JP4342848B2 - Hydraulic drive device for work equipment - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は原動機としてディーゼルエンジンを備え、このエンジンにより可変容量型の油圧ポンプを駆動しアクチュエータを駆動する作業機の油圧駆動装置に関する。
【0002】
【従来の技術】
油圧ショベル等の作業機は、一般に、原動機としてディーゼルエンジン(以下、適宜エンジンという)を備え、このエンジンにより可変容量型の油圧ポンプを駆動しアクチュエータを駆動することで作業を行う。エンジン制御は、一般に、メカニカルガバナや電子ガバナなどの燃料噴射装置を用い、この燃料噴射装置により燃料噴射量を制御することにより行う。油圧ポンプの制御は、要求流量に基づく容量制御とポンプ吐出圧に基づくトルク制御(馬力制御)を組み合わせて行うのが一般的である。油圧ポンプのトルク制御とは、ポンプ吐出圧が上昇するに従って油圧ポンプの容量を減じることで油圧ポンプの吸収トルクが設定値(最大吸収トルク)を越えないように制御し、エンジンの過負荷を防止するものである。
【0003】
油圧ポンプのトルク制御でエンジンの出力馬力の有効利用を図る技術として、例えば特開昭57−65822号公報、特開平11−101183号公報などに記載のスピードセンシング制御が知られている。このスピードセンシング制御は、エンジンの目標回転数と実回転数との偏差をトルク補正値に変換し、このトルク補正値をポンプベーストルクに加算或いは減算してポンプベーストルクを補正し、これを吸収トルクの設定値(最大吸収トルク)として油圧ポンプをトルク制御し、油圧ポンプの増馬力制御或いは減馬力制御をするものである。
【0004】
また、従来のメカニカルガバナや電子ガバナを備えたエンジンは、ガバナ領域(部分負荷領域)において、エンジン出力トルク(エンジン負荷)が低下するに従ってエンジン回転数が増加する特性(ドループ特性)を有している。これに対し、近年、例えば特開平10−89111号公報や特開平10−159599号公報等に記載のように、ガバナ領域をアイソクロナス特性に制御可能な燃料噴射制御装置を備えたエンジン(以下、適宜、アイソクロナス制御を実施するエンジンという)を用いることが提案されている。エンジン制御のアイソクロナス特性とはエンジン負荷の軽重に係わらず、すなわちエンジン出力トルクの低下に係わらず、ガバナ領域においてエンジン回転数が一定に保たれる特性である。これによりドループ特性を有するエンジンに比べガバナ領域での負荷変動によるエンジン回転数の変動が無くなり、低燃費及び低騒音を実現できる。
【0005】
【特許文献1】
特開昭57−65822号公報
【特許文献2】
特開平11−101183号公報
【特許文献3】
特開平10−89111号公報
【特許文献4】
特開平10−159599号公報
【0006】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来技術には次のような問題がある。
【0007】
ディーゼルエンジンの出力トルク特性は、ガバナ領域(部分負荷領域)の特性と全負荷領域の特性に分けられる。従来のメカニカルガバナを備えたエンジンでは、上記のようにガバナ領域において、エンジン出力トルク(エンジン負荷)が低下するに従ってエンジン回転数が増加する特性、つまりドループ特性を有している。この特性は、メカニカルガバナに含まれるフライホイールの慣性により生じるものであり、燃料噴射装置として電子ガバナを用いるエンジンでも、メカニカルガバナと同様な使用形態を可能とするため同様な特性(ドループ特性)を設定することが多い。
【0008】
特開昭57−65822号公報や特開平11−101183号公報に記載の従来のスピードセンシング制御は、そのようなドループ特性を有するエンジンに適用されるものであり、これによりエンジン回転数が目標回転数(定格回転数)より低下する全負荷領域側で減馬力制御が行えるだけでなく、ガバナ領域側ではエンジン回転数が目標回転数より高くなるので、その回転数偏差により増馬力制御を行うことができ、その結果、下記の効果を得ることができる。
【0009】
1.エンジン出力に余裕があるとき、すなわちエンジン回転数が定格回転数より大きくなったとき、ポンプ吸収馬力を増加させることでエンジン出力をより有効に活用できる(増馬力制御)。
【0010】
2.掘削抵抗が急激に増大するなどによりエンジン負荷が急上昇したとき、ポンプ吸収馬力を減じることでエンジンに過大な負荷トルクがかかることを防止し、エンジンストールを防止することができる(減馬力制御)。これにより油圧ポンプの最大吸収トルク(設定値)をエンジンの最大出力トルクに近づけて設定することが可能となり、エンジンの出力の有効利用を図ることができる。
【0011】
3.エンジン性能にばらつき(例えば設計性能に対する製造上のばらつきや長時間稼働後の性能の低下等)があっても、エンジン性能に最適となるようポンプ吸収馬力をそれに合わせて制御し、エンジン出力を有効利用することができる(増減馬力制御によるばらつき補正制御)。
【0012】
ところで、スピードセンシング制御は、エンジン負荷であるポンプ吸収トルクをエンジン出力に合わせる制御であり、エンジン回転数の増減はエンジン負荷の増減とほぼ一致するという特徴に着目して、エンジン負荷とエンジン出力のずれをエンジン回転数偏差により検出するものである。しかし、エンジン回転数(実回転数)の増減にはエンジン負荷以外のファクター、例えば機械的損失、慣性の影響、メインポンプ以外のポンプ吸収トルクの増減等が関与しており、エンジン回転数偏差は必ずしもエンジン負荷とエンジン出力のずれを正確に反映した値ではないため、制御精度の点で更なる改善の余地があった。
【0013】
また、特開平10−89111号公報や特開平10−159599号公報等に記載のアイソクロナス制御を実施するエンジンでは、ガバナ領域における負荷変動によるエンジン回転数の変動が無くなり、低燃費及び低騒音を実現できる利点がある。しかし、ガバナ領域ではエンジン回転数が変化しないので、エンジン負荷が増減してもエンジン回転数偏差が得られない。このためこのようなエンジンを有する作業機にスピードセンシング制御を適用しても、エンジン回転数が目標回転数(定格回転数)より低下する全負荷領域側では減馬力制御が行えるものの、ガバナ領域側では回転数偏差による増馬力制御を行うことができず、上記1の増馬力制御の効果及び上記3のばらつき補正制御の効果を得ることができない。
【0014】
本発明の目的は、エンジンの出力特性如何に係わらず、従来のスピードセンシング制御が行う可変容量型油圧ポンプの増馬力制御、減馬力制御と同等の制御を可能とし、エンジン出力を有効活用し、作業効率の向上を図ることができ、かつ従来のスピードセンシング制御よりもエンジン負荷を正確に把握し制御精度を向上することができ、更に、可変容量型油圧ポンプの最大吸収トルク線(p−q線)を任意に変更できるようにして燃料の消費を抑えた制御を容易に行うことができる作業機の油圧駆動装置を提供することである。
【0016】
(1)上記目的を達成するために、本発明は、エンジンと、このエンジンの回転数と出力とを制御する燃料噴射装置と、この燃料噴射装置を制御する燃料噴射装置コントローラと、前記エンジンによって駆動されアクチュエータを駆動する少なくとも1つの可変容量型の油圧ポンプとを備えた作業機の油圧駆動装置において、前記エンジンの負荷率の目標値を設定する手段と、
前記エンジンの負荷率を演算する手段と、前記負荷率と前記目標値との偏差を演算し、前記負荷率と目標値との偏差が0でないときは、その偏差が0に近づくよう前記可変容量型の油圧ポンプの最大吸収トルクを制御し、前記負荷率と目標値との偏差が0になると、そのときの前記可変容量型の可変容量型油圧ポンプの最大吸収トルクを維持して偏差を0に保つよう定値制御を行い、前記負荷率が前記目標値に保たれるよう前記可変容量型の油圧ポンプの最大吸収トルクを制御する最大吸収トルク制御手段とを有し、前記エンジンの負荷率の目標値を設定する手段は、前記負荷率の目標値を少なくとも通常時の負荷率目標値とそれよりも小さい省エネ用の負荷率目標値に設定変更可能な手段であり、前記最大吸収トルク制御手段は、前記偏差を目標定トルク値の増分に変換し、前記増分を前回の目標定トルク値に加算して新たな目標定トルク値を演算し、この新たな目標定トルク値を用いて可変容量型油圧ポンプの新たな最大吸収トルク曲線を作成し、この最大吸収トルク曲線にポンプ圧力信号を参照して目標押しのけ容積に変換した最大吸収トルク目標ポンプ傾転を演算する目標ポンプ傾転演算手段と、前記演算された最大吸収トルク目標ポンプ傾転がアクチュエータ操作信号から選択され最大パイロット圧力に対応する目標傾転より小さいとき、前記演算された最大吸収トルク目標ポンプ傾転を目標傾転角として可変容量型油圧ポンプのレギュレータを制御するレギュレータ制御手段とを備えるものとする。
【0017】
最大吸収トルク制御手段は、このようにエンジンの負荷率(以下、エンジン負荷率という)を演算し、このエンジン負荷率が目標値に保たれるよう可変容量型油圧ポンプの最大吸収トルクを制御することにより、エンジン負荷率が目標値より小さいときは可変容量型油圧ポンプの増トルク制御が行われ、エンジン負荷率が目標値より大きくなると可変容量型油圧ポンプの減トルク制御が行われることになり、その結果、エンジンの出力特性の如何に係わらず、従来のスピードセンシング制御が行う可変容量型油圧ポンプの増馬力制御、減馬力制御と同等の制御が可能となり、エンジン出力を有効活用し、作業効率の向上を図ることができる。
【0018】
また、エンジン負荷に直接的に係わるエンジン負荷率を検出し、このエンジン負荷率が目標値に保たれるよう制御するため、従来のスピードセンシング制御よりもエンジン負荷を正確に把握することができるようになり、制御精度を向上することができる。
【0019】
また、最大吸収トルク制御手段は、エンジン負荷率とその目標値との偏差(以下負荷率偏差という)を目標定トルク値の増分に変換し、前記増分を前回の目標定トルク値に加算して新たな目標定トルク値を演算し、この新たな目標定トルク値を用いて可変容量型油圧ポンプの新たな最大吸収トルク曲線を作成し、この最大吸収トルク曲線にポンプ圧力信号を参照して目標押しのけ容積に変換した最大吸収トルク目標ポンプ傾転を演算し(目標ポンプ傾転演算手段)かつ、前記演算された最大吸収トルク目標ポンプ傾転がアクチュエータ操作信号から選択され最大パイロット圧力に対応する目標傾転よりの小さいとき、前記演算された最大吸収トルク目標ポンプ傾転を目標傾転角として可変容量型油圧ポンプのレギュレータを制御する(レギュレータ制御手段)ので、負荷率偏差が0でないときは、その負荷率偏差が0に近づくよう可変容量型油圧ポンプの最大ポンプ吸収トルクを制御し、負荷率偏差が0になると、そのときの最大ポンプ吸収トルクを維持して負荷率偏差を0に保つよう定値制御を行う。これにより、同じ目標負荷率であっても、エンジン出力が標準仕様より低いときは、負荷率偏差が0に保たれるときの目標定トルク値は減少し、基準となる可変容量型油圧ポンプの最大ポンプ吸収トルク曲線は減トルク側に移動し、逆に、エンジン出力が標準仕様より高いときは、負荷率偏差が0に保たれるときの目標定トルク値は増大し、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は増トルク側に移動するようバラツキ補正制御が行われ、負荷率偏差が0に保たれるときの目標定トルク値は目標エンジン負荷率に応じた値となるよう制御される。これにより減馬力制御及び増馬力制御を安定して行うことができる。
【0020】
更に、エンジンの負荷率の目標値を設定する手段を設け、前記負荷率の目標値を少なくとも通常時の負荷率目標値とそれよりも小さい省エネ用の負荷率目標値に設定変更可能にできるので、エンジン負荷率の目標値を小さめに設定し可変容量型油圧ポンプの最大吸収トルクを小さくすることで、燃料の消費を抑えた制御を容易に行うことができる。
【0021】
また、高地で稼動しているときの大気圧の変化する場合のように環境の変化によりエンジン出力が標準仕様と変わる場合及びエンジン性能が設計性能と異なるときにも、負荷率偏差が0となるように増馬力制御或いは減馬力制御が行われ、基準となる可変容量型油圧ポンプの最大ポンプ吸収トルク曲線が設定され、エンジン性能の変化によるバラツキが補正されることでエンジン出力を有効活用することができる。
【0024】
(2)上記(1)において、好ましくは、前記エンジンの負荷率を演算する手段は、前記燃料噴射装置のコントロールラック位置を検出し、
