JP4342848B2

JP4342848B2 - Hydraulic drive device for work equipment

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Publication number: JP4342848B2
Application number: JP2003174415A
Authority: JP
Inventors: 寛和下村
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 2003-06-19
Filing date: 2003-06-19
Publication date: 2009-10-14
Anticipated expiration: 2023-06-19
Also published as: JP2005009402A

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 engine 1 and an electronic governor 12 constituting a fuel injection control device of the engine 1 are provided. The engine controller 13 and the throttle dial 14 are provided. The electronic governor 12 and the engine controller 13 are capable of controlling the governor region to isochronous characteristics, that is, performing the isochronous control for maintaining the engine 1 at the rated speed regardless of the increase or decrease of the engine load in the governor region. The electronic governor 12 is controlled by the engine controller 13 and controls the output and the rotational speed of the engine 1 by injecting fuel into the engine 1. The engine controller 13 inputs a target rotation speed instruction signal from the throttle dial 14 and controls the electronic governor 12 in accordance with the instruction signal.
[0034]
The hydraulic drive device according to the present embodiment controls, for example, a swash plate type variable displacement hydraulic pump 2 driven by the engine 1 and a displacement volume (tilt angle of the swash plate) of the hydraulic pump 2. Regulator 16, a plurality of hydraulic actuators such as a hydraulic cylinder 3 driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump 2, a hydraulic motor 4, and hydraulic cylinders 5 and 6, and a flow of pressure oil supplied to these hydraulic actuators Directional control valves 7 to 10 for controlling the operation, the main relief valve 11, an operating lever device 50 for generating pilot pressure for switching the directional control valves 7 to 10 (only one is shown), a hydraulic pump 2 detects a discharge pressure of 2 and outputs a pump pressure signal P, and detects a tilt angle (a displacement volume) of a swash plate of the hydraulic pump 2 and outputs a tilt angle signal θ. Tilt angle detector 25, rack position detector 26 for detecting the control rack position of the electronic governor 12 and outputting the control rack position signal L, and selecting the normal mode or the energy saving mode and outputting the corresponding mode signal F A signal control valve 53 having a combination of a possible mode selection switch 27, a shuttle valve that inputs a pilot pressure from the operation lever device 50,..., Selects and outputs one of the pilot pressures, and outputs from the signal control valve 53 Pressure detector 55 that detects the pilot pressure and outputs pilot pressure signal D, pump pressure signal P output from pressure detector 24, tilt angle signal θ output from tilt angle detector 25, rack A control rack position signal L output from the position detector 26, a mode signal F output from the mode selection switch 27, Enter the pilot pressure signal D outputted from the force detector 55, and a working machine controller 18 for outputting a control current signal R for controlling the volume except push regulator 16.
[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 lower traveling body 102, an upper swing body 103, and a front work machine 104. The upper swing body 103 is turnably mounted on the upper part of the lower travel body 102. It is attached to the front so that it can move up and down. The upper swing body 103 is provided with an engine room 105 and an operator cab 106. The front work machine 104 has an articulated structure having a boom 108, an arm 109, and a bucket 110. The lower traveling body 102, the upper swing body 103, and the front work machine 104 have left and right traveling motors 111 (only one shown), a swing motor 112, a boom cylinder 113, an arm cylinder 114, and a bucket cylinder 115 as actuators. The traveling body 102 travels by the rotation of the left and right traveling motors 111, the upper swing body 103 rotates by the rotation of the swing motor 112, and the boom 108 of the front work machine 104 rotates vertically by the expansion and contraction of the boom cylinder 113, The arm cylinder 109 rotates up and down and front and rear as the arm cylinder 114 expands and contracts, and the bucket 110 rotates up and down and front and rear as the bucket cylinder 115 expands and contracts.
[0037]
The hydraulic cylinders 3, 5 and 6 and the hydraulic motor 4 shown in FIG. 1 represent the above-described actuators. For example, the hydraulic cylinders 3, 5 and 6 are a boom cylinder 113, an arm cylinder 114, and a bucket cylinder 115. The motor 4 is a turning motor 112.
