JPS62220703A - Hydraulic controller for construction machine - Google Patents
Hydraulic controller for construction machineInfo
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- JPS62220703A JPS62220703A JP6457886A JP6457886A JPS62220703A JP S62220703 A JPS62220703 A JP S62220703A JP 6457886 A JP6457886 A JP 6457886A JP 6457886 A JP6457886 A JP 6457886A JP S62220703 A JPS62220703 A JP S62220703A
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Landscapes
- Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)
- Operation Control Of Excavators (AREA)
- Control Of Vehicle Engines Or Engines For Specific Uses (AREA)
- Fluid-Pressure Circuits (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
Ａ、産業上の利用分野
本発明は油圧ショベルやホイールローダ等に代表される
建設機械の油圧制御装置に関し、負荷に応じて原動機の
馬力および油圧ポンプの流量を制御して燃料消費率等を
改善したものである。[Detailed Description of the Invention] A. Industrial Application Field The present invention relates to a hydraulic control device for construction machinery such as hydraulic excavators and wheel loaders, which controls the horsepower of a prime mover and the flow rate of a hydraulic pump according to the load. This improves fuel consumption rate, etc.
Ｂ、従来の技術
ホイール式油圧ショベルを一例として従来の技術につい
て説明する。B. Conventional technology The conventional technology will be explained using a wheeled hydraulic excavator as an example.
ホイール式油圧ショベルは、第８図に示すように、走行
輪１を有する下部走行体２と、その下部走行体２の上に
旋回輪を介して接続された上部旋回体３とからなり、−
に部旋回体３には、油圧シリンダ４〜６によりそれぞれ
駆動されるブーム７゜アーム８．バケット９等から成る
掘削用アタッチメントが設けられている。As shown in FIG. 8, the wheeled hydraulic excavator consists of a lower traveling body 2 having a running wheel 1, and an upper rotating body 3 connected to the lower traveling body 2 via a swing ring.
The revolving body 3 includes a boom 7 and an arm 8, which are driven by hydraulic cylinders 4 to 6, respectively. An excavation attachment consisting of a bucket 9 and the like is provided.
ホイール式油圧ショベルは特定の作業現場内にとどまら
ず一般道路走行が認められているが、一般道路には平坦
路もあれば坂道もあり、種々の道路条件下でもできるだ
け法定最高速度３５ｋｍ／ｈで走行できることが好まし
い。Wheeled hydraulic excavators are permitted to drive on general roads, not only within specific work sites, but general roads include both flat and sloped roads, and under various road conditions, they must be driven at the legal maximum speed of 35 km/h as much as possible. It is preferable to be able to run.
そこで、ある必要な勾配における登板時に３５Ｋｍ／ｈ
の速度を出しうるエンジンを用いれば走行性能の点につ
いては一応の解決がつくことになる。ホイール式油圧シ
ョベルでは、一台のエンジンを掘削と走行の双方に用い
るのが一般であるが、掘削作業に要するエンジン馬力は
走行に要するエンジン馬力に比べて小さくてよい。この
ようなことから、登板時の走行性能を重視してエンジン
を高馬力にセットするのは掘削作業の面からみれば燃費
、騒音、コスト等の点で無駄なことであり、その反面、
掘削時の燃費、騒音、コストを重視して前者に比べてエ
ンジンを低馬力にセットすると登板時に十分な走行性能
が得られないことになり、ホイール式油圧ショベルにお
いては、エンジン性能に関するかぎり掘削と走行とのマ
ツチングが悪いことになる。Therefore, when pitching at a certain required slope, 35 km/h
If we use an engine that can reach speeds of In a wheeled hydraulic excavator, one engine is generally used for both excavation and travel, but the engine horsepower required for excavation work may be smaller than the engine horsepower required for travel. For this reason, setting the engine to high horsepower with emphasis on running performance when climbing is wasteful in terms of fuel consumption, noise, cost, etc. from the perspective of excavation work, and on the other hand,
If the engine is set to a lower horsepower than the former with emphasis on fuel efficiency, noise, and cost during excavation, sufficient running performance will not be obtained when climbing. This will result in poor matching with driving.
そのため従来から種々の考え方がとられており、その代
表的な考え方のひとつとして、平坦路走行時にのみ法令
で定められた３５ｋｍ／ｈを満足するようにしたものが
ある。To this end, various approaches have been taken in the past, and one representative approach is to satisfy the legal speed limit of 35 km/h only when driving on flat roads.
この場合、使用する走行用油圧モータおよびミッション
の仕様から、３５ｋｍ／ｈで平坦路を走行する時の必要
流量をＱｌ、必要圧力をＰｌと定めると、例えば第９図
（ａ）のようにエンジンの所要馬力ＰＳ２°が決まり、
これにより、エンジン最高回転数Ｎ１と油圧ポンプの最
大押除は容積ｑ１とが定まり、エンジン回転数−ポンプ
吐出量線図（Ｎ−Ｑ線図）は例えば第１０図に示すよう
になる。In this case, from the specifications of the traveling hydraulic motor and transmission used, if the required flow rate and required pressure when traveling on a flat road at 35 km/h are determined as Ql and Pl, for example, the engine as shown in Fig. 9(a) The required horsepower PS2° is determined,
As a result, the maximum engine speed N1 and the maximum displacement of the hydraulic pump are determined to be the volume q1, and the engine speed-pump discharge amount diagram (N-Q diagram) becomes as shown in FIG. 10, for example.
第１０図に示すＮ−Ｑ線図を有する油圧式走行駆動装置
における登坂路走行について考えてみると、第９図（ａ
）に示すように、登板時にはポンプの吐出圧力がＰ２ま
で増加してポンプの傾転角が小さくなるのでポンプ吐出
量はＱ２まで低下し、従って、その速度は３５ｋｍ／ｈ
よりかなり遅く（３５ｋｍ／ｈＸ Ｑ ２ ／ Ｑ １
）なってしまい、満足のできる走行性能が得られない
。If we consider running uphill in a hydraulic travel drive system having the N-Q diagram shown in Figure 10, Figure 9 (a
), when pitching, the pump discharge pressure increases to P2 and the pump tilt angle decreases, so the pump discharge rate decreases to Q2, and therefore the speed is 35 km/h.
(35km/hX Q 2 / Q 1
), and satisfactory driving performance cannot be obtained.
そこで、エンジンおよび油圧機器の仕様を定めるにあた
って、予め設定した登板勾配で３５ｋｏ／ｈの速度が得
られるようにすることが考えられる。このように設定す
れば、当然のことながら、平坦路走行時にも３５ｋｍ／
ｈの速度がでる。Therefore, when determining the specifications of the engine and hydraulic equipment, it is conceivable to make it possible to obtain a speed of 35 ko/h at a preset climbing slope. With this setting, it goes without saying that the speed will be 35 km/h even when driving on a flat road.
