JPH042789B2 - - Google Patents
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- Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は油圧シヨベルのように内燃機関によつ
て駆動される可変吐出量液圧ポンプを備えた作業
機械における内燃機関と液圧ポンプとを含む駆動
系の制御装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a control device for a drive system including an internal combustion engine and a hydraulic pump in a working machine such as a hydraulic excavator that is equipped with a variable displacement hydraulic pump driven by an internal combustion engine. .
従来、油圧シヨベルのように、内燃機関と油圧
ポンプを駆動して油圧動力を発生する作業機械に
おいて、内燃機関の出力を油圧ポンプの入力とし
て有効に利用する手段として、
(イ) 個別制御方式
(ロ) クロスセンシング方式
(ハ) エンジンスピードセンシング方式
の３種類の制御方式が用いられていた。
Conventionally, in working machines such as hydraulic excavators that drive an internal combustion engine and a hydraulic pump to generate hydraulic power, (a) Individual control system ( Three types of control methods were used: (b) cross-sensing method (c) engine speed sensing method.
(イ)の個別制御方式は、例えば油圧ポンプが２台
の場合には、それぞれの油圧ポンプに内燃機関の
最大出力馬力の1/2ずつ配分し、それぞれの油圧
ポンプの回路圧力を単独に検出してポンプの吐出
量を制御する方式である。この方式では、片方の
油圧ポンプが無負荷の場合でも、もう一方の油圧
ポンプはその余剰馬力を活用することができず、
不具合なことがある。 For example, in the case of two hydraulic pumps, the individual control method (b) allocates 1/2 of the internal combustion engine's maximum output horsepower to each hydraulic pump, and detects the circuit pressure of each hydraulic pump independently. This method controls the discharge amount of the pump. With this method, even if one hydraulic pump is under no load, the other hydraulic pump cannot utilize its surplus horsepower.
There may be some problems.
(ロ)のクロスセンシング方式は、２台の油圧ポン
プでそれぞれの回路圧力を相互に伝達し合うこと
により、片方の油圧ポンプの負荷が軽いときには
他方の油圧ポンプがその余剰の馬力の一部を利用
できるようにしたものである。この方式は馬力制
御の面では個別制御方式より優れているが、ポン
プ吐出量を制御するレギユレータの構造が複雑に
なる。 The cross-sensing method (b) uses two hydraulic pumps to mutually transmit their respective circuit pressures, so that when the load on one hydraulic pump is light, the other hydraulic pump uses a portion of its excess horsepower. It has been made available. Although this method is superior to the individual control method in terms of horsepower control, the structure of the regulator that controls the pump discharge amount is complicated.
それに対して(ハ)のエンジンスピードセンシング
方式は内燃機関の回転数低下を検出して油圧ポン
プの吐出量を制限するものであり、馬力利用の面
からは最も優れた方式である。その従来例として
は、例えばSAE−paper 760687（T.P.Neal 著
Electrohydraulic Control of Hydrostatic
Transmissions）がある。この方法は内燃機関の
回転数低下を検出して油圧ポンプの傾転角に制限
を加えるという点では原理的にすぐれたものであ
る。このSAE−paper760687に記載の油圧ポンプ
の制御装置（以下適宜「アンチストール回路」と
いう）においては、内燃機関のストールを防止す
るため、アクセルレバーの変位を検出するポテン
シヨメータの出力信号と内燃機関の実際の回転数
を検出する回転検出器の出力信号の偏差ΔNを演
算し、その偏差ΔNがある値以上に増大すると油
圧ポンプの斜板傾転角（ポンプ吐出量）を減少さ
せ、液圧ポンプの入力トルクを制限するようにし
ている。 On the other hand, the engine speed sensing method (c) detects a decrease in the rotational speed of the internal combustion engine and limits the discharge amount of the hydraulic pump, and is the most excellent method in terms of horsepower utilization. As a conventional example, for example, SAE-paper 760687 (authored by TPNeal)
Electrohydraulic Control of Hydrostatic
Transmissions). This method is excellent in principle in that it detects a drop in the rotational speed of the internal combustion engine and limits the tilting angle of the hydraulic pump. In the hydraulic pump control device (hereinafter referred to as "anti-stall circuit") described in this SAE-paper 760687, in order to prevent the internal combustion engine from stalling, the output signal of the potentiometer that detects the displacement of the accelerator lever and the internal combustion engine Calculate the deviation ΔN of the output signal of the rotation detector that detects the actual rotation speed of The input torque of the pump is limited.
ところで、上記SAE−paper760687に記載の制
御装置には以下に述べるような問題点があつた。
即ち、内燃機関の出力を最大限有効に油圧ポンプ
で使うには燃料噴射量が最大値になる直前に油圧
ポンプの斜板傾転角が減少するように制御する必
要がある。しかし、一般に、内燃機関の燃料噴射
量の制御には、アンチストール回路とは別にメカ
ニカルオールスピードガバナを用いている。この
ため、上記従来装置では燃料噴射量が最大値にな
る直前に斜板傾転角が減少するように制御するこ
とは困難であつた。即ち、メカニカルオールスピ
ードガバナはフライウエイトの遠心力とばねの釣
り合いで燃料噴射量を制御するものであり、フラ
イウエイトの遠心力は出力回転数の２乗に比例す
るため、アクセルレバーによる設定回転数が異な
ると回転数偏差ΔNの増減による燃料噴射量の調
整量が異なつてしまう。それ故、たとえ定格出力
を発生する回転数で最大燃料噴射量に達する回転
数偏差ΔNの値とアンチストール回路の斜板傾転
量の減少を開始する回転数偏差ΔNの値を一致す
るように設定できたとしても、アクセルレバーで
設定回転数を変えるとこれらの値には“ずれ”を
生じ内燃機関の出力を有効に油圧ポンプの入力と
して利用できなくなる。
By the way, the control device described in SAE-paper 760687 has the following problems.
That is, in order to use the output of the internal combustion engine most effectively with the hydraulic pump, it is necessary to control the swash plate tilt angle of the hydraulic pump to decrease immediately before the fuel injection amount reaches its maximum value. However, in general, a mechanical all-speed governor is used in addition to the anti-stall circuit to control the fuel injection amount of an internal combustion engine. For this reason, in the conventional device described above, it is difficult to control the swash plate tilt angle to decrease immediately before the fuel injection amount reaches its maximum value. In other words, the mechanical all-speed governor controls the fuel injection amount by the balance between the centrifugal force of the flyweight and the spring.Since the centrifugal force of the flyweight is proportional to the square of the output rotational speed, the rotational speed set by the accelerator lever If the values are different, the amount of adjustment of the fuel injection amount due to the increase/decrease in the rotational speed deviation ΔN will be different. Therefore, even if the value of the rotational speed deviation ΔN that reaches the maximum fuel injection amount at the rotational speed that generates the rated output is the same as the value of the rotational speed deviation ΔN that starts reducing the amount of tilting of the swash plate in the anti-stall circuit. Even if they can be set, changing the set rotation speed using the accelerator lever will cause a "discrepancy" in these values, making it impossible to effectively use the output of the internal combustion engine as input to the hydraulic pump.
また、メカニカルオールスピードガバナのレギ
ユレーシヨン領域は、設定回転数が500〜
2000rpmと広い範囲に対して150rpmと非常にわ
ずかである。そして、当該メカニカルオールスピ
ードガバナはこの150rpm間で最低燃料噴射量か
ら最大燃料噴射量まで、即ち、内燃機関の最低出
力から最高出力までを制御している。ところで、
前述のように内燃機関の出力を油圧ポンプで最大
限有効に利用するには、内燃機関の最大燃料噴射
量の直前にアンチストール回路の斜板傾転量の減
少開始点を正確に設定しなければならないし、し
かも、内燃機関のいかなる設定回転数においても
上記減少開始点の正確な設定が必要である。しか
しながら、上間のようにメカニカルオールスピー
ドガバナのレギユレーシヨン領域が極めて僅かで
あるため、製品毎の僅かな製作誤差又は組立誤
差、あるいは経年変化による誤差が大きく影響
し、上記減少開始点の設定は極めて困難である。 In addition, the regulation range of the mechanical all-speed governor is set at a rotation speed of 500~
It is very small at 150 rpm compared to the wide range of 2000 rpm. The mechanical all-speed governor controls from the minimum fuel injection amount to the maximum fuel injection amount, that is, from the minimum output to the maximum output of the internal combustion engine, within this 150 rpm range. by the way,
As mentioned above, in order to make the most effective use of the output of the internal combustion engine with the hydraulic pump, the point at which the swash plate tilting amount of the anti-stall circuit begins to decrease must be accurately set just before the maximum fuel injection amount of the internal combustion engine. Moreover, it is necessary to accurately set the above-mentioned reduction start point at any set rotational speed of the internal combustion engine. However, since the regulation range of the mechanical all-speed governor is extremely small as in Uema, slight manufacturing errors or assembly errors for each product, or errors due to aging can have a large effect, making it extremely difficult to set the above-mentioned reduction starting point. Have difficulty.
