JP2006070877A

JP2006070877A - 作業車両のエンジンの負荷制御装置

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Publication number: JP2006070877A
Application number: JP2004258476A
Authority: JP
Inventors: Yuichi Iwamoto; 祐一岩本
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 2004-09-06
Filing date: 2004-09-06
Publication date: 2006-03-16
Anticipated expiration: 2024-09-06
Also published as: SE531422C2; DE112005000083B4; JP4410640B2; KR100801930B1; CN1898471A; WO2006028042A1; DE112005000083T5; SE0600990L; KR20060086377A; US7810323B2; US20090101101A1

Abstract

【課題】急激な高油圧負荷がかかった場合のエンジン停止を確実に防止する。
【解決手段】オペレータがステアリングハンドルを操作しながら、ローダ用操作レバーを上昇方向に急操作すると、ステアリング用油圧ポンプ７、ローダ用油圧ポンプ８の油圧負荷が急上昇する。このため、油圧負荷は、Ｔp1で示す高油圧負荷のラインに移動する。このためエンジン１としては、この高油圧負荷Ｔp1（レギュレーションラインＦL上のポイントＶ1）とマッチングさせるために、トルクを上昇させようとするが、Ｃ1で示すように、急激な油圧負荷上昇に、エンジンのトルク上昇が間に合わずに（時間遅れが生じ）、エンジン１の実際の回転数Ｎrが、しきい値Ｎc以下となる。コントローラ１８は、エンジン回転数検出センサ１ａで検出したエンジン回転数Ｎrが、しきい値Ｎc以下に低下したと判断すると、可変容量型油圧ポンプ７、８、９の吸収トルクを低下させる制御を実行する。
【選択図】図４

Description

本発明は、作業車両のエンジンの負荷制御装置に関する。

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

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

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

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

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

作業者としては、アイドリング状態のままで、ステアリングを切りながら、積み荷が積み込まれたローダ（ブームおよびバケット）を持ち上げるという高油圧負荷が急激にかかる作業を行うことがある。

図３は、エンジン回転数ＮとエンジントルクＴeとの関係を示している。

今、エンジンの目標回転数がローアイドル回転数ＮLに設定されている場合には、エンジンは、ローアイドル回転数ＮLに対応するレギュレーションラインＦL上で油圧負荷とマッチングする。油圧負荷が低負荷の場合には、レギュレーションラインＦL上の低トルクのマッチング点Ｖ0でマッチングしているが、ここで、オペレータがステアリングハンドル、操作レバーを急操作して、上述した「ステアリングを切りながらローダを持ち上げるという高油圧負荷が急激にかかる作業」が行われると、油圧負荷が急上昇し、油圧負荷はＴp1で示すラインに切り替わる。このためエンジンとしては、この高油圧負荷Ｔp1（レギュレーションラインＦL上のポイントＶ1）とマッチングするために、トルクが上昇しようとするが、Ｂで示すように、急激な油圧負荷上昇に、エンジンのトルク上昇が間に合わずに（時間遅れが生じ）、ついにはエンジンが停止（エンスト）することがあった。

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

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

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

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

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

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

第１発明は、
ローアイドル回転数からハイアイドル回転数の間で目標回転数が設定されるエンジン（１）と、
エンジン（１）によって駆動される複数の可変容量型油圧ポンプ（７、８、９）と、
複数の可変容量型油圧ポンプ（７、８、９）から吐出された圧油が供給される複数の油圧アクチュエータ（１３、１４、１５）と、
１つ以上の可変容量型油圧ポンプ（７、８、９）について、吸収トルクを変化させる吸収トルク変化手段（１９、２２、２３）と、
エンジンの回転数を検出する回転数検出手段（１ａ）と、
検出したエンジン回転数が、所定のしきい値以下に低下した場合に、可変容量型油圧ポンプ（７、８、９）の吸収トルクを低下させる制御手段（１８）と
を備えたことを特徴とする。

第２発明は、第１発明において、
前記所定のしきい値は、ローアイドル回転数以下の回転数であること
を特徴とする。

第３発明は、第１発明において、
ステアリング機構を作動させる油圧アクチュエータ（１３）と、作業機を作動させる油圧アクチュエータ（１４）とを備えたこと
を特徴とする。