It has a speed of h.
そこで、上述したと同様に、使用する油圧モータおよび
ミッションの仕様から、ある勾配の登板路を３５ｋｍ／
ｈで走行するときの必要流量をＱｌ、必要圧力をＰ２（
＞ＰＩ）と定めると、例えば第９図（ｂ）のようにエン
ジンの所要馬力ＰＳ２が決まり、更に、エンジンの最高
回転数Ｎ２と油圧ポンプの最大押除は容積ｑ２とが定ま
り、例えばエンジン回転数−ポンプ吐出量線図（Ｎ−Ｑ
線図）は第１１図に示すようになる、
ここで、第１１図に示したＮ−Ｑ線図を有する油圧式走
行駆動装置におけるエンジンの性能が第１２図のように
定められているとする。第１２図の回転数−馬力曲線（
Ｎ−ＰＳ曲ｆｆ１）かられかるように、ある勾配の登板
路を３５ｋｍ／ｈで走行するに必要なポンプ吸収馬力を
ＰＳ２とすればその馬力はエンジン回転数Ｎ２のときに
得られるようになっている。そして、そのときの燃料消
費率（ｇ／ＰＳ ｈ ）は、回転数−燃料消費率曲線（
Ｎ−ｇ曲線）からｇ２であることがわかる。しかるに、
このような油圧式走行駆動装置により平坦路を３５１＋
ｏ／ｈで走行する際のポンプの吸収馬力をＰＳ２°（＜
ＰＳ２）とすれば、エンジンをフルスロットルのまま平
坦路を走行するとそのときのエンジン回転数はＮ２°（
＞ Ｎ ２ ）となり、燃料消費率がｇ２’（＞ｇ２）
となることがわかる。すなわち、このようなエンジンお
よび油圧装置の設定では、平坦路を３５ｋ１１１八で走
行するにはエンジンをその燃料消費率の悪い領域で使用
することになり好ましくない。また、エンジンを燃料消
費率の良い領域で使用するため、スロットルレバーを操
作してエンジン回転数を下げて走行すると、ポンプ吐出
量が少なくなり、所定の速度（３５ｋｍ／ｈ）を出すこ
とができない。Therefore, as mentioned above, due to the specifications of the hydraulic motor and transmission used, we decided to
The required flow rate when traveling at h is Ql, and the required pressure is P2(
> PI), the required horsepower PS2 of the engine is determined as shown in FIG. Number-pump discharge amount diagram (N-Q
If the performance of the engine in the hydraulic traveling drive system having the N-Q diagram shown in FIG. 11 is determined as shown in FIG. 12, do. The rotation speed-horsepower curve in Figure 12 (
As you can see from the N-PS song ff1), if the pump absorption horsepower required to run at 35 km/h on a sloped road is PS2, that horsepower can be obtained when the engine speed is N2. ing. Then, the fuel consumption rate (g/PS h ) at that time is the rotation speed-fuel consumption rate curve (
It can be seen from the curve (Ng curve) that it is g2. However,
351+ on flat roads with such a hydraulic traveling drive system.
The absorption horsepower of the pump when running at o/h is PS2° (<
PS2), when driving on a flat road with the engine at full throttle, the engine speed at that time will be N2° (
> N 2 ), and the fuel consumption rate is g2'(>g2)
It can be seen that That is, with such settings of the engine and hydraulic system, in order to travel on a flat road at 35 k1118, the engine must be used in a low fuel consumption range, which is not preferable. In addition, since the engine is used in a region with good fuel consumption, if you operate the throttle lever to lower the engine speed while driving, the pump discharge volume will decrease and you will not be able to reach the specified speed (35 km/h). .
また、走行油圧駆動装置を備えたホイール式油圧ショベ
ルにおいては、上述したように上部旋回体に搭載した単
一のエンジンおよび単一の油圧ポンプを用いて、掘削用
アクチュエータおよび走行用の油圧モータを駆動してい
るが、登板走行時の油圧ポンプの所要吸収馬力ＰＳ２は
掘削時の油圧ポンプの所要吸収馬力ＰＳ３に比べてかな
り大きい。In addition, in a wheeled hydraulic excavator equipped with a travel hydraulic drive device, as mentioned above, a single engine and a single hydraulic pump mounted on the upper revolving structure are used to drive the excavation actuator and the travel hydraulic motor. However, the required absorption horsepower PS2 of the hydraulic pump during uphill travel is considerably larger than the required absorption horsepower PS3 of the hydraulic pump during excavation.
従って、第１２図に示した特性を有するエンジンにおい
て、エンジン最高回転数Ｎ２のスロットルレバー位置で
掘削作業を行なう場合、油圧ポンプの所要吸収馬力をＰ
Ｓ３ （＜ＰＳ２）とすれば、エンジン回転数がＮ３と
増加し燃料消費率がｇ３（＞ｇ２）となってしまう。ス
ロットルレバーを操作してエンジン回転数を下げればポ
ンプ吐出量が低下してしまい作業速度が遅くなってしま
う。Therefore, in an engine having the characteristics shown in Fig. 12, when excavation work is performed with the throttle lever position at the maximum engine speed N2, the required absorption horsepower of the hydraulic pump is P.
If S3 (<PS2), the engine speed increases to N3 and the fuel consumption rate becomes g3 (>g2). If you operate the throttle lever to lower the engine speed, the pump discharge amount will decrease and the working speed will slow down.
このような問題は、クローラ式油圧ショベルにおける重
負荷作業と軽負荷作業との関係においても同様である。Such problems also apply to the relationship between heavy-load work and light-load work in crawler hydraulic excavators.
すなわち、重負荷作業を重視してエンジンを高馬力にセ
ラＩ・するのは軽負荷作業の面から見れば燃費、騒音、
コスト等の点で無駄なことであり、その反面、軽負荷作
業を重視してエンジンを低馬力にセットすると、重負荷
作業時に十分な掘削性能が得られないことになる。エン
ジンを高馬力にセットして軽負荷作業時にエンジン回転
数を下げればポンプ吐出液が低下してしまい、所望の作
業速度が得られない。ホイールローダ等、作業負荷が大
きく変化するその他の建設機械にも同様な問題がある。In other words, increasing the engine power to high horsepower with emphasis on heavy-load work will improve fuel efficiency, noise, and
This is wasteful in terms of cost, etc. On the other hand, if the engine is set to low horsepower with emphasis on light load work, sufficient excavation performance will not be obtained during heavy load work. If the engine is set to high horsepower and the engine speed is lowered during light load work, the pump discharge fluid will drop, making it impossible to obtain the desired work speed. Similar problems exist with other construction machines, such as wheel loaders, where workloads vary widely.
