JP2018155024A - Pump torque control device of construction machine - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、例えば土砂等の掘削作業を行うのに好適に用いられる建設機械のポンプトルク制御装置に関する。 The present invention relates to a pump torque control device for a construction machine that is preferably used for excavating work such as earth and sand.
一般に、油圧ショベルに代表される建設機械は、原動機となるディーゼルエンジンで可変容量型油圧ポンプを駆動して圧油を発生させ、オペレータが操作レバーを傾転操作したときに、作業装置に設けた複数の油圧アクチュエータに圧油を給排することにより掘削作業等を行う構成としている。このような建設機械に設けられるエンジンは、前記操作レバーの非操作状態から急にレバー操作が行われた際に、一瞬にエンジン回転数の著しい低下（即ち、エンジンラグダウン）が生じることがあり、これを抑えるために建設機械のエンジンラグダウン防止装置が搭載されている（例えば、特許文献１，２参照）。
Generally, a construction machine represented by a hydraulic excavator is provided in a work device when a variable displacement hydraulic pump is driven by a diesel engine as a prime mover to generate pressure oil, and an operator tilts an operation lever. The construction is such that excavation work or the like is performed by supplying and discharging pressure oil to and from a plurality of hydraulic actuators. In such an engine provided in a construction machine, when the lever is suddenly operated from the non-operating state of the operation lever, a significant decrease in the engine speed (that is, engine lag down) may occur instantaneously. In order to suppress this, an engine lug-down prevention device for a construction machine is mounted (for example, see
特許文献１による従来技術は、エンジンラグダウンを抑えるために、操作レバーの非操作状態時にポンプトルクを所定の低ポンプトルクに制御し、急操作時にはエンジンの負荷の大きさに応じて低ポンプトルク状態を維持させる時間を可変に演算する。この可変時間の経過後には、最大ポンプトルクに戻すことによりエンジンラグダウンを防止し、より精度の高いポンプトルク制御を実現できるようにしている。また、特許文献２による従来技術では、エンジンのターボ式過給機により圧縮された吸入空気量に基づいてポンプトルク目標値を演算し、ポンプトルクが目標値となるように制御することで、エンジンラグダウン防止を実現できるようにしている。
In the prior art disclosed in
ところで、本発明者等は、建設機械の原動機として、過給機を備えたディーゼルエンジンを用いることで、エンジンの小型化と省エネルギ化を図ることを検討している。即ち、建設機械においても低燃費化、低騒音化等の省エネルギ技術への対応が必要となってきており、ターボ式過給機付きダウンサイジングエンジンを搭載する作業機が増えつつある。しかし、このような作業機でも性能は落とせないため、従来通りの油圧ポンプトルクが必要となり、急操作時のエンジンラグダウンは従来機以上に厳しくなり、作業性、操作性に対する悪影響が出てくる虞れがある。 By the way, the present inventors are considering reducing the size of the engine and saving energy by using a diesel engine equipped with a supercharger as a prime mover of a construction machine. That is, construction machines are also required to cope with energy saving technologies such as fuel efficiency and noise reduction, and the number of work machines equipped with a downsizing engine with a turbo-type supercharger is increasing. However, since the performance cannot be lowered even with such a work machine, the conventional hydraulic pump torque is required, and the engine lag down at the time of sudden operation becomes severer than that of the conventional machine, resulting in adverse effects on workability and operability. There is a fear.
ターボ式過給機付きダウンサイジングエンジン搭載の作業機において、特許文献１に記載のポンプトルク制御では、従来以上にラグダウンが大きくなる可能性があり、この場合は低ポンプトルク状態を維持させるために演算される可変時間が長くなり過ぎる。また、演算された可変時間の経過後、直ちに最大ポンプトルクに調整されることで、再びラグダウンが発生してしまう可能性もあり、作業機の作業性、操作性に悪影響を与えてしまう虞れがある。
In a working machine equipped with a downsizing engine equipped with a turbocharger, the pump torque control described in
また、特許文献２に記載のポンプトルク制御では、ターボ式過給機付きダウンサイジングエンジンを搭載した場合、従来機以上に吸入空気量の立ち上がりが厳しくなるため、目標ポンプトルクを大幅に減トルクする必要がある。さらに、吸入空気量の立ち上がりに応じながらポンプトルクを最大ポンプトルクまで増加させていくため、ポンプトルク制御される時間が非常に長くなり、作業性、操作性に悪影響を与えてしまう虞れがある。
In addition, in the pump torque control described in
本発明は上述した問題に鑑みなされたもので、本発明の目的は、ターボ式過給機付きダウンサイジングエンジンを搭載した場合でも、エンジンラグダウンを抑制することができ、作業性、操作性を向上することができるようにした建設機械のポンプトルク制御装置を提供することにある。 The present invention has been made in view of the above-described problems, and an object of the present invention is to suppress engine lag down even when a turbo-supercharger-equipped downsizing engine is mounted, and to improve workability and operability. It is an object of the present invention to provide a pump torque control device for a construction machine that can be improved.
上述した課題を解決するために、本発明は、エンジンと、前記エンジンに吸入空気として圧縮空気を供給するターボ式過給機と、前記エンジンによって駆動される可変容量型油圧ポンプと、前記可変容量型油圧ポンプの最大ポンプトルクを調整するレギュレータと、前記可変容量型油圧ポンプから吐出される圧油により駆動される油圧アクチュエータと、前記油圧アクチュエータを操作する操作装置と、前記エンジンの燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射量および前記ターボ式過給機で圧縮された過給圧状態の吸入空気量に相当する検出信号がそれぞれ入力されるＥＣＵと、前記ＥＣＵおよび前記操作装置から入力される信号に基づいて前記レギュレータを制御する車体コントローラと、を備えてなる建設機械に適用される。 In order to solve the above-described problems, the present invention provides an engine, a turbocharger that supplies compressed air as intake air to the engine, a variable displacement hydraulic pump that is driven by the engine, and the variable displacement. A regulator for adjusting the maximum pump torque of the hydraulic pump, a hydraulic actuator driven by pressure oil discharged from the variable displacement hydraulic pump, an operating device for operating the hydraulic actuator, and a fuel injection valve of the engine An ECU to which a detection signal corresponding to an injection amount of fuel to be injected and an intake air amount in a supercharging pressure state compressed by the turbocharger is input, and a signal input from the ECU and the operating device And a vehicle body controller that controls the regulator based on the above.
そして、本発明が採用する構成の特徴は、前記車体コントローラは、前記操作装置の非操作状態が所定の監視時間Ｓ１経過したときに、前記最大ポンプトルクに代えて、この最大ポンプトルクよりも低い低ポンプトルクとするようにレギュレータを制御する第１のポンプトルク制御部と、前記第１のポンプトルク制御部で前記レギュレータが前記低ポンプトルクとなるように制御されている間に、前記操作装置が非操作状態から操作状態となった場合、前記エンジンの吸入空気量が立ち上がってくるまでの遅れ時間Ｓ２の間は、前記第１のポンプトルク制御部による低ポンプトルクを保持させる第２のポンプトルク制御部と、予め求められた前記エンジンの燃料噴射量、吸入空気量、吸入空気量の立ち上がり特性により算出されたエンジン発生トルクに基づいて、前記遅れ時間Ｓ２経過後、前記エンジンの発生トルク目標値に相当する制御信号をレギュレータに出力させ、前記第２のポンプトルク制御部から前記最大ポンプトルクまで制御する第３のポンプトルク制御部と、を備える構成としたとしたことにある。 A feature of the configuration adopted by the present invention is that the vehicle body controller is lower than the maximum pump torque instead of the maximum pump torque when the non-operating state of the operating device has passed a predetermined monitoring time S1. A first pump torque control unit that controls the regulator so as to obtain a low pump torque, and the operation device while the regulator is controlled to have the low pump torque by the first pump torque control unit. When the engine is changed from the non-operating state to the operating state, the second pump that maintains the low pump torque by the first pump torque control unit during the delay time S2 until the intake air amount of the engine rises. The engine control calculated by the torque control unit and the engine fuel injection amount, intake air amount, and intake air amount rising characteristics obtained in advance. Based on the torque, after the delay time S2 has elapsed, a third pump for causing the regulator to output a control signal corresponding to the generated torque target value of the engine and controlling from the second pump torque control unit to the maximum pump torque. And a torque control unit.
上述の如く、本発明によれば、操作装置を非操作状態から急操作した場合に、エンジンの吸入空気量が立ち上がってくるまでの遅れ時間Ｓ２の間は作業性、操作性に悪影響を与えない程度のラグダウンとなるような低ポンプトルク制御を行い、遅れ時間Ｓ２の経過後からは、燃料噴射量、吸入空気量、吸入空気量の立ち上がり特性により算出されたエンジン発生トルクに応じたポンプトルクに制御する。これにより、エンジンラグダウンを抑制することができ、特にダウンサイジングエンジン搭載の作業機において作業性、操作性を向上することができる。 As described above, according to the present invention, when the operating device is suddenly operated from a non-operating state, workability and operability are not adversely affected during the delay time S2 until the intake air amount of the engine rises. The pump torque is controlled so as to reduce the lag down to a certain level, and after the delay time S2, the pump torque corresponding to the engine generated torque calculated from the rising characteristics of the fuel injection amount, the intake air amount, and the intake air amount is set. Control. Thereby, an engine lag down can be suppressed and workability | operativity and operativity can be improved especially in the working machine carrying a downsizing engine.
以下、本発明の実施の形態による建設機械のポンプトルク制御装置を、小型の油圧ショベル、特に後方小旋回式の油圧ショベルに適用した場合を例に挙げ、添付図面に従って詳細に説明する。 Hereinafter, a pump torque control device for a construction machine according to an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings by taking as an example a case where the pump torque control device is applied to a small hydraulic excavator, in particular, a small rear pivoting hydraulic excavator.