[0038]
Further, the operation lever device 50,... And the mode selection switch 27 are disposed in the cab 106, and the engine 1 and the hydraulic pump 2 are disposed in the engine room 105. Hydraulic equipment and electronic equipment such as the direction control valves 7 to 10, the engine controller 13, and the work machine controller 18 are installed at appropriate positions of the upper swing body 103.
[0039]
FIG. 3 shows the relationship between the rotational speed N of the engine 1 and the output torque Te by the fuel injection control device (electronic governor 12 and engine controller 13) that performs isochronous control.
[0040]
As shown in FIG. 3, the output torque characteristic of the engine 1 includes a characteristic of the governor region 33 (isochronous characteristic) represented by a straight line 32 and a characteristic of the entire load region represented by a curve 30. The governor region 33 is an output region where the governor opening of the electronic governor 12 is 100% or less, and the full load region is an output region where the governor opening is 100%. The governor opening 100% of the electronic governor 12 corresponds to the maximum position of the control rack of the electronic governor 12. In the figure, a broken line 31 indicates a characteristic (droop characteristic) in a governor region of a conventional mechanical governor type engine for comparison.
[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 broken line 31. It has a droop characteristic in which the rotation speed N increases. On the other hand, in the engine 1 according to the present embodiment, as indicated by the straight line 32, the isochronous control in which the engine speed N is kept constant at the rated speed N0 by the electronic governor 12 regardless of the decrease in the engine output torque Te. It has isochronous characteristics to implement. By this isochronous control, it is possible to realize low fuel consumption and low noise compared to a working machine having a mechanical governor type engine.
[0042]
FIG. 4 shows the operating characteristics of the regulator 16. 4, the horizontal axis represents the control current signal R output from the work machine controller 18, and the vertical axis represents the tilt angle of the swash plate of the hydraulic pump 2 (hereinafter simply referred to as the tilt angle of the hydraulic pump 2 or the pump tilt as appropriate). ).
[0043]
When the control current signal R is equal to or less than R1, the tilt angle of the hydraulic pump 2 is at the minimum position, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is minimum. When the control current signal R becomes larger than R1, the tilt angle of the hydraulic pump 2 increases accordingly, the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 increases, and when the control current signal R decreases, the pump 2 tilts accordingly. The turning angle becomes smaller and the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 decreases. The increase amount and the decrease amount of the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 are proportional to the increase amount and the decrease amount of the control current signal R.
[0044]
FIG. 5 is a block diagram showing the overall control flow of the hydraulic drive system and the processing functions of the work machine controller 18. The work machine controller 18 has functions of an engine load factor calculation unit 18a, a target engine load factor setting unit 18b, and a pump torque control unit 18c based on load factor control.
[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 engine 1, and an engine load factor signal LF ( Hereinafter, the output is appropriately referred to as an engine load factor LF).
[0046]
Here, the engine load factor will be described. As described with reference to FIG. 3, the output torque characteristic of the engine 1 having the electronic governor 12 is composed of the characteristic 32 of the governor region 33 and the characteristic 30 of the full load region. The governor region 33 is the opening of the governor of the electronic governor 12. This is a partial load region where the degree is 100% or less, and the full load region is an output region where the governor opening is 100%. When the governor opening degree of the electronic governor 12 is 100%, the fuel injection amount (fuel flow rate) is also 100%.
[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 electronic governor 12, and the vertical axis represents the engine load factor. The fuel flow rate (fuel injection amount of the electronic governor 12) in the engine full load state (for example, point A in FIG. 3) is the maximum, and the engine load factor at this time is 100%. The fuel flow rate 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 governor region 33 in FIG. 3), the engine load increases linearly from 0% to 100% as the engine load increases and the fuel flow rate increases. To do.