そこで本出願人は先に、特願昭６０−２３８８９７号の
明細書において、」−述した問題を解決した油圧制御装
置を提案した。Therefore, the present applicant previously proposed a hydraulic control device that solved the above-mentioned problem in the specification of Japanese Patent Application No. 60-238897.
すなわち、その油圧制御装置では、原動機および油圧ポ
ンプを少なくとも２種類のモードで運転できるようにし
、より負荷の大きい運転モード（以下、パワーモードと
呼ぶ）ではポンプ最大押除は容積を小さく設定するとと
もに原動機をより大きい回転数域で運転できるようにし
、負荷の小さい運転モード（以下、エコノミーモードと
呼ぶ）ではポンプ最大押除は容積を大きくするとともに
原動機の最高回転数をより小さいある値で制限するよう
にしている。第１４図のＮ−Ｑ線図により詳述すれば、
パワーモード選択時には、油圧ポンプの最大押除は容積
を小さい値ｑｐに設定し原動機はその最高回転数Ｎｐで
運転可能とされ、エコノミーモード選択時には、油圧ポ
ンプの最大押除は容積を大きい値ｑＥに設定し原動機は
Ｎｐより小さい回転数ＮＥで制限している。そして、パ
ワーモード選択時における原動機回転数ＮＥ〜Ｎｐの領
域の油圧ポンプの吐出流量Ｑｏを、エコノミーモード選
択時における原動機回転数ＮＨにおける油圧ポンプの吐
出流量Ｑ０と略等しくしている。In other words, the hydraulic control device allows the prime mover and the hydraulic pump to operate in at least two types of modes, and in the operation mode with a larger load (hereinafter referred to as power mode), the maximum displacement of the pump is set to a smaller volume. Enables the prime mover to operate in a larger rotational speed range, and in a low-load operation mode (hereinafter referred to as economy mode), the maximum displacement of the pump increases the volume and limits the maximum rotational speed of the prime mover to a smaller value. That's what I do. To explain in detail using the N-Q diagram in Fig. 14,
When the power mode is selected, the maximum displacement of the hydraulic pump sets the volume to a small value qp, and the prime mover can be operated at its maximum rotation speed Np. When the economy mode is selected, the maximum displacement of the hydraulic pump sets the volume to a large value qE. , and the prime mover is limited to a rotational speed NE smaller than Np. The discharge flow rate Qo of the hydraulic pump in the range of prime mover rotational speeds NE to Np when the power mode is selected is made approximately equal to the discharge flow rate Q0 of the hydraulic pump at the prime mover rotational speed NH when the economy mode is selected.
Ｃ０発明が解決しようとする問題点
しかしながら、」二連した特願昭８０−２３９８９７号
明細書において提案された油圧制御装置には次のような
問題がある。Problems to be Solved by the C0 Invention However, the hydraulic control device proposed in the double Japanese Patent Application No. 80-239897 has the following problems.
すなわち、パワーモード時と、エコノミーモード時の原
動機回転数の制御方法は、最高回転数を制御する方法が
とられているので、原動機の回転数がＮＥより低い領域
では、モードを切換えても回転数を制御することができ
ない。一方、最大押除は容積は切換えられるため、パワ
ーモードからエコノミーモードに切換えると、油圧ポン
プの吐出流量Ｑが増加して作業速度が変化して運転性能
に悪影響を及ぼすおそれがある。その反対にエコノミー
モードからパワーモードに切換える場合には吐出流量Ｑ
が減少してしまう。In other words, the method of controlling the prime mover rotation speed in power mode and economy mode is to control the maximum rotation speed, so if the prime mover rotation speed is lower than NE, even if the mode is switched, the rotation speed will not change. Unable to control numbers. On the other hand, since the volume of the maximum displacement is changed, when switching from the power mode to the economy mode, the discharge flow rate Q of the hydraulic pump increases and the working speed changes, which may adversely affect the operating performance. On the other hand, when switching from economy mode to power mode, the discharge flow rate Q
will decrease.
本発明の目的は、原動機回転数の全領域においてパワー
モードからエコノミーモード、エコノミーモードからパ
ワーモードへ切換えても油圧ポンプの吐出流量が変動し
ないようにして上述の問題点を解消した建設機械の油圧
制御装置を提供することにある。An object of the present invention is to provide a hydraulic system for construction machinery that eliminates the above-mentioned problems by preventing the discharge flow rate of a hydraulic pump from changing even when switching from power mode to economy mode and from economy mode to power mode in the entire range of prime mover rotation speeds. The purpose is to provide a control device.
Ｄ０問題点を解決するための手段
このような目的を達成するため本発明は、油圧アクチュ
エータの負荷を検出する検出手段と、回転数制御手段に
よって制御された原動機の回転数を所定値だけ増加およ
び減少させる回転数増減手段と、可変容量膨油圧ポンプ
の最大押除は容積を少なくとも小さい値と大きい値とに
設定する最大押除は容積設定手段と、検出された負荷が
大きいときに原動機回転数を増加し最大押除は容積を小
さい値に設定する第１の組、検出された負荷が小さいと
きに原動機回転数を低減し最大押除は容積を大きい値に
設定する第２の組のいずれかの組で原動機および油圧ポ
ンプを運転すべく回転数増減手段および最大押除は容積
設定手段を制御する運転制御手段とを具備する。Means for Solving the D0 Problem In order to achieve such an object, the present invention includes a detection means for detecting the load on a hydraulic actuator, and a rotation speed control means that increases the rotation speed of the prime mover by a predetermined value. The rotation speed increasing/decreasing means to decrease, the maximum push/displacement of the variable displacement expansion hydraulic pump to set the volume to at least a small value and a large value, the maximum push is a volume setting means, and the prime mover rotation speed when the detected load is large. The first set increases the maximum displacement and sets the volume to a small value, and the second set reduces the prime mover rotation speed when the detected load is small and sets the maximum displacement to a large value. In order to operate the prime mover and the hydraulic pump in this combination, a rotation speed increasing/decreasing means and a maximum displacement setting means are provided with operation control means for controlling the displacement setting means.
