では、バケット掘削操作量Ｌｂｋｕが所定の操作量Ｋｂｋよりも大きいか否かによってバケット掘削の操作量が所定値より大きいか否かが判断され又はバケットダンプ操作量Ｌｂｋｄが所定の操作量－Ｋｂｋよりも小さいか否かによってバケットダンプの操作量が所定値より大きいか否かが判断される。
　ステップＳ７５では、アーム掘削操作量Ｌａｒｕが所定の操作量Ｋａよりも大きいか否かが判断される。
　ステップＳ７６では、バケット掘削操作量Ｌｂｋｕが所定の操作量Ｋｂｋよりも大きいか否かが判断される。
　ステップＳ７７では、油圧ポンプ３の吐出圧ＰＲｐが所定の圧力Ｋｐ１よりも小さいか否かが判断される。
　ステップＳ７８では、アームダンプ操作量Ｌａｄが所定の操作量－Ｋａよりも小さいか否かが判断される。
　ステップＳ７９では、バケットダンプ操作量Ｌｂｋｄが所定の操作量－Ｋｂｋよりも小さいか否かが判断される。
　ステップＳ８０では、油圧ポンプ３の吐出圧ＰＲｐが所定の圧力Ｋｐ２よりも大きいか否かが判断される。
　ステップＳ８１では、油圧ポンプ３の吐出圧ＰＲｐが所定の圧力Ｋｐ３よりも大きいか否かが判断される。
　ステップＳ７１の判断がＦでステップＳ７２の判断がＴでステップＳ７３の判断がＴである場合、ポンプ必要動力演算部６０は、油圧アクチュエータ３０の作業パターンが、「旋回操作及びブーム下げ操作」という作業パターン（２）であると判断する。ポンプ必要動力演算部６０は、「旋回操作及びブーム下げ操作」という作業パターンに適合するように、油圧ポンプ３のポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑを、Ｐｐ＿ｒｑ＿６に設定する。
　ステップＳ７１の判断がＦでステップＳ７２の判断がＴであり、ステップＳ７３の判断がＦであり、ステップＳ７４の判断がＴである場合、ポンプ必要動力演算部６０は、油圧アクチュエータ３０の作業パターンが、「旋回操作とブーム下げ以外の作業機操作」という作業パターン（３）であると判断する。ポンプ必要動力演算部６０は、「旋回操作とブーム下げ以外の作業機操作」という作業パターンに適合するように、油圧ポンプ３のポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑを、Ｐｐ＿ｒｑ＿１に設定する。
　ステップＳ７１の判断がＦでステップＳ７２の判断がＴであり、ステップＳ７３の判断がＦでステップＳ７４の判断がＦである場合、ポンプ必要動力演算部６０は、油圧アクチュエータ３０の作業パターンが、「旋回操作の単独操作」という作業パターン（４）であると判断する。ポンプ必要動力演算部６０は、「旋回操作の単独操作」という作業パターンに適合するように、油圧ポンプ３のポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑが、Ｐｐ＿ｒｑ＿６に設定される。
　ステップＳ７１の判断がＦでステップＳ７２の判断がＦであり、ステップＳ７５の判断がＴであり、ステップＳ７６の判断がＴであり、ステップＳ７７の判断がＴである場合、ポンプ必要動力演算部６０は、油圧アクチュエータ３０の作業パターンが、「アーム掘削操作とバケット掘削操作で負荷が小さいとき（例えば土砂を抱え込む作業）」という作業パターン（５）であると判断する。ポンプ必要動力演算部６０は、「アーム掘削操作とバケット掘削操作で負荷が小さいとき」という作業パターンに適合するように、油圧ポンプ３のポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑを、Ｐｐ＿ｒｑ＿２に設定する。
　ステップＳ７１の判断がＦであり、ステップＳ７２の判断がＦであり、ステップＳ７５の判断がＴでステップＳ７６の判断がＴであり、ステップＳ７７の判断がＦである場合、ポンプ必要動力演算部６０は、油圧アクチュエータ３０の作業パターンが、「アーム掘削操作とバケット掘削操作で負荷が大きいとき（例えばアームとバケットの同時操作による掘削作業）」という作業パターン（６）であると判断する。ポンプ必要動力演算部６０は、「アーム掘削操作とバケット掘削操作で負荷が大きいとき」という作業パターンに適合するように、油圧ポンプ３のポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑを、Ｐｐ＿ｒｑ＿１に設定する。
　ステップＳ７１の判断がＦであり、ステップＳ７２の判断がＦであり、ステップＳ７５の判断がＴでステップＳ７６の判断がＦである場合、ポンプ必要動力演算部６０は、油圧アクチュエータ３０の作業パターンが、「アーム掘削操作」という作業パターン（７）であると判断する。ポンプ必要動力演算部６０は、「アーム掘削操作」という作業パターンに適合するように、油圧ポンプ３のポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑを、Ｐｐ＿ｒｑ＿１に設定する。
　ステップＳ７１の判断がＦであり、ステップＳ７２の判断がＦであり、ステップＳ７５の判断がＦであり、ステップＳ７８の判断がＴでステップＳ７９の判断がＴであり、ステップＳ８０の判断がＴである場合、ポンプ必要動力演算部６０は、油圧アクチュエータ３０の作業パターンが、「アーム排土操作とバケット排土操作で負荷が大きいとき（例えばアームとバケットの同時排土操作による土砂押し作業）」という作業パターン（８）であると判断する。ポンプ必要動力演算部６０は、「アーム排土操作とバケット排土操作で負荷が大きいとき」という作業パターンに適合するように、油圧ポンプ３のポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑを、Ｐｐ＿ｒｑ＿３に設定する。