また、たとえ燃料噴射量の制御に電子素子を使
用する電子ガバナを用いても、抵抗やコンデンサ
やオペアンプ等の電子部品の精度のバラツキから
同様の問題を生じる。 Further, even if an electronic governor using electronic elements is used to control the fuel injection amount, similar problems arise due to variations in accuracy of electronic components such as resistors, capacitors, and operational amplifiers.
本発明の目的は、上記従来技術における課題を
解決し、燃料噴射量と油圧ポンプの入力トルクの
設定関係を、内燃機関におけるいかなる設定回転
数においても予め設定した通りに維持することが
でき、これにより内燃機関の出力を最大限有効に
油圧ポンプで使うことができ、かつ、制御系の安
定性の良い内燃機関と液圧ポンプとを含む駆動系
の制御装置を提供するにある。 An object of the present invention is to solve the above-mentioned problems in the prior art, and to maintain the setting relationship between the fuel injection amount and the input torque of the hydraulic pump as set in advance at any set rotation speed of the internal combustion engine. To provide a control device for a drive system including an internal combustion engine and a hydraulic pump, in which the output of an internal combustion engine can be used most effectively with a hydraulic pump, and the control system has good stability.
上記の目的を達成するため、本発明は、燃料噴
射ポンプの燃料噴射量の調整により制御される内
燃機関と、この内燃機関により駆動される少なく
とも１つの可変容量型液圧ポンプとを含む駆動系
に対し、前記内燃機関の目標回転数を設定しそれ
に対応する目標回転数信号を発生する操作装置
と、前記内燃機関の出力回転数を検出しそれに対
応する出力回転数信号を発生する回転数検出装置
と、前記目標回転数信号と前記出力回転数信号と
の差である回転数偏差信号を演算する演算装置
と、前記回転数偏差信号が所定の設定値を超える
と当該回転数偏差信号の増加に伴い前記液圧ポン
プの入力トルクを減少させる入力トルク減少手段
とを備えた内燃機関と液圧ポンプとを含む駆動系
の制御装置において、前記入力トルク減少手段で
用いられるのと同じ回転数偏差信号に基づきその
増加に伴い前記燃料噴射ポンプの目標ラツク変位
量を増加させ前記回転数偏差信号が前記設定値付
近の他の設定値に達すると前記目標ラツク変位量
の増加を抑制する関数を記憶する第１の記憶部
と、この記憶部から取り出される目標ラツク変位
量により前記燃料噴射ポンプのラツク位置を調整
して燃料噴射量を制御する燃料噴射量制御装置と
を設け、かつ、前記入力トルク減少手段を、前記
液圧ポンプの吐出圧力を検出しそれに対応する圧
力信号を発生する圧力検出装置と、前記所定の設
定値を超える各回転数偏差信号毎に前記圧力信号
に対し入力トルクを予め定められた値とするよう
な傾転量目標値を記憶する第２の記憶部と、当該
第２の記憶部から取り出された傾転量目標値によ
り前記液圧ポンプの斜板傾転角を制御する斜板傾
転角制御装置とで構成したことを特徴とする。
To achieve the above object, the present invention provides a drive system that includes an internal combustion engine that is controlled by adjusting the fuel injection amount of a fuel injection pump, and at least one variable displacement hydraulic pump that is driven by the internal combustion engine. an operating device that sets a target rotational speed of the internal combustion engine and generates a target rotational speed signal corresponding thereto; and a rotational speed detection device that detects an output rotational speed of the internal combustion engine and generates an output rotational speed signal corresponding thereto. an arithmetic device that calculates a rotation speed deviation signal that is the difference between the target rotation speed signal and the output rotation speed signal; and an arithmetic device that calculates a rotation speed deviation signal that is the difference between the target rotation speed signal and the output rotation speed signal, and an increase in the rotation speed deviation signal when the rotation speed deviation signal exceeds a predetermined set value. In a control device for a drive system including an internal combustion engine and a hydraulic pump, the same rotational speed deviation as that used by the input torque reducing means is provided. A function is stored that increases the target rack displacement amount of the fuel injection pump in accordance with the increase in the signal, and suppresses the increase in the target rack displacement amount when the rotation speed deviation signal reaches another set value near the set value. and a fuel injection amount control device that controls the fuel injection amount by adjusting the rack position of the fuel injection pump according to the target rack displacement amount retrieved from the storage section, and The reducing means includes a pressure detection device that detects the discharge pressure of the hydraulic pump and generates a pressure signal corresponding thereto, and a pressure detection device that detects the discharge pressure of the hydraulic pump and generates a pressure signal corresponding thereto; a second storage section that stores a tilting amount target value such that the tilting amount is set to a predetermined value; and a tilting amount target value retrieved from the second storage section to set the swash plate tilting angle of the hydraulic pump. The present invention is characterized in that it is configured with a swash plate tilt angle control device.
操作装置で目標回転数Nrを与えると、この目
標回転数Nrと内燃機関の出力回転数Neから回転
数偏差信号ΔNを求め、この回転数偏差信号ΔN
に基づいて第１の記憶部から目標ラツク変位量Ｍ
を求め、ラツク位置が目標ラツク変位量Ｍになる
ように燃料噴射量を制御する。同時に、上記と同
一の回転数偏差信号ΔNと油圧ポンプの吐出圧力
Ｐに基づいて第２の記憶部から目標斜板傾転量
XHを取出し、斜板傾斜角がこの値になるように
制御する。
When the target rotation speed Nr is given by the operating device, the rotation speed deviation signal ΔN is calculated from this target rotation speed Nr and the output rotation speed Ne of the internal combustion engine, and this rotation speed deviation signal ΔN
The target rack displacement amount M is calculated from the first storage unit based on
is determined, and the fuel injection amount is controlled so that the rack position becomes the target rack displacement amount M. At the same time, the target swash plate tilting amount is stored in the second storage section based on the same rotational speed deviation signal ΔN as above and the discharge pressure P of the hydraulic pump.
Take out X H and control the swash plate inclination angle to this value.
油圧ポンプの負荷が大きくなつていくと内燃機
関の出力回転数Neは低下し回転数偏差信号ΔN
はだんだん大きくなり、目標ラツク変位量Ｍは次
第に大きくなり、燃料噴射量が増加するように制
御され、内燃機関の出力は増大する。更に、油圧
ポンプの負荷が増大すると回転数偏差信号ΔNは
前記他の設定値ΔN1に達し、燃料噴射量の増加
が制限される。一方、油圧ポンプ側では上記設定
値ΔN1と近接した値ΔN0を超えた時点から、油
圧ポンプの入力トルク減少手段における第２の記
憶部から取出された目標斜板傾転量XHにより予
め定められた入力トルクとなるように斜板の傾転
量が制御され、この結果、油圧ポンプのトルクを
減少させるので、内燃機関の出力特性と油圧ポン
プの入力トルクとの整合を容易に行うことができ
る。 As the load on the hydraulic pump increases, the output rotation speed Ne of the internal combustion engine decreases and the rotation speed deviation signal ΔN
The target rack displacement amount M gradually increases, the fuel injection amount is controlled to increase, and the output of the internal combustion engine increases. Further, when the load on the hydraulic pump increases, the rotational speed deviation signal ΔN reaches the other set value ΔN 1 , and the increase in the fuel injection amount is restricted. On the other hand, on the hydraulic pump side, from the time when the value ΔN 0, which is close to the set value ΔN 1 , is exceeded, the target swash plate tilting amount The amount of tilting of the swash plate is controlled to achieve a predetermined input torque, and as a result, the torque of the hydraulic pump is reduced, making it easy to match the output characteristics of the internal combustion engine and the input torque of the hydraulic pump. I can do it.