８０作用
原動機の回転数は回転数制御手段により制御されるが、
検出手段により検出された油圧アクチュエータの負荷が
所定値以上のときには、運転制御手段の制御の下で回転
数増減手段によって所定値だけ増加され、その負荷が所
定値未満のときには所定値だけ減少される。可変容量膨
油圧ポンプの最大押除は容積は最大押除は容積設定手段
により定められるが、原動機回転数が増加される条件下
、すなわち、上記負荷が所定値具りのときには運転制御
手段が最大押除は容積設定手段を駆動して最大押除は容
積が小ネい仙に設定され、原動機回転数が減少される条
件下、すなわち、上記負荷が所定値未満のときには最大
押除は容積が大きい値に設定される。換言すると、本発
明では、検出された負荷が大きいときに原動機回転数を
増加し最大押除は容積を小さい値に設定する第１の組、
検出された負荷が小さいときに原動機回転数を低減し最
大押除は容積を大きい値に設定する第２の組のいずれか
の組が負荷に応じて実行される。80 The rotational speed of the working prime mover is controlled by a rotational speed control means,
When the load of the hydraulic actuator detected by the detection means is greater than or equal to a predetermined value, the rotation speed increase/decrease means increases the rotation speed by a predetermined value under the control of the operation control means, and when the load is less than the predetermined value, the load is decreased by a predetermined value. . The maximum displacement of the variable displacement expansion hydraulic pump is determined by the displacement setting means, but under conditions where the prime mover rotation speed is increased, that is, when the load is within a predetermined value, the operation control means sets the maximum displacement. The maximum displacement is set to a small value by driving the displacement setting means, and the maximum displacement is set to a small value when the rotational speed of the prime mover is decreased, that is, when the load is less than a predetermined value. Set to a large value. In other words, in the present invention, when the detected load is large, the prime mover rotation speed is increased and the maximum displacement is set to a small value.
When the detected load is small, one of the second sets is executed depending on the load, in which the prime mover rotational speed is reduced and the maximum displacement is set to a large value.
Ｆ、実施例
第１図は本発明の一実施例を示し、原動機を構成するエ
ンジン１１により駆動される可変容量膨油圧ポンプ１３
の吐出ボートは、コントロールバルブ１５を介して、走
行油圧モータ、掘削用シリンダ（第８図の油圧シリンダ
４〜６）、旋回モータを含むアクチュエータ１９に接続
されている。F. Embodiment FIG. 1 shows an embodiment of the present invention, in which a variable displacement expansion hydraulic pump 13 is driven by an engine 11 constituting a prime mover.
The discharge boat is connected via a control valve 15 to an actuator 19 including a travel hydraulic motor, excavation cylinders (hydraulic cylinders 4 to 6 in FIG. 8), and a swing motor.
コントロールパルプ１５は走行操作レバー（不図示）お
よび掘削操作レバー（不図示）により切換制御される。The control pulp 15 is switched and controlled by a travel control lever (not shown) and an excavation control lever (not shown).
可変容量膨油圧ポンプ１３の吐出流量は、ポンプレギュ
レータによって回路圧力に従い例えば第５図のＰ−Ｑ線
図のように制御されるが、その最大押除は容積は、最大
押除は容積設定手段を構成する最大傾転角設定装置２１
により可変とされている。その設定装置２１は油圧シリ
ンダ２１１を有し、その伸縮によりポンプ１回転あたり
の最大押除は容積が２段階に切換制御される。この油圧
シリンダ２１１は電磁弁２３を介して圧力源２４および
タンク２６に接続されている。The discharge flow rate of the variable displacement expansion hydraulic pump 13 is controlled by the pump regulator according to the circuit pressure, for example, as shown in the P-Q diagram in FIG. 5, and the maximum displacement is determined by the volume setting means. Maximum tilt angle setting device 21 that constitutes
It is said to be variable. The setting device 21 has a hydraulic cylinder 211, and by expanding and contracting the hydraulic cylinder 211, the maximum displacement per revolution of the pump is controlled to be switched in two stages. This hydraulic cylinder 211 is connected to a pressure source 24 and a tank 26 via a solenoid valve 23.
また、２５は回転数増減手段を構成する装置であり、第
２図（ａ）〜（Ｃ）に示すように、運転席内に設けられ
たエンジンコントロールレバー３２とエンジン１１のガ
バナスロットルレバー３３との間の中間レバー３５と一
体に構成されている。なお、エンジンコントロールレバ
ー３２．ガバナスロットルレバー３３、中間レバー３５
．２５２により回転数制御手段が構成される。第２図（
ａ）を参照スるに、エンジンコントロールレバー３２は
運転席内のコンソールボックス３７に軸支され、車両の
所定の部位に軸支された第１の中間レバー３５の一方の
端部にプッシュプルケーブル３９を介して連結されてい
る。第１の中間レバー３５は略「〈」の字に形成され、
他端に油圧シリンダ２５１が固着されている。第１の中
間レバー３５と同軸で第２の中間レバー２５２が軸支さ
れ、その第２の中間レバー２５２には、油圧シリンダ２
５１を介して第１の中間レバー３５の回動が伝達される
。そして、第２の中間レバー２５２はガバナスロットル
レバー３３とプッシュプルケーブル４１を介して連結さ
れている。ここで、油圧シリンダ２５１と中間レバー２
５２により回転数増減手段が構成され、油圧シリンダ２
５１は電磁弁２７を介して油圧源２４とタンク２６に接
続されている。Further, 25 is a device constituting a rotation speed increasing/decreasing means, and as shown in FIGS. 2(a) to (C), an engine control lever 32 provided in the driver's seat and a governor throttle lever 33 of the engine 11 It is constructed integrally with the intermediate lever 35 between. Note that the engine control lever 32. Governor throttle lever 33, intermediate lever 35
．． 252 constitutes a rotation speed control means. Figure 2 (
Refer to a). The engine control lever 32 is pivotally supported in a console box 37 in the driver's seat, and a push-pull cable is connected to one end of a first intermediate lever 35 that is pivotally supported in a predetermined part of the vehicle. 39. The first intermediate lever 35 is formed into a substantially “〈” shape,
A hydraulic cylinder 251 is fixed to the other end. A second intermediate lever 252 is supported coaxially with the first intermediate lever 35, and the second intermediate lever 252 is provided with a hydraulic cylinder 2.
The rotation of the first intermediate lever 35 is transmitted via the lever 51 . The second intermediate lever 252 is connected to the governor throttle lever 33 via a push-pull cable 41. Here, the hydraulic cylinder 251 and the intermediate lever 2
52 constitutes a rotation speed increasing/decreasing means, and the hydraulic cylinder 2
51 is connected to the hydraulic power source 24 and tank 26 via a solenoid valve 27.