[0049]
The engine load factor calculation unit 18a calculates the engine load factor using the control rack position of the electronic governor 12 that is inexpensive and easy to install instead of the fuel flow rate. This is based on the fact that in the engine 1 having the electronic governor 12, the control rack position in the electronic governor 12 and the fuel injection amount are in a substantially linear proportional relationship. Is detected as an engine load factor of 100%, a control rack position at no load is detected and set as a load factor of 0%, and the engine load factor is calculated from the control rack position in the meantime by the following formula.
[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 governor region 33 in FIG. 3), the engine load increases linearly from 0% to 100% as the engine load increases and the control rack position increases. Increase. Instead of obtaining the load factor from the above relational expression, the engine load factor calculating unit 18a may store the relationship of FIG. 7 in a memory and refer to the control rack position signal L to obtain the engine load factor.
[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 engine controller 13.
[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 factor storage unit 118b for energy saving mode, and a switching unit 118c are provided. The normal target load factor storage unit 118a stores a normal value (for example, 90%) as the target engine load factor, and the target load factor storage unit 118b for the energy saving mode stores an energy saving value as the target engine load factor. (For example, 70%) is stored, and the switching unit 118c selects a normal value when the mode signal F for selecting the normal mode is input, and saves energy when the mode signal F for selecting the energy saving mode is input. Are selected and output as target engine load factor signals LFr, respectively.
[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 hydraulic pump 2 so that the pump absorption torque becomes the base torque TB in a standard specification engine in which the atmospheric pressure and the fuel quality are in a standard state, it is 90%. (However, the engine speed is fixed at the rated speed NO). The base torque TB is a design specification value determined by specifications required for the work machine. In this case, 90% is set as a normal value of the target engine load factor. Moreover, as the value for energy saving, a value smaller than 90% of the normal value, for example, 70% is set. How much smaller than the normal value is determined by a balance between a reduction in work amount due to a decrease in engine output and an energy saving effect.
[0058]
The pump torque control unit 18c controls the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 according to the required flow rate, and controls the increase / decrease horsepower of the hydraulic pump 2 so that the engine load factor LF is maintained at the target engine load factor LFr. is there.
[0059]
FIG. 9 shows details of the pump torque control unit 18c. The pump torque control unit 18c includes a first target pump tilt angle calculation unit 218a that calculates a target pump tilt θD for positive control, and a second target pump that calculates a target pump tilt θT for pump torque limitation based on load factor control. Tilt angle calculator 218b, minimum value selector 218c for calculating target pump tilt angle θc subjected to torque limit control, subtractor 218d for calculating tilt angle deviation Δθ of feedback control, and tilt angle deviation Δθ Each function of the control current calculation unit 218e is converted to a control current signal R.
[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 hydraulic pump 2 is calculated. This first target tilt θD is a positive control target pump tilt according to the lever operation amount (required flow rate) of the operation lever device 50 (see FIG. 1), and the pilot pressure increases in the memory table. Accordingly, the relationship between the pilot pressure and the first target pump tilt is set so that the first target pump tilt θD increases.
[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 pressure detector 24 in this pq diagram. The target displacement volume q is calculated. The pump tilt angle conversion unit 218n converts the target displacement and calculates the second target pump tilt θT of the hydraulic pump 2.
[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 subtraction unit 218d By subtracting the tilt angle signal θ from the tilt angle detector 25 from the target pump tilt angle θc, the tilt angle deviation Δθ of feedback control is calculated, and the control current calculator 218e calculates the tilt angle deviation Δθ. It is converted into a control current signal R and output to the regulator 16.
[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 hydraulic pump 2 is controlled so that the deviation approaches 0, and the deviation between the engine load factor LF and the target value LFr. When ΔLF becomes 0, constant value control is performed so that the maximum absorption torque of the hydraulic pump 2 at that time is maintained and the deviation is kept at 0.