しかも、設定値ΔN1，ΔN0の設定は予め第１
および第２の記憶部に記憶させておくので正確に
設定できるとともに、燃料噴射量および油圧ポン
プの斜板傾転量の目標値を同じ回転数偏差信号を
使用して制御しているので、たとえ操作装置で目
標回転数をどのような目標回転数に設定しても、
両者の関係は精度よく再現できる。 Moreover, the setting values ΔN 1 and ΔN 0 are set in advance by the first
The same rotational speed deviation signal is used to control the target values for the fuel injection amount and the hydraulic pump swash plate tilting amount, so it can be set accurately. No matter what target rotation speed you set with the operating device,
The relationship between the two can be reproduced with high accuracy.
また油圧ポンプの斜板傾転量の制御で、制御す
べき入力トルクを回転数偏差信号ΔNおよび油圧
ポンプの吐出圧力Ｐから目標斜板傾転量XHとし
て求めているので、吐出圧力Ｐの変化に対して安
定した制御系を得ることができる。 In addition, in controlling the amount of tilting of the swash plate of the hydraulic pump, the input torque to be controlled is determined as the target amount of tilt of the swash plate XH from the rotational speed deviation signal ΔN and the discharge pressure P of the hydraulic pump. A control system that is stable against changes can be obtained.
以下、本発明を図示の実施例に基づいて説明す
る。
Hereinafter, the present invention will be explained based on illustrated embodiments.
第１図は本発明の制御装置の一実施例に係る内
燃機関とと可変吐出量ポンプとの系を示す系統図
である。第１図において、１は内燃機関、２およ
び３は内燃機関１によつて駆動される可変吐出量
油圧ポンプ（以下、単に油圧ポンプという。）で
ある。４および５はそれぞれ油圧ポンプ２および
３の斜板（もしくは斜軸、以下、斜板で代表す
る。）の傾転角を制御する斜板操作機構で、その
具体的構成例は第３図に示してある。６は内燃機
関１の燃料噴射ポンプで、この燃料噴射ポンプ６
はこれに設けたラツクを操作することにより所望
量の燃料を内燃機関に供給する。この燃料噴射ポ
ンプ６のラツク駆動手段の具体的な構成例は第２
図に示してある。７は内燃機関１のスロツトルレ
バー（図示せず）の操作量検出器、８，９は油圧
ポンプ２，３の斜板傾転量の最大値を外部から操
作するための操作レバー（図示せず）の操作量検
出器、１０は内燃機関１の出力回転数を検出する
検出器、１１は燃料噴射ポンプ６のラツク変位を
検出する検出器である。１２は内燃機関１の制御
装置で、この制御装置１２は検出器７からのスロ
ツトルレバーの操作量信号（内燃機関１の回転数
の目標値）７ａ、検出器１０からの内燃機関１の
回転数信号１０ａおよび検出器１１からの燃料噴
射ポンプ６のラツク変位信号１１ａに基づいてラ
ツク操作信号１２ａを燃料噴射ポンプ６へ出力す
ると共に、内燃機関１の回転数偏差信号１２ｂを
油圧ポンプ２，３の制御装置１３へ出力する。 FIG. 1 is a system diagram showing a system of an internal combustion engine and a variable displacement pump according to an embodiment of the control device of the present invention. In FIG. 1, 1 is an internal combustion engine, and 2 and 3 are variable displacement hydraulic pumps (hereinafter simply referred to as hydraulic pumps) driven by the internal combustion engine 1. In FIG. 4 and 5 are swash plate operating mechanisms for controlling the tilting angle of the swash plate (or slant shaft, hereinafter referred to as swash plate) of the hydraulic pumps 2 and 3, respectively, and a specific example of its configuration is shown in FIG. It is shown. 6 is a fuel injection pump for the internal combustion engine 1;
supplies the desired amount of fuel to the internal combustion engine by operating a rack provided thereon. A specific example of the structure of the easy drive means for the fuel injection pump 6 is described in the second section.
It is shown in the figure. Reference numeral 7 indicates an operation amount detector for a throttle lever (not shown) of the internal combustion engine 1, and reference numerals 8 and 9 indicate operation levers (not shown) for externally controlling the maximum value of the swash plate tilting amount of the hydraulic pumps 2 and 3. 1) is a detector for detecting the output rotation speed of the internal combustion engine 1; and 11 is a detector for detecting the displacement of the fuel injection pump 6. Reference numeral 12 denotes a control device for the internal combustion engine 1, and this control device 12 receives a throttle lever operation amount signal (target value of the rotational speed of the internal combustion engine 1) 7a from the detector 7 and a rotational speed of the internal combustion engine 1 from the detector 10. Based on the numerical signal 10a and the rack displacement signal 11a of the fuel injection pump 6 from the detector 11, a rack operation signal 12a is output to the fuel injection pump 6, and a rotation speed deviation signal 12b of the internal combustion engine 1 is output to the hydraulic pumps 2, 3. output to the control device 13 of.
油圧ポンプ２，３の制御装置１３は油圧ポンプ
２の斜板傾転量の外部操作信号８ａ、油圧ポンプ
３の斜板傾転量の外部操作信号９ａ、油圧ポンプ
２の斜板傾転量信号４ａ、油圧ポンプ３の斜板傾
転量信号５ａ、圧力検出器１４で検出した油圧ポ
ンプ２の吐出圧力信号１４ａ、圧力検出器１５で
検出した油圧ポンプ３の吐出圧力信号１５ａおよ
び内燃機関１の制御装置１２から与えられる内燃
機関１の回転数偏差信号１２ｂに基づいて、油圧
ポンプ２の斜板操作信号１３ａおよび油圧ポンプ
５の斜板操作信号１３ｂをそれぞれの油圧ポンプ
の斜板操作機構４，５に出力する。 The control device 13 of the hydraulic pumps 2 and 3 receives an external operation signal 8a for the amount of tilting of the swash plate of the hydraulic pump 2, an external operation signal 9a for the amount of tilt of the swash plate of the hydraulic pump 3, and a signal for the amount of tilt of the swash plate of the hydraulic pump 2. 4a, a swash plate tilting amount signal 5a of the hydraulic pump 3, a discharge pressure signal 14a of the hydraulic pump 2 detected by the pressure detector 14, a discharge pressure signal 15a of the hydraulic pump 3 detected by the pressure detector 15, and a discharge pressure signal 15a of the internal combustion engine 1 detected by the pressure detector 15. Based on the rotation speed deviation signal 12b of the internal combustion engine 1 given from the control device 12, the swash plate operation signal 13a of the hydraulic pump 2 and the swash plate operation signal 13b of the hydraulic pump 5 are transmitted to the swash plate operation mechanism 4, Output to 5.
前述した燃料噴射ポンプ６およびラツク操作装
置の具体的実施例を第２図について説明する。こ
の図において第１図と同符号のものは同一部分を
示す。内燃機関１への燃料噴射量はラツク１６の
変位と関数関係にある。このラツク１６は可動線
輪１７によつて駆動される。１８はヨーク、１９
は永久磁石、２０はラツク戻しばねである。２１
は電流増幅器で、この電流増幅器２１は内燃機関
１の制御装置１２からのラツク操作信号１２ａを
受けて、直流電流信号もしくはパルス幅変調信号
２１ａの形にして、可動線輪１７を駆動する。ラ
ツク変位検出器１１はその出力を増幅器もしくは
波形整形回路２２を介して、ラツク変位信号１１
ａとして内燃機関１の制御装置１２に帰還する。 A specific embodiment of the above-mentioned fuel injection pump 6 and rack operating device will be described with reference to FIG. In this figure, the same reference numerals as in FIG. 1 indicate the same parts. The amount of fuel injected into the internal combustion engine 1 is in a functional relationship with the displacement of the rack 16. This rack 16 is driven by a moving train 17. 18 is York, 19
is a permanent magnet, and 20 is a easy return spring. 21
is a current amplifier, and this current amplifier 21 receives the rack operation signal 12a from the control device 12 of the internal combustion engine 1 and drives the movable wire wheel 17 in the form of a direct current signal or a pulse width modulation signal 21a. The rack displacement detector 11 sends its output through an amplifier or a waveform shaping circuit 22 to generate a rack displacement signal 11.
It is returned to the control device 12 of the internal combustion engine 1 as a.