第２ 図（ａ） ハ、エンジンコントロールレバー３２
がオフ位置にあり、かつ油圧シリンダ２５１が縮小して
いる場合を示し、このときエンジン１１は停止している
。油圧シリンダ２５１が伸長しても第２の中間レバー２
５２は回動しない。第１Ｆ＋
２図（ｋｌ）ハ、エンジンコントロールレバー３２が最
大位置まで操作され、かつ油圧シリンダ２５１が縮小し
ている場合を示し、このときエンジン１１は回転数ＮＥ
で回転する。第２図（ｃ）は第２図（ｂ）の状態から油
圧シリンダ２５１を伸長した場合を示し、油圧シリンダ
２５１が伸長した分だけ第２の中間レバー２５２が回動
して最高回転数Ｎｐでエンジンが回転する。Fig. 2 (a) C. Engine control lever 32
is in the off position and the hydraulic cylinder 251 is contracted, and at this time the engine 11 is stopped. Even if the hydraulic cylinder 251 is extended, the second intermediate lever 2
52 does not rotate. 1F+ 2 (kl) C shows a case where the engine control lever 32 is operated to the maximum position and the hydraulic cylinder 251 is contracted, and at this time the engine 11 reaches the rotation speed NE
Rotate with. FIG. 2(c) shows the case where the hydraulic cylinder 251 is extended from the state shown in FIG. 2(b), and the second intermediate lever 252 rotates by the amount that the hydraulic cylinder 251 extends, and reaches the maximum rotation speed Np. The engine rotates.
第３［参照して、エンジンコントロールレバー３２の操
作量とエンジン回転数および油圧ポンプの吐出流量につ
いて詳述する。Referring to the third section, the operating amount of the engine control lever 32, the engine rotational speed, and the discharge flow rate of the hydraulic pump will be described in detail.
油圧シリンダ２５１を縮小したエコノミーモードにおい
ては、エンジンコントロールレバー３２を図示「オフＥ
」の位置にするとエンジンが停止するようにされている
。そして、その「オフＥ」位置におけるエンジン回転数
を零と考えれば、「オフＥ」位置から最大位置（第２図
（ｂ）参照）までエンジンコントロールレバー ３２
ヲｆｉ作ｔルことにより、エンジン回転数を零からＮＥ
まで制御できる。また、このときポンプ押除は容積がｑ
Ｅで一定とすれば、一点鎖線Ｅで示す如く油圧ポンプ吐
出流量を零からＱｏまで制御できることになる。なお、
第２図（ａ）は、エンジンコントロールレバー３２が「
オフＰ」の位置にある状態が示されているが、第２図（
ａ）および第３図かられかる通り、油圧シリンダ２５１
が縮小されている状態では、「オフＥ」から「オフＰ」
までの範囲はエンジンコントロールレバー３２の遊ヒと
なる。In the economy mode in which the hydraulic cylinder 251 is reduced, the engine control lever 32 is moved to the "OFF E" position shown in the diagram.
'' position, the engine will stop. If we consider that the engine speed at the "off E" position is zero, then the engine control lever 32 moves from the "off E" position to the maximum position (see Fig. 2 (b)).
By setting the engine speed, the engine speed can be reduced from zero to NE.
You can control up to In addition, at this time, the pump displacement has a volume of q
If E is constant, the hydraulic pump discharge flow rate can be controlled from zero to Qo as shown by the dashed line E. In addition,
FIG. 2(a) shows that the engine control lever 32 is
It is shown in the "Off P" position, but in Figure 2 (
As can be seen from a) and FIG. 3, the hydraulic cylinder 251
is reduced, from "Off E" to "Off P"
The range up to this point corresponds to the free play of the engine control lever 32.
油圧シリンダ２５１を伸長させたパワーモードにおいて
は、エンジンコントロールレバー３２を第３図の「オフ
Ｐ」の位置にすると原動機が停止するようにされている
。そして、その「オフＰ」位置におけるエンジン回転数
を零と考えれば、「オフＰ」位置から最大位置（第２図
（Ｃ）参照）までエンジンコントロールレバー３２を操
作スることにより、エンジン回転数を零からＮｐまで制
御できる。また、このとき、ポンプ押除は容積がｑｐで
一定とすれば、実線Ｐで示す如く油圧ポンプ吐出流量を
零からＱｏまで制御できることになる。In the power mode in which the hydraulic cylinder 251 is extended, the prime mover is stopped when the engine control lever 32 is placed in the "off P" position shown in FIG. Then, assuming that the engine speed at the "off P" position is zero, the engine speed can be adjusted by operating the engine control lever 32 from the "off P" position to the maximum position (see Fig. 2 (C)). can be controlled from zero to Np. Further, at this time, if the pump displacement is constant with the volume qp, the hydraulic pump discharge flow rate can be controlled from zero to Qo as shown by the solid line P.
ここで、エンジン回転数ＮＥは、ポンプの傾転角に対応
して必要最小馬力で平担路走行時に３５ｋｍ／ｈが得ら
れるように定められるもので、エンジンの軽負荷に最適
な回転数である。また、エンジン最高回転数Ｎｐは、ポ
ンプの傾転角に対応して必要最小馬力で所望の勾配にお
ける登坂路走行時に３５ｋｍ八が得られるように定めら
れるもので、エンジンの重負荷に最適な回転数である。Here, the engine speed NE is determined so that a speed of 35 km/h can be obtained when driving on a flat road with the minimum horsepower required in accordance with the tilting angle of the pump, and is the optimum speed for a light engine load. be. In addition, the maximum engine speed Np is determined in accordance with the tilting angle of the pump so that 35 km/h can be obtained when running uphill on a desired slope with the minimum horsepower required, and is the optimum rotation speed for the heavy load of the engine. It is a number.
再び第１図において、符号２９は例えばマイクロコンピ
ュータで構成されるコントローラで、その入力ボートに
は、選択手段を構成するモード切換スイッチ３１と、負
荷検出センサ２２と、自動制御選択スイッチ２４とが接
続されている。モード切換スイッチ３１は、パワーモー
ド位置（Ｐ）とエコノミーモード位置（Ｅ）とに切換え
可能なスイッチで、例えばトグルスイッチを用いること
ができる。Referring again to FIG. 1, reference numeral 29 is a controller composed of, for example, a microcomputer, and a mode changeover switch 31 constituting selection means, a load detection sensor 22, and an automatic control selection switch 24 are connected to its input board. has been done. The mode changeover switch 31 is a switch that can be switched between a power mode position (P) and an economy mode position (E), and can be a toggle switch, for example.
検出手段を構成する負荷検出センサ２２は、アクチュエ
ータ１９の負荷を検出するものであり、自動制御選択ス
イッチ２４は、パワーモード運転とエコノミーモード運
転との切換を、モード切換スイッチ３１の手動切換えに
より行う手動位置と、センサ２２で検出された負荷に応
じて自動的に切換える自動位置とに切換えられる。そし
て、コントローラ２９の出力ボートには、最大傾転角設
定用油圧シリンダ２１１に接続された電磁弁２３と、エ
ンジン回転数増減用油圧シリンダ２５１に接続された電
磁弁２７とが接続されている。電磁弁２３および２７は
、第６図に示すプログラムに従って切換制御される。な
お、コントローラ２９．電磁弁２３．２７により運転制
御手段が構成される。The load detection sensor 22 constituting the detection means detects the load on the actuator 19, and the automatic control selection switch 24 switches between power mode operation and economy mode operation by manually switching the mode changeover switch 31. It can be switched between a manual position and an automatic position, which is automatically switched according to the load detected by the sensor 22. The output boat of the controller 29 is connected to a solenoid valve 23 connected to a maximum tilting angle setting hydraulic cylinder 211 and a solenoid valve 27 connected to an engine speed increase/decrease hydraulic cylinder 251. The solenoid valves 23 and 27 are switched and controlled according to the program shown in FIG. Note that the controller 29. The electromagnetic valves 23 and 27 constitute operation control means.