第４発明は、第１発明において、
前記吸収トルク変化手段は、油圧ポンプの最大吸収トルクを変化させる手段（１９）であること
を特徴とする。

第５発明は、第１発明において、
前記吸収トルク変化手段は、
可変容量型油圧ポンプ（８）の吐出圧と油圧アクチュエータ（１４）の負荷圧との差圧が設定差圧となるように可変容量型油圧ポンプ（８）の容量を制御する容量制御手段（２２）と、
前記設定差圧を変化させる手段（２３）と
で構成されていること
を特徴とする。

第６発明は、第１発明において、
複数の可変容量型油圧ポンプ（７、８、９）から複数の油圧アクチュエータ（１３、１４、１５）に対して、それぞれ独立した油路を経由して圧油が供給されること
を特徴とする。

第１発明〜第６発明の作用、効果について、図面を参照しながら説明する。

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

このため図４（ａ）において、油圧負荷は、Ｔp1で示す高油圧負荷のラインに移動する。このためエンジン１としては、この高油圧負荷Ｔp1（レギュレーションラインＦL上のポイントＶ1）とマッチングさせるために、トルクを上昇させようとするが、Ｃ1で示すように、急激な油圧負荷上昇に、エンジンのトルク上昇が間に合わずに（時間遅れが生じ）、エンジン１の実際の回転数Ｎrが、しきい値Ｎc以下となる。

コントローラ１８は、エンジン回転数検出センサ１ａで検出したエンジン回転数Ｎrが、しきい値Ｎc以下に低下したと判断すると、可変容量型油圧ポンプ７、８、９の吸収トルクを低下させる制御を実行する。

これにより、図４（ｂ）に示すように、油圧負荷は、Ｔp2で示す低油圧負荷のラインに移動する。油圧負荷が高油圧負荷Ｔp1から、低油圧負荷Ｔp2（レギュレーションラインＦL上のポイントＶ2）に変化したことで、今現在のエンジン１のトルクが低油圧負荷Ｔp2に対して余裕をもった大きさとなり、Ｃ2で示すように、エンジン１の実際の回転数Ｎrが上昇し、しきい値Ｎcを超えて、レギュレーションラインＦL上に復帰する。

つぎに、コントローラ１８は、検出したエンジン回転数Ｎrが、しきい値Ｎcを超えたと判断すると、可変容量型油圧ポンプ７、８、９の吸収トルクを低下させる制御を終了させる。これにより、図４（ｃ）に示すように、油圧負荷は、現在の作業内容に応じた高負荷なラインＴp1に復帰するが、既にエンジン１のトルクＴeは、その間に、ある程度上昇しているので、高油圧負荷Ｔp1のマッチング点Ｖ1でマッチングすることができる。

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

以上のように、可変容量型油圧ポンプ７、８、９の吸収トルクを低下させる時間は、エンジン停止を防止するために必要最小限の時間だけであり、エンジン停止のおそれがないときは、吸収トルクは通常の大きさのままである。また、ローアイドル回転数ＮLも上げる必要はなく、エンジンを大型化してエンジントルクに余裕を持たせる必要もない。

このため、ホイールローダ等の作業車両において、燃費悪化や、車体性能のダウンや、エネルギーの無駄等の問題を生じさせることなく、急激な高油圧負荷がかかった場合のエンジン停止を確実に防止することができる。

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

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

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

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

このため図１に示す第６発明の油圧回路は、圧力補償弁を使用した油圧回路と比較して、油圧負荷が大きくなる傾向にあり、エンジン停止防止制御を行う必要性が高い。

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

第７発明の作用、効果について、図面を参照しながら説明する。

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

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

図９（ａ）に示すように、アクセルペダル１７が操作量ＳMまで踏み込まれ、低回転低油圧負荷のマッチング点Ｖ0（レギュレーションラインＦL上のポイントＶ0）から、高回転高油圧負荷のマッチング点Ｖ2（レギュレーションラインＦM上のポイントＶ2）に移行する過程で、コントローラ１８は、検出したエンジン回転数Ｎrが、上記所定のしきい値Ｎc（ＳM）以下に低下したか否かを判断する。コントローラ１８で、検出したエンジン回転数Ｎrが、上記所定のしきい値Ｎc（ＳM）以下に低下したことが判断されると、可変容量型油圧ポンプ７、８、９の吸収トルクを低下させる制御を実行する。これにより、図９（ａ）に示すように、油圧負荷は、Ｔp2で示す低油圧負荷のラインに移動する。油圧負荷が高油圧負荷Ｔp1から、低油圧負荷Ｔp2に変化したことで、今現在のエンジン１のトルクが低油圧負荷Ｔp2に対して余裕をもった大きさとなり、エンジン１の実際の回転数Ｎrは迅速に上昇する。