エンジン負荷率(%)=[(現在のコントロールラック位置−無負荷時のコントロールラック位置)/(全負荷状態でのコントロールラック位置−無負荷時のコントロールラック位置)]×100
上記式中、全負荷状態でのコントロールラック位置及び無負荷時のコントロールラック位置は事前に求めて記憶した値、
の式により前記負荷率を演算する。
【0025】
これによりコントロールラック位置という比較的検出し易い状態量を用いてエンジン負荷率を求めることができ、実用的な負荷率検出手段を提供することができる。
【0026】
(3)更に、上記(1)において、好ましくは、前記エンジンの負荷率の目標値を設定する手段は、前記負荷率の目標値を任意な値に変更設定可能な手段である。
【0027】
これにより、エンジン負荷率の目標値を任意の任意値に設定し可変容量型油圧ポンプの油圧ポンプの最大吸収トルクを小さくすることで、さらに燃料の消費を抑えた制御を容易に行うことができる。
【0031】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。
【0032】
図1は、本発明の一実施の形態に係わる作業機の油圧駆動装置のシステム全体を示す図である。
【0033】
本実施の形態に係わる油圧駆動装置は、作業機、例えば油圧ショベルに備えられるものであり、図1に示すように、エンジン1と、このエンジン1の燃料噴射制御装置を構成する電子ガバナ12と、エンジンコントローラ13と、スロットルダイヤル14とを備えている。電子ガバナ12とエンジンコントローラ13は、ガバナ領域をアイソクロナス特性に制御可能なもの、つまりガバナ領域においてエンジン負荷の増減に係わらずエンジン1の回転数を定格回転数に維持するアイソクロナス制御を実施するものであり、電子ガバナ12はエンジンコントローラ13により制御され、エンジン1に燃料を噴射することでエンジン1の出力と回転数を制御する。エンジンコントローラ13はスロットルダイヤル14から目標回転数の指示信号を入力し、その指示信号に応じて電子ガバナ12を制御する。
【0034】
また、本実施の形態に係わる油圧駆動装置は、エンジン1により駆動される例えば斜板式の可変容量型の油圧ポンプ2と、この油圧ポンプ2の押し除け容積(斜板の傾転角)を制御するレギュレータ16と、油圧ポンプ2から吐出される圧油によって駆動する油圧シリンダ3、油圧モータ4、油圧シリンダ5,6等の複数の油圧アクチュエータと、これらの油圧アクチュエータに供給される圧油の流れを制御する方向制御弁7〜10と、メインリリーフ弁11と、方向制御弁7〜10を切り換え操作するためのパイロット圧力を発生する操作レバー装置50,…(1つのみ図示)と、油圧ポンプ2の吐出圧力を検出しポンプ圧力信号Pを出力する圧力検出器24と、油圧ポンプ2の斜板の傾転角(押しのけ容積)を検出し傾転角信号θを出力する傾転角検出器25と、電子ガバナ12のコントロールラック位置を検出しコントロールラック位置信号Lを出力するラック位置検出器26と、通常モードか省エネモードかを選択し対応するモード信号Fを出力可能なモード選択スイッチ27と、操作レバー装置50,…からのパイロット圧力を入力しそのうちの1つのパイロット圧力を選択し出力するシャトル弁の組み合わせを有する信号制御弁53と、信号制御弁53から出力されたパイロット圧力を検出しパイロット圧信号Dを出力する圧力検出器55と、圧力検出器24から出力されるポンプ圧力信号P、傾転角検出器25から出力される傾転角信号θ、ラック位置検出器26から出力されるコントロールラック位置信号L、モード選択スイッチ27から出力されるモード信号F、圧力検出器55から出力されるパイロット圧力信号Dを入力し、レギュレータ16に押し除け容積を制御する制御電流信号Rを出力する作業機コントローラ18とを備えている。
【0035】
図2に本実施の形態に係わる油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す。
【0036】
油圧ショベルは、下部走行体102、上部旋回体103、フロント作業機104を有し、上部旋回体103は下部走行体102の上部に旋回可能に搭載され、フロント作業機104は上部旋回体103の前部に上下動可能に取り付けられている。上部旋回体103にはエンジンルーム105、運転室106が備えられている。フロント作業機104はブーム108、アーム109、バケット110を有する多関節構造である。下部走行体102、上部旋回体103、フロント作業機104は、それぞれアクチュエータとして左右の走行モータ111(一方のみ図示)、旋回モータ112、ブームシリンダ113、アームシリンダ114、バケットシリンダ115を有し、下部走行体102は左右の走行モータ111の回転より走行し、上部旋回体103は旋回モータ112の回転により旋回し、フロント作業機104のブーム108はブームシリンダ113の伸縮により上下方向に回動し、アームシリンダ109はアームシリンダ114の伸縮により上下、前後方向に回動し、バケット110はバケットシリンダ115の伸縮により上下、前後方向に回動する。
【0037】
図1に示した油圧シリンダ3,5,6及び油圧モータ4は上記アクチュエータを代表するものであり、例えば油圧シリンダ3,5,6はブームシリンダ113、アームシリンダ114、バケットシリンダ115であり、油圧モータ4は旋回モータ112である。
【0038】
また、操作レバー装置50,…及びモード選択スイッチ27は運転室106内に配置され、エンジン1及び油圧ポンプ2はエンジンルーム105内に設置されている。方向制御弁7〜10、エンジンコントローラ13、作業機コントローラ18等の油圧機器及び電子機器は上部旋回体103の適所に設置されている。
【0039】
図3にアイソクロナス制御を実施する燃料噴射制御装置(電子ガバナ12とエンジンコントローラ13)によるエンジン1の回転数Nと出力トルクTeとの関係を示す。
【0040】
エンジン1の出力トルク特性は、図3に示す如く、直線32で表されるガバナ領域33の特性(アイソクロナス特性)と曲線30で表される全負荷領域の特性からなる。ガバナ領域33は電子ガバナ12のガバナの開度が100%以下での出力領域であり、全負荷領域はガバナ開度が100%の出力領域である。電子ガバナ12のガバナ開度100%は電子ガバナ12のコントロールラックの最大位置に対応する。図中、破線31は、比較のため、従来のメカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域における特性(ドループ特性)を示している。
【0041】
メカニカルガバナはフライホイールとバネのつり合いによって燃料噴射量を調整する構造であるため、メカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域は、破線31のように、エンジン出力トルク(エンジン負荷)Teが低下するに従って、エンジン回転数Nが増加するドループ特性を有している。これに対し、本実施の形態におけるエンジン1では、直線32のように、ガバナ領域では電子ガバナ12によりエンジン出力トルクTeの低下に係わらずエンジン回転数Nを定格回転数N0に一定に保つアイソクロナス制御を実施するアイソクロナス特性を有している。このアイソクロナス制御により、メカニカルガバナ式エンジンを備えた作業機に比べて、低燃費及び低騒音を実現できる。
【0042】
図4にレギュレータ16の動作特性を示す。図4の横軸は作業機コントローラ18から出力される制御電流信号R、縦軸は油圧ポンプ2の斜板の傾転角(以下、適宜、単に油圧ポンプ2の傾転角或いはポンプ傾転という)である。
【0043】
制御電流信号RがR1以下のとき油圧ポンプ2の傾転角は最小位置になり、油圧ポンプ2の吐出流量は最少となる。制御電流信号RがR1よりも大きくなると、それに応じて油圧ポンプ2の傾転角が大きくなり、油圧ポンプ2の吐出流量が増加し、制御電流信号Rが低下すると、それに応じてポンプ2の傾転角が小さくなり、油圧ポンプ2の吐出流量が減少する。油圧ポンプ2の吐出流量の増加量及び減少量は制御電流信号Rの増加量及び低下量に比例する。
【0044】
図5に、油圧駆動装置のシステム全体の制御の流れと作業機コントローラ18の処理機能をブロック図で示す。作業機コントローラ18は、エンジン負荷率演算部18aと、目標エンジン負荷率設定部18bと、負荷率制御によるポンプトルク制御部18cの各機能を有している。
【0045】
エンジン負荷率演算部18aは、コントロールラック位置信号L(以下、適宜、コントロールラック位置Lという)を入力し、エンジン1にかかる負荷の割合であるエンジン負荷率を計算し、エンジン負荷率信号LF(以下、適宜エンジン負荷率LFという)として出力する。
【0046】
ここで、エンジン負荷率について説明する。電子ガバナ12を有するエンジン1の出力トルク特性は、図3を用いて説明したように、ガバナ領域33の特性32と全負荷領域の特性30からなり、ガバナ領域33は電子ガバナ12のガバナの開度が100%以下での部分負荷領域であり、全負荷領域はガバナ開度が100%の出力領域である。電子ガバナ12のガバナの開度が100%のとき、燃料噴射量(燃料流量)も100%となる。
【0047】
本発明では、現在の燃料流量と予め設定した全負荷状態での燃料流量及び無負荷状態での燃料流量に基づき、下記式により求められる値をエンジン負荷率と定義する。
【0048】
エンジン負荷率(%)=〔(現在の燃料流量−無負荷時の燃料流量)/(全負荷状態での燃料流量−無負荷時の燃料流量)〕×100
図6に、上記式により定義される燃料流量とエンジン負荷率の関係を示す。図6において、横軸は燃料流量、つまり電子ガバナ12の燃料噴射量であり、縦軸はエンジン負荷率である。エンジン全負荷状態(例えば図3のA点)での燃料流量(電子ガバナ12の燃料噴射量)は最大であり、このときのエンジン負荷率を100%とする。無負荷状態(例えば図3のB点)での燃料流量は最少であり、このときのエンジン負荷率を0%とする。その間の負荷状態(図3のガバナ領域33の特性32上における任意の点)では、エンジン負荷が上昇し、燃料流量が増加するに従ってエンジン負荷率は0%から100%へと直線比例的に増大する。
【0049】
エンジン負荷率演算部18aは、燃料流量の代わりに、センサが安価で設置が容易な電子ガバナ12のコントロールラック位置を用いてエンジン負荷率を演算する。これは、電子ガバナ12を有するエンジン1において、電子ガバナ12内のコントロールラック位置と燃料噴射量はほぼ直線的な比例関係にあるという関係を利用したもので、エンジン全負荷状態でのコントロールラック位置を検出しこれをエンジン負荷率100%と定め、無負荷時でのコントロールラック位置を検出しこれを負荷率0%と定め、その間のコントロールラック位置から下記式によりエンジン負荷率を演算する。
【0050】
エンジン負荷率(%)=〔(現在のコントロールラック位置−無負荷時のコントロールラック位置)/(全負荷状態でのコントロールラック位置−無負荷時のコントロールラック位置)〕×100
上記式中、全負荷状態でのコントロールラック位置及び無負荷時のコントロールラック位置は事前に求めて記憶した値であり、現在のコントロールラック位置はコントロールラック位置信号Lにより得られる値である。
【0051】
図7に、上記式により定義されるコントロールラック位置とエンジン負荷率の関係を示す。図7において、横軸はコントロールラック位置であり、縦軸はエンジン負荷率である。エンジン全負荷状態(例えば図3のA点)でのコントロールラック位置は最大であり、このときのエンジン負荷率は100%である。無負荷状態(例えば図3のB点)でのコントロールラック位置は最小であり、このときのエンジン負荷率は0%である。その間の負荷状態(図3のガバナ領域33の特性32上における任意の点)では、エンジン負荷が上昇し、コントロールラック位置が増大するに従ってエンジン負荷率は0%から100%へと直線比例的に増大する。エンジン負荷率演算部18aは上記関係式から負荷率を求める代わりに、図7の関係をメモリの記憶しておき、これにコントロールラック位置信号Lを参照させ、エンジン負荷率を求めてもよい。
【0052】
なお、エンジン負荷率の演算方法の他の例として、エンジンコントローラ13で計算される目標燃料流量を用いる下記の方法がある。
【0053】
エンジン負荷率(%)=〔(現在の目標燃料流量−無負荷時燃料流量)/(全負荷状態での燃料流量−無負荷時燃料流量)〕×100
上記の関係式において、全負荷状態での燃料流量及び無負荷時燃料流量は事前に求めて記憶した値である。
【0054】
また、実際に燃料流量を検出し、上記の目標燃料流量の部分を実燃料流量に置き換えても同様にエンジン負荷率を計算することもできる。
【0055】