第６図において、手順Ｓｌにおいて、センサ２２）スイ
ッチ２４．３１の信号を読み込み、手順Ｓ２において、
スイッチ２４が手動位置か自動・位置かを判断する。手
動位置ならば手順Ｓ３において、スイッチ３１がパワー
モード位置かエコノミーモード位Ｍかを判断する。パワ
ーモード位置ならば手順Ｓ４において、電磁弁２３．２
７を共にオン（励磁）する。エコノミーモード位置なら
ば手順Ｓ５において、電磁弁２３．２７を共にオフ（消
磁）する。一方、スイッチ２４が自動位置ならば、手順
Ｓ６において、検出負荷が所定値以上か否かを判断し、
所定値以上ならば手順Ｓ４に進み、所定値未満ならば手
順Ｓ５に進む。In FIG. 6, in step Sl, the signal of the sensor 22) switch 24.31 is read, and in step S2,
Determine whether the switch 24 is in the manual or automatic position. If it is in the manual position, it is determined in step S3 whether the switch 31 is in the power mode position or the economy mode position M. If it is the power mode position, in step S4, the solenoid valve 23.2
7 are both turned on (excited). If it is the economy mode position, both the solenoid valves 23 and 27 are turned off (demagnetized) in step S5. On the other hand, if the switch 24 is in the automatic position, it is determined in step S6 whether the detected load is greater than or equal to a predetermined value;
If it is greater than or equal to the predetermined value, the process proceeds to step S4, and if it is less than the predetermined value, the process proceeds to step S5.
このように構成された本実施例の作用について以下に説
明する。The operation of this embodiment configured in this way will be explained below.
（１）パワーモード運転
モード切換スイッチ３１がパワーモード位置に切換えら
れているとき、または、モード切換の自動制御が選択さ
れて検出負荷が所定値以上のときに、電磁弁２３が励磁
されて油圧シリンダ２１１が圧力源２４と接続され、こ
れにより図示の最大傾転角設定装置２１が働いて最大傾
転角が押除は容積ｑｐ相当に設定される。このときエン
ジン回転数増減用電磁弁２７も励磁されて油圧シリンダ
２５１が伸長しているので、運転席のエンジンコントロ
ールレバー３２を一杯に引ケバ、第２図（ｃ）に示すよ
うに第２の中間レバー２５２を介してエンジンを最高回
転数Ｎｐまで回転させることができる。(1) Power mode When the operation mode selector switch 31 is switched to the power mode position, or when automatic control of mode switching is selected and the detected load is above a predetermined value, the solenoid valve 23 is energized and the hydraulic pressure is The cylinder 211 is connected to a pressure source 24, whereby the maximum tilt angle setting device 21 shown in the drawing operates to set the maximum tilt angle to be equivalent to the displacement volume qp. At this time, the engine speed increase/decrease solenoid valve 27 is also energized and the hydraulic cylinder 251 is extended, so the engine control lever 32 on the driver's seat is fully pulled and the second The engine can be rotated to the maximum rotation speed Np via the intermediate lever 252.
従って、低圧領域（圧力Ｐ２以下：第５図参照）で油圧
ポンプ１３の傾転角がパワーモーＦ時の最大値となり押
除は容積がｑｐとなっている限りにおいては、第４図に
実線で示すように、エンジン回転数の増加に比例してポ
ンプ吐出流量が増加し、エンジン最高回転数Ｎｐでは最
大吐出流量Ｑｏが得られる。この場合、エンジン回転数
ＮｐにおけるポンプのＰ−Ｑ１１図は第５図に実線Ｐで
示すようになる。Therefore, as long as the tilting angle of the hydraulic pump 13 is the maximum value in the power mode F in the low pressure region (pressure P2 or less: see Fig. 5) and the displacement is qp, the solid line in Fig. 4 As shown, the pump discharge flow rate increases in proportion to the increase in engine speed, and the maximum discharge flow rate Qo is obtained at the maximum engine speed Np. In this case, the P-Q11 diagram of the pump at the engine speed Np becomes as shown by the solid line P in FIG.
（２）エコノミーモード運転
モード切換スイッチ３１がエコノミーモード位置に切換
えられているとき、またはモード切換の自動制御が選択
されて検出負荷が所定値未満のときに、電磁弁２３は消
磁され、油圧シリンダ２１１がタンク２６と接続され、
これにより図示の最大傾転角設定装置２１が働いて最大
傾転角が押除は容積ｑＥ相当（＞ｑｐ）に設定される。(2) Economy mode When the operation mode selector switch 31 is switched to the economy mode position, or when automatic control of mode switching is selected and the detected load is less than a predetermined value, the solenoid valve 23 is demagnetized and the hydraulic cylinder 211 is connected to the tank 26,
As a result, the maximum tilt angle setting device 21 shown in the figure operates and the maximum tilt angle is set to a value equivalent to the displacement volume qE (>qp).
このとき電磁弁２７は消磁されて油圧シリンダ２５１が
縮小しているので、運転席のエンジンコントロールレバ
ー３２を一杯に引いても、第２図（ｂ）に示すように第
２の中間レバー２５２の回動が油圧シリンダ２５１の縮
小分だけ少ないのでエンジン最高回転数がＮＥＣ＜ＮＰ
）で制限される。At this time, the electromagnetic valve 27 is demagnetized and the hydraulic cylinder 251 is contracted, so even if the engine control lever 32 in the driver's seat is pulled all the way, the second intermediate lever 252 is closed as shown in FIG. 2(b). Since the rotation is reduced by the reduction of the hydraulic cylinder 251, the maximum engine speed is NEC<NP
) is limited.