　ステップＳ７１の判断がＦであり、ステップＳ７２の判断がＦであり、ステップＳ７５の判断がＦでステップＳ７８の判断がＴであり、ステップＳ７９の判断がＴでステップＳ８０の判断がＦである場合、ポンプ必要動力演算部６０は、油圧アクチュエータ３０の作業パターンが、「アーム排土操作とバケット排土操作で負荷が小さいとき（例えば空中でアームとバケットを同時に返す作業）」という作業パターン（９）であると判断する。ポンプ必要動力演算部６０は、「アーム排土操作とバケット排土操作で負荷が小さいとき」という作業パターンに適合するように、油圧ポンプ３のポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑを、Ｐｐ＿ｒｑ＿５に設定する。
　ステップＳ７１の判断がＦであり、ステップＳ７２の判断がＦであり、ステップＳ７５の判断がＦであり、ステップＳ７８の判断がＴであり、ステップＳ７９の判断Ｆであり、ステップＳ８１の判断がＴである場合、ポンプ必要動力演算部６０は、油圧アクチュエータ３０の作業パターンが、「アーム単独排土操作で負荷が大きいとき（例えばアーム排土作業による土砂押し作業）」という作業パターン（１０）であると判断する。ポンプ必要動力演算部６０は、「アーム単独排土操作で負荷が大きいとき」に適合するように、油圧ポンプ３のポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑを、Ｐｐ＿ｒｑ＿３に設定する。
　ステップＳ７１の判断がＦであり、ステップＳ７２の判断がＦであり、ステップＳ７５の判断がＦでステップＳ７８の判断がＴであり、ステップＳ７９の判断Ｆであり、ステップＳ８１の判断がＦである場合、ポンプ必要動力演算部６０は、油圧アクチュエータ３０の作業パターンが、「アーム単独排土操作で負荷が小さいとき（例えば空中でアームを返す作業）」という作業パターン（１１）であると判断する。ポンプ必要動力演算部６０は、「アーム単独排土操作で負荷が小さいとき」という作業パターンに適合するように、油圧ポンプ３のポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑを、Ｐｐ＿ｒｑ＿５に設定する。
　ステップＳ７１の判断がＦであり、ステップＳ７２の判断がＦであり、ステップＳ７５の判断がＦでステップＳ７８の判断がＦである場合、ポンプ必要動力演算部６０は、油圧アクチュエータ３０の作業パターンが、「その他の作業」という作業パターン（１２）であると判断する。ポンプ必要動力演算部６０は、「その他の作業」という作業パターンに適合するように、油圧ポンプ３のポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑを、Ｐｐ＿ｒｑ＿１に設定する。
　次に、ポンプ駆動動力制限部６１が、ポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔを求める手順を説明する。ポンプ駆動動力制限部６１は、図１に示す油圧センサ７から油圧ポンプ３の吐出圧ＰＲｐを取得する。そして、ポンプ駆動動力制限部６１は、取得した油圧ポンプ３の吐出圧ＰＲｐに対する油圧ポンプ３のポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔを求める。ポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔは、リリーフ時、すなわちリリーフ弁１６が油圧ポンプ３から吐出された作動油の一部を放出するときに、油圧ポンプ３を駆動する動力の急激な変動を抑制するように決定される。本実施形態では、ポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔは、吐出圧ＰＲｐに対する関数６１Ｆｎに基づいて求められる。
　本実施形態において、ポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔは、吐出圧ＰＲｐ、すなわち油圧ポンプ３が吐出する作動油の圧力が上昇するにしたがって、油圧ポンプ３を駆動する動力が低下するように設定されている。より具体的には、吐出圧ＰＲｐがある程度小さい第１の範囲において、ポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔは吐出圧ＰＲｐの大きさに関わらず一定である。吐出圧ＰＲｐが第１の範囲を超えて第２の範囲に入ると、吐出圧ＰＲｐが上昇するにしたがってポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔは低下する。そして、吐出圧ＰＲｐが第２の範囲を超えて第３の範囲に入ると、ポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔは吐出圧ＰＲｐの大きさに関わらず一定になる。関数６１Ｆｎは、このようなポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔと吐出圧ＰＲｐとの関係を実現するように設定されて、コントローラ６の記憶装置に記憶される。