目標エンジン負荷率設定部18bは、モード信号Fに基づき目標エンジン負荷率を設定し目標エンジン負荷率信号LFr(以下、適宜目標エンジン負荷率LFrという)を出力するものであり、図8に示すように、通常の目標負荷率記憶部118aと、省エネモード用の目標負荷率記憶部118bと、切換部118cとを有している。通常の目標負荷率記憶部118aには目標エンジン負荷率として通常の値(例えば90%)が記憶されており、省エネモード用の目標負荷率記憶部118bには目標エンジン負荷率として省エネ用の値(例えば70%)が記憶されており、切換部118cは、通常モードを選択するモード信号Fが入力されると通常の値を選択し、省エネモードを選択するモード信号Fが入力されると省エネ用の値を選択し、それぞれ目標エンジン負荷率信号LFrとして出力する。
【0056】
ここで、通常の値及び省エネ用の値は次のように設定する。
【0057】
例えば、大気圧、燃料の質が標準状態である標準仕様のエンジンにおいて、ポンプ吸収トルクをべーストルクTBになるように油圧ポンプ2を制御してエンジン負荷率を測定したところ、90%だったとする(ただし、エンジン回転数は定格回転数NOに固定)。べーストルクTBは作業機に要求されるスペックによって決まる設計仕様値である。この場合、目標エンジン負荷率の通常の値として90%を設定する。また、省エネ用の値としては、その通常の値の90%より小さい値、例えば70%を設定する。通常の値よりどのくらい小さくするかは、エンジン出力の低下による作業量の低下と省エネ効果とのバランスにより定める。
【0058】
ポンプトルク制御部18cは、要求流量に応じて油圧ポンプ2の吐出流量を制御するとともに、エンジン負荷率LFが目標エンジン負荷率LFrに保持されるように油圧ポンプ2の増減馬力制御を行うものである。
【0059】
図9にポンプトルク制御部18cの詳細を示す。ポンプトルク制御部18cは、ポジティブ制御の目標ポンプ傾転θDを演算する第1目標ポンプ傾転角演算部218aと、負荷率制御によるポンプトルク制限の目標ポンプ傾転θTを演算する第2目標ポンプ傾転角演算部218bと、トルク制限制御された目標ポンプ傾転角θcを演算する最小値選択部218cと、フィードバック制御の傾転角偏差Δθを演算する減算部218dと、傾転角偏差Δθを制御電流信号Rに変換する制御電流演算部218eの各機能を有している。
【0060】
第1目標ポンプ傾転角演算部218aは、圧力検出器55からのパイロット圧力信号Dを入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときの信号Dが示すパイロット圧力に対応する油圧ポンプ2の第1目標傾転θDを演算する。この第1目標傾転θDは操作レバー装置50,…(図1参照)のレバー操作量(要求流量)に応じたポジティブ制御の目標ポンプ傾転であり、メモリのテーブルには、パイロット圧力が増大するに従って第1目標ポンプ傾転θDも増大するようにパイロット圧力と第1目標ポンプ傾転との関係が設定されている。
【0061】
第2目標ポンプ傾転角演算部218bは、エンジン負荷率LFを目標エンジン負荷率LFrに保つためのポンプトルク制限の目標ポンプ傾転θT(第2目標ポンプ傾転θT)を演算するものであり、エンジン負荷率偏差を演算する減算部218g、ポンプ増減トルク変換部218h、積分制御の加算部218i、定トルク曲線リミッタ演算部218j、一次遅れ要素218k、目標押しのけ容積演算部218m、ポンプ傾転角変換部218nの各機能を有している。
【0062】
減算部218gは、目標エンジン負荷率LFrとエンジン負荷率LFとの偏差ΔLFを演算する。ポンプ増減トルク変換部218hは、そのエンジン負荷率偏差ΔLFにゲインをかけて目標増減トルクの増分ΔTを演算する。加算部218iは、その増分ΔTを前回計算した目標定トルク値Tp1に加算して新たな目標定トルク値Tp2を演算する。定トルク曲線リミッタ演算部218jは、その新たな目標定トルク値Tp2にTpmaxの上限リミッタ(増馬力)、Tpminの下限リミッタ(減馬力)をかけて目標定トルク値Tp3を求める。目標押しのけ容積演算部218mは、目標定トルク値Tp3をTp1に書き換えて新たなp−q線図を作成し、このp−q線図に圧力検出器24からのポンプ圧力信号Pを参照して目標押しのけ容積qを算出する。ポンプ傾転角変換部218nはその目標押しのけ容積を変換して油圧ポンプ2の第2目標ポンプ傾転θTを演算する。
【0063】
図10は、ポンプ増減トルク変換部218hの他の例を示す図である。ポンプ増減トルク変換部218hのゲインは、図10に示すようにΔLFのマイナス側のゲインをプラス側より大きくし、減トルク(減馬力)の効き方を強くしてもよい。
【0064】
最小値選択部218cは、第1目標ポンプ傾転θDと第2目標ポンプ傾転θTの小さい方の値を選択してトルク制限制御された目標ポンプ傾転角θcを演算し、減算部218dはその目標ポンプ傾転角θcから傾転角検出器25からの傾転角信号θを減算してフィードバック制御の傾転角偏差Δθを演算し、制御電流演算部218eはその傾転角偏差Δθを制御電流信号Rに変換してレギュレータ16に出力する。
【0065】
以上において、第2目標ポンプ傾転角演算部218bの減算部218g、ポンプ増減トルク変換部218h、積分制御の加算部218i、一次遅れ要素218k、目標押しのけ容積演算部218mは、エンジン負荷率LFとその目標値(目標エンジン負荷率)LFrとの偏差ΔLFが0でないときは、その偏差が0に近づくよう油圧ポンプ2の最大吸収トルクを制御し、エンジン負荷率LFとその目標値LFrとの偏差ΔLFが0になると、そのときの油圧ポンプ2の最大吸収トルクを維持して偏差を0に保つよう定値制御を行うものとなる。
【0066】
上記定値制御の詳細を図11〜図13を用いて説明する。図11〜図13は、目標押しのけ容積演算部218mで作成されるp−q線図の詳細を示すものであり、横軸はポンプ圧力Pを示し、縦軸は目標押しのけ容積qを示す。
【0067】
図11において、41が基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線であり、減算部218gで演算される負荷率偏差ΔLFが0となるときに計算されたTp3(書き換え後の目標定トルク値Tp1)により設定される最大ポンプ吸収トルク曲線である。エンジン負荷率LFが目標エンジン負荷率LFrより大きくΔLF<0のときは、ポンプ増減トルク変換部218hでその偏差ΔLFを目標増減トルクの増分ΔT(<0)に変換し、積分制御の加算部218iでその増分ΔTを前回の目標定トルク値Tp1に加算して新たな目標定トルク値Tp2を演算し、定トルク曲線リミッタ演算部218jでは下限リミッタ値を下限として目標定トルク値Tp3を算出し、目標押しのけ容積演算部218mの目標定トルク値Tp1を書き換える。このとき、ΔLF<0でΔT<0であるため、Tp2,Tp3は減少し、目標押しのけ容積演算部218mで書き換えられる目標定トルク値Tp1も減少するため、最大ポンプ吸収トルク曲線は41から42へと減トルク側に移動する(減トルク制御)。その結果、エンジン負荷が減少するためエンジン負荷率LFも減少し、ΔLFは0に近づく。そして、エンジン負荷率が目標エンジン負荷率に一致し、ΔLF=0になると、増分ΔTも0となり、前回の目標定トルク値Tp1(最大ポンプ吸収トルク曲線42)が維持される。
【0068】
エンジン負荷率LFが目標エンジン負荷率LFrより小さくΔLF>0のときは、逆に、ΔT>0となるため、Tp2,Tp3,Tp1は増大し、最大ポンプ吸収トルク曲線は41から43へと増トルク側に移動する(増トルク制御)。その結果、エンジン負荷が増大するためエンジン負荷率LFも増大し、ΔLFは0に近づき、エンジン負荷率が目標エンジン負荷率に一致し、ΔLF=0になると、増分ΔTも0となり、前回の目標定トルク値Tp1(最大ポンプ吸収トルク曲線43)が維持される。
【0069】
また、このような定値制御では、同じ目標負荷率LFrであっても、エンジン出力が標準仕様より低いときは、負荷率偏差ΔLFが0に保たれるときの目標定トルク値Tp1は減少し、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線41は減トルク側に移動し、逆に、エンジン出力が標準仕様より高いときは、負荷率偏差ΔLFが0に保たれるときの目標定トルク値Tp1は増大し、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線41は増トルク側に移動するよう制御される(バラツキ補正制御)。また、負荷率偏差ΔLFが0に保たれるときの目標定トルク値Tp1は目標エンジン負荷率LFrに応じた値となるよう制御される。
【0070】
例えば、図11に示した基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線41が目標エンジン負荷率を90%に設定しかつエンジン出力が標準仕様にあるときのものであるとする。この場合、同じ90%の目標エンジン負荷率であっても、エンジン出力が標準仕様より低いときは、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線が41に設定されていると、ΔLF<0で、ΔT<0となるため、Tp2,Tp3,Tp1は減少し、最大ポンプ吸収トルク曲線は41から42へと減トルク側に移動する(減トルク制御)。エンジン負荷率が目標エンジン負荷率に一致し、ΔLF=0になると、増分ΔTも0となり、そのときの目標定トルク値Tp1(最大ポンプ吸収トルク曲線42)が維持される。逆に、エンジン出力が標準仕様より高いときは、目標定トルク値Tp1が最大ポンプ吸収トルク曲線41に設定されていると、ΔLF>0で、ΔT>0となるため、Tp2,Tp3,Tp1は増大し、最大ポンプ吸収トルク曲線は41から43へと増トルク側に移動する(増トルク制御)。エンジン負荷率が目標エンジン負荷率に一致し、ΔLF=0になると、増分ΔTも0となり、そのときの目標定トルク値Tp1(最大ポンプ吸収トルク曲線43)が維持される。
【0071】
図12は目標エンジン負荷率一定でエンジン出力が標準仕様と異なる場合の基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線の変化を示す図である。エンジン出力が標準仕様より低いときは、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は41から46へと減トルク側に移動し、エンジン出力が標準仕様より高いときは、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は41から47へと増トルク側に移動し、第2目標ポンプ傾転角演算部218bは、エンジン負荷率の増減に対してその曲線46,47を基準として減トルク制御或いは増トルク制御を行うものとなる(バラツキ補正制御)。
【0072】
また、目標エンジン負荷率を90%から70%に切り換えると、エンジン負荷率が70%より大きく、ΔLF<0のときは、上記のようにΔT<0で、Tp2,Tp3,Tp1は減少し、最大ポンプ吸収トルク曲線は41から42へと減トルク側に移動する(減トルク制御)。エンジン負荷率が目標エンジン負荷率に一致し、ΔLF=0になると、増分ΔTも0となり、そのときの目標定トルク値Tp1(最大ポンプ吸収トルク曲線42)が維持される。
【0073】
図13は目標エンジン負荷率を変えたときの基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線の変化を示す図である。目標エンジン負荷率を90%から70%に切り換えると基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は41から48へと減トルク側に移動し、第2目標ポンプ傾転角演算部218bは、目標エンジン負荷率(70%)に対するエンジン負荷率の増減に対してその曲線48を基準として減トルク制御或いは増トルク制御を行うものとなる。
【0074】
以上のように構成した本実施の形態における動作を以下に説明する。
【0075】
オペレータがモード選択スイッチ27を通常モード位置に切り換えた状態にあるとき、図8の目標エンジン負荷率設定部19bにおいて、目標エンジン負荷率LFrとして通常の値90%が選択される。この通常の値は、前述したように、例えば、大気圧、燃料の質が標準状態である標準仕様のエンジンにおいて、ポンプ吸収トルクをべーストルクTBになるように油圧ポンプ2を制御してエンジン負荷率を測定した場合の値である。べーストルクTBは作業機に要求されるスペックによって決まる設計仕様値であり、図11の最大吸収トルク曲線41が設定されるときの目標定トルク値Tp1がベーストルクTBに相当する。