ここで、図１ないし図１２は第１の実施の形態を示している。図１において、小型の油圧ショベル１は、種々の作業現場（一例として、市街地のように周囲に障害物が存在する狭い作業現場）で土砂等の掘削作業を行うときに用いられる。この油圧ショベル１は、自走可能なクローラ式の下部走行体２と、該下部走行体２上に旋回装置３を介して旋回可能に搭載され、該下部走行体２と共に車体を構成する上部旋回体４と、該上部旋回体４の前側に俯仰動可能に設けられた作業装置５とを含んで構成されている。
Here, FIG. 1 to FIG. 12 show the first embodiment. In FIG. 1, a
小型の油圧ショベル１は、下部走行体２上で上部旋回体４を旋回駆動するときに、上部旋回体４の旋回半径が下部走行体２の車幅内に収まるように後方小旋回式油圧ショベルとして構成されている。作業装置５は、例えばスイングポスト式の作業装置として構成され、スイングポスト５Ａ、ブーム５Ｂ、アーム５Ｃ、作業具としてのバケット５Ｄ、スイングシリンダ（図示せず）、ブームシリンダ５Ｅ、アームシリンダ５Ｆおよびバケットシリンダ５Ｇ等を備えている。
The small
上部旋回体４は、旋回フレーム６、外装カバー７、キャブ８およびカウンタウエイト９等により構成されている。旋回フレーム６は上部旋回体４の支持構造体を構成している。この旋回フレーム６は、旋回装置３を介して下部走行体２上に取付けられている。旋回フレーム６には、その後部側にカウンタウエイト９、エンジン１０が設けられ、左前側にはキャブ８が設けられている。また、旋回フレーム６には、キャブ８とカウンタウエイト９との間に位置して外装カバー７が設けられている。この外装カバー７は、旋回フレーム６、キャブ８およびカウンタウエイト９と共に、エンジン１０等を内部に収容する空間（機械室）を画成するものである。
The
キャブ８は旋回フレーム６の左前側に搭載されている。このキャブ８は、オペレータが搭乗する運転室を内部に画成している。また、キャブ８の内部には、オペレータが着座する運転席、各種の操作レバー（例えば、図３中に示す操作レバー２３Ａ）等が配設されている。カウンタウエイト９は上部旋回体４の一部を構成している。このカウンタウエイト９は、エンジン１０の後側に位置して旋回フレーム６の後端部に取付けられ、作業装置５との重量バランスをとるものである。また、カウンタウエイト９の後面側は、図２に示すように円弧状をなして形成され、上部旋回体４の旋回半径を小さく収める構成となっている。
The
換言すると、建設機械としての油圧ショベル１は、上部旋回体４の旋回半径をできるだけ小さくするために、カウンタウエイト９を旋回中心に接近させて配置し、かつ、カウンタウエイト９の後面が旋回中心を中心とした円弧状に形成されている。また、上部旋回体４は、旋回フレーム６の後部に油圧ポンプ１４およびパイロットポンプ１７を駆動するためのエンジン１０を搭載し、旋回フレーム６の前側にキャブ８、作動油タンク１５、燃料タンク（図示せず）等を搭載している。
In other words, the
エンジン１０は、旋回フレーム６の後側に横置き状態で設けられ、カウンタウエイト９の前側に配置されている。このエンジン１０は、小型の油圧ショベル１に原動機として搭載されるため、例えば小型のディーゼルエンジン（即ち、ターボ式過給機付きダウンサイジングエンジン）を用いて構成されている。エンジン１０は、例えば４気筒の多気筒エンジンにより構成され、インテークマニホールドからなる吸気管１０Ａと、エキゾーストマニホールドからなる排気管１０Ｂとを有している。
The
図２、図３に示すように、エンジン１０には、吸気管１０Ａと排気管１０Ｂとの間に位置してターボ式過給機１１が設けられている。この過給機１１は、吸気管１０Ａの途中に設けられたコンプレッサ１１Ａと、排気管１０Ｂの途中に設けられた排気タービン１１Ｂとを有している。この排気タービン１１Ｂは、エンジン１０から排気管１０Ｂ内に排出された排気ガスの流れによって回転される。過給機１１のコンプレッサ１１Ａは、排気タービン１１Ｂにより回転駆動され、吸気管１０Ａから各気筒内に向けて吸入空気を過給圧状態で強制的に送り込む。
As shown in FIGS. 2 and 3, the
過給機１１付きのエンジン１０は、吸入空気を過給圧状態で吸込むことによって燃料の燃焼効率が高められ、特に高回転数域で出力トルク（エンジン馬力としてのパワー）を増大することができる。このとき、吸入空気の過給圧は、後述の空気圧センサ２８で検出される。また、吸入空気の温度は、温度センサ２９により検出される。
The
過給機１１付きエンジン１０は、例えば排気量が１．５Ｌ（リットル）程度の小型エンジンであっても、例えば２．２Ｌ程度のエンジン（過給機なし）と同等の出力特性を有している。このため、過給機１１付きエンジン１０を用いることは、原動機（エンジン）の小型化と省エネルギ化を図る上で有効な手段となる。しかし、このエンジン１０は、例えば高回転数域で過給機１１が有効に機能するが、エンジン１０の低回転域では、吸入空気量が不足してトルクの減少率が大きくなる傾向がある。このため、本実施の形態は、エンジン１０が低回転数域で油圧ポンプ１４から過負荷を受けることがない構成を後述の如く採用している。
Even if the
エンジン１０の吸気管１０Ａ側には、外気を清浄化し吸入空気として吸込むためのエアクリーナ１２が設けられている。排気管１０Ｂ側には、排気音を低減させるマフラ１３が設けられ、このマフラ１３には、エンジン１０の排気ガスに含まれる有害物質を除去して排気ガスを浄化する排気ガス浄化装置（図示せず）が設けられている。マフラ１３（排気ガス浄化装置）は、図２に示すように、例えばエンジン１０の左側上部で、後述する動力伝達装置（図示せず）の上側となる位置に配設されている。マフラ１３（排気ガス浄化装置）は、排気管１０Ｂと共に排気ガス通路を構成し、上流側から下流側に排気ガスが流通する間に、この排気ガスに含まれる有害物質を除去して排気ガスの浄化を行う。
An
例えば、上部旋回体４（車体）の後方からみて、エンジン１０の左側には可変容量型油圧ポンプ１４（以下、油圧ポンプ１４という）が設けられている。この油圧ポンプ１４は、作動油タンク１５（図３参照）と共にメインの油圧源を構成する。メインの油圧ポンプ１４は、可変容量型の斜板式、斜軸式またはラジアルピストン式油圧ポンプ等によって構成され、例えば斜板または斜軸等からなる容量可変部１４Ａを有している。油圧ポンプ１４は、エンジン１０の左側（即ち、出力軸側）に動力伝達装置（図示せず）を介して取付けられ、この動力伝達装置によりエンジン１０の回転出力が伝えられる。油圧ポンプ１４は、エンジン１０によって駆動されることにより後述の方向制御弁２２等に向けて圧油（作動油）を供給するものである。
For example, a variable displacement hydraulic pump 14 (hereinafter referred to as a hydraulic pump 14) is provided on the left side of the
図３に示すように、メインの油圧ポンプ１４には容量制御用のレギュレータ１６が付設されている。このレギュレータ１６は、油圧ポンプ１４の容量可変アクチュエータを構成している。レギュレータ１６は、後述の車体コントローラ３２（ポンプ容量制御装置３２Ｃ）から出力される制御信号に従って油圧ポンプ１４の容量可変部１４Ａを駆動する。これによって、油圧ポンプ１４は、その吐出容量（押のけ容積）が可変に制御される。レギュレータ１６は、例えばソレノイド等の電磁アクチュエータまたは油圧アクチュエータにより構成される。
As shown in FIG. 3, the main
ここで、電磁アクチュエータでレギュレータ１６を構成する場合、例えば車体コントローラ３２（ポンプ容量制御装置３２Ｃ）から出力される制御信号の電流値に応じて、レギュレータ１６が図３中の小容量（Ｍｉｎ）と大容量（Ｍａｘ）との間で伸縮するように駆動される。これにより、油圧ポンプ１４は、容量可変部１４Ａが傾転駆動され、その吐出容量が小容量と大容量との間で可変に制御される。なお、レギュレータ１６を油圧アクチュエータで構成する場合には、パイロットポンプ１７からのパイロット圧が傾転制御圧としてレギュレータ１６に給排される。この場合、前記傾転制御圧は、車体コントローラ３２（ポンプ容量制御装置３２Ｃ）からの制御信号に従って可変に圧力調整され、レギュレータ１６は図３中の小容量（Ｍｉｎ）と大容量（Ｍａｘ）との間で伸縮するように駆動される構成とすればよい。
Here, when the
パイロットポンプ１７は作動油タンク１５と共にパイロット油圧源を構成している。このパイロットポンプ１７は、エンジン１０によりメインの油圧ポンプ１４と一緒に回転駆動される。パイロットポンプ１７の吐出側には、作動油タンク１５との間に低圧リリーフ弁１８が設けられている。この低圧リリーフ弁１８は、パイロットポンプ１７の吐出圧力を予め決められたリリーフ設定圧以下に抑えるものである。
The
メインの油圧ポンプ１４には、その吐出管路１９と作動油タンク１５との間に高圧リリーフ弁２０が設けられている。この高圧リリーフ弁２０は、油圧ポンプ１４に過剰圧が発生するのを防ぐため、油圧ポンプ１４の吐出圧力を予め決められたリリーフ設定圧以下に抑える。このリリーフ設定圧は、低圧リリーフ弁１８よりも十分に高い圧力に設定されている。
The main
油圧モータ２１は、油圧ショベル１に設ける複数の油圧アクチュエータの代表例を示している。この油圧モータ２１は、例えば油圧ショベル１の旋回用または走行用の油圧モータを構成する。なお、油圧アクチュエータとしては、油圧モータ２１に限らず、例えば作業装置５に設けられる前記スイングシリンダ、ブームシリンダ５Ｅ、アームシリンダ５Ｆおよびバケットシリンダ５Ｇ等を用いることができる。
The
方向制御弁２２は、油圧ポンプ１４、作動油タンク１５と油圧モータ２１との間に設けられている。この方向制御弁２２は、例えば６ポート３位置の油圧パイロット式方向制御弁からなり、左，右両側には油圧パイロット部２２Ａ，２２Ｂが設けられている。方向制御弁２２は、後述の操作弁２３から油圧パイロット部２２Ａ，２２Ｂにパイロット圧が供給されることにより、中立位置（Ｉ）から切換位置（II），（III）のいずれかに切換えられる。このとき、油圧ポンプ１４から吐出管路１９を介して油圧モータ２１に給排される圧油の流量は、方向制御弁２２のストローク量（即ち、後述する操作レバー２３Ａの傾転操作量）に対応して可変に制御される。