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

この結果、レギュレーションラインＦM上のマッチング点Ｖ2に迅速に移行する。

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

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

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

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

図１は、実施形態のホイールローダの構成を、本発明に係る部分について示している。

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

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

エンジン１の出力は、トルクコンバータ２、トランスミッション３、ディファレンシャルギア４を介して駆動輪５に伝達される。

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

図２はエンジン１の制御方法を示している。図２の横軸は、エンジン回転数Ｎであり、縦軸がエンジントルクＴeである。

図２において最大トルク線で規定される領域がエンジン１が出し得る性能を示す。ガバナはトルクが最大トルク線を超えて排気煙限界とならないように、またエンジン回転数Ｎがハイアイドル回転数ＮHを超えて過回転とならないようにエンジン１を制御する。

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

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

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

ここで、エンジン１の特性上、レギュレーションライン上でマッチング点が低負荷から高負荷まで移動する時間は、高回転数域（ハイアイドル回転数ＮH）よりも低回転数域（ローアイドル回転数ＮL）の方が長くかかる（エンジン１の応答性がにぶい）。このため従来技術にあっては、図３で前述したように、高油圧負荷Ｔp1が急激にかかったときに、エンジンが停止することがあった。

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

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

アクセルペダル１７が踏み込まれていない状態であって、油圧負荷が低負荷の場合には、レギュレーションラインＦL上の低トルクのマッチング点Ｖ0でマッチングしている。

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

つぎに、コントローラ１８は、エンジン回転数検出センサ１ａで検出したエンジン回転数Ｎrが、しきい値Ｎcを超えたと判断すると、可変容量型油圧ポンプ７、８、９の吸収トルクを低下させる制御を終了させる。これにより、図４（ｃ）に示すように、油圧負荷は、現在の作業内容に応じた高負荷なラインＴp1に復帰するが、既にエンジン１のトルクＴeは、その間に、ある程度上昇しているので、高油圧負荷Ｔp1のマッチング点Ｖ1でマッチングすることができる。

つぎに、吸収トルクを変化させる手段の具体的な構成例について、説明する。

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

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

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

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

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

同図５に示すように、油圧ポンプ８の吐出圧Ｐpが一定圧以下であれば、油圧ポンプ８の斜板８ａの傾転角が最大に設定され、最大容量ｑmaxとなっている。油圧負荷が大きくなり、ポンプ吐出圧Ｐpが一定圧を超えると、特性ＬＮ１にしたがいポンプ容量ｑを減少させて、斜板傾転角を最小、最小容量ｑminにする。

以上のようにして、油圧ポンプ８では、油圧負荷、つまり吸収トルクが、最大吸収トルクＴp1を超えない範囲で、ポンプ吐出圧Ｐpに応じてポンプ容量ｑが制御される。

ＰＣ弁１９には、コントローラ１８から制御信号ｉ1が加えられており、この制御信号ｉ1に応じて、最大吸収トルクが変化される。図示しない操作盤には、「モードスイッチ」が設けられており、モードスイッチで選択したモードに応じて、最大吸収トルク値が変化する。

今、あるモードが選択されている場合には、油圧ポンプ８の最大吸収トルクがＴp1という大きな値に設定され、油圧ポンプ８は、特性ＬＮ１にしたがい、制御される。また、別のモードが選択された場合には、矢印Ｄに示すように、特性ＬＮ１から特性ＬＮ２に変化して、ポンプ容量の減少を開始するポンプ吐出圧の値が小さくなり、最大吸収トルク値が小さな値Ｔp2に設定される。