[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, reference numeral 41 denotes a reference maximum pump absorption torque curve, which is set by Tp3 (target constant torque value Tp1 after rewriting) calculated when the load factor deviation ΔLF calculated by the subtraction unit 218g becomes zero. It is a maximum pump absorption torque curve. When the engine load factor LF is larger than the target engine load factor LFr and ΔLF <0, the pump increase / decrease torque conversion unit 218h converts the deviation ΔLF into the target increase / decrease torque increment ΔT (<0), and the integration control addition unit 218i. Then, the increment ΔT is added to the previous target constant torque value Tp1 to calculate a new target constant torque value Tp2, and the constant torque curve limiter calculation unit 218j calculates the target constant torque value Tp3 using the lower limit limiter as the lower limit. The target constant torque value Tp1 of the target displacement volume calculating unit 218m is rewritten. At this time, since ΔLF <0 and ΔT <0, Tp2 and Tp3 decrease, and the target constant torque value Tp1 rewritten by the target displacement calculating unit 218m also decreases, so the maximum pump absorption torque curve changes from 41 to 42. And move to the reduced torque side (reduced torque control). As a result, since the engine load decreases, the engine load factor LF also decreases, and ΔLF approaches zero. When the engine load factor matches the target engine load factor and ΔLF = 0, the increment ΔT also becomes 0, and the previous target constant torque value Tp1 (maximum pump absorption torque curve 42) is maintained.
[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 absorption torque curve 41 moves to the reduced torque side. Conversely, when the engine output is higher than the standard specification, the target constant torque value Tp1 when the load factor deviation ΔLF is kept at 0 increases. The reference maximum pump absorption torque curve 41 is controlled to move to the increased torque side (variation correction control). Further, the target constant torque value Tp1 when the load factor deviation ΔLF is maintained at 0 is controlled to be a value corresponding to the target engine load factor LFr.
[0070]
  For example, assume that the reference maximum pump absorption torque curve 41 shown in FIG. 11 is set when the target engine load factor is set to 90% and the engine output is in the standard specification. In this case, even if the target engine load factor is the same 90%, when the engine output is lower than the standard specification, if the reference maximum pump absorption torque curve is set to 41, ΔLF <0 and ΔT < Since it becomes 0, Tp2, Tp3, and Tp1 decrease, and the maximum pump absorption torque curve moves from 41 to 42 toward 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. On the contrary, when the engine output is higher than the standard specification, if the target constant torque value Tp1 is set to the maximum pump absorption torque curve 41, ΔLF> 0 and ΔT> 0, so Tp2, Tp3, Tp1 are The maximum pump absorption torque curve increases from 41 to 43 toward the increasing torque side (increasing torque control). When the engine load factor matches the target engine load factor and ΔLF = 0, the increment ΔT also becomes zero, and the target constant torque value Tp1 (maximum pump absorption torque curve at that time)43) Is maintained.
[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 curves 46 and 47 with respect to increase / decrease in the engine load factor. (Variation correction control).
[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 curve 48.
[0074]
The operation in the present embodiment configured as described above will be described below.
[0075]
When the operator switches the mode selection switch 27 to the normal mode position, the target engine load factor setting unit 19b in FIG. 8 selects a normal value of 90% as the target engine load factor LFr. As described above, this normal value is obtained by controlling the hydraulic pump 2 so that the pump absorption torque becomes the base torque TB in the standard engine having the atmospheric pressure and the fuel quality in the standard state. This is the value when the rate is measured. The base torque TB is a design specification value determined by the specifications required for the work implement, and the target constant torque value Tp1 when the maximum absorption torque curve 41 in FIG. 11 is set corresponds to the base torque TB.
[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 hydraulic pump 2 remains the base torque TB (the maximum absorption torque curve 41 in FIG. 11), the engine torque is not sufficient in heavy load work where the pump torque reaches the maximum absorption torque and the engine stalls. there's a possibility that. At this time, 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 (%). Similarly to the time, the maximum displacement capacity calculation unit 218m moves the maximum pump absorption torque curve from 41 in FIG. 11 to the reduced torque side, and the horsepower reduction control is performed until the engine load factor becomes 90%. As a result, as shown in FIG. 12, the reference maximum pump absorption torque curve moves from 41 to 46 toward the reduced torque side so that the horsepower control or horsepower control is performed based on the curve 46. Therefore, even if the engine output falls below the standard specification, engine stall does not occur.