前述した油圧ポンプ２の斜板操作機構４の具体
的実施例を第３図について説明する。この図にお
いて第１図と同符号のものは同一部分を示す。油
圧ポンプ２の斜板２ａは油圧シリンダ２３ａおよ
び２３ｂで駆動される。油圧シリンダ２３ａ，２
３ｂは４個の２位置２方電磁弁２４〜２７で制御
される。すなわち電磁弁２４および２５のソレノ
イド２４ａおよび２５ａを励磁すると、パイロツ
ト油圧源２８からの圧油が油圧シリンダ２３ａに
作用すると共に、油圧シリンダ２３ｂはタンク２
９につながるから、油圧ポンプ２の斜板２ａの傾
斜量は増加する。逆に電磁弁２６，２７のソレノ
イド２６ａ，２７ａを励磁すると、油圧ポンプ２
の斜板傾転量は減少する。そして電磁弁２５，２
７のソレノイド２５ａ，２７ａを励磁すると、電
磁弁２４〜２７はすべて回路を閉じるから、油圧
ポンプ２の斜板傾転量はその状態を維持する。３
０は油圧ポンプ２の斜板２ａの傾転量を検出する
検出器で、その出力信号は増幅量もしくは波形整
形回路３１を介して斜板傾転量信号４ａとしてポ
ンプの制御装置１３へ帰還される。油圧ポンプ３
の斜板操作機構５についても同様に構成されてい
るので、その詳細な説明は省略する。 A specific embodiment of the swash plate operating mechanism 4 of the hydraulic pump 2 described above will be described with reference to FIG. In this figure, the same reference numerals as in FIG. 1 indicate the same parts. The swash plate 2a of the hydraulic pump 2 is driven by hydraulic cylinders 23a and 23b. Hydraulic cylinder 23a, 2
3b is controlled by four two-position two-way solenoid valves 24-27. That is, when the solenoids 24a and 25a of the electromagnetic valves 24 and 25 are energized, pressure oil from the pilot hydraulic pressure source 28 acts on the hydraulic cylinder 23a, and the hydraulic cylinder 23b acts on the tank 2.
9, the amount of inclination of the swash plate 2a of the hydraulic pump 2 increases. Conversely, when the solenoids 26a and 27a of the electromagnetic valves 26 and 27 are energized, the hydraulic pump 2
The amount of tilting of the swash plate decreases. and solenoid valve 25,2
When the solenoids 25a and 27a of No. 7 are energized, all the electromagnetic valves 24 to 27 close their circuits, so that the amount of tilting of the swash plate of the hydraulic pump 2 remains in that state. 3
0 is a detector that detects the amount of tilting of the swash plate 2a of the hydraulic pump 2, and its output signal is fed back to the pump control device 13 as a swash plate tilt amount signal 4a via an amplification amount or waveform shaping circuit 31. Ru. hydraulic pump 3
Since the swash plate operating mechanism 5 is similarly configured, a detailed explanation thereof will be omitted.
次に内燃機関１の制御装置１２における制御手
順を第４図について説明する。第４図は制御装置
１２としてマイクロコンピユータを用いた場合の
制御フローチヤートである。 Next, the control procedure in the control device 12 of the internal combustion engine 1 will be explained with reference to FIG. FIG. 4 is a control flowchart when a microcomputer is used as the control device 12.
まず最初に手順40で状態量、すなわちスロツト
ルレバー操作量（目標回転数Nr）、出力回転数
Neおよびラツク変位Ｚを読込んで、制御装置１
２の記憶部におけるしかるべき記憶番地へ記憶す
る。次に手順41で内燃機関１の回転数偏差ΔN＝
Nr−Neを演算して、その結果を記憶するととも
に、手順42で回転数偏差ΔNの値を信号１２ｂと
して油圧ポンプの制御装置１３へ出力する。次
に、目標回転数Nrの値からアイドリングか否か
を判断し、アイドリング状態ならば、手順44で、
予め読み出し専用メモリ（ROM）に書込まれて
いるアイドリング時のラツク変位目標関数Ｍ＝fi
（ΔN）を照会し、アイドリング時のラツク変位
目標値Ｍの値を決めて手順45へ移る。 First, in step 40, the state quantities, namely the throttle lever operation amount (target rotation speed Nr), output rotation speed
After reading Ne and easy displacement Z, control device 1
The data is stored at an appropriate memory address in the memory section No.2. Next, in step 41, the rotation speed deviation ΔN of internal combustion engine 1 is
Nr-Ne is calculated and the result is stored, and in step 42, the value of the rotation speed deviation ΔN is outputted to the hydraulic pump control device 13 as a signal 12b. Next, it is determined whether or not it is idling from the value of the target rotation speed Nr, and if it is idling, in step 44,
Rack displacement target function M = fi during idling, which is written in advance in read-only memory (ROM)
(ΔN), determine the target value of easy displacement during idling M, and proceed to step 45.
ここで、ラツク変位目標関数は第５図に示すよ
うな形をしている。すなわち、回転数偏差ΔNに
対してラツク変位目標値Ｍは単調増加関数であ
る。第５図で関数ｆ（ΔN）は予め定められた設
定値ΔN1を折点とする折線関数として示したが、
必ずしもこのような折線ではなく、曲線であつて
も良い。なお、折線関数とすることにより、内燃
機関の出力特性を適切な特性に変化させることが
できる。また、ラツク変位目標値関数として、ア
イドリング時、中速時および高速時の３種類を準
備し、目標回転数Nrに応じて使い分ける方式も
ある。第４図はこの方式を示している。すなわち
手順43でアイドリング状態でない場合には手順46
で中速か高速かを判断し（中速回転範囲の最大値
が値Nroで示されている）、その結果、高速であ
るならば、手順47で高速時用のラツク変位目標値
関数Ｍ＝fh（ΔN）を照会し、このときのラツク変
位目標値Ｍの値を決めてから手順45へ移る。また
中速時の場合には手順48で中速時用のラツク変位
目標値関数Ｍ＝fp（ΔN）を照会して、このときの
ラツク変位目標値Ｍの値を決めてから手順45へ移
る。 Here, the rack displacement objective function has a form as shown in FIG. That is, the rack displacement target value M is a monotonically increasing function with respect to the rotational speed deviation ΔN. In Fig. 5, the function f(ΔN) is shown as a broken line function with a predetermined set value ΔN 1 as the breaking point.
It is not necessarily a broken line like this, but may be a curved line. Note that by using a polygonal line function, the output characteristics of the internal combustion engine can be changed to appropriate characteristics. There is also a method in which three types of easy displacement target value functions are prepared, one for idling, one for medium speed, and one for high speed, and used depending on the target rotational speed Nr. Figure 4 shows this method. In other words, if it is not idling in step 43, step 46
Determine whether it is medium speed or high speed (the maximum value of the medium speed rotation range is indicated by the value Nro), and if it is high speed, in step 47, set the easy displacement target value function M= for high speed. After inquiring f h (ΔN) and determining the value of the rack displacement target value M at this time, the process moves to step 45. In addition, in the case of medium speed, refer to the easy displacement target value function M=f p (ΔN) for medium speed in step 48, determine the value of the easy displacement target value M at this time, and then proceed to step 45. Move.
手順45では出力回転数Neから、ROMに予め書
込まれているラツク変位目標値Ｍの最大値Mnax
＝ｇ（Ne）を照会し、次の手順46ではこのラツク
変位目標値Ｍの値とその最大値Mnaxとの値を比
較する。そしてＭ＞Mnaxならば、手順47でＭの
値をMnaxと置換えて手順48に移る。もしＭ
MnaxならばＭの値を変えずに手順48に移る。 In step 45, the maximum value M nax of the easy displacement target value M written in advance in the ROM is calculated from the output rotation speed Ne.
=g(Ne), and in the next step 46, the value of this rack displacement target value M and its maximum value M nax are compared. If M>M nax , in step 47 the value of M is replaced with M nax and the process moves to step 48. If M
If M nax , proceed to step 48 without changing the value of M.