　ステップＳ１０１でエンジン制御に用いる情報が求められたら、コントローラ６は処理をステップＳ１０２に進める。ステップＳ１０２において、コントローラ６は、油圧ポンプ３がリリーフ状態にあるか否かを判定する。この判定は、図３に示すリリーフ判定部６２が行う。具体的には、リリーフ判定部６２は、ポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑがポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔ以上である場合にＴ（リリーフ状態である）と判定し、ポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑがポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔよりも小さい場合にＦ（リリーフ状態でない）と判定する。リリーフ判定部６２は、判定結果フラグｄを出力する。リリーフ状態は、設定されるリリーフ圧を基に、ポンプ吐出圧ＰＲｐを用いて判断されてもよい。
　リリーフ状態でない場合（ステップＳ１０２、Ｎｏ）、すなわち、リリーフ判定部６２が判定結果フラグｄとしてＦを出力した場合、コントローラ６は、ステップＳ１０１及びステップＳ１０２を繰り返す。リリーフ状態でない場合、エンジンコントローラ４は、後述するエンジン２の目標とする出力Ｐｅｒから求めたエンジン２のリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒを目標回転数ｎ＿ｃｏｍとして、エンジン２を制御する。
　リリーフ状態である場合（ステップＳ１０２、Ｙｅｓ）、すなわち、リリーフ判定部６２が判定結果フラグｄとしてＴを出力した場合、コントローラ６は、処理をステップＳ１０３に進める。ステップＳ１０３において、図３に示すエンジン出力制御部６３は、エンジン２の目標とする出力（エンジン目標出力）Ｐｅｒから求めたエンジン２の回転数（リリーフ時目標回転数）ｎ＿ｃｏｍｒと、リリーフ時目標回転数の最大値（リリーフ時最大目標回転数）ｎｒｍａｘとを比較する。リリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘは、油圧ポンプ３がリリーフ状態となった後からステップＳ１０３の判定時までの間における、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒの最大値である。なお、本実施形態において、リリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘの初期値は０である。リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒは、エンジン目標出力Ｐｅｒに基づいて定められた、リリーフ時においてエンジン２が目標とする回転数である。リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒは、エンジン出力制御部６３によって求められる。次に、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒを求める手順の一例を説明する。
　リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒを求めるにあたり、図３に示すコントローラ６の最小選択部６４は、ポンプ必要動力演算部６０が求めたポンプ必要動力Ｐｐ＿ｒｑと、ポンプ駆動動力制限部６１が求めたポンプ駆動動力制限値Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔとのうち小さい方を、コントローラ６の加算部６５に出力する。加算部６５は、最小選択部６４の出力と、油圧ポンプ３以外のファン及び発電電動機１１等の補機駆動にともなうエンジン２の負荷Ｐｌ＿ｅｐとを加算して、加算した結果をエンジン目標出力Ｐｅｒとして出力する。
　コントローラ６の出力変換部６６は、加算部６５から出力されたエンジン目標出力Ｐｅｒを取得し、テーブル６６Ｆｎを用いてリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒに変換する。テーブル６６Ｆｎは、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒとエンジン目標出力Ｐｅｒとの関係を示したものであり、エンジン２の仕様及び特性によって定まる。テーブル６６Ｆｎは、コントローラ６の記憶装置に記憶される。
　エンジン出力制御部６３は、このようにして求められたリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒとリリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘとを比較し、リリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘがリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒ以上である場合には（ステップＳ１０３、Ｙｅｓ）、処理をステップＳ１０４に進める。また、エンジン出力制御部６３は、リリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘがリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒよりも小さい場合には（ステップＳ１０３、Ｎｏ）、処理をステップＳ１０５に進める。