[0079]
Similarly, when the performance of the engine 1 is lower than the design performance, the horsepower reduction control is performed, and the reference maximum pump absorption torque curve moves from 41 to 46 in FIG. No (variation correction control).
[0080]
Conversely, when the performance of the engine 1 is higher than the design performance, the engine output increases from the standard specification. In this case, if the maximum absorption torque of the hydraulic pump 2 remains the base torque TB (the maximum absorption torque curve 41 in FIG. 11), an excessive margin is generated in the engine torque during heavy load work in which the pump torque reaches the maximum absorption torque. The engine output cannot be used effectively. At this time, the engine load factor LF calculated by the engine load factor calculation unit 18a is a value smaller than 90%, for example, 85%, and ΔLF = 90−85 = 5 (%). Similarly, in the target displacement calculating section 218m, the maximum pump absorption torque curve moves from 41 in FIG. 11 to the increased torque side, and the horsepower control is performed until the engine load factor reaches 90%. As a result, as shown in FIG. 12, the reference maximum pump absorption torque curve moves from 41 to 47 toward the increasing torque side, so that the horsepower increase control or horsepower reduction control based on the curve 47 is performed. Thus, the engine output can be effectively utilized for the engine whose output is higher than the standard specification (variation correction control).
[0081]
Next, a case where the operator operates the mode selection switch 27 to switch to the energy saving mode position will be described.
[0082]
When the operator switches the mode selection switch 27 to the energy saving mode position, the target engine load factor LFr is switched from 90% to 70% in the target engine load factor setting unit 19b of FIG. In such a setting state, if the engine load factor LF is greater than 70%, for example, 90%, ΔLF = 70−90 = −20 (%), so that the maximum displacement absorption by the target displacement volume calculation unit 218m. The horsepower reduction control is performed until the torque curve moves from 41 in FIG. 11 to the reduced torque side and the engine load factor becomes 70%. As a result, as shown in FIG. 13, the reference maximum pump absorption torque curve moves from 41 to 48 toward the reduced torque side, so that the horsepower increase control or the horsepower reduction control based on the curve 48 is performed. Thus, the maximum load applied to the engine 1 is reduced, and fuel consumption is suppressed.
[0083]
As described above, according to the present embodiment, the engine load factor is calculated, and the maximum absorption torque of the hydraulic pump 2 is controlled so that the engine load factor is maintained at the target value. When it is small, the torque increase control of the hydraulic pump 2 is performed, and when the engine load factor becomes larger than the target value, the torque reduction control of the hydraulic pump 2 is performed. As a result, regardless of the output characteristics of the engine, In other words, even with the engine 1 that performs isochronous control, it is possible to perform control equivalent to the horsepower increase control, horsepower reduction control, and variation correction control of the hydraulic pump performed by the conventional speed sensing control, and the engine output can be effectively utilized. Work efficiency can be improved.
[0084]
Further, since the engine load factor directly related to the load of the engine 1 is detected and control is performed 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. As a result, control accuracy can be improved.
[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 hydraulic pump 2 can be arbitrarily changed, and the target value of the engine load factor can be reduced by the mode selection switch 27. The energy saving mode can be set by reducing the maximum absorption torque of the hydraulic pump, and control with reduced fuel consumption can be easily performed.
[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 hydraulic pump 2 is controlled so that the deviation approaches 0, and the deviation between the engine load factor LF and the target value LFr. When ΔLF becomes 0, constant value control is performed so that the maximum absorption torque of the hydraulic pump 2 at that time is maintained and the deviation is kept at 0, so that the above-described horsepower reduction control and horsepower control can be performed stably, and the engine output When the engine is different from the standard specification or when the target engine load factor is changed, the maximum pump absorption torque curve can be set as a reference accordingly. It becomes.
[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 mode selection switch 27 can be switched between the normal mode position and the energy saving mode position. However, the mode selection switch 27 can be continuously operated and the target engine load factor can be continuously changed. It may be.
[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

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 .

請求項１記載の作業機の油圧駆動装置において、
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 .

請求項１記載の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 .