【0076】
そして、例えば負荷の軽い空荷動作などを行い、エンジン負荷率演算部18aで計算されるエンジン負荷率LFがLF=50%だったとすると、図9の減算部218gでΔLF=90−50=40(%)が計算され、そのΔLFから図9のポンプ増減トルク変換部218h及び加算部218iにより新たな目標定トルク値Tp2が求められ、定トルク曲線リミッタ演算部218jによってTpmaxを上限リミットとして、目標定トルク値Tp3が計算される。ここで、目標定トルク値Tp3は前回の目標定トルク値Tp1に対し、Tp3>Tp1と増加方向に変化した値である。これにより目標押しのけ容積演算部218mにおいて目標定トルク値Tp3がTp1に書き換えられ、最大ポンプ吸収トルク曲線は例えば図11の41から43へと増トルク側に変化し、増馬力制御が行われる。その結果、今までポンプ圧力がPA以上となるとポンプ傾転(ポンプ流量)が減少していたのに対し、PB(>PA)以上にならないとポンプ流量が減少しなくなり、ポンプ圧力PがPB以下の圧力から上昇するような作業では、作業機のアクチュエータ動作速度が低下せず、作業効率が向上する。この増馬力制御の作用でエンジン出力が上昇し、その結果エンジン負荷率LFが上昇するが、ΔLFが負とならなければ、増馬力制御が続けられる。そして、増馬力の上限リミットまで到達したら、それ以上の増馬力は行わない。
【0077】
次に、例えば積荷作業+ブーム上げ動作等の重作業でポンプ圧力が高圧にあるとき、何かの原因でエンジン1の出力トルク(以下、適宜エンジントルクという)が急低下すると、エンジントルクが足りずにエンジンストールする可能性がある。この場合、エンジン負荷率演算部18aで計算されるエンジン負荷率LFが90%以上の値、例えば95%となり、ΔLF=90−95=−5(%)となるので、そのΔLFから図9のポンプ増減トルク変換部218h及び加算部218iにより新たな目標定トルク値Tp2が求められ、定トルク曲線リミッタ演算部218jによってTpminを下限リミツトとして、目標定トルク値Tp3が計算される。ここで、目標定トルク値Tp3は前回の目標定トルク値Tp1に対し、Tp3<Tp1と減少方向に変化した値である。これにより目標押しのけ容積演算部218mにおいて目標定トルク値Tp3がTp1に書き換えられ、最大ポンプ吸収トルク曲線は例えば図11の41から42へと減トルク側に変化し、減馬力制御が行われる。これによりエンジン負荷率が90%となるまで減馬力制御が行われるので、エンジンストールを生じない。
【0078】
一方、高地で稼動している作業機の場合、エンジン出力が標準仕様よりも下がる。この場合、油圧ポンプ2の最大吸収トルクがベーストルクTB(図11の最大吸収トルク曲線41)のままであると、ポンプトルクが最大吸収トルクに達する重負荷作業ではエンジントルクが足りずにエンジンストールする可能性がある。このとき、エンジン負荷率演算部18aで計算されるエンジン負荷率LFは90%以上の値、例えば95%となり、ΔLF=90−95=−5(%)となるので、上述したエンジントルク急低下時と同様、目標押しのけ容積演算部218mにおいて最大ポンプ吸収トルク曲線が図11の41から減トルク側に移動し、エンジン負荷率が90%となるまで減馬力制御が行われる。その結果、図12に示したように、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は41から46へと減トルク側に移動し、曲線46を基準とした増馬力制御或いは減馬力制御がなされるようになり、エンジン出力が標準仕様よりも下がってもエンジンストールを生じない。
【0079】
エンジン1の性能が設計性能よりも低い場合も同様に減馬力制御が行われ、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は図12の41から46へと減トルク側に移動するため、エンジンストールを生じない(バラツキ補正制御)。
【0080】
逆に、エンジン1の性能が設計性能よりも高い場合、エンジン出力は標準仕様よりも増加する。この場合、油圧ポンプ2の最大吸収トルクがベーストルクTB(図11の最大吸収トルク曲線41)のままであると、ポンプトルクが最大吸収トルクに達する重負荷作業に際してエンジントルクに過度の余裕が生じ、エンジン出力を有効活用することができない。このとき、エンジン負荷率演算部18aで計算されるエンジン負荷率LFは90%より小さい値、例えば85%となり、ΔLF=90−85=5(%)となるので、上述した軽負荷作業時と同様、目標押しのけ容積演算部218mにおいて最大ポンプ吸収トルク曲線が図11の41から増トルク側に移動し、エンジン負荷率が90%となるまで増馬力制御が行われる。その結果、図12に示したように、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は41から47へと増トルク側に移動し、曲線47を基準とした増馬力制御或いは減馬力制御がなされるようになり、出力が標準仕様よりも高いエンジンに対しては、エンジン出力を有効活用することができる(バラツキ補正制御)。
【0081】
次に、オペレータがモード選択スイッチ27を操作して省エネモード位置に切り換えた場合について説明する。
【0082】
オペレータがモード選択スイッチ27を省エネモード位置に切り換えると、図8の目標エンジン負荷率設定部19bにおいて、目標エンジン負荷率LFrが90%から70%に切り換えられる。このような設定状態において、エンジン負荷率LFが70%より大きい値、例えば90%にあると、ΔLF=70−90=−20(%)となるので、目標押しのけ容積演算部218mにおいて最大ポンプ吸収トルク曲線が図11の41から減トルク側に移動し、エンジン負荷率が70%となるまで減馬力制御が行われる。その結果、図13に示したように、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は41から48へと減トルク側に移動し、曲線48を基準とした増馬力制御或いは減馬力制御がなされるようになり、エンジン1にかかる最大負荷が低下し、燃料消費が抑えられる。
【0083】
以上のように本実施の形態によれば、エンジン負荷率を演算し、このエンジン負荷率が目標値に保たれるよう油圧ポンプ2の最大吸収トルクを制御するので、エンジン負荷率が目標値より小さいときは油圧ポンプ2の増トルク制御が行われ、エンジン負荷率が目標値より大きくなると油圧ポンプ2の減トルク制御が行われることになり、その結果、エンジンの出力特性の如何に係わらず、つまり、アイソクロナス制御を実施するエンジン1であっても、従来のスピードセンシング制御が行う油圧ポンプの増馬力制御、減馬力制御、バラツキ補正制御と同等の制御が可能となり、エンジン出力を有効活用し、作業効率の向上を図ることができる。
【0084】
また、エンジン1の負荷に直接的に係わるエンジン負荷率を検出し、このエンジン負荷率が目標値に保たれるよう制御するため、従来のスピードセンシング制御よりもエンジン負荷を正確に把握することができるようになり、制御精度を向上することができる。
【0085】
更に、エンジン負荷率の目標値を変更可能とすることにより、油圧ポンプ2の最大吸収トルク(最大エンジン負荷)を任意に変更できるようになり、モード選択スイッチ27によりエンジン負荷率の目標値を小さめに設定し油圧ポンプの最大吸収トルクを小さくすることで省エネモードの設定が可能であり、燃料の消費を抑えた制御を容易に行うことができる。
【0086】
また、第2目標ポンプ傾転角演算部218bは、減算部218g、ポンプ増減トルク変換部218h、積分制御の加算部218i、一次遅れ要素218k、目標押しのけ容積演算部218mにより、エンジン負荷率LFとその目標値(目標エンジン負荷率)LFrとの偏差ΔLFが0でないときは、その偏差が0に近づくよう油圧ポンプ2の最大吸収トルクを制御し、エンジン負荷率LFとその目標値LFrとの偏差ΔLFが0になると、そのときの油圧ポンプ2の最大吸収トルクを維持して偏差を0に保つよう定値制御を行うので、上記の減馬力制御及び増馬力制御を安定して行えるとともに、エンジン出力が標準仕様と異なるとき或いは目標エンジン負荷率を変更したとき、それに応じた基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線の設定が可能となる。
【0087】
また、コントロールラック位置という比較的検出し易い状態量を用いてエンジン負荷率を求めるので、実用的な負荷率検出手段を提供することができる。
【0088】
なお、上記の実施の形態では、アイソクロナス制御を実施するエンジンを備えた作業機に本発明を適用したが、ドループ特性を有するメカニカルガバナや電子ガバナを備えたエンジンを有する作業機に本発明を適用してもよいことは勿論である。
【0089】
また、上記実施の形態では、標準状態、標準仕様のエンジンの基準最大吸収トルク(べーストルクTB)に対するエンジン負荷率を求める際、エンジンの目標回転数を定格回転数NOに固定したが、エンジントルクはエンジン回転数により変化するので、同じ基準最大吸収トルク(ベーストルクTB)をエンジンに入力しても目標エンジン回転数を変更するとエンジン負荷率は違う値をとる。これを考慮して、目標回転数を変えたときのエンジン負荷率をそれぞれ測定し、「エンジン回転数」と「基準最大吸収トルクを加えたときのエンジン負荷率」のマップを作成し、エンジン目標回転数がダイヤルによって変えられても油圧ポンプは同じ基準最大吸収トルクを保つよう、エンジン回転数に応じて目標エンジン負荷率を変化させるようにしてもよい。
【0090】
また、例えば、省エネモードは燃費が最優先されるモードであるから、目標エンジン負荷率を例えば90%から70%に下げ、かつ目標エンジン回転数を定格回転数NOよりも低く設定してもよい。これにより、更なる燃費低減を図ることができる。
【0091】
また、重掘削モード、標準掘削モード、省エネモード等を設け、それぞれのモード別に目標エンジン負荷率を設定しておき、モードが切り換えられたら目標エンジン負荷率が変更されるようにしてもよい。例えば、重掘削モードは90%、標準掘削モードは80%、省エネモードは70%のように設定しておけば、作業形態に応じて作業効率と燃費の両立を図ることができる。また、各モード別に目標エンジン負荷率だけでなく目標エンジン回転数も設定しておき、モードが切り換えられると目標エンジン負荷率と目標エンジン回転数の両方が変更されるようにしてもよい。
【0092】
更に、経年変化等によりエンジン出力が増加したら、標準状態での基準最大吸収トルクに対するエンジン負荷率を求める測定を再度行い、目標エンジン負荷率を再設定しても良い(例えば85%)。これにより過剰性能を防ぐことができる。エンジン出力が減となったときも同様である。
【0093】
また、上記実施の形態では、モード選択スイッチ27は通常モード位置と省エネモード位置の2位置に切り換え可能としたが、連続的に操作可能とし、目標エンジン負荷率を連続的に変えることができるようにしてもよい。
【0094】
また、上記実施の形態では、エンジン負荷率LFとその目標値(目標エンジン負荷率)LFrとの偏差ΔLFに比例ゲインを乗じて目標増減トルクの増減分ΔTを演算したが、ΔLFからΔTの演算方法にPID制御を用いてもよい。PID制御を取り入れることにより、不安定な制御系であった場合に応答特性を改善することができる。
【0095】
【発明の効果】
本発明によれば、エンジンの負荷率(以下、エンジン負荷率という)を演算し、このエンジン負荷率が目標値に保たれるよう可変容量型油圧ポンプの最大吸収トルクを制御することにより、エンジン負荷率が目標値より小さいときは可変容量型油圧ポンプの増トルク制御が行われ、エンジン負荷率が目標値より大きくなると可変容量型油圧ポンプの減トルク制御が行われることになり、その結果、エンジンの出力特性の如何に係わらず、従来のスピードセンシング制御が行う可変容量型油圧ポンプの増馬力制御、減馬力制御と同等の制御が可能となり、エンジン出力を有効活用し、作業効率の向上を図ることができる。
【0096】
また、エンジン負荷に直接的に係わるエンジン負荷率を検出し、このエンジン負荷率が目標値に保たれるよう制御するため、従来のスピードセンシング制御よりもエンジン負荷を正確に把握することができ、制御精度を向上することができる。
【0097】
また、エンジンの負荷率の目標値を設定する手段を設け、前記負荷率の目標値を任意に変更可能にできるので、エンジン負荷率の目標値を小さめに設定し可変容量型油圧ポンプの油圧ポンプの最大吸収トルクを小さくすることで、燃料の消費を抑えた制御を容易に行うことができる。
【0098】