　ステップＳ１０４において、エンジン出力制御部６３は、リリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘを目標回転数ｎ＿ｃｏｍに設定する。すなわち、目標回転数ｎ＿ｃｏｍは、エンジン目標出力Ｐｅｒから求められたリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒには更新されない。ステップＳ１０５において、エンジン出力制御部６３は、エンジン目標出力Ｐｅｒから求められたリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒを目標回転数ｎ＿ｃｏｍに設定する。すなわち、目標回転数ｎ＿ｃｏｍは、エンジン目標出力Ｐｅｒから求められたリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒに更新される。
　コントローラ６は、エンジン出力制御部６３から出力されたリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒを目標回転数ｎ＿ｃｏｍとして、図１に示すエンジンコントローラ４に出力する。エンジンコントローラ４は、加算部６５から出力されたエンジン目標出力Ｐｅｒが目標回転数ｎ＿ｃｏｍで得られるようにエンジン２の出力、より具体的にはトルクを制御する。ステップＳ１０１からステップＳ１０５が実行されることにより、本実施形態に係るエンジン制御が実現される。本実施形態に係るエンジン制御の一連の処理が終了したら、コントローラ６は、スタートに戻ってステップＳ１０１からの処理を繰り返す。次に、本実施形態に係るエンジン制御を実行した場合におけるエンジン２の回転数の変化を説明する。
　図５は、本実施形態に係るエンジン制御が実行されたときにおけるエンジンの回転数の時間変化例を示す図である。図６は、エンジンの回転数とトルクとの関係の一例を示す図である。図７は、トルク線図である。図６中のＬｅｐ、Ｌｅｐ１、Ｌｅｐ２、Ｌｅｐ３は等出力（馬力）線であり、Ｌｍｒはマッチング線であり、Ｌｒｌはレギュレーション線である。図５中のＬｅｐ１～Ｌｅｐ４は、図６に示す等出力（馬力）線Ｌｅｐ１～Ｌｅｐ４に対応している。
　本実施形態に係るエンジン制御が実行されることにより、油圧ポンプ３のリリーフ時において、エンジン２の目標回転数ｎ＿ｃｏｍは、ポンプ駆動動力の制限が開始された時点、すなわちリリーフが開始された時点の値以上になるように、コントローラ６のエンジン出力制御部６３によって制御される。
　図５は、油圧ポンプ３のリリーフ時における、リリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘ、目標回転数ｎ＿ｃｏｍ及びリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒの時間ｔｉの経過による変化を示している。時間ｔｉｓで、図１に示すリリーフ弁１６がリリーフを開始し、時間ｔｉｅでリリーフが終了したことを示している。リリーフ時は、図３に示すリリーフ判定部６２が出力する判定結果フラグｄがＦからＴに変化し、リリーフ時以外には判定結果フラグｄがＦになっている。
　図５に示すように、本実施形態に係るエンジン制御が実行されると、リリーフ時以外はリリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘ及び目標回転数ｎ＿ｃｏｍが同一になり、エンジン回転数ｎｅも目標回転数ｎ＿ｃｏｍに追従して変化する。時間ｔｉｓでリリーフが開始されると、図５に示す例ではリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒが時間ｔｉの経過とともに低下する。時間ｔｉｓにおいて、エンジン２は、等出力線Ｌｅｐ１に対応する出力で運転されている。時間ｔｉｓが経過すると、エンジン２は、等出力線Ｌｅｐ１に対応する出力よりも低い出力になっていく。
　図３に示すエンジン出力制御部６３は、ｎｒｍａｘ≧ｎ＿ｃｏｍｒである場合、目標回転数ｎ＿ｃｏｍをリリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘとする。このため、目標回転数ｎ＿ｃｏｍは、リリーフ開始時である時間ｔｉｓからの最大値であるリリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘの値に維持される。なお、本実施形態において、リリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘの初期値は０なので、リリーフ開始時である時間ｔｉｓにおけるリリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘは０である。したがって、リリーフ開始時においてはｎｒｍａｘ＜ｎ＿ｃｏｍｒとなる結果、リリーフ開始時における目標回転数ｎ＿ｃｏｍはリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒ（この例では回転数ｎｅ１）に更新される。目標回転数ｎ＿ｃｏｍが最初に更新されてから次に更新されるまでの間は、この目標回転数ｎ＿ｃｏｍがリリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘとなる。