従って、低圧領域（圧力Ｐｉ以下：第５図参照）で油圧
ポンプ１３の傾転角がエコノミーモード時の最大値とな
り押除は容積がｑＥとなっている限りにおいては、第４
図に一点鎖線Ｅで示すように、エンジン回転数の増加に
比例してポンプ吐出流量が増加し、エンジン最高回転数
ＮＥでは最大吐出流量Ｑｏが得られる。この場合エンジ
ン回転数ＮＨにおけるポンプのＰ−Ｑ！！図は第５図に
一点鎖線Ｅで示すようになる。Therefore, in the low pressure region (pressure below Pi: see Figure 5), the tilting angle of the hydraulic pump 13 becomes the maximum value in the economy mode, and as long as the displacement is qE, the 4th
As shown by the dashed line E in the figure, the pump discharge flow rate increases in proportion to the increase in engine speed, and the maximum discharge flow rate Qo is obtained at the maximum engine speed NE. In this case, P-Q of the pump at engine speed NH! ! The diagram is as shown by the dashed line E in FIG.
なお、第５図に破線で示す曲線は、最大押除は容積ｑＨ
に切換えたときに仮にエンジン最高回転数がＮｐまで上
昇した場合のＰ−Ｑ線図を示している。In addition, the curve shown by the broken line in FIG. 5 shows that the maximum displacement is the volume qH.
FIG. 12 shows a P-Q diagram in the case where the maximum engine speed increases to Np when the engine is switched to Np.
（３）モード切換運転
パワーモード正転時にモード切換スイッチ３１をエコノ
ミーモード位置に切換えると、あるいはモード切換の自
動制御が選択されていて所定値以上のアクチュエータ負
荷が所定値未満になると、電磁弁２３．２７が消磁され
る。これにより油圧シリンダ２１１が縮小して油圧ポン
プ１３の最大傾転角が大きくなり最大押除は容積はｑＥ
となる。また、油圧シリンダ２５１が縮小して第２の中
間レバー２５２がそれに追従し、第２図（Ｃ）において
反時計方向に回動するのでエンジン回転数が所定値だけ
減少する。従って、エンジン回転数がどの領域にあって
も、油圧ポンプの吐出流量を略一定のまま、第４図の矢
印Ａに沿ってＮ−Ｑ線図上でパワーモードからエコノミ
ーモードに移行される。エコノミーモードからパワーモ
ードへの切換えもこれと逆に各機器が動作するので、エ
ンジン回転数の全領域で油圧ポンプの吐出流量な略一定
のまま、第４図の矢印Ｂに沿ってＮ−Ｑ線図上でエコノ
ミーモードからパワーモードに移行される。(3) Mode switching operation When the mode selector switch 31 is switched to the economy mode position during forward rotation of the power mode, or when automatic control of mode switching is selected and the actuator load above a predetermined value becomes less than a predetermined value, the solenoid valve 23 .27 is demagnetized. As a result, the hydraulic cylinder 211 is contracted and the maximum tilting angle of the hydraulic pump 13 is increased, and the maximum displacement is qE.
becomes. Furthermore, the hydraulic cylinder 251 contracts and the second intermediate lever 252 follows, rotating counterclockwise in FIG. 2(C), so that the engine speed decreases by a predetermined value. Therefore, no matter what range the engine speed is in, the power mode is shifted from the power mode to the economy mode on the N-Q diagram along the arrow A in FIG. 4 while the discharge flow rate of the hydraulic pump remains substantially constant. When switching from economy mode to power mode, each device operates in the opposite manner, so the discharge flow rate of the hydraulic pump remains approximately constant over the entire range of engine speeds, and the flow rate is changed from N to Q along arrow B in Fig. 4. Transition from economy mode to power mode on the diagram.
本実施例では、エコノミーモード時にはポンプの最大押
除は容積をｑＥ（＞ｑｐ）と大きくするとともにエンジ
ン最高回転数をＮＥ（＜ＮＰ）で制限してポンプ最大吐
出流量をＱｏとし、これによりポンプ最大吐出流量時で
のエコノミーモードおよびパワーモードにおける走行速
度を含む作業速度を同一としている。従って、第１２図
に示すように、エンジン回転数ＮＨにおいて所要馬力Ｐ
Ｓ２’を得ることができ燃料消費率をｇＥまで低減でき
る。一方。In this embodiment, in the economy mode, the pump's maximum displacement increases the volume to qE (>qp), limits the maximum engine speed by NE (<NP), and sets the pump's maximum discharge flow rate to Qo. The working speed including traveling speed in economy mode and power mode at maximum discharge flow rate is the same. Therefore, as shown in FIG. 12, the required horsepower P at the engine speed NH
S2' can be obtained and the fuel consumption rate can be reduced to gE. on the other hand.
ポンプ吐出流量がＱ。のときに最高速度３５ｋｍ／ｈが
出るようにすることを考えると、第５図かられかるよう
に、エコノミーモードではポンプ吐出圧力がＰｌ（例え
ば平坦路走行時に必要な圧力）までは３５に＋ｗ／ｈで
走行できるが登板時のようにポンプ吐出圧力がＰｌを越
えると３５ｋｍ／ｈでは走行できないが、パワーモード
ではポンプ吐出圧力がＰ２（例えば角度θの登板走行時
に必要な圧力）まで３５ｋｍ／ｈ走行が可能である。Pump discharge flow rate is Q. Considering that we want to achieve a maximum speed of 35 km/h when /h, but if the pump discharge pressure exceeds Pl like when going uphill, you cannot run at 35km/h, but in power mode, the pump discharge pressure reaches P2 (for example, the pressure required when running uphill at an angle θ) of 35km/h. h driving is possible.
因に、従来のポンプ、例えば第１１図に示すようなＮ−
Ｑ線図を有するポンプにおいては、本実施例のようにエ
ンジン回転数をＮ２からＮ１まで下げてポンプ吸収馬力
を下げこれにより燃費をがせ ゛ごうとする場合、ポン
プ最大押除は容積が一定であるためＰ−Ｑ線図は第１３
図の破線のようになり、ポンプ吐出量がＱ＋ まで低下
してしまい所定の速度を得ることができない。Incidentally, conventional pumps, such as the one shown in FIG.
In a pump having a Q diagram, when trying to lower the engine speed from N2 to N1 to reduce pump absorption horsepower and thereby reduce fuel consumption, as in this example, the maximum displacement of the pump is determined by the constant volume. Therefore, the P-Q diagram is the 13th
As shown by the broken line in the figure, the pump discharge amount decreases to Q+ and the predetermined speed cannot be obtained.
第６図のプログラムによる自動モード切換運転において
は、アクチュエータの負荷が基準値近傍で変動するとハ
ンチングを起こすおそれがある。In the automatic mode switching operation according to the program shown in FIG. 6, hunting may occur if the load on the actuator fluctuates around the reference value.
第７図はかかるハンチングを防１卜するためのプログラ
ムである。FIG. 7 shows a program for preventing such hunting.