更に、エンジン負荷率とその目標値との偏差が0でないときは、その偏差が0に近づくよう最大ポンプ吸収トルクを制御し、エンジン負荷率とその目標値との偏差が0になると、そのときの可変最大ポンプ吸収トルクを維持して偏差を0に保つよう定値制御を行う。これにより、同じ目標負荷率であっても、エンジン出力が標準仕様より低いときは、負荷率偏差が0に保たれるときの目標定トルク値は減少し、基準となる可変容量型油圧ポンプの最大ポンプ吸収トルク曲線は減トルク側に移動し、逆に、エンジン出力が標準仕様より高いときは目標定トルク値は増大し、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は増トルク側に移動するようバラツキ補正制御が行われ、負荷率偏差が0に保たれるときの目標定トルク値は目標エンジン負荷率に応じた値となるよう制御される。これにより減馬力制御及び増馬力制御を安定して行うことができる。
また、高地で稼動しているときの大気圧の変化する場合のように環境の変化によりエンジン出力が標準仕様と変わる場合及びエンジン性能が設計性能と異なるときにも、負荷率偏差が0となるように増馬力制御或いは減馬力制御が行われ、基準となる可変容量型油圧ポンプの最大ポンプ吸収トルク曲線が設定され、エンジン性能の変化によるバラツキが補正されることでエンジン出力を有効活用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の第1の実施の形態に係わる作業機の油圧駆動装置のシステム全体を示す図である。
【図2】本実施の形態に係わる油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す図である。
【図3】アイソクロナス制御を実施する電子ガバナを有するエンジンの回転数と出力トルクとの関係を示す特性図である。
【図4】レギュレータの電磁比例減圧弁に与えられる制御電流信号と油圧ポンプの傾転角との関係を示す図である。
【図5】油圧駆動装置のシステム全体の制御の流れと作業機コントローラの処理機能を示すブロック図である。
【図6】燃料流量とエンジン負荷率との関係を示す図である。
【図7】コントロールラック位置とエンジン負荷率との関係を示す図である。
【図8】目標エンジン負荷率設定部の構成を示す図である。
【図9】ポンプトルク制御部の構成を示す図である。
【図10】ポンプ増減トルク変換部の他の例を示す図である。
【図11】目標押しのけ容積演算部で作成されるp−q線図を示す図である。
【図12】エンジン出力が標準仕様よりも低い場合と高い場合の基準最大吸収トルクの変化を示す図である。
【図13】モード選択スイッチを操作したときの基準最大吸収トルクの変化を示す図である。
【符号の説明】
1 エンジン
2 油圧ポンプ
3〜6 油圧アクチュエータ
7〜10 方向制御弁
11 メインリリーフ弁
12 電子ガバナ
13 エンジンコントローラ
16 レギュレータ
18 作業機コントローラ
18a エンジン負荷率演算部
18b 目標エンジン負荷率設定部
18c 負荷率制御によるポンプトルク制御部
24 圧力検出器
25 傾転角検出器
26 ラック位置検出器
27 モード選択スイッチ
30 全負荷領域の特性
32 ガバナ領域の特性
50 操作レバー装置
53 信号制御弁
55 圧力検出器
118a 通常の目標負荷率記憶部
118b 省エネモード用の目標負荷率記憶部
118c 切換部
218a 第1目標ポンプ傾転角演算部
218b 第2目標ポンプ傾転角演算部
218c 最小値選択部
218d 減算部
218e 制御電流演算部
218g 減算部
218h ポンプ増減トルク変換部
218i 積分制御の加算部
218j 定トルク曲線リミッタ演算部
218k 一次遅れ要素
218m 目標押しのけ容積演算部
218n ポンプ傾転角変換部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic drive device for a working machine that includes a diesel engine as a prime mover, drives a variable displacement hydraulic pump by the engine, and drives an actuator.
[0002]
[Prior art]
A working machine such as a hydraulic excavator generally includes a diesel engine (hereinafter, referred to as an engine as appropriate) as a prime mover, and the engine operates by driving a variable displacement hydraulic pump and driving an actuator. The engine control is generally performed by using a fuel injection device such as a mechanical governor or an electronic governor and controlling the fuel injection amount with this fuel injection device. The control of the hydraulic pump is generally performed by combining the capacity control based on the required flow rate and the torque control (horsepower control) based on the pump discharge pressure. The torque control of the hydraulic pump is to prevent the engine overload by controlling the absorption torque of the hydraulic pump not to exceed the set value (maximum absorption torque) by reducing the capacity of the hydraulic pump as the pump discharge pressure increases. To do.
[0003]
As a technique for effectively using the output horsepower of an engine by torque control of a hydraulic pump, for example, speed sensing control described in JP-A-57-65822 and JP-A-11-101183 is known. This speed sensing control converts the deviation between the target engine speed and the actual engine speed into a torque correction value, and adds or subtracts this torque correction value to or from the pump base torque to correct the pump base torque and absorb this. The torque of the hydraulic pump is controlled as a torque setting value (maximum absorption torque), and the horsepower control or horsepower reduction control of the hydraulic pump is performed.
[0004]
Further, an engine equipped with a conventional mechanical governor or electronic governor has a characteristic (droop characteristic) in which the engine speed increases as the engine output torque (engine load) decreases in the governor area (partial load area). Yes. In contrast, in recent years, for example, as described in JP-A-10-89111 and JP-A-10-159599, an engine having a fuel injection control device capable of controlling the governor region to isochronous characteristics (hereinafter referred to as appropriate) , An engine that performs isochronous control) has been proposed. The isochronous characteristic of engine control is a characteristic that keeps the engine speed constant in the governor region regardless of the weight of the engine load, that is, regardless of the decrease in engine output torque. This eliminates fluctuations in engine speed due to load fluctuations in the governor region as compared with an engine having droop characteristics, thereby realizing low fuel consumption and low noise.
[0005]
[Patent Document 1]
JP-A-57-65822
[Patent Document 2]
JP-A-11-101183
[Patent Document 3]
JP-A-10-89111
[Patent Document 4]
Japanese Patent Laid-Open No. 10-159599
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, the above prior art has the following problems.
[0007]
The output torque characteristic of a diesel engine is divided into a governor area (partial load area) characteristic and a full load area characteristic. As described above, an engine equipped with a conventional mechanical governor has a characteristic that the engine speed increases as the engine output torque (engine load) decreases, that is, a droop characteristic in the governor region. This characteristic is caused by the inertia of the flywheel included in the mechanical governor, and even in an engine that uses an electronic governor as a fuel injection device, the same characteristic (droop characteristic) is used in order to enable the same usage pattern as the mechanical governor. Often set.