ラツク変位目標値の最大値Mnax＝ｇ（Ne）は
出力回転数Neに対して第６図に示すように低下
する関係になつている。この目的は次の通りであ
る。すなわち、一般に燃料噴射ポンプ６の１サイ
クル当りの燃料噴射量は、ラツク変位が著しい場
合、内燃機関１の回転数が増加するにつれて増大
する性質がある。したがつて回転数の低下につれ
て出力トルクが低下する。そこで低回転域でのト
ルクを確保するために、ラツク変位の最大値を大
きく調整しておくと、高速回転域での燃料噴射量
が多くなりすぎて不完全燃焼が起こり、内燃機関
１から黒煙が吹き出す。このような問題点を克服
するために、第６図に示したように出力回転数
Neとラツク変位の目標値の最大値Mnaxとの関係
を右下がりの特性にしておけばよい。これをアン
グライヒ（angleich）特性と呼んでいる。この特
性は機械式ガバナでは非常に複雑な機構を組合わ
せて実現しているが、マイクロコンピユータを制
御装置として用いると、非常に簡単に実現するこ
とができる。 The maximum value M nax =g(Ne) of the rack displacement target value is in a relationship that decreases with respect to the output rotational speed Ne as shown in FIG. The purpose of this is as follows. That is, in general, the amount of fuel injected per cycle of the fuel injection pump 6 tends to increase as the rotational speed of the internal combustion engine 1 increases when the slack displacement is significant. Therefore, as the rotational speed decreases, the output torque decreases. Therefore, if the maximum value of the easy displacement is adjusted to a large value in order to secure torque in the low rotation range, the amount of fuel injected in the high rotation range will become too large and incomplete combustion will occur, causing the internal combustion engine 1 to black out. Smoke blows out. In order to overcome these problems, the output rotation speed is increased as shown in Figure 6.
The relationship between Ne and the maximum value M nax of the target value of easy displacement may be set to a downward-sloping characteristic. This is called the Angreich characteristic. Although this characteristic is achieved by a combination of very complex mechanisms in a mechanical governor, it can be achieved very easily by using a microcomputer as the control device.
以上のようにしてラツク変位の目標値Ｍを決め
た後、第４図に示す手順48ではラツク変位目標値
Ｍとラツク変位Ｚとからラツク変位偏差ΔZを演
算し、手順49でその値を第３図に示す電流増幅器
２１に出力し、始めに戻る。 After determining the target value M of the rack displacement as described above, the rack displacement deviation ΔZ is calculated from the target rack displacement value M and the rack displacement Z in step 48 shown in FIG. The current is output to the current amplifier 21 shown in FIG. 3, and the process returns to the beginning.
次にポンプの制御装置１３における制御手順を
第７図について説明する。第７図はポンプの制御
装置１３をマイクロコンピユータを用いて実現し
た場合の制御フローチヤートである。 Next, the control procedure in the pump control device 13 will be explained with reference to FIG. FIG. 7 is a control flowchart when the pump control device 13 is implemented using a microcomputer.
まず手順50で油圧ポンプ２に関する駆動系の状
態量、すなわち油圧ポンプ２の外部操作信号XL、
斜板傾転量Ｙ、回転圧力Ｐおよび内燃機関１の回
転数偏差ΔNを読込み記憶する。続いて手順51で
入力トルク制御関数f1（ΔN，Ｐ）に基づく斜板傾
転量指令値XHを決定する。この斜板傾転量指令
値XHを決定する手順について説明する。 First, in step 50, the state quantity of the drive system related to the hydraulic pump 2, that is, the external operation signal X L of the hydraulic pump 2,
The swash plate tilting amount Y, the rotational pressure P, and the rotational speed deviation ΔN of the internal combustion engine 1 are read and stored. Next, in step 51, a swash plate tilting amount command value X H is determined based on the input torque control function f 1 (ΔN, P). The procedure for determining this swash plate tilting amount command value XH will be explained.
油圧ポンプ２の入力トルクＴは油圧ポンプ２の
斜板傾転量Ｙと吐出圧力Ｐとの積に比例する。そ
して、本実施例において、入力トルクＴは内燃機
関１の出力回転数Neの増減、すなわち回転数偏
差ΔNの減増に従つて制御されることになる。こ
のような制御における回転数偏差ΔNに対する油
圧ポンプの入力トルクＴの関係を第８図に示す。
すなわち油圧ポンプの入力トルクＴは、ΔN≦
ΔN0（値ΔN0は所定の設定値）では最大値Tnaxで
あり、回転数偏差ΔNが設定値ΔN0を超えると回
転数偏差ΔNの増加とともに減少し、回転数偏差
ΔNがある設定値ΔNnaxを超えると入力トルクＴ
は最小値T0となるように決定される。 The input torque T of the hydraulic pump 2 is proportional to the product of the swash plate tilting amount Y of the hydraulic pump 2 and the discharge pressure P. In this embodiment, the input torque T is controlled in accordance with the increase or decrease in the output rotational speed Ne of the internal combustion engine 1, that is, in accordance with the decrease or increase in the rotational speed deviation ΔN. FIG. 8 shows the relationship between the input torque T of the hydraulic pump and the rotational speed deviation ΔN under such control.
In other words, the input torque T of the hydraulic pump is ΔN≦
At ΔN 0 (the value ΔN 0 is a predetermined set value), it is the maximum value T nax , and when the rotation speed deviation ΔN exceeds the set value ΔN 0 , it decreases with the increase of the rotation speed deviation ΔN, and at the set value with the rotation speed deviation ΔN If ΔN nax is exceeded, the input torque T
is determined to be the minimum value T 0 .
ところで、さきに述べたように、油圧ポンプの
入力トルクＴは油圧ポンプの吐出圧力と傾転量の
積に比例する。そこで、本実施例では、ある回転
数偏差ΔNに対応する第８図に示す関数にしたが
つた入力トルクＴを得る。そして、検出された吐
出圧力と斜板傾転量との積が、得られた入力トル
クＴとなるように斜板傾転量（斜板傾転量の目標
値）を求める。このようにして求められた斜板傾
転量により斜板の傾転を制御すれば、結局、ある
回転数偏差ΔNに対し第８図において対応する入
力トルクＴを得ることができる。これらの関係を
表わしたものが第９図に示す入力トルク制御関数
f1（ΔN，Ｐ）である。第９図における横軸は回路
圧力Ｐであり、縦軸は入力馬力制御数f1（ΔN，
Ｐ）に基づく斜板傾転量の目標値XHである。入
力トルク制御関数f1（ΔN，Ｐ）は双曲線群または
近似双曲線群であり、第８図の入力トルク特性を
満足するような曲線群で表わされている。内燃機
関１の回転数偏差ΔNを用いてこれに対応する入
力トルク関数f1を求め、油圧回路圧力Ｐから最適
な斜板傾転量指令値XHを決定することができる。
即ち、入力トルク制御関数f1（ΔN，Ｐ）は回転数
偏差ΔNの大きさに対応して、f10，（ΔN0，Ｐ）、
f11（ΔN1，Ｐ）………f1i（ΔNi，Ｐ）と複数個の
関数表を制御装置１３の記憶部に予め記憶してお
き、実際の回転数偏差に最も近い回転数偏差に対
応した関数表から直線補間を用いて所望の斜板傾
転量指令値を演算するようにして構成すればよ
い。 By the way, as mentioned earlier, the input torque T of the hydraulic pump is proportional to the product of the discharge pressure of the hydraulic pump and the amount of tilting. Therefore, in this embodiment, the input torque T is obtained according to the function shown in FIG. 8, which corresponds to a certain rotational speed deviation ΔN. Then, the swash plate tilt amount (target value of the swash plate tilt amount) is determined so that the product of the detected discharge pressure and the swash plate tilt amount becomes the obtained input torque T. If the tilting of the swash plate is controlled by the amount of tilt of the swash plate determined in this manner, it is possible to obtain the corresponding input torque T in FIG. 8 for a certain rotational speed deviation ΔN. The input torque control function shown in Figure 9 represents these relationships.
f 1 (ΔN, P). The horizontal axis in FIG. 9 is the circuit pressure P, and the vertical axis is the input horsepower control number f 1 (ΔN,
This is the target value X H of the swash plate tilt amount based on P). The input torque control function f 1 (ΔN, P) is a hyperbolic group or an approximate hyperbolic group, and is represented by a curve group that satisfies the input torque characteristics shown in FIG. Using the rotation speed deviation ΔN of the internal combustion engine 1, the corresponding input torque function f 1 can be determined, and the optimum swash plate tilting amount command value X H can be determined from the hydraulic circuit pressure P.
That is, the input torque control function f 1 (ΔN, P) is changed to f 10 , (ΔN 0 , P),
f 11 (ΔN 1 , P)...... f1 i (ΔN i , P) and a plurality of function tables are stored in advance in the storage section of the control device 13, and the rotation speed deviation closest to the actual rotation speed deviation is determined. The desired swash plate tilting amount command value may be calculated using linear interpolation from a function table corresponding to .