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

すなわち、コントローラ１８は、エンジン回転数検出センサ１ａで検出したエンジン回転数Ｎrが、しきい値Ｎcを超えている場合には、ＰＣ弁１９に対して、油圧ポンプ８の最大吸収トルクを大きな値Ｔp1に設定する制御信号ｉ1を出力する。そして、エンジン回転数検出センサ１ａで検出したエンジン回転数Ｎrが、しきい値Ｎc以下になった場合には、ＰＣ弁１９に対して、油圧ポンプ８の最大吸収トルクを小さな値Ｔp2に設定する制御信号ｉ1を出力する。そして、再度、エンジン回転数検出センサ１ａで検出したエンジン回転数Ｎrが、しきい値Ｎc以下を超えた場合には、ＰＣ弁１９に対して、油圧ポンプ８の最大吸収トルクを大きな値Ｔp1に設定する制御信号ｉ1を出力する。これにより図４（ａ）、（ｂ）、（ｃ）に示す制御が実現され、エンジン１を停止させることなく、エンジン１のトルクを油圧負荷に合わせて上昇させ、高油圧負荷Ｔp1のマッチング点Ｖ1でマッチングさせることができるようになる。

なお、油圧ポンプ８の最大吸収トルクを小さな値Ｔp2に設定してから所定時間後に、油圧ポンプ８の最大吸収トルクの設定値を大きな値Ｔp1に戻してもよい。

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

図８（ａ）は、ローダ用油圧ポンプ８をＬＳ制御するための構成を示している。図８（ａ）では、ローダ用油圧ポンプ８を代表させて示しているが、他の可変容量型油圧ポンプ７、９をＬＳ制御する場合も同様に構成される。

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

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

ローダ用制御弁１２の開口面積をＡ、抵抗係数をｃとすると、油圧ポンプ８の吐出流量Ｑは、
Ｑ＝ｃ・Ａ・√（ΔＰ）
で表される。差圧ΔＰは、ＬＳ弁２２により一定になるのでポンプ流量Ｑは制御弁１２のスプールの開口面積Ａによってのみ変化する。

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

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

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

なお、図８（ｂ）に示すように、ＬＳ弁２２の電磁ソレノイドに制御信号ｉ2を加えることで、ＬＳ弁２２のバネの設定バネ力を変化させ、差圧設定値ΔＰLSを変更してもよい。

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

同図６に示すように、油圧ポンプ８の吐出圧Ｐpが、ある値Ｐp1になっており、ポンプ容量ｑが最大値ｑmaxとなっているときに、差圧設定値ΔＰLSを小さい値に変更すると、上記式（Ｑ＝ｃ・Ａ・√（ΔＰ））の右辺が小さくなったことに相当し、これにより矢印Ｅに示すように、ポンプ容量ｑは、最大値ｑmaxから小さな値ｑ1に変更される。ポンプ容量ｑが小さくなることで、油圧ポンプ８の吸収トルク、つまり油圧負荷が小さくなる。

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

すなわち、コントローラ１８は、エンジン回転数検出センサ１ａで検出したエンジン回転数Ｎrが、しきい値Ｎcを超えている場合には、ＬＳ弁２２に対して、差圧設定値ΔＰLSを大きな値に設定し油圧ポンプ８の吸収トルクを大きくする制御信号ｉ2を出力する。そして、エンジン回転数検出センサ１ａで検出したエンジン回転数Ｎrが、しきい値Ｎc以下になった場合には、ＬＳ弁２２に対して、差圧設定値ΔＰLSを小さな値に設定し油圧ポンプ８の吸収トルクを小さくする制御信号ｉ2を出力する。そして、再度、エンジン回転数検出センサ１ａで検出したエンジン回転数Ｎrが、しきい値Ｎc以下を超えた場合には、ＬＳ弁２２に対して、差圧設定値ΔＰLSを大きな値に設定し油圧ポンプ８の吸収トルクを大きくする制御信号ｉ2を出力する。これにより図４（ａ）、（ｂ）、（ｃ）に示すエンジン停止防止制御が実現され、エンジン１を停止させることなく、エンジン１のトルクを油圧負荷に合わせて上昇させて、高油圧負荷Ｔp1のマッチング点Ｖ1でマッチングさせることができるようになる。

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

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

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

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

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

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

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

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

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

図９（ｂ）において、油圧負荷は、Ｔp0で示す低油圧負荷のラインから、Ｔp1で示す高油圧負荷のラインに移動する。また、アクセルペダル１７を踏み込んでいるため、エンジン１の目標回転数は、ローアイドル回転数ＮLから、高回転数の目標回転数ＮMに変化する。

エンジン１のレギュレーションラインとしては、低回転のレギュレーションラインＦLから、高回転のレギュレーションラインＦMに移行させる必要がある。また、エンジントルクとしては、低油圧負荷Ｔp0に対応する低トルクから、高油圧Ｔp1に対応する高トルクに移行させる必要がある。