[0008]
The conventional speed sensing control described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 57-65822 and Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-101183 is applied to an engine having such droop characteristics. Not only can the horsepower reduction be controlled on the entire load range where the engine speed (rated speed) falls, but the engine speed will be higher than the target speed on the governor side. As a result, the following effects can be obtained.
[0009]
1. When there is a surplus in engine output, that is, when the engine speed becomes higher than the rated speed, the engine output can be used more effectively by increasing the pump absorption horsepower (horsepower control).
[0010]
2. When the engine load suddenly increases due to a sharp increase in excavation resistance, it is possible to prevent an excessive load torque from being applied to the engine by reducing the pump absorption horsepower, thereby preventing engine stall (horse reduction control). As a result, the maximum absorption torque (set value) of the hydraulic pump can be set close to the maximum output torque of the engine, and the engine output can be effectively used.
[0011]
3. Even if there are variations in engine performance (for example, manufacturing variations with respect to design performance or performance degradation after long hours of operation), the pump absorption horsepower is controlled accordingly to optimize engine performance, and engine output is effective. Can be used (variation correction control by increasing / decreasing horsepower control).
[0012]
By the way, the speed sensing control is a control for adjusting the pump absorption torque, which is the engine load, to the engine output, and paying attention to the feature that the increase / decrease in the engine speed almost coincides with the increase / decrease in the engine load. The deviation is detected by the engine speed deviation. However, the increase / decrease in engine speed (actual speed) involves factors other than engine load, such as mechanical loss, inertia, and increase / decrease in pump absorption torque other than the main pump. Since it is not necessarily a value that accurately reflects the deviation between the engine load and the engine output, there is room for further improvement in terms of control accuracy.
[0013]
In addition, in an engine that performs isochronous control as described in JP-A-10-89111, JP-A-10-159599, etc., fluctuations in engine speed due to load fluctuations in the governor region are eliminated, and low fuel consumption and low noise are realized. There are advantages you can do. However, since the engine speed does not change in the governor region, the engine speed deviation cannot be obtained even if the engine load increases or decreases. For this reason, even if speed sensing control is applied to a working machine having such an engine, although the horsepower reduction control can be performed on the full load region side where the engine rotational speed falls below the target rotational speed (rated rotational speed), the governor region side In this case, the horsepower control by the rotational speed deviation cannot be performed, and the effect of the horsepower control of 1 and the effect of the variation correction control of 3 cannot be obtained.
[0014]
It is an object of the present invention to perform conventional speed sensing control regardless of engine output characteristics.Variable capacity typeEnables the same control as the horsepower increase control and horsepower reduction control of the hydraulic pump, effectively utilizes the engine output, and can improve the work efficiency.In addition, the engine load can be grasped more accurately than the conventional speed sensing control to improve the control accuracy, and the maximum absorption torque line (p-q line) of the variable displacement hydraulic pump can be arbitrarily changed. Easy control with reduced fuel consumptionIt is an object of the present invention to provide a hydraulic drive device for a working machine that can perform the above.
[0016]
(1) In order to achieve the above object, the present invention provides an engine, a fuel injection device that controls the rotational speed and output of the engine, a fuel injection device controller that controls the fuel injection device, and the engine. In a hydraulic drive device for a work machine, comprising at least one variable displacement hydraulic pump that is driven to drive an actuator,Means for setting a target value of the load factor of the engine;
Means for calculating a load factor of the engine;The deviation between the load factor and the target value is calculated, and when the deviation between the load factor and the target value is not zero, the maximum absorption torque of the variable displacement hydraulic pump is controlled so that the deviation approaches zero. When the deviation between the load factor and the target value becomes zero, constant value control is performed so that the maximum absorption torque of the variable displacement type variable displacement hydraulic pump at that time is maintained and the deviation is kept at zero.The load factor is maintained at the target value.Variable capacity typeControl maximum absorption torque of hydraulic pumpMeans for setting a target value of the load factor of the engine, wherein the target value of the load factor is at least a load factor target value at normal time and a load factor target for energy saving smaller than that The maximum absorption torque control means converts the deviation into an increment of a target constant torque value, and adds the increment to the previous target constant torque value to obtain a new target constant torque value. The new maximum absorption torque curve for the variable displacement hydraulic pump is created using this new target constant torque value, and the maximum displacement torque converted to the target displacement volume with reference to the pump pressure signal in this maximum absorption torque curve. Target pump tilt calculating means for calculating the absorption torque target pump tilt, and the calculated maximum absorption torque target pump tilt is selected from the actuator operation signal and corresponds to the maximum pilot pressure. When the target is smaller than tilting, and regulator control means for controlling the regulator of the variable displacement hydraulic pump the computed maximum absorption torque target pump tilting as the target tilting angleShall be provided.
[0017]
The maximum absorption torque control means isThus, the engine load factor (hereinafter referred to as the engine load factor) is calculated and the engine load factor is maintained at the target value.Variable capacity typeWhen the engine load factor is smaller than the target value by controlling the maximum absorption torque of the hydraulic pumpVariable capacity typeWhen the torque increase control of the hydraulic pump is performed and the engine load factor becomes larger than the target valueVariable capacity typeThe torque reduction control of the hydraulic pump will be performed. As a result, the conventional speed sensing control is performed regardless of the engine output characteristics.Variable capacity typeControl equivalent to the horsepower control and horsepower reduction control of the hydraulic pump is possible, and the engine output can be effectively used to improve work efficiency.
[0018]
In addition, since the engine load factor directly related to the engine load is detected and controlled so that the engine load factor is maintained at the target value, the engine load can be grasped more accurately than the conventional speed sensing control. Thus, the control accuracy can be improved.
[0019]
The maximum absorption torque control means converts the deviation between the engine load factor and its target value (hereinafter referred to as load factor deviation) into an increment of the target constant torque value, and adds the increment to the previous target constant torque value. Calculate a new target constant torque value, create a new maximum absorption torque curve for the variable displacement hydraulic pump using this new target constant torque value, and refer to the pump pressure signal for this maximum absorption torque curve. The maximum absorption torque target pump tilt converted into displacement is calculated (target pump tilt calculation means), and the calculated maximum absorption torque target pump tilt is selected from the actuator operation signal and corresponds to the maximum pilot pressure. When the tilt is smaller than the tilt, the regulator of the variable displacement hydraulic pump is controlled using the calculated maximum absorption torque target pump tilt as the target tilt angle (regulation). Therefore, when the load factor deviation is not zero, the maximum pump absorption torque of the variable displacement hydraulic pump is controlled so that the load factor deviation approaches zero, and when the load factor deviation becomes zero, Constant value control is performed so that the maximum pump absorption torque is maintained and the load factor deviation is maintained at zero. As a result, even if the target load factor is the same, when the engine output is lower than the standard specification, the target constant torque value when the load factor deviation is kept at 0 decreases, and the reference variable displacement hydraulic pump The maximum pump absorption torque curve moves to the reduced torque side. Conversely, when the engine output is higher than the standard specification, the target constant torque value when the load factor deviation is kept at 0 increases, and the reference maximum pump Variation correction control is performed so that the absorption torque curve moves to the increased torque side, and the target constant torque value when the load factor deviation is kept at 0 is controlled to be a value corresponding to the target engine load factor. Thereby, horsepower reduction control and horsepower increase control can be performed stably.
[0020]
Further, means for setting a target value of the engine load factor is provided, and the load factor target value can be set and changed at least to a normal load factor target value and a load factor target value for energy saving smaller than that. By setting the target value of the engine load factor to be small and reducing the maximum absorption torque of the variable displacement hydraulic pump, it is possible to easily perform control while suppressing fuel consumption.
[0021]
Also,When the engine output changes from the standard specification due to environmental changes, such as when the atmospheric pressure changes when operating at high altitudes, and when the engine performance differs from the design performance, the load factor deviation becomes zero Increased horsepower control or reduced horsepower control is performed, the maximum pump absorption torque curve of the variable displacement hydraulic pump as a reference is set, and variations due to changes in engine performance are corrected, so that engine output can be used effectively .
[0024]
(2In the above (1), preferably,The means for calculating the load factor of the engine is:Detecting the control rack position of the fuel injection device;
Engine load factor (%) = [(current control rack position−control rack position at no load) / (control rack position at full load−control rack position at no load)] × 100
In the above formula, the control rack position at full load and the control rack position at no load are values obtained and stored in advance,
The load factor is calculated by the following formula.
[0025]
As a result, the engine load factor can be obtained using a relatively easy-to-detect state quantity such as the control rack position, and a practical load factor detecting means can be provided.
[0026]
(3) Furthermore, in the above (1), preferably,The means for setting the target value of the load factor of the engine is a means capable of changing and setting the target value of the load factor to an arbitrary value.
[0027]
As a result, by setting the target value of the engine load factor to an arbitrary value and reducing the maximum absorption torque of the hydraulic pump of the variable displacement hydraulic pump, it is possible to easily perform control with further reduced fuel consumption. .
[0031]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0032]
FIG. 1 is a diagram showing an entire system of a hydraulic drive device for a working machine according to an embodiment of the present invention.
[0033]
The hydraulic drive apparatus according to the present embodiment is provided in a working machine, for example, a hydraulic excavator. As shown in FIG. 1, an
[0034]
The hydraulic drive device according to the present embodiment controls, for example, a swash plate type variable displacement
[0035]
FIG. 2 shows an external appearance of a hydraulic excavator in which the hydraulic drive device according to the present embodiment is mounted.
[0036]
The hydraulic excavator includes a
[0037]
The
[0038]
Further, the
[0039]
FIG. 3 shows the relationship between the rotational speed N of the
[0040]
As shown in FIG. 3, the output torque characteristic of the
[0041]
Since the mechanical governor has a structure in which the fuel injection amount is adjusted by the balance between the flywheel and the spring, the governor region of the mechanical governor type engine is the engine as the engine output torque (engine load) Te decreases as indicated by the
[0042]
FIG. 4 shows the operating characteristics of the
[0043]
When the control current signal R is equal to or less than R1, the tilt angle of the
[0044]
FIG. 5 is a block diagram showing the overall control flow of the hydraulic drive system and the processing functions of the
[0045]
The engine load factor calculation unit 18a receives a control rack position signal L (hereinafter, referred to as a control rack position L as appropriate), calculates an engine load factor that is a ratio of a load applied to the
[0046]
Here, the engine load factor will be described. As described with reference to FIG. 3, the output torque characteristic of the
[0047]
In the present invention, based on the current fuel flow rate, the fuel flow rate in a fully loaded state and the fuel flow rate in a no-load state, a value obtained by the following equation is defined as an engine load factor.
[0048]
Engine load factor (%) = [(current fuel flow rate−fuel flow rate at no load) / (fuel flow rate at full load−fuel flow rate at no load)] × 100
FIG. 6 shows the relationship between the fuel flow rate defined by the above equation and the engine load factor. In FIG. 6, the horizontal axis represents the fuel flow rate, that is, the fuel injection amount of the
[0049]
The engine load factor calculation unit 18a calculates the engine load factor using the control rack position of the
[0050]
Engine load factor (%) = [(current control rack position−control rack position at no load) / (control rack position at full load−control rack position at no load)] × 100
In the above formula, the control rack position in the full load state and the control rack position in the no load state are values obtained and stored in advance, and the current control rack position is a value obtained from the control rack position signal L.