The
油圧モータ２１は、方向制御弁２２を介して減圧弁型のパイロット操作弁２３（以下、操作弁２３という）により遠隔操作される。この操作弁２３は、方向制御弁２２を切換操作する操作装置を構成している。操作弁２３は、例えば油圧ショベル１のキャブ８内に設けられ、オペレータによって傾転操作される操作レバー２３Ａを有している。操作レバー２３Ａは、足踏み操作される操作ペダルでもよい。操作弁２３は、そのポンプポートがパイロットポンプ１７の吐出側に接続され、タンクポートが作動油タンク１５に接続されている。操作弁２３の出力ポートは、パイロット管路２４Ａ，２４Ｂを介して方向制御弁２２の油圧パイロット部２２Ａ，２２Ｂに接続されている。
The
操作弁２３は、オペレータが操作レバー２３Ａを傾転操作したときに、その操作量に対応したパイロット圧をパイロット管路２４Ａ，２４Ｂを通じて方向制御弁２２の油圧パイロット部２２Ａ，２２Ｂに供給する。これにより、方向制御弁２２は、中立位置（Ｉ）から切換位置（II），（III）のいずれか一方に切換えられ、このときのストローク量（切換え量）は、操作レバー２３Ａの操作量に対応して増減される。
When the operator tilts the
圧力センサ２５は油圧ポンプ１４の吐出圧力Ｐを検出する圧力検出器である。この圧力センサ２５は、例えば油圧ポンプ１４と方向制御弁２２との間で吐出管路１９に接続され、この吐出管路１９内の圧力を吐出圧力Ｐとして検出する。圧力センサ２５からの検出信号は、後述する車体コントローラ３２のポンプ容量制御装置３２Ｃ（図４参照）に出力される。
The
燃料噴射装置２６は、例えばエンジン１０に対する燃料供給量を可変に制御するコモンレールシステム（特に、ディーゼルエンジンに採用されている燃料噴射システム）により構成されている。燃料噴射装置２６は、燃料ポンプで高圧化された燃料がコモンレールと呼ばれる蓄圧室（いずれも図示せず）に蓄えられ、複数の燃料噴射弁（図示せず）から電子制御によって各気筒（燃焼室）内へと噴射される構成である。
The
燃料噴射装置２６は、前記コモンレールに高圧燃料を蓄えることによって、燃料の高圧化だけでなく、エンジン１０の回転速度に依存せずに、燃料の噴射圧力、噴射量、噴射時期を制御することが可能となっている。即ち、燃料噴射装置２６は、後述の制御装置３０（ＥＣＵ３１）から出力される制御信号に基づいてエンジン１０に供給すべき燃料の噴射量が可変に制御される。これにより、エンジン１０は、その回転数が前記制御信号による目標回転数Ｎｔ（図４参照）に対応した回転数となるように制御される。
The
回転センサ２７はエンジン１０の実際の回転数（実回転数）を検出する回転数検出装置である。この回転センサ２７は、エンジン１０の出力軸（例えば、クランク軸）の回転を検出し、その検出信号を回転数検出信号として制御装置３０のＥＣＵ３１に出力する。このＥＣＵ３１は、エンジン１０の実回転数が目標回転数Ｎｔ（図４参照）に近付くように燃料噴射装置２６をフィードバック制御するものである。エンジン１０の吸気管１０Ａ側には、吸入空気の過給圧を検出する空気圧センサ２８と、吸入空気の温度を検出する温度センサ２９とが設けられている。
The
制御装置３０は、例えばマイクロコンピュータ等を用いて構成されている。この制御装置３０は、ＥＣＵ３１と車体コントローラ３２とを含んで構成されている。制御装置３０（即ち、ＥＣＵ３１と車体コントローラ３２）は、その入力側に圧力センサ２５、燃料噴射装置２６、回転センサ２７、空気圧センサ２８、温度センサ２９、回転数指示装置３３および操作検出器３４等が接続され、その出力側はレギュレータ１６および燃料噴射装置２６等に接続されている。
The
制御装置３０は、回転数指示装置３３による目標回転数Ｎｔ（図４参照）に従ってエンジン１０の回転数を制御する。また、制御装置３０は、油圧ポンプ１４の吐出圧力Ｐと吐出容量Ｑとの関係（図７参照）がエンジン１０の馬力曲線に基づいたＰ−Ｑ特性となるように、レギュレータ１６を介して油圧ポンプ１４の容量制御を行うものである。
The
回転数指示装置３３は、油圧ショベル１のキャブ８内に設けられ、オペレータによって手動で操作される操作ダイヤルにより構成されている。この回転数指示装置３３は、外部からのダイヤル操作によってエンジン１０の目標回転数Ｎｔを指示する装置である。なお、回転数指示装置３３は、前記操作ダイヤルに限られるものではなく、例えば公知のアップダウンスイッチまたはエンジンレバー（いずれも図示せず）によっても構成することができる。
The rotation
操作検出器３４は、例えば操作レバー２３Ａによる操作弁２３の操作を検出するため、シャトル弁３５の出力側圧力を検出している。このシャトル弁３５は、操作弁２３の出力ポートに接続されたパイロット管路２４Ａ，２４Ｂのうち、高圧側の圧力を選択する高圧選択手段である。即ち、オペレータが操作レバー２３Ａを傾転操作したときには、パイロット管路２４Ａ，２４Ｂのいずれか一方にパイロット圧が発生し、操作検出器３４はこれを検出することにより、操作弁２３が操作状態か、非操作状態かを検出するものである。なお、操作検出器３４は、操作レバー２３Ａの傾転角から操作の有無（操作状態か、非操作状態か）を直接的に検出する構成としてもよい。
The
制御装置３０のＥＣＵ３１は、例えばエンジンコントローラとして構成され、その入力側には、燃料噴射装置２６、回転センサ２７、空気圧センサ２８、温度センサ２９および車体コントローラ３２等が接続されている。ＥＣＵ３１の出力側には、燃料噴射装置２６および車体コントローラ３２等が接続されている。ＥＣＵ３１には、エンジン１０の燃料噴射装置２６（即ち、前記燃料噴射弁）から噴射される燃料の噴射量に相当する検出信号が入力されると共に、ターボ式過給機１１で圧縮された過給圧状態の吸入空気量に相当する検出信号（即ち、過給圧の検出信号）と吸入空気温度の検出信号とが入力される。
The
これにより、ＥＣＵ３１は、回転数指示装置３３による目標回転数Ｎｔ（図４参照）に従ってエンジン１０の回転数を制御する。即ち、ＥＣＵ３１は、回転センサ２７で検出されるエンジン１０の実回転数が回転数指示装置３３による目標回転数Ｎｔに近付くように、燃料噴射装置２６をフィードバック制御するものである。なお、ターボ式過給機１１で圧縮された過給圧状態の吸入空気量は、空気圧センサ２８で検出される過給圧に対して、例えば図１２中に示す特性線５２の如く比例した関係となっている。
Thereby, ECU31 controls the rotation speed of the
車体コントローラ３２は、ＥＣＵ３１および操作装置（即ち、操作弁２３の操作を検出する操作検出器３４）から入力される信号に基づいてレギュレータ１６を制御することにより、油圧ポンプ１４の吐出容量を小容量と大容量との間で可変に制御する。車体コントローラ３２は、その入力側が圧力センサ２５、ＥＣＵ３１、回転数指示装置３３および操作検出器３４等に接続され、その出力側はレギュレータ１６およびＥＣＵ３１等に接続されている。
The
また、車体コントローラ３２は、例えば不揮発性メモリ，ＲＯＭ，ＲＡＭ等からなるメモリ３２Ｍを有している。このメモリ３２Ｍ内には、後述の図５に示す目標入力トルクに従った減トルク制御用の処理プログラムと、エンジン１０の回転数Ｎと出力トルクＴとの関係を図６に示す特性線３６として記憶した出力トルク算出マップと、油圧ポンプ１４の吐出圧力Ｐと吐出容量Ｑ（流量）との関係（Ｐ−Ｑ特性）を図７に示す目標トルク特性３８〜４１として記憶したＰ−Ｑ特性マップと、後述の図８に示すエンジンラグダウンを抑制する制御処理用のプログラムと、後述の待機時間Ｓ１および遅れ時間Ｓ２を計時する時間Ｓのタイマ等とが格納されている。
The
図４に示すように、制御装置３０の車体コントローラ３２は、出力トルク算出装置３２Ａ、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂおよびポンプ容量制御装置３２Ｃを含んで構成されている。出力トルク算出装置３２Ａは、回転数指示装置３３により指示されたエンジン１０の目標回転数Ｎｔに基づいて、例えば図６に示す特性線３６による出力トルク算出マップからエンジン１０の出力トルクＴを算出する。
As shown in FIG. 4, the
エンジン１０の出力トルクＴは、エンジン発生トルクと等しいトルクであり、通常は下記の数１式で求められる。ここで、酸素量は、空気圧センサ２８で検出される過給圧に基づいた吸入空気量（図１２参照）と、温度センサ２９で検出される吸入空気の温度とにより求められる。燃料噴射量は、ＥＣＵ３１から燃料噴射装置２６に出力する噴射量、即ち噴射時間により求められる。一方、後述の如くエンジン１０の過給圧が立ち上がってくるまでの遅れ時間Ｓ２の間では、エンジン発生トルクは下記の数２式により求められる。
The output torque T of the
ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂは、油圧ポンプ１４の入力トルク（例えば、入力トルクＴ１，Ｔ２，Ｔａ）を、出力トルク算出装置３２Ａで算出したエンジン１０の出力トルク（特性線３６で示す出力トルクＴ）よりも小さな値に余裕代（例えば、後述の余裕代ΔＴ１，ΔＴ２，ΔＴａ）をもって３段階の異なる目標入力トルクとして設定する。このように、油圧ポンプ１４の入力トルクを、エンジン１０の出力トルクよりも常に小さな値に設定しておくことにより、エンジン１０は油圧ポンプ１４からの油圧負荷を受けても、エンジンストールを起こす可能性を小さく減じることができる。
The pump input torque setting device 32B outputs the output torque of the engine 10 (the output torque T indicated by the characteristic line 36) calculated by the output