　リリーフ時において、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒが変化するのは、次の理由による。すなわち、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒは、エンジン目標出力Ｐｅｒに基づいて定められるが、エンジン２の補機類の負荷変動によってエンジン目標出力Ｐｅｒは変動するからである。
　リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒは時間ｔｉ１まで低下し続けるため、リリーフの開始から時間ｔｉ１が経過するまでは、目標回転数ｎ＿ｃｏｍは一定に維持される。時間ｔｉ１以降において、エンジン２は、等出力線Ｌｅｐ２に対応する出力で運転されている。リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒは時間ｔｉ２で上昇に転ずるが、ｎｒｍａｘ≧ｎ＿ｃｏｍｒである場合、エンジン出力制御部６３は、目標回転数ｎ＿ｃｏｍをリリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘとする。このため、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒがリリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘと等しくなる時間ｔｉ３までは、目標回転数ｎ＿ｃｏｍがリリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘに維持される。
　時間ｔｉ２以降、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒは時間ｔｉの経過とともに上昇し、時間ｔｉ３以降は、ｎｒｍａｘ＜ｎ＿ｃｏｍｒとなる。この場合、エンジン出力制御部６３は、目標回転数ｎ＿ｃｏｍをリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒに更新する。したがって、時間ｔｉ３以降において、エンジン出力制御部６３は、目標回転数ｎ＿ｃｏｍを常にリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒに更新する。このため、リリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘも時間ｔｉの経過とともに上昇する。時間ｔｉ２を経過すると、エンジン２の出力は、等出力線Ｌｅｐ２に対応する出力よりも高い出力に上昇し、時間ｔｉ４で等出力線Ｌｅｐ３に対応する出力となる。
　図５に示す例では、時間ｔｉ４以降において、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒは、時間ｔｉ４の値のまま一定値となった後、時間ｔｉ５で下降に転じる。そして、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒは、時間ｔｉ６で下降が終了して一定の値になる。時間ｔｉ５から時間ｔｉ６までに、エンジン２の出力は、等出力線Ｌｅｐ３に対応する出力よりも低い出力になっていく。そして、時間ｔｉ６で、等出力線Ｌｅｐ４に対応する出力となる。
　その後、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒは、リリーフが終了する時間ｔｉｅまで、リリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘの値（時間ｔｉ４における値）を超えることはない。したがって、時間ｔｉ４からｔｉｅまでの間において、目標回転数ｎ＿ｃｏｍは、時間ｔｉ４におけるリリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘの値（本例では回転数ｎｅ２）に維持される。このように、エンジン出力制御部６３は、本実施形態に係るエンジン制御を実行することにより、リリーフ期間中におけるエンジン回転数ｎｅは、目標回転数ｎ＿ｃｏｍをリリーフが開始された時点におけるエンジン２の回転数、すなわち、時間ｔｉｓにおける目標回転数ｎ＿ｃｏｍ以上になるように制御される。
　図５に示す時間ｔｉｓからｔｉ３までの間及び時間ｔｉ５から時間ｔｉｅまでの間は、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒがリリーフ開始時の時間ｔｉｓにおけるエンジン回転数ｎｅよりも低くなっている。このため、時間ｔｉｓからｔｉ３までの間におけるエンジン２の出力は、リリーフ開始時の時間ｔｉｓにおけるエンジン２の出力よりも小さくなる。また、時間ｔｉ５から時間ｔｉｅまでの間におけるエンジン２の出力は、時間ｔｉ５におけるエンジン２の出力よりも小さくなる。したがって、エンジン出力制御部６３は、時間ｔｉｓからｔｉ３までの間及び時間ｔｉ５から時間ｔｉｅまでの間において、エンジン２のトルクを低下させることにより、エンジン回転数ｎｅをリリーフ開始時における値又は時間ｔｉ５における値に維持しつつ、エンジン２の出力を低下させる。