[0051]
FIG. 7 shows the relationship between the control rack position defined by the above equation and the engine load factor. In FIG. 7, the horizontal axis is the control rack position, and the vertical axis is the engine load factor. The control rack position is maximum when the engine is fully loaded (for example, point A in FIG. 3), and the engine load factor at this time is 100%. The control rack position in the no-load state (for example, point B in FIG. 3) is the minimum, and the engine load factor at this time is 0%. In the load state in the meantime (an arbitrary point on the characteristic 32 of the
[0052]
As another example of the engine load factor calculation method, there is the following method using the target fuel flow rate calculated by the
[0053]
Engine load factor (%) = [(current target fuel flow rate−no load fuel flow rate) / (fuel load at full load−no load fuel flow rate)] × 100
In the above relational expression, the fuel flow rate in the full load state and the unloaded fuel flow rate are values obtained and stored in advance.
[0054]
Further, the engine load factor can be calculated in the same manner by actually detecting the fuel flow rate and replacing the target fuel flow rate with the actual fuel flow rate.
[0055]
The target engine load factor setting unit 18b sets a target engine load factor based on the mode signal F and outputs a target engine load factor signal LFr (hereinafter referred to as target engine load factor LFr as appropriate), as shown in FIG. In addition, a normal target load factor storage unit 118a, a target load
[0056]
Here, the normal value and the value for energy saving are set as follows.
[0057]
For example, when the engine load factor is measured by controlling the
[0058]
The pump
[0059]
FIG. 9 shows details of the pump
[0060]
The first target pump tilt angle calculation unit 218a receives the pilot pressure signal D from the pressure detector 55, refers to the table stored in the memory, and corresponds to the pilot pressure indicated by the signal D at that time. The first target tilt θD of the
[0061]
The second target pump tilt angle calculation unit 218b calculates a pump torque-limited target pump tilt θT (second target pump tilt θT) for maintaining the engine load factor LF at the target engine load factor LFr. , Subtractor 218g for calculating engine load factor deviation, pump increase / decrease torque converter 218h, integral control adder 218i, constant torque curve limiter calculator 218j, primary delay element 218k, target displacement calculator 218m, pump tilt angle Each function of the conversion unit 218n is provided.
[0062]
The subtraction unit 218g calculates a deviation ΔLF between the target engine load factor LFr and the engine load factor LF. The pump increase / decrease torque conversion unit 218h calculates a target increase / decrease torque increment ΔT by multiplying the engine load factor deviation ΔLF by a gain. The adding unit 218i calculates a new target constant torque value Tp2 by adding the increment ΔT to the previously calculated target constant torque value Tp1. The constant torque curve limiter calculation unit 218j obtains a target constant torque value Tp3 by multiplying the new target constant torque value Tp2 by an upper limiter (boosting force) of Tpmax and a lower limiter (decreasing force) of Tpmin. The target displacement calculating unit 218m rewrites the target constant torque value Tp3 to Tp1, creates a new pq diagram, and refers to the pump pressure signal P from the
[0063]
FIG. 10 is a diagram illustrating another example of the pump increase / decrease torque conversion unit 218h. As shown in FIG. 10, the gain of the pump increase / decrease torque conversion unit 218h may be set such that the gain on the minus side of ΔLF is greater than that on the plus side, thereby increasing the effect of the torque reduction (horse reduction force).
[0064]
The minimum value selection unit 218c selects a smaller value of the first target pump tilt θD and the second target pump tilt θT to calculate the target pump tilt angle θc subjected to torque limit control, and the
[0065]
In the above, the subtraction unit 218g, the pump increase / decrease torque conversion unit 218h, the integral control addition unit 218i, the primary delay element 218k, and the target displacement calculation unit 218m of the second target pump tilt angle calculation unit 218b are the engine load factor LF and When the deviation ΔLF from the target value (target engine load factor) LFr is not 0, the maximum absorption torque of the
[0066]
Details of the fixed value control will be described with reference to FIGS. FIGS. 11 to 13 show details of a pq diagram created by the target displacement calculation unit 218m, the horizontal axis indicates the pump pressure P, and the vertical axis indicates the target displacement volume q.
[0067]
In FIG. 11,
[0068]
When the engine load factor LF is smaller than the target engine load factor LFr and ΔLF> 0, on the contrary, since ΔT> 0, Tp2, Tp3, Tp1 increase, and the maximum pump absorption torque curve increases from 41 to 43. Move to the torque side (torque increase control). As a result, since the engine load increases, the engine load factor LF also increases, ΔLF approaches 0, the engine load factor matches the target engine load factor, and when ΔLF = 0, the increment ΔT also becomes 0, and the previous target Constant torque value Tp1 (Maximum pump absorption torque curve43) Is maintained.
[0069]
Further, in such constant value control, even when the target load factor LFr is the same, when the engine output is lower than the standard specification, the target constant torque value Tp1 when the load factor deviation ΔLF is kept at 0 decreases. The reference maximum pump
[0070]
For example, assume that the reference maximum pump
[0071]
FIG. 12 is a diagram showing a change in the maximum pump absorption torque curve as a reference when the target engine load factor is constant and the engine output is different from the standard specification. When the engine output is lower than the standard specification, the reference maximum pump absorption torque curve moves from 41 to 46 toward the reduced torque side. When the engine output is higher than the standard specification, the reference maximum pump absorption torque curve is The second target pump tilt angle calculation unit 218b performs torque reduction control or torque increase control based on the
[0072]
Further, when the target engine load factor is switched from 90% to 70%, when the engine load factor is larger than 70% and ΔLF <0, ΔT <0 and Tp2, Tp3, Tp1 decrease as described above, The maximum pump absorption torque curve moves from 41 to 42 on the reduced torque side (reduced torque control). When the engine load factor matches the target engine load factor and ΔLF = 0, the increment ΔT is also zero, and the target constant torque value Tp1 (maximum pump absorption torque curve 42) at that time is maintained.
[0073]
FIG. 13 is a diagram showing a change in the maximum pump absorption torque curve as a reference when the target engine load factor is changed. When the target engine load factor is switched from 90% to 70%, the reference maximum pump absorption torque curve moves from 41 to 48 toward the reduced torque side, and the second target pump tilt angle calculation unit 218b receives the target engine load factor. With respect to the increase / decrease of the engine load factor with respect to (70%), the torque reduction control or the torque increase control is performed based on the
[0074]
The operation in the present embodiment configured as described above will be described below.
[0075]
When the operator switches the
[0076]
Then, for example, if an unloading operation with a light load is performed and the engine load factor LF calculated by the engine load factor calculation unit 18a is LF = 50%, ΔLF = 90−50 = 40 in the subtraction unit 218g in FIG. (%) Is calculated, a new target constant torque value Tp2 is obtained from the ΔLF by the pump increase / decrease torque conversion unit 218h and the addition unit 218i of FIG. 9, and the constant torque curve limiter calculation unit 218j sets Tpmax as an upper limit. A constant torque value Tp3 is calculated. Here, the target constant torque value Tp3 is a value that changes in the increasing direction as Tp3> Tp1 with respect to the previous target constant torque value Tp1. As a result, the target displacement calculation unit 218m rewrites the target constant torque value Tp3 to Tp1, and the maximum pump absorption torque curve changes from 41 to 43 in FIG. 11 toward the increased torque side, for example, and the increased horsepower control is performed. As a result, the pump tilt (pump flow rate) has been reduced until the pump pressure is higher than PA, but the pump flow rate does not decrease unless the pressure is higher than PB (> PA), and the pump pressure P is lower than PB. In an operation in which the pressure increases from the above pressure, the operating speed of the actuator of the working machine does not decrease, and the working efficiency is improved. The engine output is increased by the action of the horsepower control, and as a result, the engine load factor LF is increased. However, if ΔLF is not negative, the horsepower control is continued. When the upper limit of the horsepower is reached, no further horsepower is increased.
[0077]
Next, for example, when the pump pressure is high due to heavy work such as loading work + boom raising operation, if the output torque of the engine 1 (hereinafter referred to as engine torque as appropriate) suddenly drops due to some reason, the engine torque is sufficient. There is a possibility that the engine will stall. In this case, the engine load factor LF calculated by the engine load factor calculating unit 18a is 90% or more, for example, 95%, and ΔLF = 90−95 = −5 (%). A new target constant torque value Tp2 is obtained by the pump increase / decrease torque conversion unit 218h and the addition unit 218i, and the target constant torque value Tp3 is calculated by the constant torque curve limiter calculation unit 218j using Tpmin as the lower limit. Here, the target constant torque value Tp3 is a value that changes in a decreasing direction as Tp3 <Tp1 with respect to the previous target constant torque value Tp1. As a result, the target displacement calculation unit 218m rewrites the target constant torque value Tp3 to Tp1, and the maximum pump absorption torque curve changes from 41 to 42 in FIG. 11 on the reduced torque side, for example, and horsepower reduction control is performed. As a result, the horsepower reduction control is performed until the engine load factor reaches 90%, so that no engine stall occurs.
[0078]
On the other hand, in the case of a working machine operating at a high altitude, the engine output is lower than the standard specification. In this case, if the maximum absorption torque of the
[0079]
Similarly, when the performance of the
[0080]
Conversely, when the performance of the
[0081]
Next, a case where the operator operates the
[0082]
When the operator switches the
[0083]
As described above, according to the present embodiment, the engine load factor is calculated, and the maximum absorption torque of the
[0084]
Further, since the engine load factor directly related to the load of the
[0085]
Furthermore, by making it possible to change the target value of the engine load factor, the maximum absorption torque (maximum engine load) of the
[0086]
The second target pump tilt angle calculation unit 218b includes a subtraction unit 218g, a pump increase / decrease torque conversion unit 218h, an integral control addition unit 218i, a first-order lag element 218k, and a target displacement calculation unit 218m. When the deviation ΔLF from the target value (target engine load factor) LFr is not 0, the maximum absorption torque of the
[0087]
In addition, since the engine load factor is obtained using a relatively easy-to-detect state quantity such as a control rack position, a practical load factor detecting means can be provided.
[0088]
In the above embodiment, the present invention is applied to a work machine having an engine that performs isochronous control. However, the present invention is applied to a work machine having an engine having a mechanical governor having a droop characteristic or an electronic governor. Of course, you may do.
[0089]
Further, in the above embodiment, when the engine load factor with respect to the standard maximum absorption torque (base torque TB) of the engine in the standard state and the standard specification is obtained, the target engine speed is fixed to the rated engine speed NO. Varies depending on the engine speed, so that even if the same reference maximum absorption torque (base torque TB) is input to the engine, the engine load factor takes a different value if the target engine speed is changed. Considering this, measure the engine load factor when changing the target speed, create a map of "engine speed" and "engine load ratio when adding the standard maximum absorption torque", engine target The target engine load factor may be changed in accordance with the engine speed so that the hydraulic pump maintains the same reference maximum absorption torque even when the speed is changed by the dial.