このとき回転数偏差ΔNが設定値ΔN0以下のと
きは、入力トルク関数f1は関数f10が求められ、回
転数偏差ΔNが設定値ΔN0より大きくなるに従つ
て関数f11・f12………f1iが求められる。 At this time, when the rotation speed deviation ΔN is less than or equal to the set value ΔN 0 , the input torque function f 1 is calculated as the function f 10 , and as the rotation speed deviation ΔN becomes larger than the set value ΔN 0 , the function f 11・f 12 ......f1 i is calculated.
またトルク制御関数f1の求め方として次のよう
な近似的な手法を用いてもよい。これは、第１０
図に示したような１本の双曲線f0（Ｐ）を回転数
偏差ΔNの値に応じて平行移動して、油圧回路圧
力Ｐと回転数偏差ΔNに対応した斜板傾転量の目
標値XHを求めるものである。このときの平行移
動の方法を第１１図を用いて次に述べる。 Furthermore, the following approximate method may be used to obtain the torque control function f1 . This is the 10th
By moving one hyperbola f 0 (P) in parallel according to the value of the rotational speed deviation ΔN as shown in the figure, the target value of the swash plate tilt amount corresponding to the hydraulic circuit pressure P and the rotational speed deviation ΔN is determined. This is to find X H. The method of parallel movement at this time will be described below using FIG.
第１１図において、いま基準となる双曲線f0
（ΔP）として、油圧ポンプ２の吸収トルクＴの最
小吸収トルクT0となるような圧力Ｐと斜板傾転
量指令値XHとの関係を用いるものとする。この
ときに内燃機関１の回転数偏差ΔNに応じて変化
するΔP＝g1（ΔN）なる関数を用いて圧力信号Ｐ
の代りにP′＝Ｐ−ΔPとおきかえて関数f0からXH
を求めるようにすると、第１１図にf0（Ｐ−ΔP）
として示した曲線のようにf0（Ｐ）をΔPだけ横軸
方向に移動したような形となる。この曲線は吸収
トルクがほぼ一定の曲線とはかなりかけ離れた曲
線となる。そこで、もう１つ、回転数偏差ΔNに
応じて変化するΔX＝g2（ΔN）なる関数を用いて
斜板傾転量の目標値XHを補正する。すなわち、
XH＝f0（Ｐ−ΔP）＋ΔX
なる演算を施して曲線f0（Ｐ−ΔP）をΔXだけ縦
軸方向に移動する。その結果得られる曲線を第１
１図に破線で示した。このような方法で平行移動
すると、それぞれの回転数偏差に応じて、かなり
良好な吸収トルク一定の曲線が得られる。 In Figure 11, the hyperbola f 0 which is now the standard
As (ΔP), the relationship between the pressure P and the swash plate tilting amount command value X H that provides the minimum absorption torque T 0 of the absorption torque T of the hydraulic pump 2 is used. At this time, a pressure signal P
Instead of P' = P - ΔP, function f 0 to X H
Fig. 11 shows f 0 (P-ΔP)
The shape is obtained by moving f 0 (P) by ΔP in the horizontal axis direction, as shown by the curve shown as . This curve is quite different from the curve where the absorption torque is approximately constant. Therefore, the target value XH of the swash plate tilting amount is corrected using another function, ΔX=g 2 (ΔN), which changes according to the rotational speed deviation ΔN. That is, the calculation X H = f 0 (P-ΔP) + ΔX is performed to move the curve f 0 (P-ΔP) by ΔX in the vertical axis direction. The resulting curve is the first
It is indicated by a broken line in Figure 1. When translating in this way, a fairly good curve of constant absorption torque is obtained depending on the respective rotational speed deviation.
ここで内燃機関１の回転数偏差ΔNの増加に対
して油圧ポンプ２の吸収トルクＴが第８図のよう
な形で減少するように制御するためには、補正関
数ΔP＝g1（ΔN）、ΔX＝g2（ΔN）はそれぞれ第１
２図，第１３図に示したような形となる。 Here, in order to control the absorption torque T of the hydraulic pump 2 to decrease in the form shown in FIG. 8 with respect to the increase in the rotational speed deviation ΔN of the internal combustion engine 1, a correction function ΔP=g 1 (ΔN) is used. , ΔX=g 2 (ΔN) are the first
The shape will be as shown in Figures 2 and 13.
以上で説明した手順をフローチヤートの形で表
記したのが第１４図である。なお、基準となる入
力トルク制御関数f0として双曲線ではなく直線を
用いると、入力トルク一定曲線からの誤差が大き
くなるが、それでも回路圧力Ｐと無関係に油圧ポ
ンプの斜板傾転量を制御する従来の方法よりもは
るかに安定性が良好になるので、入力トルク制御
関数f0として直線を用いる場合も本発明の趣旨に
反するものではない。 FIG. 14 shows the procedure explained above in the form of a flowchart. Note that if a straight line is used instead of a hyperbola as the reference input torque control function f 0 , the error from the constant input torque curve will increase, but the amount of tilting of the hydraulic pump's swash plate can still be controlled regardless of the circuit pressure P. Since the stability is much better than the conventional method, the use of a straight line as the input torque control function f 0 does not contradict the spirit of the present invention.
第７図における手順51で求められるXH＝f1
（ΔN，Ｐ）は上記のようにして定められるが、
この場合、第５図に示した燃料噴射量が制限開始
される折点の回転数偏差ΔNの設定値ΔN1を第８
図に示す油圧ポンプの入力トルクＴの制限が開始
される回転数偏差ΔN0よりわずかに大きい値に
設定すれば、内燃機関の出力を最も有効に油圧ポ
ンプの入力トルクとして使うことができる。 X H = f 1 found in step 51 in Figure 7
(ΔN, P) is determined as above, but
In this case, the set value ΔN 1 of the rotational speed deviation ΔN at the turning point at which the fuel injection amount starts to be restricted shown in FIG.
If the input torque T of the hydraulic pump shown in the figure is set to a value slightly larger than the rotational speed deviation ΔN 0 at which restriction starts, the output of the internal combustion engine can be used most effectively as the input torque of the hydraulic pump.
再び第７図に戻つて手順52以下の制御手順を設明
する。入力トルク制御関数f1（ΔN，Ｐ）から入ト
ルクに関する斜板傾転量の目標値XHを決定した
後で、その値を一時記憶して次の手順52に移る。
手順52は、回路圧力Ｐが異常に上昇した場合に、
レバー操作量XLや入力トルクを制限するための
目標値XHとは無関係に斜板傾転量Ｙを減じて、
油圧回路のリリーフ弁（図示せず）から圧油がリ
リーフしてエネルギ損失となることを防ぐための
ものである。そのために第１５図に示したような
関数Xc＝f2（Ｐ）を記憶部に用意しておく。そし
てこの関数を照会することによつて回路圧力に応
じた斜板傾転量の目標値Xcを決定する。次に手
順53では、以上の手順で決定した斜板傾転量の目
標値XL，XH，XCの３者を比較し、その最小値を
最終的な斜板傾転量の目標値Ｘとして選択して、
手順５４の斜板傾転量の制御に移る。Returning again to FIG. 7, the control procedures following step 52 will be explained. After determining the target value X H of the swash plate tilting amount regarding the input torque from the input torque control function f 1 (ΔN, P), the value is temporarily stored and the process moves to the next step 52.
Step 52 is performed when the circuit pressure P increases abnormally.
By reducing the swash plate tilting amount Y regardless of the lever operation amount X L and the target value X H for limiting the input torque,
This is to prevent pressure oil from being relieved from a relief valve (not shown) in the hydraulic circuit, resulting in energy loss. For this purpose, a function X c =f 2 (P) as shown in FIG. 15 is prepared in the storage section. By referring to this function, the target value X c of the swash plate tilting amount according to the circuit pressure is determined. Next, in step 53, the target values for the amount of swash plate tilting determined in the above steps X L , X H , and X C are compared, and the minimum value is determined as the final target value for the amount of swash plate tilting. Select as X,
The process moves to step 54, which is control of the amount of tilting of the swash plate.