　図６に示すマッチング線Ｌｍｒは、図１に示す油圧ポンプ３の負荷（図６の縦軸のトルクｔｅに相当）が増加するとともにエンジン回転数ｎｅが増加するように、かつそのときのエンジン２の出力に対する燃料消費率が最も小さくなる燃費最小点付近の領域、好ましくは燃費最小点を通過するように設定される。また、燃費最小点から離れるにしたがって燃料消費率は大きくなるので、マッチング線Ｌｍｒは、燃費最小点から極力離れない範囲に設定される。マッチング線Ｌｍｒにしたがってエンジン２を運転し、油圧ポンプ３を駆動することにより、油圧ポンプ３の効率が高い領域で使用でき、かつエンジン２が消費する燃料の量を抑制することができる。レギュレーション線Ｌｒｌは、マッチング点に基づいて設定される。なお、燃料消費率（以下、適宜燃費という）とは、１時間かつ出力１ｋＷ当たりにエンジン２が消費する燃料の量をいい、エンジン２の効率の一指標である。
　次に、図７を用いてマッチング線Ｌｍｒについてより詳細に説明する。図７は、エンジン２のトルク線図であり、横軸にエンジン回転数ｎｅ（ｒｐｍ：ｒｅｖ／ｍｉｎ）をとり、縦軸にトルクｔｅ（Ｎ×ｍ）をとっている。図７において、最大トルク線Ｒで規定される領域は、エンジン２が発生し得る性能を示す。ガバナの機能を有するエンジンコントローラ４は、トルクｔｅが最大トルク線Ｒを超えて排気煙限界とならないように、またエンジン回転数ｎｅがハイアイドル回転数ｎｅＨを超えて過回転とならないように、エンジン２を制御する。最大トルク線Ｒ上の定格点Ｖでエンジン２の出力（馬力）Ｐが最大になる。Ｊは、油圧ポンプ３が吸収するトルクが等しくなる、等出力曲線を示している。
　エンジン２の最大目標回転数が設定されると、コントローラ４は定格点Ｖとハイアイドル点ｎｅＨとを結ぶ最高速レギュレーション線Ｌｒｌｍａｘに沿って調速を行う。
　油圧ポンプ３の負荷が大きくなるにしたがって、エンジン２の出力とポンプ吸収トルクとが釣り合うマッチング点は、最高速レギュレーション線Ｌｒｌｍａｘ上を定格点Ｖ側に移動する。マッチング点が定格点Ｖ側に移動すると、エンジン回転数ｎｅは徐々に低下し、定格点Ｖではエンジン回転数ｎｅは定格回転数になる。
　このように、エンジン回転数ｎｅをほぼ一定の回転数に固定して作業を行うと、燃費が大きく（悪く）、ポンプ効率が低いという問題がある。ポンプ効率とは、容積効率及びトルク効率で規定される油圧ポンプ３の効率のことである。
　図７において、Ｍは等燃費曲線を示している。等燃費曲線Ｍの谷となるＭ１で燃費が最小となる。Ｍ１を燃費最小点という。燃費最小点Ｍ１から外側に向かうにしたがって燃費は大きく、すなわち悪くなる。
　図７からも明らかなように、レギュレーション線Ｌｒｌは、等燃費曲線Ｍ上で燃費が比較的大きい領域に相当する。このため、従来の制御方法によれば燃費が大きく（悪く）、エンジン効率上望ましくない。
　一方、可変容量型の油圧ポンプ３の場合、一般的に、同じ吐出圧ＰＲｐであれば容量ｑ（斜板傾転角度）が大きいほど容積効率及びトルク効率が高く、ポンプ効率が高いということが知られている。
　また下記（１）式からも明らかなように、油圧ポンプ３から吐出される圧油の流量Ｑが同一であれば、エンジン回転数ｎｅを低くすればするほど容量ｑを大きくすることができる。このためエンジン２を低速化すればポンプ効率を高くすることができる。
　Ｑ＝ｎｅ×ｑ・・・（１）
　したがって油圧ポンプ３のポンプ効率を高めるためには、エンジン回転数ｎｅが低い低速領域でエンジン２を稼動させればよい。
　マッチング線Ｌｍｒは、エンジン２の燃料消費効率に基づいて求められた、エンジン回転数ｎｅとトルクｔｅとの関係を示す線である。具体的には、マッチング線Ｌｍｒは、燃費最小点Ｍ１を通るように設定された、エンジン回転数ｎｅとトルクｔｅとの関係を示す線である。マッチング線Ｌｍｒは、燃費最小点Ｍ１を通過することが好ましいが、種々の制約により、必ずしも燃費最小点Ｍ１を通過するように設定できるとは限らない。このため、マッチング線Ｌｍｒは、燃費最小点Ｍ１を通るように設定されることが困難である場合、燃費最小点Ｍ１の近傍を通過するように設定される。この場合、マッチング線Ｌｍｒは、極力燃費最小点Ｍ１の近傍を通過するように設定される。極力燃費最小点Ｍ１の近傍とは、例えば、燃費最小点Ｍ１における燃料消費率に対して１０５％から１１０％程度の燃料消費率となる等燃費曲線Ｍで囲まれる範囲とすることができる。
　上述したように、燃費最小点Ｍ１よりも外側の等燃費曲線Ｍほど燃費は大きく、すなわち悪くなるので、マッチング線Ｌｍｒは、燃費最小点Ｍ１から極力外側に離れないように設定される。また、燃費最小点Ｍ１から外側に離れる過程において、マッチング線Ｌｍｒが交差する等燃費曲線Ｍの数が多いほど、燃費の大きい領域でエンジン２が運転される可能性は高くなる。したがって、マッチング線Ｌｍｒは、燃費最小点Ｍ１から外側に離れる過程において、マッチング線Ｌｍｒと交差する等燃費曲線Ｍの数が極力少なくなるように設定される。
　このようにして求められたマッチング線Ｌｍｒに沿ってエンジン回転数ｎｅを制御すると、燃費、エンジン効率及びポンプ効率が向上する。これは、エンジン２に同じ馬力を出力させ、油圧ポンプ３から同じ要求流量を得るという条件において、レギュレーション線Ｌｒｌ（本例では最高速レギュレーション線Ｌｒｌｍａｘ）上の点ｐｔ１でマッチングさせるよりも、同じ等出力線Ｊ上の点であってマッチング線Ｌｍｒ上の点ｐｔ２でマッチングさせた方が、エンジン２の状態は高回転かつ低トルクから低回転かつ高トルクに移行して、ポンプ容量ｑが大となり、等燃費曲線Ｍ上の燃費最小点Ｍ１に近い点で運転されるからである。また低回転領域でエンジン２が稼動することにより騒音が低減し、かつエンジンフリクション及びポンプアンロードロス等は減少する。