このためエンジン１としては、エンジン回転を上昇させようとし、エンジントルクと油圧負荷のマッチング点は、低回転低油圧負荷のＶ0（レギュレーションラインＦL上のポイントＶ0）から、高回転高油圧負荷のＶ2（レギュレーションラインＦM上のポイントＶ2）に変化しようとするが、油圧負荷が高い値Ｔp1のままでありエンジントルクに余裕がないために、エンジン１の回転数Ｎrの上昇が鈍く、マッチング点Ｖ2に移行するまでに長時間を要する。また、場合によっては、図４（ａ）に示した状態に至り、エンジン停止に至るおそれもある。

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

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

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

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

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

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

図１は、実施形態の作業車両の構成を示す図である。図２はエンジン回転数とエンジントルクとの関係を示す図である。図３は従来技術でエンジンが停止する様子を説明する図である。図４（ａ）、（ｂ）、（ｃ）は実施形態のエンジン停止防止制御の内容を説明する図である。図５は油圧ポンプの最大吸収トルクを変更する制御を説明する図である。図６は油圧ポンプの容量を変更する制御を説明する図である。図７はＰＣ制御を行うための構成例を示した図である。図８はＬＳ制御を行うための構成例を示した図である。図９（ａ）は実施形態のエンジン停止防止制御の内容を説明する図で、図９（ｂ）はエンジン停止防止制御を行わない場合を比較例として示す図である。図１０はアクセルペダル開度とエンジン目標回転数、しきい値との関係を示した図である。

符号の説明

１エンジン１ａエンジン回転数検出センサ７、８、９可変容量型油圧ポンプ１７アクセルペダル１８コントローラ１９ＰＣ弁２２ＬＳ弁

Claims

ローアイドル回転数からハイアイドル回転数の間で目標回転数が設定されるエンジン（１）と、
エンジン（１）によって駆動される複数の可変容量型油圧ポンプ（７、８、９）と、
複数の可変容量型油圧ポンプ（７、８、９）から吐出された圧油が供給される複数の油圧アクチュエータ（１３、１４、１５）と、
１つ以上の可変容量型油圧ポンプ（７、８、９）について、吸収トルクを変化させる吸収トルク変化手段（１９、２２、２３）と、
エンジンの回転数を検出する回転数検出手段（１ａ）と、
検出したエンジン回転数が、所定のしきい値以下に低下した場合に、可変容量型油圧ポンプ（７、８、９）の吸収トルクを低下させる制御手段（１８）と
を備えたことを特徴とする作業車両のエンジンの負荷制御装置。
前記所定のしきい値は、ローアイドル回転数以下の回転数であること
を特徴とする請求項１記載の作業車両のエンジンの負荷制御装置。
ステアリング機構を作動させる油圧アクチュエータ（１３）と、作業機を作動させる油圧アクチュエータ（１４）とを備えたこと
を特徴とする請求項１記載の作業車両のエンジンの負荷制御装置。
前記吸収トルク変化手段は、油圧ポンプの最大吸収トルクを変化させる手段（１９）であること
を特徴とする請求項１記載の作業車両のエンジンの負荷制御装置。
前記吸収トルク変化手段は、
可変容量型油圧ポンプ（８）の吐出圧と油圧アクチュエータ（１４）の負荷圧との差圧が設定差圧となるように可変容量型油圧ポンプ（８）の容量を制御する容量制御手段（２２）と、
前記設定差圧を変化させる手段（２３）と
で構成されていること
を特徴とする請求項１記載の作業車両のエンジンの負荷制御装置。
複数の可変容量型油圧ポンプ（７、８、９）から複数の油圧アクチュエータ（１３、１４、１５）に対して、それぞれ独立した油路を経由して圧油が供給されること
を特徴とする請求項１記載の作業車両のエンジンの負荷制御装置。
操作量に応じてエンジンの目標回転数を設定する操作子（１７）が備えられ、
前記操作子（１７）の操作量に応じて、前記所定のしきい値が設定されており、
前記制御手段（１８）は、検出したエンジン回転数が、前記所定のしきい値以下に低下した場合に、可変容量型油圧ポンプ（７、８、９）の吸収トルクを低下させること
を特徴とする請求項１記載の作業車両のエンジンの負荷制御装置。