ポンプ容量制御装置３２Ｃは、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂにより設定された入力トルクの範囲で、即ち油圧ポンプ１４の吐出圧力Ｐと吐出容量Ｑとの関係（Ｐ−Ｑ特性）が後述の目標トルク特性３８〜４１を越えないように、図７に示すＰ−Ｑ特性マップに基づき油圧ポンプ１４の吐出容量Ｑを吐出圧力Ｐに応じて可変に制御する制御信号をレギュレータ１６に出力する。油圧ポンプ１４の入力トルクＴｉ（ｉ＝１，２，…）は、油圧ポンプ１４の吐出容量Ｑと吐出圧力Ｐに対して、定数ｋとすると下記の数３式に示す関係にある。
The pump
図６に示す特性線３６は、エンジン１０の回転数Ｎと出力トルクＴ（即ち、エンジン発生トルク）との関係を表している。これは、エンジン１０の性能試験等に基づいて予め知ることができる。図６中の最低回転数Ｎ１は、例えば方向制御弁２２に代表される全ての方向制御弁を中立位置（Ｉ）に戻してエンジン１０の油圧負荷を最小にした状態（即ち、油圧ポンプ１４およびパイロットポンプ１７を回転駆動するエンジン１０が無負荷に近い状態）でのアイドル回転数である。このときのエンジン１０の出力トルクＴは、例えば出力トルクＴe1として表される。
A
規定回転数Ｎ２は、最低回転数Ｎ１よりも高く、最大トルク発生回転数Ｎ３よりも低い回転数である。過給機１１付きエンジン１０は、回転数Ｎが規定回転数Ｎ２よりも低くなると、低温状態でエンジンストールを起こす可能性がある。このため、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂによる設定値（例えば、入力トルクＴ２から入力トルクＴａ）の切替えを行い、低温状態でのエンジンストールの可能性を回避するための回転数として規定回転数Ｎ２を表している。
The specified rotational speed N2 is higher than the minimum rotational speed N1 and lower than the maximum torque generation rotational speed N3. The
即ち、周囲環境の摂氏温度がマイナスで、それによりエンジン１０の温度が低い状態（例えば、冷却水温度が−２０℃以下となる状態）では、油圧ポンプ１４が作動油タンク１５から吸込む作動油の粘度が高い。この状態で、操作レバー２３Ａを急にフル操作し、方向制御弁２２が中立位置（Ｉ）から切換位置（II）または（III）に切換えられると、油圧モータ２１に圧油が供給されて油圧負荷が急増する。このため、エンジン１０は、油圧ポンプ１４から受ける負荷が急増し、エンジンストールを起こす可能性がある。規定回転数Ｎ２は、このような低温状態でのエンジンストールの可能性を回避するために予め決められた規定の回転数を表している。
That is, when the ambient temperature is minus Celsius and the temperature of the
この規定回転数Ｎ２は、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂにより一定値に（回転数Ｎ２〜Ｎ３の範囲では）固定された目標入力トルクＴ２を、回転数Ｎ２以下では可変値となる目標入力トルクＴａに切替えるための回転数でもある。この目標入力トルクＴａは、傾斜線３７の如く回転数Ｎ１〜Ｎ２に応じて可変に設定される目標入力トルクである。規定回転数Ｎ２は、エンジン１０の性能試験等に基づいて予め決めることができる。図６中に示す特性線３６（特性線部３６Ｂ，３６Ｃの間）のように、エンジン回転数が規定回転数Ｎ２のときに、エンジン１０の出力トルクＴは、例えば出力トルクＴe2（Ｔe2＞Ｔe1）として表される。ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂは、後述の如く目標入力トルクＴａを可変に設定する構成である。このため、エンジン１０の回転数Ｎが規定回転数Ｎ２以下の場合でも、エンジン１０がエンジンストールを起こす可能性を小さく減じることができる。
The specified rotational speed N2 is changed from the target input torque T2 fixed to a constant value (in the range of the rotational speeds N2 to N3) by the pump input torque setting device 32B to the target input torque Ta that becomes a variable value below the rotational speed N2. It is also the rotation speed for switching. The target input torque Ta is a target input torque that is variably set according to the rotational speeds N1 and N2 as indicated by the
図６に示すように、最大トルク発生回転数Ｎ３は、エンジン１０の出力トルクＴが最大トルクＴｍとなるときの回転数を表している。最高回転数Ｎ４は、エンジン１０の出力トルクＴが定格トルクＴｒのときの回転数Ｎｒよりもさらに高くなって、エンジン１０の回転数Ｎが最も高くなる回転数を表している。定格トルクＴｒは、最大トルクＴｍよりも小さく、前記出力トルクＴe2，Ｔe1よりも大きいトルク値（Ｔｍ＞Ｔｒ＞Ｔe2＞Ｔe1）である。
As shown in FIG. 6, the maximum torque generation rotational speed N3 represents the rotational speed when the output torque T of the
ここで、出力トルク算出装置３２Ａは、回転数指示装置３３により指示されたエンジン１０の目標回転数Ｎｔに基づいて、例えば図６に示す出力トルク算出マップ（特性線３６）からエンジン１０の出力トルクを算出する。即ち、目標回転数Ｎｔを最大トルク発生回転数Ｎ３以上に設定した場合、出力トルク算出装置３２Ａは、最大トルクＴｍ以下となるエンジン１０の出力トルクＴを、図６中の特性線３６（特性線部３６Ａ）に基づいて算出する。
Here, the output
目標回転数Ｎｔを回転数Ｎ２〜Ｎ３に設定した場合に、出力トルク算出装置３２Ａは、エンジン１０の出力トルクＴを図６中の特性線３６（特性線部３６Ｂ）に基づいて、例えば、出力トルクＴe2〜Ｔｍの範囲で算出する。目標回転数Ｎｔを回転数Ｎ１〜Ｎ２に設定した場合には、エンジン１０の出力トルクＴが、例えば図６中の出力トルクＴe1〜Ｔe2の範囲で、特性線３６の特性線部３６Ｃに基づいて算出される。このときの出力トルクＴe1〜Ｔe2を、低域側出力トルクＴｅ（即ち、Ｔｅ＝Ｔe1〜Ｔe2）として総称する。
When the target rotational speed Nt is set to the rotational speeds N2 to N3, the output
ポンプ入カトルク設定装置３２Ｂは、エンジン１０が回転数Ｎ３〜Ｎ４の範囲では、エンジン１０の定格トルクＴｒに対して第１の余裕代ΔＴ１だけ下げた減トルク制御用のトルクを、油圧ポンプ１４の第１の目標入力トルクＴ１として設定する。エンジン１０が回転数Ｎ２〜Ｎ３の範囲では、エンジン１０の定格トルクＴｒに対して第１の余裕代ΔＴ１よりも大きい第２の余裕代ΔＴ２（ΔＴ２＞ΔＴ１）だけ下げた減トルク制御用のトルクを、油圧ポンプ１４の第２の目標入力トルクＴ２として設定する。
The pump input torque setting device 32B reduces the torque for reducing torque that is reduced by the first margin ΔT1 with respect to the rated torque Tr of the
さらに、ポンプ入カトルク設定装置３２Ｂは、エンジン１０が低い回転数Ｎ１〜Ｎ２の範囲（低回転数域）で、エンジン１０の低域側出力トルクＴｅ（即ち、Ｔｅ＝Ｔe1〜Ｔe2）に対して所定の余裕代ΔＴａだけ下げた減トルク制御用のトルクを、油圧ポンプ１４の低域側目標入力トルクＴａとして設定する。この低域側目標入力トルクＴａは、エンジン１０が低い回転数Ｎ１〜Ｎ２の範囲で、低域側出力トルクＴｅに応じて変化（増減）するトルクであり、図６中に示す傾斜線３７に沿って可変に設定されている。この傾斜線３７は、特性線３６の特性線部３６Ｃに対してほぼ平行な特性線である。しかし、傾斜線３７は特性線部３６Ｃに対して必ずしも平行な直線である必要はなく、曲線であってもよく、実験データ等に基づいて決定すればよい。
Further, the pump input torque setting device 32B is used for the low-frequency side output torque Te (that is, Te = Te1 to Te2) of the
油圧ポンプ１４の低域側目標入力トルクＴａは、エンジン１０の出力トルク値が出力トルクＴe2のとき、目標入力トルクＴa2（即ち、Ｔa2＝Ｔe2−ΔＴａ）に設定される。エンジン１０の出力トルク値が出力トルクＴe1まで低下したときには、油圧ポンプ１４の目標入力トルクＴａは、目標入力トルクＴa1（即ち、Ｔa1＝Ｔe1−ΔＴａ）として設定される。このときの目標入力トルクＴa1〜Ｔa2を、低域側目標入力トルクＴａ（即ち、Ｔａ＝Ｔa1〜Ｔa2）として総称する。
The low-frequency side target input torque Ta of the
ポンプ容量制御装置３２Ｃは、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂにより前記第１の目標入力トルクＴ１が設定されるときに、図７に示す目標トルク特性３８よりも小さい範囲で、油圧ポンプ１４の吐出容量Ｑを吐出圧力Ｐに応じて可変に制御する制御信号をレギュレータ１６に出力する。このときの目標トルク特性３８は、前記目標入力トルクＴ１に基づいて定められるトルク特性（前記数３式参照）である。また、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂにより前記第２の目標入力トルクＴ２が設定されるときには、図７に示す目標トルク特性３９よりも小さい範囲で、油圧ポンプ１４の吐出容量Ｑは吐出圧力Ｐに応じて可変に制御される。目標トルク特性３９は、前記目標入力トルクＴ２に基づいて定められるトルク特性（前記数３式参照）である。