[0090]
Further, for example, since the energy saving mode is a mode in which fuel efficiency is given the highest priority, the target engine load factor may be reduced from 90% to 70%, for example, and the target engine speed may be set lower than the rated speed NO. . Thereby, further fuel consumption reduction can be aimed at.
[0091]
Further, a heavy excavation mode, a standard excavation mode, an energy saving mode, and the like may be provided, and a target engine load factor may be set for each mode, and the target engine load factor may be changed when the mode is switched. For example, if the heavy excavation mode is set to 90%, the standard excavation mode is set to 80%, and the energy saving mode is set to 70%, both work efficiency and fuel consumption can be achieved according to the work mode. Further, not only the target engine load factor but also the target engine speed may be set for each mode, and both the target engine load factor and the target engine speed may be changed when the mode is switched.
[0092]
Further, when the engine output increases due to secular change or the like, the measurement for obtaining the engine load factor with respect to the reference maximum absorption torque in the standard state may be performed again to reset the target engine load factor (for example, 85%). Thereby, excessive performance can be prevented. The same applies when the engine output decreases.
[0093]
In the above embodiment, the
[0094]
Further, in the above embodiment, the increase / decrease amount ΔT of the target increase / decrease torque is calculated by multiplying the deviation ΔLF between the engine load factor LF and its target value (target engine load factor) LFr by the proportional gain, but the calculation of ΔT from ΔLF. PID control may be used in the method. By adopting PID control, response characteristics can be improved in the case of an unstable control system.
[0095]
【The invention's effect】
According to the present invention, an engine load factor (hereinafter referred to as an engine load factor) is calculated, and the engine load factor is maintained at a target value.Variable capacity typeWhen the engine load factor is smaller than the target value by controlling the maximum absorption torque of the hydraulic pumpVariable capacity typeWhen the torque increase control of the hydraulic pump is performed and the engine load factor becomes larger than the target valueVariable capacity typeThe torque reduction control of the hydraulic pump will be performed. As a result, the conventional speed sensing control is performed regardless of the engine output characteristics.Variable capacity typeControl equivalent to the horsepower control and horsepower reduction control of the hydraulic pump is possible, and the engine output can be effectively used to improve work efficiency.
[0096]
In addition, the engine load factor directly related to the engine load is detected, and control is performed so that the engine load factor is maintained at the target value. Therefore, the engine load can be accurately grasped compared to the conventional speed sensing control, Control accuracy can be improved.
[0097]
In addition, since a means for setting a target value of the engine load factor is provided and the target value of the load factor can be arbitrarily changed, the target value of the engine load factor is set to be small and the hydraulic pump of the variable displacement hydraulic pump By reducing the maximum absorption torque, it is possible to easily perform control while suppressing fuel consumption.
[0098]
Furthermore,When the deviation between the engine load factor and the target value is not zero, the maximum pump absorption torque is controlled so that the deviation approaches zero. When the deviation between the engine load factor and the target value becomes zero, the variable at that time is variable. Constant value control to maintain the maximum pump absorption torque and keep the deviation zeroDo. As a result, even if the target load factor is the same, when the engine output is lower than the standard specification, the target constant torque value when the load factor deviation is kept at 0 decreases, and the reference variable displacement hydraulic pump The maximum pump absorption torque curve moves to the reduced torque side. Conversely, when the engine output is higher than the standard specification, the target constant torque value increases, and the reference maximum pump absorption torque curve varies to the increased torque side. Correction control is performed, and the target constant torque value when the load factor deviation is kept at 0 is controlled to be a value corresponding to the target engine load factor. Thereby, horsepower reduction control and horsepower increase control can be performed stably.
Also, when the engine output changes from the standard specification due to environmental changes, such as when the atmospheric pressure changes when operating at high altitudes, and when the engine performance differs from the design performance, the load factor deviation becomes zero. The maximum power absorption torque curve of the variable displacement hydraulic pump is set and the variation due to changes in engine performance is corrected to effectively utilize the engine output. Can.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing an entire system of a hydraulic drive device for a working machine according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an external view of a hydraulic excavator in which a hydraulic drive device according to the present embodiment is mounted.
FIG. 3 is a characteristic diagram showing the relationship between the rotational speed and output torque of an engine having an electronic governor that performs isochronous control.
FIG. 4 is a diagram showing a relationship between a control current signal given to an electromagnetic proportional pressure reducing valve of a regulator and a tilt angle of a hydraulic pump.
FIG. 5 is a block diagram illustrating a control flow of the entire system of the hydraulic drive device and a processing function of the work machine controller.
FIG. 6 is a diagram showing a relationship between a fuel flow rate and an engine load factor.
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between a control rack position and an engine load factor.
FIG. 8 is a diagram showing a configuration of a target engine load factor setting unit.
FIG. 9 is a diagram illustrating a configuration of a pump torque control unit.
FIG. 10 is a diagram illustrating another example of a pump increase / decrease torque conversion unit.
FIG. 11 is a diagram illustrating a pq diagram created by a target displacement calculating unit.
FIG. 12 is a diagram showing changes in the reference maximum absorption torque when the engine output is lower and higher than the standard specification.
FIG. 13 is a diagram showing a change in reference maximum absorption torque when a mode selection switch is operated.
[Explanation of symbols]
1 engine
2 Hydraulic pump
3-6 Hydraulic actuator
7-10 Directional control valve
11 Main relief valve
12 Electronic governor
13 Engine controller
16 Regulator
18 Work machine controller
18a Engine load factor calculation unit
18b Target engine load factor setting unit
18c Pump torque control unit by load factor control
24 Pressure detector
25 Tilt angle detector
26 Rack position detector
27 Mode selection switch
30 Characteristics of full load range
32 Governor characteristics
50 Control lever device
53 Signal control valve
55 Pressure detector
118a Normal target load factor storage unit
118b Target load factor storage unit for energy saving mode
118c switching unit
218a First target pump tilt angle calculation unit
218b Second target pump tilt angle calculation unit
218c Minimum value selection unit
218d subtraction unit
218e Control current calculation unit
218g subtraction part
218h Pump increase / decrease torque converter
218i Integration control adder
218j Constant torque curve limiter calculator
218k first order lag element
218m Target displacement calculation unit
218n Pump tilt angle converter
Claims (3)
このエンジンの回転数と出力とを制御する燃料噴射装置と、
この燃料噴射装置を制御する燃料噴射装置コントローラと、
前記エンジンによって駆動されアクチュエータを駆動する少なくとも1つの可変容量型油圧ポンプとを備えた作業機の油圧駆動装置において、
前記エンジンの負荷率の目標値を設定する手段と、
前記エンジンの負荷率を演算する手段と、
前記負荷率と前記目標値との偏差を演算し、前記負荷率と目標値との偏差が0でないときは、その偏差が0に近づくよう前記可変容量型油圧ポンプの最大吸収トルクを制御し、前記負荷率と目標値との偏差が0になると、そのときの可変容量型油圧ポンプの最大吸収トルクを維持して偏差を0に保つよう定値制御を行い、前記負荷率が前記目標値に保たれるよう前記可変容量型油圧ポンプの最大吸収トルクを制御する最大吸収トルク制御手段とを有し、
前記エンジンの負荷率の目標値を設定する手段は、前記負荷率の目標値を少なくとも通常時の負荷率目標値とそれよりも小さい省エネ用の負荷率目標値に設定変更可能な手段であり、
前記最大吸収トルク制御手段は、前記偏差を目標定トルク値の増分に変換し、前記増分を前回の目標定トルク値に加算して新たな目標定トルク値を演算し、この新たな目標定トルク値を用いて可変容量型油圧ポンプの新たな最大吸収トルク曲線を作成し、この最大吸収トルク曲線にポンプ圧力信号を参照して目標押しのけ容積に変換した最大吸収トルク目標ポンプ傾転を演算する目標ポンプ傾転演算手段と、
前記演算された最大吸収トルク目標ポンプ傾転がアクチュエータ操作信号から選択され最大パイロット圧力に対応する目標傾転より小さいとき、前記演算された最大吸収トルク目標ポンプ傾転を目標傾転角として可変容量型油圧ポンプのレギュレータを制御するレギュレータ制御手段とを備えたことを特徴とする作業機の油圧駆動装置。Engine,
A fuel injection device that controls the rotational speed and output of the engine;
A fuel injector controller for controlling the fuel injector;
In the hydraulic drive device for a working machine, comprising at least one variable displacement hydraulic pump driven by the engine and driving an actuator,
Means for setting a target value of the load factor of the engine;
Means for calculating a load factor of the engine;
The deviation between the load factor and the target value is calculated, and when the deviation between the load factor and the target value is not 0, the maximum absorption torque of the variable displacement hydraulic pump is controlled so that the deviation approaches 0, When the deviation between the load factor and the target value becomes zero, constant value control is performed so that the maximum absorption torque of the variable displacement hydraulic pump at that time is maintained and the deviation is kept at zero, and the load factor is maintained at the target value. Maximum absorption torque control means for controlling the maximum absorption torque of the variable displacement hydraulic pump so that it can lean,
The means for setting the target value of the load factor of the engine is a means capable of changing the setting of the target value of the load factor to at least a normal load factor target value and a load factor target value for energy saving smaller than that,
The maximum absorption torque control means converts the deviation into an increment of a target constant torque value, adds the increment to the previous target constant torque value, calculates a new target constant torque value, and creates the new target constant torque value. Create a new maximum absorption torque curve for the variable displacement hydraulic pump using the value, and calculate the maximum absorption torque target pump tilt converted to the target displacement volume with reference to the pump pressure signal in this maximum absorption torque curve A pump tilt calculating means;
When the calculated maximum absorption torque target pump tilt is smaller than the target tilt selected from the actuator operation signal and corresponding to the maximum pilot pressure, the variable displacement is calculated using the calculated maximum absorption torque target pump tilt as the target tilt angle. And a regulator control means for controlling a regulator of the hydraulic pump .
前記エンジンの負荷率を演算する手段は、前記燃料噴射装置のコントロールラック位置を検出し、
エンジン負荷率(%)=[(現在のコントロールラック位置−無負荷時のコントロールラック位置)/(全負荷状態でのコントロールラック位置−無負荷時のコントロールラック位置)]×100
上記式中、全負荷状態でのコントロールラック位置及び無負荷時のコントロールラック位置は事前に求めて記憶した値、
の式により前記負荷率を演算することを特徴とする作業機の油圧駆動装置。 In the hydraulic drive device of the working machine according to claim 1,
The means for calculating the load factor of the engine detects a control rack position of the fuel injection device,
Engine load factor (%) = [(current control rack position−control rack position at no load) / (control rack position at full load−control rack position at no load)] × 100
In the above formula, the control rack position at full load and the control rack position at no load are values obtained and stored in advance,
A hydraulic drive device for a working machine, wherein the load factor is calculated by the following formula .
前記エンジンの負荷率の目標値を設定する手段は、前記負荷率の目標値を任意な値に変更設定可能な手段であることを特徴とする作業機の油圧駆動装置。 In the hydraulic drive device of the working machine according to claim 1,
The hydraulic drive device for a working machine according to claim 1, wherein the means for setting the target value of the load factor of the engine is a means capable of changing and setting the target value of the load factor to an arbitrary value .
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