　リリーフ開始前において、エンジン２は、図６に示す位置Ａの条件で運転されているとする。本実施形態に係るエンジン制御が実行されると、エンジン２の出力は、リリーフが開始された時間ｔｉｓから時間ｔｉ３までの間の値が、リリーフが開始された時間ｔｉｓにおける値よりも小さくなる。すなわち、図６における位置Ａから位置Ｂに移動し、エンジン２は、等出力線Ｌｅｐ１よりも小さい出力の等出力線（例えば、時間ｔｉ１～時間ｔｉ２ではＬｅｐ２）にしたがって運転される。
　リリーフが開始された時間ｔｉｓ（図５参照）におけるエンジン回転数ｎｅが回転数ｎｅ１であり、時間ｔｉ１においてエンジン２は上述したように等出力線Ｌｅｐ２にしたがって運転されると、エンジン回転数ｎｅは、時間ｔｉｓにおける回転数ｎｅ１に維持される。したがって、エンジン２は、等出力線Ｌｅｐ２とエンジン回転数ｎｅ１とが交差する位置Ｂの条件で運転される。その後、時間ｔｉ２から時間ｔｉ３の間でエンジン２の出力が増加するにともなって、エンジン回転数ｎｅ１を維持したまま等出力線Ｌｅｐ２からＬｅｐ１へ移動する。これは、図６の位置Ｂから位置Ａへの移動に相当する。次に時間ｔｉ３以降を説明する。図５に示すように、時間ｔｉ３以降は目標回転数ｎ＿ｃｏｍ及びエンジン２の出力が上昇し、時間ｔｉ４から時間ｔｉ５の間において、エンジン２は等出力線Ｌｅｐ３にしたがって運転されるとする。この場合、エンジン回転数ｎｅは、等出力線Ｌｅｐ３上、かつｎｅ１以上であればよい。
　本実施形態において、エンジン２は、図６の位置Ａから、等出力線Ｌｅｐ３とマッチング線Ｌｍｒとの交点である位置Ｃにおける回転数ｎｅ２で運転される。このようにすることで、エンジン２の燃料消費を抑えることができ、かつ油圧ポンプ３を効率のよい条件で運転することができる。また、等出力線Ｌｅｐ３にしたがってエンジン回転数ｎｅが定められるので、エンジン回転数ｎｅを変更しても、図１に示す建設機械１が備える作業機の動作速度の変化が抑制される。さらに、ポンプ駆動動力制限部６１が有する関数６１Ｆｎ等の調整をすることなく、リリーフ時におけるエンジン回転数ｎｅのハンチングを抑制できるので、建設機械１のオペレータの操作感等に違和感を与える可能性を低減できる。
　図５に示すように、時間ｔｉ５から時間ｔｉｅの間は、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒが低下するが目標回転数ｎ＿ｃｏｍは時間ｔｉ５の値となっている。時間ｔｉ５から時間ｔｉｅの間において、エンジン回転数ｎｅは、回転数ｎｅ２の値が維持される。したがって、エンジン２の運転条件は、回転数ｎｅ２が維持されるので、回転数ｎｅ２と等出力線Ｌｅｐ３との交点になる図６における位置Ｃの運転条件から、回転数ｎｅ２と等出力線Ｌｅｐ４との交点である図６の位置Ｄの運転条件に変化する。この変化に応じて、エンジン２は、位置Ｄの運転条件で運転される。エンジン２が位置Ｄの運転条件で運転される期間は、時間ｔｉ６から時間ｔｉｅの前にエンジン２の出力が増加に転じるタイミングまでの期間である。等出力線Ｌｅｐ４は、時間ｔｉ５から時間ｔｉｅの間におけるリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒに対応するエンジン目標出力Ｐｅｒを示すものである。なお、等出力線Ｌｅｐ４に対応する出力は、等出力線Ｌｅｐ３に対応する出力よりも小さい。
　本実施形態に係るエンジン制御は、リリーフ時において、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒがリリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘ以上にならないと目標回転数ｎ＿ｃｏｍはリリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒに更新されない。したがって、図５に示す例では、時間ｔｉ５以降のエンジン回転数ｎｅは、回転数ｎｅ２に維持される。しかし、このような制御に限定されるものではなく、エンジン出力制御部６３は、エンジン回転数ｎｅをｎｅ２より小さくしてもよい。この場合、例えば、エンジン出力制御部６３は、リリーフが開始された時点（時間ｔｉｓ）におけるエンジン回転数ｎｅ＝ｎｅ１（＜ｎｅ２）でエンジン２を運転してもよい。このようにすることで、マッチング線Ｌｍｒにより近い条件でエンジン２を運転することができるので、油圧ポンプ３の効率低下を抑制し、かつエンジン２の燃料消費も抑えることができる。
　リリーフ時においては、マッチング線Ｌｍｒに沿ってエンジン回転数ｎｅを低下させる制御も考えられる（例えば、図６の位置Ｅにおける回転数ｎｅ３）。このようにすると、油圧ポンプ３の吐出圧ＰＲｐに対する目標回転数ｎ＿ｃｏｍの変化が大きい場合には、吐出圧ＰＲｐが変動したときにおいて次に示す（ａ）、（ｂ）の状況を繰り返し、エンジン回転数ｎｅのハンチングを招く可能性がある。
（ａ）吐出圧ＰＲｐの変動に合わせ、目標回転数ｎ＿ｃｏｍが変動する。
（ｂ）目標回転数ｎ＿ｃｏｍの変動により実際のエンジン回転数ｎｅが変動するため、油圧ポンプ３から吐出される作動油の流量が変動して、吐出圧ＰＲｐが変動する。