When the first target input torque T1 is set by the pump input torque setting device 32B, the pump
目標トルク特性３８，３９は、油圧ポンプ１４の吐出圧力Ｐと吐出容量Ｑとの関係がそれぞれエンジン１０の馬力曲線（即ち、目標入力トルクＴ１，Ｔ２）に基づいたＰ−Ｑ特性となるように、レギュレータ１６を介して油圧ポンプ１４の容量制御を行うための特性である。これは、前記数３式を満たす関係である。なお、以下で説明する目標トルク特性４０〜４１も、これと同様である。
The
エンジン１０の低回転数域において、ポンプ容量制御装置３２Ｃは、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂによる低域側目標入力トルクＴａに従って減トルク制御を行う。即ち、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂにより低域側目標入力トルクＴａが設定されるときに、例えば図７に示す低域側目標トルク特性４０よりも小さい範囲で、油圧ポンプ１４の吐出容量Ｑは吐出圧力Ｐに応じて可変に制御される。低域側目標トルク特性４０は、低域側目標入力トルクＴａに基づいて定められる可変なトルク特性である。
In the low speed range of the
この場合、低域側目標入力トルクＴａは、目標入力トルクＴa1〜Ｔa2の範囲で可変に設定されるトルク値である。このため、低域側目標トルク特性４０は、図７中に実線で示す目標トルク特性３９と、図７中に点線で示す目標トルク特性４１との間で、それぞれ矢印で示すように変化する可変な特性となっている。
In this case, the low-frequency side target input torque Ta is a torque value that is variably set within the range of the target input torque Ta1 to Ta2. For this reason, the low-frequency side
具体的には、エンジン１０の目標回転数Ｎｔを最低回転数Ｎ１側から規定回転数Ｎ２に向けて増加させ、油圧ポンプ１４の低域側目標入力トルクＴａが、図６に示す目標入力トルクＴa2に近付くときには、図７中に実線で示す目標トルク特性４０は、目標トルク特性３９に漸次接近するように近付く。低域側目標入力トルクＴａが目標入力トルクＴa2と一致するときは、目標トルク特性４０が目標トルク特性３９と同じ特性となる。一方、エンジン１０の目標回転数Ｎｔを最低回転数Ｎ１に向けて低下させ、油圧ポンプ１４の目標入力トルクＴａが、図６に示す目標入力トルクＴa1に近付くときには、低域側目標トルク特性４０が図７中に点線で示す目標トルク特性４１に近付いた特性となる。目標入力トルクＴａが目標入力トルクＴa1と一致するときは、低域側目標トルク特性４０が目標トルク特性４１と同じ特性となる。
Specifically, the target rotational speed Nt of the
次に、図９は油圧ポンプ１４のポンプトルク（入力トルク）をレギュレータ１６で減トルク制御する場合の特性線４２，４３，４４を示している。このうち、特性線４２は、操作弁２３の操作時に発生するパイロット二次圧の特性を示している。図９中の時刻ｔ１〜ｔ２までは、操作レバー２３Ａが非操作（中立）状態であり、時刻ｔ２以降は、操作レバー２３Ａが急操作されることにより、パイロット二次圧は、特性線４２の如く立ち上がっている。特性線４３は、油圧ポンプ１４のポンプトルク特性を示し、特性線４４は、エンジン１０の実回転数特性を示している。
Next, FIG. 9 shows
エンジン１０の実回転数は、特性線４４のように、時刻ｔ２〜ｔ３の間で目標回転数Ｎｔに対応する実回転数に対して回転数差ΔＮだけラグダウン（一時的に低下）している。しかし、このラグダウンによる回転数差ΔＮは、例えば１５０〜１８０ｒｐｍ程度となって小さいため、油圧ショベル１の作業性、操作性に悪影響を及ぼすようなラグダウンとはならない。
As shown by the
車体コントローラ３２は、操作弁２３（操作レバー２３Ａ）の非操作状態が所定の監視時間Ｓ１以上となったとき（即ち、時刻ｔ１〜ｔ２）に、油圧ポンプ１４のポンプトルク（即ち、入力トルク）を最大ポンプトルクＴＨに代えて、この最大ポンプトルクＴＨよりも低い低ポンプトルクＴＬとするようにレギュレータ１６を減トルク制御する第１のポンプトルク制御部と、後述する第２，第３のポンプトルク制御部とを備えている。
The
第２のポンプトルク制御部は、前記第１のポンプトルク制御部でレギュレータ１６が低ポンプトルクＴＬとなるように減トルク制御されている間に、操作弁２３（操作レバー２３Ａ）が非操作状態から操作状態となった場合、エンジン１０の過給圧（吸入空気量）が立ち上がってくるまでの遅れ時間Ｓ２の間（即ち、時刻ｔ２〜ｔ３）は、前記第１のポンプトルク制御部による低ポンプトルクＴＬを保持させる制御を実行する。
In the second pump torque control unit, the operation valve 23 (
ここで、前記第２のポンプトルク制御部における低ポンプトルクＴＬは、操作レバー２３Ａの急操作時に作業性、操作性に悪影響を及ぼさない程度のポンプトルクに設定されている。また、前記遅れ時間Ｓ２は、予め求められた最大ポンプトルクＴＨをエンジン１０に急負荷したときの過給圧（図１０中の特性線４６）の立ち上がり時間に基づいて設定される。
Here, the low pump torque TL in the second pump torque control unit is set to a pump torque that does not adversely affect workability and operability when the
第３のポンプトルク制御部は、予め求められたエンジン１０の燃料噴射量、過給圧（吸入空気量）、過給圧（吸入空気量）の立ち上がり特性により算出されたエンジン発生トルク（前記数２式参照）に基づいて、前記遅れ時間Ｓ２の経過後に、エンジン発生トルクの目標値に相当する制御信号をレギュレータ１６に出力させ、前記第２のポンプトルク制御部による低ポンプトルクＴＬから最大ポンプトルクＴＨまで増トルクさせる制御を実行する。
The third pump torque control unit calculates the engine generated torque (the number described above) calculated based on the rising characteristics of the fuel injection amount, the boost pressure (intake air amount), and the boost pressure (intake air amount) obtained in advance. Based on the equation (2), after the delay time S2, the control signal corresponding to the target value of the engine generated torque is output to the
即ち、前記第３のポンプトルク制御部は、予め求められたエンジン１０の燃料噴射量、過給圧、過給圧の立ち上がり特性より算出された経過時間あたりのエンジン発生トルク（前記数２式参照）に基づき、エンジン発生トルク（図１０中の特性線４５）を超えない（少なくとも余裕代ΔＴｐ分だけ小さい特性となる）ように、経過時間あたりのポンプトルク（特性線４８）を算出して制御信号をレギュレータ１６に出力させ、前記第２のポンプトルク制御部による低ポンプトルクＴＬから最大ポンプトルクＴＨまで増トルクさせる制御を行う。
That is, the third pump torque control unit generates the engine generated torque per elapsed time calculated from the fuel injection amount of the
図１０中に点線で示す特性線４５は、エンジン１０の出力トルク（即ち、エンジン発生トルク）の特性であり、前記数１，数２式により推定演算して求められる。このとき、吸入空気の過給圧は、破線で示す特性線４６の如き特性であり、燃料噴射量は一点鎖線で示す特性線４７の如き特性となる。油圧ポンプ１４のポンプトルク（即ち、入力トルク）は、実線で示す特性線４８のように、エンジン発生トルク（特性線４５）に対して少なくとも余裕代ΔＴｐ分だけ小さい特性に設定される。二点鎖線で示す特性線４９Ａ，４９Ｂ，４９Ｃは、最大ポンプトルクＴＨの特性を表している。
A
ポンプ容量制御装置３２Ｃは、例えばポンプ入力トルク設定装置３２Ｂにより最大ポンプトルクＴＨが目標入力トルクとして設定されるときに、図１１に示す目標トルク特性５０よりも小さい範囲で、油圧ポンプ１４の吐出容量Ｑを吐出圧力Ｐに応じて可変に制御する制御信号をレギュレータ１６に出力する。このときの目標トルク特性５０は、最大ポンプトルクＴＨに基づいて定められるトルク特性である。
For example, when the maximum pump torque TH is set as the target input torque by the pump input torque setting device 32B, the pump
また、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂにより低ポンプトルクＴＬが目標入力トルクとして設定されるときに、ポンプ容量制御装置３２Ｃは、図１１に示す目標トルク特性５１よりも小さい範囲で、油圧ポンプ１４の吐出容量Ｑを吐出圧力Ｐに応じて可変に制御する制御信号をレギュレータ１６に出力する。このときの目標トルク特性５１は、低ポンプトルクＴＬに基づいて定められるトルク特性である。図１２中に示す特性線５２は、空気圧センサ２８で検出される過給圧と吸入空気量とがリニア（比例）な関係にあることを表している。