次に手順54で実行する油圧ポンプ制御ルーチン
を第１６図を用いて説明する。まず手順61では、
油圧ポンプ２の斜板傾転量の目標値Ｘと油圧ポン
プ２の傾転角X10とからポンプ２の傾転角偏差Z2
＝Ｘ−X10を演算する。続いて手順62ではポンプ
２の傾転角偏差Z2の正負の判定する。その結果正
ならば、手順63で傾転角偏差Z2が不感帯Δより大
きいか否かをチエツクする。もしZ2＞Δならば、
手順64に移り、油圧ポンプ２の傾転角増加指令
（第３図に示す電磁弁２４，２５のソレノイド２
４ａ，２５ａを励磁する指令）を出力してメイン
ルーチンに戻る。もし手順63でZ2Δならば手順
65で油圧ポンプ２の傾転角保持指令（第３図に示
す電磁弁２５，２７のソレノイド２５ａ，２７ａ
を励磁する指令）を出力してメインルーチンに戻
る。手順62で傾転角偏差Z2の値が負ならば、手順
66に移り、傾転角偏差Z2の絶対値をとり、新たに
Z2＝｜Z2｜とする。次に手順67で傾転角偏差Z2と
不感帯Δとの大小を比較する。そして、Z2＞Δな
らば、手順68で油圧ポンプ２の傾転角減少指令
（第３図に示す電磁弁２６，２７のソレノイド２
６ａ，２７ａを励磁する指令）を出力しメインル
ーチンに戻る。もし、手順57でZ2Δならば、手
順65に移つ油圧ポンプ２の傾転角保持指令を出し
てメインルーチンに戻る。これまでの説明は油圧
ポンプ２に関するものであるが、油圧ポンプ３の
制御ルーチンもこれと同様であるので、説明は省
略する。 Next, the hydraulic pump control routine executed in step 54 will be explained using FIG. 16. First, in step 61,
The tilting angle deviation Z 2 of the pump 2 from the target value X of the swash plate tilting amount of the hydraulic pump 2 and the tilting angle X 10 of the hydraulic pump 2
Calculate =X− X10 . Subsequently, in step 62, it is determined whether the tilt angle deviation Z2 of the pump 2 is positive or negative. If the result is positive, it is checked in step 63 whether the tilt angle deviation Z 2 is larger than the dead zone Δ. If Z 2 > Δ, then
Proceeding to step 64, the command to increase the tilting angle of the hydraulic pump 2 (the solenoid 2 of the solenoid valves 24 and 25 shown in FIG.
4a and 25a) is output and the process returns to the main routine. If Z 2 Δ in step 63, step
65, the tilting angle holding command of the hydraulic pump 2 (solenoids 25a, 27a of the electromagnetic valves 25, 27 shown in FIG.
(command to excite) is output and the process returns to the main routine. If the value of tilt angle deviation Z 2 is negative in step 62, step
66, take the absolute value of the tilt angle deviation Z 2 , and newly calculate
Let Z 2 = |Z 2 |. Next, in step 67, the magnitude of the tilt angle deviation Z 2 and the dead zone Δ is compared. If Z 2 > Δ, then in step 68 a command to reduce the tilting angle of the hydraulic pump 2 (the solenoid 2 of the solenoid valves 26 and 27 shown in FIG.
6a, 27a) and returns to the main routine. If Z 2 Δ in step 57, a command to maintain the tilt angle of the hydraulic pump 2 is issued to proceed to step 65, and the process returns to the main routine. The explanation so far has been related to the hydraulic pump 2, but since the control routine for the hydraulic pump 3 is also similar to this, the explanation will be omitted.
以上、第７図に示す手順50から手順54で油圧ポ
ンプ２の制御を行なつたが、同様の手順を油圧ポ
ンプ３についても行ない、それを終ると再び始め
に戻つて同様の制御手順を繰返す。ここで、も
し、油圧ポンプ２と油圧ポンプ３との吸収馬力の
配分を同一にとるのであれば、手順51で決定した
XHをそのまま手順55でも用いることができるか
ら、XHの決定の手順は手順55では省略すること
ができる。 Above, we have controlled the hydraulic pump 2 in steps 50 to 54 shown in Figure 7, but the same steps are also performed for the hydraulic pump 3, and once that is completed, we return to the beginning and repeat the same control steps. . Here, if the absorption horsepower distribution of hydraulic pump 2 and hydraulic pump 3 is to be the same, the determination in step 51 is made.
Since X H can be used as is in step 55, the step of determining X H can be omitted in step 55.
以上の説明は油圧ポンプ２，３の斜板傾転量Ｙ
が正の値のみとれる、いわゆる片傾転形の油圧ポ
ンプについて述べたが、Ｙの正負の値をとれる、
いわゆる両傾転形の油圧ポンプを用いた油圧閉回
路の駆動装置にも同様の考え方を適応することが
できる。 The above explanation is based on the swash plate tilting amount Y of the hydraulic pumps 2 and 3.
We have described the so-called single-tilt type hydraulic pump in which Y can only take positive values, but Y can take positive and negative values.
A similar concept can be applied to a hydraulic closed circuit drive device using a so-called double tilting type hydraulic pump.
なお、上述の実施例では本発明の内容をわかり
易くするために、内燃機関１の制御装置１２と油
圧ポンプの制御装置１３とを別々のハードウエア
として説明したが、一個のマイクロコンピユータ
を用いて同一のハードウエアとして構成すること
も可能である。 In the above-described embodiment, in order to make the content of the present invention easier to understand, the control device 12 of the internal combustion engine 1 and the control device 13 of the hydraulic pump were explained as separate hardware, but they can be integrated into the same hardware using one microcomputer. It is also possible to configure it as hardware.
以上述べたように、本発明では、燃料噴射量を
制御するため、回転数偏差信号ΔNに対する目標
ラツク変位量の関数を第１の記憶部に記憶し、
又、液圧ポンプ入力トルク制御のため、上記と同
じ回転数偏差信号ΔNと液圧ポンプ吐出圧力に対
する傾転量目標値の関数を第２の記憶部に記憶す
るようにしたので、燃料噴射量および液圧ポンプ
の斜板傾転量の目標値を同一の回転数偏差信号で
同時に制御されることになり、たとえ操作装置に
より目標回転数としてどのような値が設定されて
も、両者の関係は精度良く再現される。
As described above, in the present invention, in order to control the fuel injection amount, a function of the target rack displacement amount with respect to the rotational speed deviation signal ΔN is stored in the first storage section,
In addition, in order to control the input torque of the hydraulic pump, the function of the rotational speed deviation signal ΔN and the tilt amount target value for the hydraulic pump discharge pressure, which is the same as above, is stored in the second storage section, so that the fuel injection amount can be controlled. and the target value of the swash plate tilting amount of the hydraulic pump are simultaneously controlled by the same rotational speed deviation signal, and no matter what value is set as the target rotational speed by the operating device, the relationship between the two will be is reproduced with high accuracy.
又、内燃機関を制御する回転数偏差ΔNと同一
の回転数偏差ΔNを油圧ポンプの制御に用い、燃
料噴射量の制限が開始される回転数偏差ΔN1と
油圧ポンプの入力トルクの制限が開始される回転
数偏差ΔN0とを近接した値に選定するようにし
たので、内燃機関の出力特性と油圧ポンプの入力
トルクとの整合を容易に行うことができ、ひいて
は、内燃機関の出力を油圧ポンプに効果的に利用
することができる。 In addition, the same rotational speed deviation ΔN that controls the internal combustion engine is used to control the hydraulic pump, and the rotational speed deviation ΔN 1 starts to limit the fuel injection amount, and the input torque to the hydraulic pump starts to be limited. Since the rotational speed deviation ΔN 0 and It can be effectively used in pumps.
さらに、斜板の傾転量目標値を回転数偏差信号
ΔNと併せて油圧ポンプの吐出圧力Ｐから求める
ようにしたので、吐出圧力Ｐの変化に対して、安
定した制御を行なうことができる。 Furthermore, since the target value of the tilting amount of the swash plate is determined from the discharge pressure P of the hydraulic pump together with the rotational speed deviation signal ΔN, stable control can be performed in response to changes in the discharge pressure P.