　例えば、リリーフ時において、バケットリリーフとともにブーム上げを行うことで、図１に示すリリーフ弁１６を通過する作動油の流量が変わる。このため、吐出圧ＰＲｐが変動する。また、吐出圧ＰＲｐが変動することにより、リリーフ弁１６からの作動油の放出と停止とが繰り返される。これらに起因して、エンジン目標出力Ｐｅｒが変化する結果、マッチング線Ｌｍｒとエンジン目標出力Ｐｅｒとから決定されるエンジン２の目標とする回転数が変化してしまい、エンジン回転数ｎｅのハンチングが発生することがある。
　本実施形態に係るエンジン制御は、リリーフ時におけるエンジン回転数ｎｅが、回転数ｎｅ１以上に制御される。このため、リリーフ開始時において、エンジン回転数ｎｅは、リリーフ開始時における回転数ｎｅ１よりも小さくならない。リリーフ時には、エンジン回転数ｎｅがリリーフ開始時における回転数ｎｅ１以上であれば、油圧ポンプ３から吐出された作動油はリリーフ弁１６から吐出されるので吐出圧ＰＲｐはリリーフ圧力からほとんど変動しない。その結果、エンジン回転数ｎｅのハンチングが抑制される。
　また、リリーフ時においては、レギュレーション線Ｌｒｌに沿ってエンジン回転数ｎｅを増加させる制御も考えられる。このようにすると、エンジン２の燃料消費が増加してしまう。本実施形態に係るエンジン制御は、リリーフ時目標回転数ｎ＿ｃｏｍｒがリリーフ時最大目標回転数ｎｒｍａｘ以上にならない限り、目標回転数ｎ＿ｃｏｍは上昇しない。また、目標回転数ｎ＿ｃｏｍが上昇する場合も、マッチング線Ｌｍｒに基づいてエンジン回転数ｎｅが定められる。その結果、本実施形態に係るエンジン制御は、レギュレーション線Ｌｒｌに沿ってエンジン回転数ｎｅを増加させる制御と比較して燃料消費を抑制できる。
　以上、本実施形態を説明したが、上述した内容により本実施形態が限定されるものではない。また、上述した構成要素には、当業者が容易に想定できるもの、実質的に同一のもの、いわゆる均等の範囲のものが含まれる。さらに、上述した構成要素は適宜組み合わせることが可能である。さらに、本実施形態の要旨を逸脱しない範囲で構成要素の種々の省略、置換又は変更を行うことができる。
１　建設機械
２　エンジン
２Ｓ　出力軸
３　油圧ポンプ
４　エンジンコントローラ
５　ポンプ制御バルブ
６　コントローラ
７、８、９　油圧センサ
１０　ＰＴＯ軸
１１　発電電動機
１２　蓄電器
１３　インバータ
１４　回転センサ
１５　電圧センサ
１６　リリーフ弁
１７　作動油タンク
２０～２６　操作バルブ
２１ａ～２６ａ　パイロットポート
３０　油圧アクチュエータ
３１　ブームシリンダ
３２　アームシリンダ
３３　バケットシリンダ
３４　旋回モータ
３５、３６　走行モータ
４１、４２、４３、４４　操作レバー
４５、４６　センサ
６０　ポンプ必要動力演算部
６１　ポンプ駆動動力制限部
６１Ｆｎ　関数
６６Ｆｎ　テーブル
６２　リリーフ判定部
６３　エンジン出力制御部
６４　最小選択部
６５　加算部
６６　出力変換部
Ｌｅｐ、Ｌｅｐ１～Ｌｅｐ４　等出力線
Ｌｍｒ　マッチング線
Ｌｒｌ　レギュレーション線
ｎ＿ｃｏｍ　目標回転数
ｎ＿ｃｏｍｒ　リリーフ時目標回転数
ｎｒｍａｘ　リリーフ時最大目標回転数
Ｐｅｒ　エンジン目標出力
Ｐｌ＿ｅｐ　負荷
Ｐｐ＿ｌｉｍｉｔ　ポンプ駆動動力制限値
Ｐｐ＿ｒｑ　ポンプ必要動力
ＰＲｐ　吐出圧
ＰＲｒ　リリーフ圧力

Claims (4)

  1. 　作動油を吐出する油圧ポンプを駆動するエンジンを制御する装置であり、
    　前記油圧ポンプが吐出する前記作動油の圧力が予め設定されたリリーフ圧力以上となって、前記油圧ポンプが吐出した前記作動油の一部が放出される状態にある場合、前記油圧ポンプが吐出する前記作動油の圧力に基づいて、前記油圧ポンプを駆動する動力であるポンプ駆動動力を制限するポンプ駆動動力制限部と、
    　前記エンジンの目標とする回転数である目標回転数が、前記ポンプ駆動動力の制限が開始された時点の値以上になるように前記エンジンの出力を制御するエンジン出力制御部と、
    　を含むことを特徴とするエンジン制御装置。
  2. 　前記ポンプ駆動動力制限部は、
    　前記油圧ポンプが吐出する作動油の圧力が上昇するにしたがって、前記ポンプ駆動動力が低下するように前記ポンプ駆動動力の制限値としてのポンプ駆動動力制限値を求める、請求項１に記載のエンジン制御装置。
  3. 　前記エンジン出力制御部は、
    　前記目標回転数が、前記油圧ポンプが吐出した前記作動油の一部が放出される状態になった後の最大値よりも増加する場合、前記ポンプ駆動動力制限部が求めた前記ポンプ駆動動力制限値に基づいて求められた前記エンジンの目標とする出力の等出力線と、前記エンジンの燃料消費効率に基づいて求められたマッチング線とから、前記目標回転数を求める、請求項２に記載のエンジン制御装置。
  4. 　エンジンと、
    　前記エンジンによって駆動される油圧ポンプと、
    　前記油圧ポンプが吐出する作動油の圧力が予め設定されたリリーフ圧以上になった場合に前記作動油をリリーフするリリーフ弁と、
    　前記油圧ポンプから吐出された作動油が供給される油圧アクチュエータと、
    　前記油圧アクチュエータによって駆動される作業機と、
    　請求項１から３のいずれか１項に記載のエンジン制御装置と、
    　を含むことを特徴とする建設機械。
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