Further, when the low pump torque TL is set as the target input torque by the pump input torque setting device 32B, the pump
なお、図２に示す熱交換器５３は、エンジン１０の右側に位置して旋回フレーム６上に設けられている。この熱交換器５３は、例えばラジエータ、オイルクーラ、インタクーラ等を含んで構成され、エンジン１０等の冷却を行うと共に、作動油タンク１５に戻される圧油（作動油）を冷却する機能も有している。
The
第１の実施の形態による小型の油圧ショベル１のポンプトルク制御装置は、上述の如き構成を有するもので、次に、その作動について説明する。
The pump torque control device of the
まず、油圧ショベル１のオペレータは、上部旋回体４のキャブ８に搭乗し、エンジン１０を始動して油圧ポンプ１４とパイロットポンプ１７を駆動する。これにより、油圧ポンプ１４から吐出管路１９に向けて圧油が吐出され、この圧油は方向制御弁２２を介して油圧モータ２１に供給される。また、これ以外の方向制御弁（図示せず）からは他の油圧アクチュエータ（例えば、前記スイングシリンダ、ブームシリンダ５Ｅ、アームシリンダ５Ｆおよびバケットシリンダ５Ｇ等）へと供給される。
First, the operator of the
キャブ８に搭乗したオペレータが走行用の操作ペダルまたはレバー（例えば、操作レバー２３Ａ）を操作したときには、方向制御弁２２を介して油圧モータ２１に圧油が供給される。これにより、下部走行体２を前進または後退させることができる。一方、キャブ８内のオペレータが作業用の操作レバー（図示せず）を操作することにより、作業装置５を俯仰動させて土砂の掘削作業等を行うことができる。油圧ショベル１は、小型で上部旋回体４による旋回半径が小さいため、例えば市街地等のように狭い作業現場でも、上部旋回体４を旋回駆動しながら作業装置５により側溝堀作業等を行うことができる。このような場合に、エンジン１０を負荷の軽い状態で稼働することにより騒音の低減化を図ることができる。
When an operator who has boarded the
次に、第１の実施の形態による目標回転数に基づく出力トルクと目標入力トルクに従った減トルク制御処理について、図５を参照して説明する。 Next, the torque reduction control process according to the output torque based on the target rotational speed and the target input torque according to the first embodiment will be described with reference to FIG.
エンジン１０を稼働した状態で処理動作がスタートすると、ステップ１で回転数指示装置３３による目標回転数Ｎｔを読込む。次のステップ２では、目標回転数Ｎｔが最大トルク発生回転数Ｎ３よりも大きいか否かを判定する。ステップ２で「ＹＥＳ」と判定したときには、目標回転数Ｎｔが最大トルク発生回転数Ｎ３よりも大きいので、エンジン１０の出力トルクＴは、図６中の特性線３６のうち特性線部３６Ａに沿ったトルク値となる。
When the processing operation starts with the
そこで、次のステップ３では、エンジン１０が回転数Ｎ３〜Ｎ４の範囲でのポンプ入力トルクをポンプ入カトルク設定装置３２Ｂにより第１の目標入力トルクＴ１として設定する。図６に示すように、第１の目標入力トルクＴ１は、エンジン１０の定格トルクＴｒに対して第１の余裕代ΔＴ１だけ下げた一定のトルク値として設定される。
Therefore, in the
次のステップ４では、第１の目標入力トルクＴ１に従った減トルク制御をレギュレータ１６で実行させる。即ち、ポンプ容量制御装置３２Ｃは、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂにより第１の目標入力トルクＴ１が設定されたときの目標トルク特性３８を図７に示すように求める。このときの目標トルク特性３８は、前記目標入力トルクＴ１に基づいて定められるトルク特性である。この上で、ポンプ容量制御装置３２Ｃは、図７に示す目標トルク特性３８よりも小さい範囲で、即ち油圧ポンプ１４の吐出圧力Ｐと吐出容量Ｑとの関係（Ｐ−Ｑ特性）が目標トルク特性３８を越えることがないように、レギュレータ１６により油圧ポンプ１４の吐出容量Ｑを吐出圧力Ｐに応じて可変に制御する。
In the
油圧ポンプ１４の吐出圧力Ｐは、例えば油圧モータ２１が受ける慣性負荷等に応じて変化するから、レギュレータ１６は、油圧ポンプ１４の吐出圧力Ｐと吐出容量Ｑとの関係が図７に示す目標トルク特性３８の範囲を越えないように、油圧ポンプ１４の容量可変部１４Ａを傾転制御するものである。その後は、次のステップ５でリターンし、ステップ１以降の処理を繰返すようにする。
Since the discharge pressure P of the
ステップ２で「ＮＯ」と判定したときには、目標回転数Ｎｔが最大トルク発生回転数Ｎ３以下に設定されているので、次のステップ６では、目標回転数Ｎｔが規定回転数Ｎ２よりも大きいか否かを判定する。ステップ６で「ＹＥＳ」と判定したときには、目標回転数Ｎｔが最大トルク発生回転数Ｎ３以下で、規定回転数Ｎ２よりも大きくなっている。このとき、エンジン１０の出力トルクＴは、図６中の特性線３６のうち特性線部３６Ｂに沿ったトルク値となる。
If “NO” is determined in
そこで、次のステップ７では、エンジン１０が回転数Ｎ２〜Ｎ３の範囲でのポンプ入力トルクを、ポンプ入カトルク設定装置３２Ｂにより第２の目標入力トルクＴ２として設定する。図６に示すように、第２の目標入力トルクＴ２は、エンジン１０の定格トルクＴｒに対して第２の余裕代ΔＴ２だけ下げた一定のトルク値として設定される。
Therefore, in the
次のステップ８では、第２の目標入力トルクＴ２に従った減トルク制御をレギュレータ１６で実行させる。即ち、ポンプ容量制御装置３２Ｃは、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂにより第２の目標入力トルクＴ２が設定されたときの目標トルク特性３９を図７に示すように求める。このときの目標トルク特性３９は、前記目標入力トルクＴ２に基づいて定められるトルク特性である。この上で、ポンプ容量制御装置３２Ｃは、図７に示す目標トルク特性３９よりも小さい範囲で、即ち油圧ポンプ１４の吐出圧力Ｐと吐出容量Ｑとの関係（Ｐ−Ｑ特性）が目標トルク特性３９を越えることがないように、レギュレータ１６により油圧ポンプ１４の吐出容量Ｑを吐出圧力Ｐに応じて可変に制御する。その後は、次のステップ５でリターンし、ステップ１以降の処理を繰返すようにする。
In the
次に、ステップ６で「ＮＯ」と判定したときには、目標回転数Ｎｔが規定回転数Ｎ２以下に設定されているので、次のステップ９では、目標回転数Ｎｔに基づくエンジン１０の低域側出力トルクＴｅを、図６中に示す特性線３６の特性線部３６Ｃに沿ったトルク値（例えば、出力トルクＴe1〜Ｔe2の間のトルク値）として算出する。即ち、出力トルク算出装置３２Ａは、目標回転数Ｎｔが低い回転数Ｎ１〜Ｎ２の間で任意の回転数に設定された場合に、このときの低域側出力トルクＴｅを、特性線３６の特性線部３６Ｃによる出力トルクＴe1〜Ｔe2の範囲で任意のトルク値として、それぞれの場合毎に逐一的に算出する。
Next, when it is determined as “NO” in
次のステップ１０では、エンジン１０が低回転数域（回転数Ｎ１〜Ｎ２）でのポンプ入力トルクを低域側目標入力トルクＴａとしてポンプ入カトルク設定装置３２Ｂにより設定する。図６に示すように、低域側目標入力トルクＴａ（即ち、Ｔａ＝Ｔa1〜Ｔa2）は、エンジン１０の低域側出力トルクＴｅ（即ち、Ｔｅ＝Ｔe1〜Ｔe2）に対して所定の余裕代ΔＴａだけ下げたトルク値として設定される。即ち、油圧ポンプ１４の低域側目標入力トルクＴａは、エンジン１０の低回転数域（回転数Ｎ１〜Ｎ２）で、図６中に示す傾斜線３７に沿って可変に設定されるトルク値である。
In the
次のステップ１１では、低域側目標入力トルクＴａ（即ち、Ｔａ＝Ｔa1〜Ｔa2）に従った減トルク制御をレギュレータ１６で実行させる。即ち、ポンプ容量制御装置３２Ｃは、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂにより低域側目標入力トルクＴａが設定されたときの目標トルク特性４０を図７に示すように求める。このときの目標トルク特性４０は、前記目標入力トルクＴａに基づいて定められる低域側トルク特性である。しかも、低域側目標入力トルクＴａは、目標入力トルクＴa1〜Ｔa2の範囲で可変に設定されるトルク値であるため、低域側目標トルク特性４０は、図７中に実線で示す目標トルク特性３９と図７中に点線で示す目標トルク特性４１との間で、それぞれ矢印で示すように変化する可変な特性となっている。
In the
具体的には、エンジン１０の目標回転数Ｎｔを最低回転数Ｎ１側から規定回転数Ｎ２に向けて増加させ、油圧ポンプ１４の低域側目標入力トルクＴａが、図６に示す目標入力トルクＴa2に近付くときには、図７中に実線で示す低域側目標トルク特性４０は、目標トルク特性３９に漸次接近するように近付く。そして、低域側目標入力トルクＴａが目標入力トルクＴa2と一致するときは、目標トルク特性３９と同じ特性となる。一方、エンジン１０の目標回転数Ｎｔを最低回転数Ｎ１に向けて低下させ、油圧ポンプ１４の目標入力トルクＴａが、図６に示す目標入力トルクＴa1に近付くときには、低域側目標トルク特性４０が図７中に点線で示す目標トルク特性４１に近付いた特性となる。目標入力トルクＴａが目標入力トルクＴa1と一致するときは、目標トルク特性４１と同じ特性となる。