第１図は本発明の制御装置の実施例に係る内燃
機関と液体ポンプとの駆動系の系統図、第２図は
第１図に示す内燃機関の燃料噴射ポンプとラツク
駆動手段の構成を示す系統図、第３図は第１図に
示す油圧ポンプの斜板操作機構の構成を示す系統
図、第４図は内燃機関制御装置の動作を説明する
フローチヤート、第５図は内燃機関の回転数偏差
とラツク変位指令値との関係を示す特性図、第６
図は内燃機関の回転数とラツク変位指令値の最大
値との関係を示す特性図、第７図は油圧ポンプの
制御装置の動作を説明するフローチヤート、第８
図は内燃機関の回転数偏差と液圧ポンプ入力トル
クとの関係の一例を示す特性図、第９図は回路圧
力と回転数偏差と液圧ポンプの斜板傾転量の指令
値との関係を示す特性図、第１０図は第９図の関
係を近似的に実現するために用いる油圧ポンプ入
力一定曲線の基準を示すためのグラフ図、第１１
図は第１０図に示す線図を平行移動する方法を説
明するための説明図、第１２図は回転数偏差と回
路圧力の補正値との関係を示す特性図、第１３図
は回転数偏差とポンプ斜板傾転量の補正値との関
係を示す特性図、第１４図は入力トルク制御関数
にもとづく斜板傾転量指令値を決定する動作を説
明するフローチヤート、第１５図は回路圧力の最
高値を規制するために用いる制御関数を示す特性
図、第１６図は斜板操作機構の制御動作を説明す
るフローチヤートである。
１……内燃機関、２，３……油圧ポンプ、４，
５……斜板操作機構、６……燃料噴射ポンプ、７
……スロツトルレバー操作量検出器、８，９……
操作レバーの操作量検出器、１０……出力回転数
検出器、１１……ラツク位置検出器、１２……内
燃機関の制御装置、１３……油圧ポンプの制御装
置。
Fig. 1 is a system diagram of a drive system for an internal combustion engine and a liquid pump according to an embodiment of the control device of the present invention, and Fig. 2 shows a configuration of a fuel injection pump and a rack drive means of the internal combustion engine shown in Fig. 1. System diagram, FIG. 3 is a system diagram showing the configuration of the swash plate operating mechanism of the hydraulic pump shown in FIG. 1, FIG. 4 is a flowchart explaining the operation of the internal combustion engine control device, and FIG. Characteristic diagram showing the relationship between numerical deviation and easy displacement command value, No. 6
The figure is a characteristic diagram showing the relationship between the rotational speed of the internal combustion engine and the maximum value of the easy displacement command value. Figure 7 is a flowchart explaining the operation of the hydraulic pump control device.
The figure is a characteristic diagram showing an example of the relationship between the rotational speed deviation of the internal combustion engine and the input torque of the hydraulic pump. Figure 9 is the relationship between the circuit pressure, the rotational speed deviation, and the command value of the hydraulic pump swash plate tilting amount. 10 is a graph diagram showing the standard of the hydraulic pump input constant curve used to approximately realize the relationship shown in FIG. 9.
The figure is an explanatory diagram for explaining the method of parallelly moving the line diagram shown in Figure 10, Figure 12 is a characteristic diagram showing the relationship between rotation speed deviation and circuit pressure correction value, and Figure 13 is rotation speed deviation. FIG. 14 is a flowchart illustrating the operation for determining the swash plate tilt amount command value based on the input torque control function, and FIG. 15 is a circuit diagram. FIG. 16 is a characteristic diagram showing a control function used to regulate the maximum value of pressure, and is a flowchart explaining the control operation of the swash plate operating mechanism. 1... Internal combustion engine, 2, 3... Hydraulic pump, 4,
5... Swash plate operation mechanism, 6... Fuel injection pump, 7
...Throttle lever operation amount detector, 8, 9...
10... Output rotation speed detector, 11... Rack position detector, 12... Internal combustion engine control device, 13... Hydraulic pump control device.
Claims (1)
御される内燃機関と、この内燃機関により駆動さ
れる少なくとも１つの可変容量型液圧ポンプとを
含む駆動系に対し、前記内燃機関の目標回転数を
設定しそれに対応する目標回転数信号を発生する
操作装置と、前記内燃機関の出力回転数を検出し
それに対応する出力回転数信号を発生する回転数
検出装置と、前記目標回転数信号と前記出力回転
数信号との差である回転数偏差信号を演算する演
算装置と、前記回転数偏差信号が所定の設定値を
超えると当該回転数偏差信号の増加に伴い前記液
圧ポンプの入力トルクを減少させる入力トルク減
少手段とを備えた内燃機関と液圧ポンプとを含む
駆動系の制御装置において、前記入力トルク減少
手段で用いられるのと同じ回転数偏差信号に基づ
きその増加に伴い前記燃料噴射ポンプの目標ラツ
ク変位量を増加させ前記回転数偏差信号が前記設
定値付近の他の設定値に達すると前記目標ラツク
変位量の増加を抑制する関数を記憶する第１の記
憶部と、この記憶部から取り出される目標ラツク
変位量により前記燃料噴射ポンプのラツク位置を
調整して燃料噴射量を制御する燃料噴射量制御装
置とを設け、かつ、前記入力トルク減少手段を、
前記液圧ポンプの吐出圧力を検出しそれに対応す
る圧力信号を発生する圧力検出装置と、前記所定
の設定値を超える各回転数偏差信号毎に前記圧力
信号に対し入力トルクを予め定められた値とする
ような傾転量目標値を記憶する第２の記憶部と、
当該第２の記憶部から取り出された傾転量目標値
により前記液圧ポンプの斜板傾転角を制御する斜
板傾転角制御装置とで構成したことを特徴とする
内燃機関と液圧ポンプを含む駆動系の制御装置。1 A drive system including an internal combustion engine controlled by adjusting the fuel injection amount of a fuel injection pump and at least one variable displacement hydraulic pump driven by the internal combustion engine, sets a target rotational speed of the internal combustion engine. an operating device for setting and generating a target rotation speed signal corresponding thereto; a rotation speed detection device for detecting an output rotation speed of the internal combustion engine and generating an output rotation speed signal corresponding thereto; and the target rotation speed signal and the output. an arithmetic device that calculates a rotation speed deviation signal that is a difference from a rotation speed signal; and when the rotation speed deviation signal exceeds a predetermined set value, the input torque of the hydraulic pump is reduced as the rotation speed deviation signal increases. In a control device for a drive system including an internal combustion engine and a hydraulic pump, the input torque reducing means increases the rotation speed of the fuel injection pump based on the same rotational speed deviation signal used in the input torque reducing means. a first storage section that stores a function that increases a target rack displacement amount of the rotation speed deviation signal and suppresses an increase in the target rack displacement amount when the rotation speed deviation signal reaches another set value near the set value; a fuel injection amount control device that controls the fuel injection amount by adjusting the rack position of the fuel injection pump according to a target rack displacement amount taken from the input torque reducing means;
a pressure detection device that detects the discharge pressure of the hydraulic pump and generates a pressure signal corresponding thereto; and a pressure detection device that detects the discharge pressure of the hydraulic pump and generates a pressure signal corresponding thereto; a second storage unit that stores a tilting amount target value such that
An internal combustion engine and a hydraulic pressure system comprising: a swash plate tilt angle control device that controls a swash plate tilt angle of the hydraulic pump according to a tilt amount target value retrieved from the second storage unit; Control device for drive system including pump.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1105826A JPH0261340A (en) | 1989-04-27 | 1989-04-27 | Controller for driving system inclusive of internal combustion engine and hydraulic pump |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1105826A JPH0261340A (en) | 1989-04-27 | 1989-04-27 | Controller for driving system inclusive of internal combustion engine and hydraulic pump |
Related Parent Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP55140449A Division JPS5765822A (en) | 1980-10-09 | 1980-10-09 | Control of driving system containing internal combustion engine and hydraulic pump |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0261340A JPH0261340A (en) | 1990-03-01 |
| JPH042789B2 true JPH042789B2 (en) | 1992-01-20 |
Family
ID=14417863
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1105826A Granted JPH0261340A (en) | 1989-04-27 | 1989-04-27 | Controller for driving system inclusive of internal combustion engine and hydraulic pump |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0261340A (en) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP3046439B2 (en) * | 1992-01-07 | 2000-05-29 | 日立建機株式会社 | Motor speed control device |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5656931A (en) * | 1979-10-15 | 1981-05-19 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Method of controlling system including internal combustion engine and hydraulic pump |
| JPS5765822A (en) * | 1980-10-09 | 1982-04-21 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Control of driving system containing internal combustion engine and hydraulic pump |
-
1989
- 1989-04-27 JP JP1105826A patent/JPH0261340A/en active Granted
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5656931A (en) * | 1979-10-15 | 1981-05-19 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Method of controlling system including internal combustion engine and hydraulic pump |
| JPS5765822A (en) * | 1980-10-09 | 1982-04-21 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Control of driving system containing internal combustion engine and hydraulic pump |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0261340A (en) | 1990-03-01 |
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