Specifically, the target rotational speed Nt of the
この上で、ポンプ容量制御装置３２Ｃは、図７に示す低域側目標トルク特性４０（図７中に実線で示す目標トルク特性３９と図７中に点線で示す目標トルク特性４１との間の特性）よりも小さい範囲で、レギュレータ１６により油圧ポンプ１４の吐出容量Ｑを吐出圧力Ｐに応じて可変に制御する。油圧ポンプ１４の吐出圧力Ｐは、例えば油圧モータ２１が受ける慣性負荷等に応じて変化するから、レギュレータ１６は、油圧ポンプ１４の吐出圧力Ｐと吐出容量Ｑとの関係が前述の如く可変な低域側目標トルク特性４０の範囲を越えないように、油圧ポンプ１４の容量可変部１４Ａを傾転制御する。その後は、次のステップ５でリターンし、ステップ１以降の処理を繰返すようにする。
On this basis, the pump
従って、図６に示すように、特性線３６によるエンジン１０の出力トルクＴに対して、油圧ポンプ１４の目標入力トルクＴ１，Ｔ２，Ｔａを出力トルクＴよりも小さく設定することができ、エンジン１０が油圧ポンプ１４を駆動するときの油圧負荷が、エンジン１０に対し過剰な負荷となって作用するのを防ぐことができる。このため、過給機１１付きエンジン１０を用いて、該エンジン１０の小型化と省エネルギ化を図ることができる上に、エンジン１０の低回転数域でもエンジンストールの発生を抑えることができる。
Therefore, as shown in FIG. 6, the target input torques T1, T2, and Ta of the
ところで、小型でコンパクトな構造となった小旋回式（小型）の油圧ショベル１は、大型、中型の機種等に比較して作業装置５による土砂の掘削力が相対的に小さくなっており、エンジン１０も可能な限り小型化したいという要求がある。このため、本実施の形態では原動機となるエンジン１０には過給機１１付きのエンジンを用い、該過給機１１によって燃料の燃焼効率を高めることにより、高回転数域での出力トルクを増大できるようにしている。
By the way, the small-swivel (small)
しかし、過給機１１付きのエンジン１０は、図９に示すように、油圧ポンプ１４のポンプトルク（入力トルク）をレギュレータ１６で減トルク制御する場合に、例えば操作レバー２３Ａが非操作状態から急操作されると、一瞬にエンジン回転数の著しい低下（即ち、エンジンラグダウン）が生じることがあり、これを抑えない限り、作業機としての作業性、操作性が低下する。
However, in the
そこで、第１の実施の形態では、図８に示す制御処理を実行し、エンジンラグダウンを抑制するようにしている。 Therefore, in the first embodiment, the control process shown in FIG. 8 is executed to suppress engine lag down.
図８に示す制御処理がスタートすると、ステップ２１では、操作弁２３の操作レバー２３Ａが所定の監視時間Ｓ１を超えて、非操作状態にあるか否かを判定する。即ち、車体コントローラ３２のメモリ３２Ｍに格納されたタイマは、非操作状態の時間Ｓが監視時間Ｓ１を超えているか否かを、Ｓ＞Ｓ１として判定する。ステップ２１で「ＮＯ」と判定する間は、時間Ｓが監視時間Ｓ１以下となっているので、ステップ２１に戻って判定処理を繰返す。
When the control process shown in FIG. 8 is started, in
しかし、ステップ２１で「ＹＥＳ」と判定したときには、操作レバー２３Ａが監視時間Ｓ１よりも長く非操作状態にあり、油圧ポンプ１４の入力トルク、即ちポンプトルクを最小に設定することにより、エンジン１０を無負荷に近い状態で運転することができる。このため、次のステップ２２では、油圧ポンプ１４の入力トルク（ポンプトルク）を図９に示す時刻ｔ１〜ｔ２のように、最大ポンプトルクＴＨよりも小さい低ポンプトルクとなる第１のポンプトルクに設定する。
However, when it is determined as “YES” in
次のステップ２３では、第１のポンプトルクに従った制御信号を車体コントローラ３２からレギュレータ１６に出力し、レギュレータ１６による油圧ポンプ１４の減トルク制御を実行させる。即ち、車体コントローラ３２は、ポンプ入力トルク設定装置３２Ｂにより低ポンプトルクＴＬ（第１のポンプトルク）が目標入力トルクとして設定されるときに、ポンプ容量制御装置３２Ｃは、図１１に示す目標トルク特性５１よりも小さい範囲で、油圧ポンプ１４の吐出容量Ｑを吐出圧力Ｐに応じて可変に制御する制御信号をレギュレータ１６に出力する。
In the
次のステップ２４では、操作検出器３４からの検出信号により操作レバー２３Ａが非操作状態から操作状態になったか否かを判定する。ステップ２４で「ＮＯ」と判定する間は、前記ステップ２２に戻って、これ以降の処理を繰返す。ステップ２４で「ＹＥＳ」と判定したときには、操作レバー２３Ａが非操作状態から操作状態に切換わっているので、次のステップ２５に移って、エンジン１０の過給圧が図１０中の特性線４６の如く、立ち上がってくるまでの遅れ時間Ｓ２を設定する。
In the next step 24, it is determined whether or not the
次のステップ２６では、前記第１のポンプトルク制御部による低ポンプトルクＴＬを遅れ時間Ｓ２まで保持させる第２のポンプトルク制御（図９中の時刻ｔ２〜ｔ３）を実行する。次のステップ２７では、遅れ時間Ｓ２が経過したか否かを判定し、「ＮＯ」と判定する間は、ステップ２６の処理を続行する。ステップ２７で「ＹＥＳ」と判定したときには、次のステップ２８に移って、エンジン発生トルクの目標値に相当する制御信号をレギュレータ１６に出力する。
In the
即ち、ステップ２８では、油圧ポンプ１４のポンプトルク（即ち、入力トルク）を、図１０中に実線で示す特性線４８のように、エンジン発生トルク（特性線４５）に対して少なくとも余裕代ΔＴｐ分だけ小さい特性に設定するように、エンジン発生トルクの目標値に相当する制御信号をレギュレータ１６に出力する。そして、ステップ２９では、前記第２のポンプトルク制御（低ポンプトルクＴＬ）から最大ポンプトルクＴＨまで増トルクさせる第３のポンプトルク制御（図９中の時刻ｔ３〜ｔ４）を実行する。
That is, in
これにより、車体コントローラ３２のポンプ入力トルク設定装置３２Ｂは、目標入力トルクとして最大ポンプトルクＴＨを設定し、ポンプ容量制御装置３２Ｃは、例えば図１１に示す目標トルク特性５０よりも小さい範囲で、油圧ポンプ１４の吐出容量Ｑを吐出圧力Ｐに応じて可変に制御する制御信号をレギュレータ１６に出力する。このときの目標トルク特性５０は、最大ポンプトルクＴＨに基づいて定められるトルク特性である。そして、次のステップ３０ではリターンし、ステップ２１以降の処理を繰返す。
As a result, the pump input torque setting device 32B of the
かくして、第１の実施の形態によれば、操作弁２３の操作レバー２３Ａを非操作状態から急操作した場合に、エンジン１０の過給圧が立ち上がってくるまでの遅れ時間Ｓ２の間は、油圧ショベル１の作業性、操作性に悪影響を与えない程度のラグダウンとなるような低ポンプトルク制御を行い、遅れ時間Ｓ２の経過後からは、燃料噴射量、過給圧（吸入空気量）、過給圧（吸入空気量）の立ち上がり特性により算出されたエンジン発生トルクに応じたポンプトルクに制御する。これにより、エンジンラグダウンを抑制することができ、特にダウンサイジングエンジン搭載の油圧ショベル１において作業性、操作性を向上することができる。
Thus, according to the first embodiment, when the
また、第１の実施の形態では、ターボ式過給機付きダウンサイジングエンジン（即ち、過給機１１付きエンジン１０）を用いることにより、例えば排気量が１．５Ｌ（リットル）程度のエンジンであっても、例えば２．２Ｌ程度のエンジン（過給機なし）と同等の出力特性を有しているために、エンジン１０の小型化と省エネルギ化を図ることができる。しかも、エンジン１０の低回転数域（回転数Ｎ１〜Ｎ２）でも、油圧ポンプ１４からエンジン１０が過負荷を受けるのを抑えることができ、エンジンストールの発生を防ぐことができる。
Further, in the first embodiment, by using a downsizing engine with a turbo-type supercharger (that is, the
なお、車体コントローラ３２が行う制御処理のうち、図８に示すステップ２３は第１のポンプトルク制御部の具体例であり、ステップ２５，２６は第２のポンプトルク制御部の具体例を示し、ステップ２８，２９は第３のポンプトルク制御部の具体例を示している。また、図９に示すように、時刻ｔ１〜ｔ２間の制御は第１のポンプトルク制御部が行い、時刻ｔ２〜ｔ３間の制御は、第２のポンプトルク制御部が行い、時刻ｔ３〜ｔ４間の制御は、第３のポンプトルク制御部が実行するものである。
Of the control processing performed by the
次に、図１３および図１４は第２の実施の形態を示している。本実施の形態の特徴は、エンジンの吸入空気量を過給機（コンプレッサまたは排気タービン）の回転数から求める構成としたことにある。なお、第２の実施の形態では、前述した第１の実施の形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。 Next, FIG. 13 and FIG. 14 show a second embodiment. The feature of this embodiment is that the intake air amount of the engine is obtained from the rotational speed of the supercharger (compressor or exhaust turbine). In the second embodiment, the same components as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.
ここで、過給機１１のコンプレッサ１１Ａには、その回転数を検出する非接触式の回転センサ６１が設けられている。この回転センサ６１は、第１の実施の形態で述べた空気圧センサ２８に替えて、エンジン１０の吸入空気量を検出するために採用されている。ターボ式過給機１１で圧縮された過給圧状態の吸入空気量は、回転センサ６１で検出されるコンプレッサ１１Ａの回転数に対して、例えば図１３中に示す特性線６２の如く比例した関係となっている。なお、過給機１１のコンプレッサ１１Ａは、排気タービン１１Ｂによって回転駆動されるため、回転センサ６１は、排気タービン１１Ｂの回転数を検出する構成としてもよい。
Here, the
かくして、このように構成される第２の実施の形態では、制御装置３０のＥＣＵ３１および/または車体コントローラ３２は、回転センサ６１で検出されるコンプレッサ１１Ａ（または、排気タービン１１Ｂ）の回転数から図１３中に示す特性線６２に基づいて、エンジン１０の吸入空気量を求めることができる。そして、操作弁２３の操作レバー２３Ａを非操作状態から急操作した場合には、エンジン１０の吸入空気量（過給圧）が立ち上がってくるまでの遅れ時間Ｓ２を、回転センサ６１からの検出信号によって知ることができる。
Thus, in the second embodiment configured as described above, the
これによって、遅れ時間Ｓ２の間は、油圧ショベル１の作業性、操作性に悪影響を与えない程度のラグダウンとなるような低ポンプトルク制御を行い、遅れ時間Ｓ２の経過後からは、燃料噴射量、吸入空気量、吸入空気量の立ち上がり特性により算出されたエンジン発生トルクに応じたポンプトルクに制御する。このため、第１の実施の形態の同様に、エンジンラグダウンを抑制することができ、特にダウンサイジングエンジン搭載の油圧ショベル１において作業性、操作性を向上することができる。
As a result, during the delay time S2, low pump torque control is performed so that the lag down does not adversely affect the workability and operability of the
次に、図１５は第３の実施の形態を示している。本実施の形態の特徴は、エンジンの吸入空気量を流量計を用いて直接的に検出する構成としたことにある。なお、第３の実施の形態では、前述した第１の実施の形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。 Next, FIG. 15 shows a third embodiment. A feature of the present embodiment is that the intake air amount of the engine is directly detected using a flow meter. Note that in the third embodiment, the same components as those in the first embodiment described above are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
ここで、エンジン１０の吸気管１０Ａには、その内部を流通する吸入空気の流量を検出する流量計７１が設けられている。この流量計７１は、第１の実施の形態で述べた空気圧センサ２８に替えて用いられている。流量計７１は、例えばエアフロメータにより構成され、エンジン１０の吸入空気量を直接的に検出するものである。
Here, the
かくして、このように構成される第３の実施の形態では、操作弁２３の操作レバー２３Ａを非操作状態から急操作した場合には、エンジン１０の吸入空気量が立ち上がってくるまでの遅れ時間Ｓ２を、流量計７１からの検出信号によって知ることができる。そして、遅れ時間Ｓ２の間は、油圧ショベル１の作業性、操作性に悪影響を与えない程度のラグダウンとなるような低ポンプトルク制御を行い、遅れ時間Ｓ２の経過後からは、燃料噴射量、吸入空気量、吸入空気量の立ち上がり特性により算出されたエンジン発生トルクに応じたポンプトルクに制御できる。このため、第１の実施の形態の同様に、エンジンラグダウンを抑制することができ、特にダウンサイジングエンジン搭載の油圧ショベル１において作業性、操作性を向上することができる。
Thus, in the third embodiment configured as described above, when the
なお、前記各実施の形態では、建設機械としてスイングポスト式の作業装置５を用いる構成とした後方小旋回式の油圧ショベル１を例に挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限らず、例えばスイングアーム式の作業装置を用いる型式の油圧ショベル（建設機械）に適用してもよい。また、キャブ８に替えてキャノピを用いて運転席を上方から覆う型式の油圧ショベルであってもよい。また、油圧ショベル以外の建設機械にも広く適用できるものである。
In each of the above-described embodiments, the description has been given by taking as an example the small
１ 油圧ショベル（建設機械）
２ 下部走行体
４ 上部旋回体
５ 作業装置
６ 旋回フレーム
９ カウンタウエイト
１０ エンジン
１１ ターボ式過給機
１４ 可変容量型油圧ポンプ
１４Ａ 容量可変部
１５ 作動油タンク
１６ レギュレータ
１７ パイロットポンプ
２１ 油圧モータ（油圧アクチュエータ）
２２ 方向制御弁
２３ 操作弁（操作装置）
２３Ａ 操作レバー
２５ 圧力センサ（圧力検出器）
２６ 燃料噴射装置
２７ 回転センサ（回転数検出装置）
２８ 空気圧センサ（吸入空気量の検出手段）
２９ 温度センサ
３０ 制御装置
３１ ＥＣＵ（エンジンコントローラ）
３２ 車体コントローラ
３３ 回転数指示装置
３４ 操作検出器
６１ 回転センサ（吸入空気量の検出手段）
７１ 流量計（吸入空気量の検出手段）
Ｓ１ 監視時間
Ｓ２ 遅れ時間
ＴＨ 最大ポンプトルク
ＴＬ 低ポンプトルク
1 Excavator (construction machine)
DESCRIPTION OF
22
26
28 Air pressure sensor (intake air amount detection means)
29
32
71 Flow meter (intake air volume detection means)
S1 Monitoring time S2 Delay time TH Maximum pump torque TL Low pump torque
Claims (3)
前記エンジンに吸入空気として圧縮空気を供給するターボ式過給機と、
前記エンジンによって駆動される可変容量型油圧ポンプと、
前記可変容量型油圧ポンプの最大ポンプトルクを調整するレギュレータと、
前記可変容量型油圧ポンプから吐出される圧油により駆動される油圧アクチュエータと、
前記油圧アクチュエータを操作する操作装置と、
前記エンジンの燃料噴射弁から噴射される燃料の噴射量および前記ターボ式過給機で圧縮された過給圧状態の吸入空気量に相当する検出信号がそれぞれ入力されるＥＣＵと、
前記ＥＣＵおよび前記操作装置から入力される信号に基づいて前記レギュレータを制御する車体コントローラと、
を備えてなる建設機械において、
前記車体コントローラは、
前記操作装置の非操作状態が所定の監視時間Ｓ１経過したときに、前記最大ポンプトルクに代えて、この最大ポンプトルクよりも低い低ポンプトルクとするようにレギュレータを制御する第１のポンプトルク制御部と、
前記第１のポンプトルク制御部で前記レギュレータが前記低ポンプトルクとなるように制御されている間に、前記操作装置が非操作状態から操作状態となった場合、前記エンジンの吸入空気量が立ち上がってくるまでの遅れ時間Ｓ２の間は、前記第１のポンプトルク制御部による低ポンプトルクを保持させる第２のポンプトルク制御部と、
予め求められた前記エンジンの燃料噴射量、吸入空気量、吸入空気量の立ち上がり特性により算出されたエンジン発生トルクに基づいて、前記遅れ時間Ｓ２経過後、前記エンジンの発生トルク目標値に相当する制御信号をレギュレータに出力させ、前記第２のポンプトルク制御部から前記最大ポンプトルクまで制御する第３のポンプトルク制御部と、
を備える構成としたことを特徴とする建設機械のポンプトルク制御装置。 Engine,
A turbocharger that supplies compressed air as intake air to the engine;
A variable displacement hydraulic pump driven by the engine;
A regulator for adjusting the maximum pump torque of the variable displacement hydraulic pump;
A hydraulic actuator driven by pressure oil discharged from the variable displacement hydraulic pump;
An operating device for operating the hydraulic actuator;
ECUs to which detection signals corresponding to the amount of fuel injected from the fuel injection valve of the engine and the amount of intake air in a supercharging pressure compressed by the turbocharger are respectively input;
A vehicle body controller that controls the regulator based on signals input from the ECU and the operating device;
In a construction machine comprising
The vehicle body controller
First pump torque control for controlling the regulator so that a low pump torque lower than the maximum pump torque is used instead of the maximum pump torque when the non-operating state of the operating device has passed a predetermined monitoring time S1. And
When the operating device is changed from a non-operating state to an operating state while the regulator is controlled to have the low pump torque by the first pump torque control unit, the intake air amount of the engine rises. During the delay time S2 until the second pump torque controller, the second pump torque controller that holds the low pump torque by the first pump torque controller;
A control corresponding to the target torque value generated by the engine after the lapse of the delay time S2 based on the engine generated torque calculated from the engine fuel injection amount, the intake air amount, and the rising characteristic of the intake air amount obtained in advance. A third pump torque control unit that outputs a signal to the regulator and controls from the second pump torque control unit to the maximum pump torque;
A pump torque control device for a construction machine, characterized by comprising:
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-
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