第７図においては、アクチュエータの負荷変動に応じて
電磁弁２３．２７を切換制御したときには、所定時間経
過するまでは負荷変動に係わりなくその状態を保持し、
これによりハンチングが防止される。すなわち、手順Ｓ
９，１０において、電磁弁切換後の時間計が所定時間Ｔ
ａ、Ｔｂを越えたか否かを判断して、肯定判断されたと
きにだけその手順を抜けるようにしている。In FIG. 7, when the solenoid valves 23 and 27 are switched and controlled in response to load fluctuations of the actuator, the state is maintained regardless of the load fluctuations until a predetermined period of time has elapsed.
This prevents hunting. That is, procedure S
At 9 and 10, the time meter after switching the solenoid valve reaches the predetermined time T.
It is determined whether or not a and Tb have been exceeded, and the procedure is exited only when an affirmative determination is made.
以上の説明においては、各モードにおけるボンプ最大吐
出流量Ｑ。（＝ｑｐＸＮｐ＝ｑＥＸＮＥ）が等しくなる
ようにｑｐ、Ｎｐ、ｑａ、Ｎａを設定したが、両者は略
等しければ同一でなくてもよく、その目安としては、各
モードにおける最大走行速度が３０ｋｍ／ｈ〜３５ｋｍ
／ｈとなる程度に異なっていてもよい。また、以上の説
明では、ポンプの最大傾転角およびエンジン回転数の増
減を油圧シリンダにより制御したが、電磁式のものを用
いてもよい。更に、リニアソレノイドを用いたり複数の
油圧シリンダを用いて３段階以上にあるいは連続的に最
大傾転角を設定できるようにし、それに応じてエンジン
回転数の増減を制御してもよく、この場合には、種々の
エンジン負荷に最適となるようにエンジンおよび油圧装
置を設定して、より一層の燃費の向上が図れる。また、
エンジンに代え電動機により油圧ポンプ１３を駆動する
場合も本発明を適用できる。更に電子制御ガバナを用い
て燃料噴射量を増減することによりエンジン回転数を増
減してもよい。この場合、油圧シリンダ２５１および第
２の中間レバー２５２が不用となる。更にまた、以上で
はホイール式油圧ショベルについて説明したが負荷変動
の大きいその他の建設機械にも適用できる。In the above explanation, the pump maximum discharge flow rate Q in each mode will be explained. Although qp, Np, qa, and Na were set so that (= qp ~35km
/h. Further, in the above description, the maximum tilt angle of the pump and the increase/decrease in engine speed are controlled by a hydraulic cylinder, but an electromagnetic type may also be used. Furthermore, the maximum tilt angle may be set in three or more stages or continuously using a linear solenoid or multiple hydraulic cylinders, and the increase or decrease of the engine speed may be controlled accordingly. By setting the engine and hydraulic system to be optimal for various engine loads, fuel efficiency can be further improved. Also,
The present invention can also be applied when the hydraulic pump 13 is driven by an electric motor instead of an engine. Furthermore, the engine speed may be increased or decreased by increasing or decreasing the fuel injection amount using an electronically controlled governor. In this case, the hydraulic cylinder 251 and the second intermediate lever 252 are unnecessary. Furthermore, although the above description has been made regarding a wheeled hydraulic excavator, the present invention can also be applied to other construction machines with large load fluctuations.
Ｇ１発明の効果
本発明によれば、原動機の全回転数領域において、ハワ
ーモードまたはエコノミーモードに応してその回転数を
ある値だけ増減するとともに油圧ポンプの最大押除は容
積を小さい値と大きい値とに設定するようにし、回転数
の増加と油圧ポンプの最大押除は容積の小さい値、およ
び回転数の減少と油圧ポンプの最大押除は容積の大きい
値とをそれぞれ対応づけてアクチュエータの負荷に応じ
て制御するようにしたので、作業速度や走行速度を犠牲
にせずに軽負荷作業に必要なポンプ吸収馬力とすべく原
動機出力が自動的に低減され、以って、運転者の熟練度
に拘わりなく燃料消費率が最も有利な状態で建設機械が
罪転されるのに加えて、原動機回転数が低い領域におい
てモードが切換わった場合にも油圧ポンプの吐出流量が
略一定となり運転性能が向上する。また、これにより、
低回転域での騒音低減、消費燃料の低減が図られ、また
、油圧ポンプや油圧モータの削久性も向上する。G1 Effect of the Invention According to the present invention, in the entire rotation speed range of the prime mover, the rotation speed is increased or decreased by a certain value depending on the power mode or economy mode, and the maximum displacement of the hydraulic pump is adjusted to a small value or a large value. The increase in the rotation speed and the maximum displacement of the hydraulic pump are set to a small value of the volume, and the decrease in the rotation speed and the maximum displacement of the hydraulic pump are set to a large value of the volume. As a result, the motor output is automatically reduced to achieve the pump absorption horsepower necessary for light-load work without sacrificing work speed or travel speed, thereby reducing the driver's skill level. In addition to operating the construction machine in a state where the fuel consumption rate is most favorable regardless of the speed, the discharge flow rate of the hydraulic pump remains approximately constant even when the mode is switched in a region where the engine speed is low, improving operational performance. will improve. Also, this allows
This reduces noise in the low rotation range, reduces fuel consumption, and improves the machinability of the hydraulic pump and motor.
第１図は本発明の一実施例を示すブロック図、第２図（
ａ）〜（Ｃ）はエンジン回転数制御装置および増減装置
の一例を示す正面図であり、第２図（ａ）はエンジンコ
ントロールレハーカオフ位置の状態、第２図（ｂ）はエ
コノミーモード下でエンジンコントロールレバーを最大
位置まで操作した状態、第２図（Ｃ）はパワーモード下
でエンジンコントロールレバーを最大位置まで操作した
状態を示し、第３図はエンジンコントロールレバーの操
作量とポンプ吐出量およびエンジン回転数との関係を示
すグラフ、第４図は本実施例におけるエンジン回転数Ｎ
とポンプ吐出量Ｑとの関係を示すグラフ、第５図は本実
施例におけるポンプのＰ−Ｑ線図を示す図、第６図は回
転数および最大押除は容積を制御する手順例を示すフロ
ーチャート、第７図はその別の例を示すフローチャート
、第８図はホイール式油圧ショベルの一例を示す側面図
、第９図（ａ）、（ｂ）は従来のＰ−Ｑ線図の２例を示
す図、第１０図および第１１図は従来のホイール式油圧
ショベルにおけるエンジン回転数Ｎとポンプ吐出流量Ｑ
との関係をそれぞれ示すグラフ、第１２図はエンジン性
能曲線を示す図、第１３図は従来のホイール式油圧ショ
ベルのポンプにおけるＰ−Ｑ線図を示す図、第１４図は
先に提案した油圧制御装置のＮ−Ｑ線図である。
１：走行輪 ２：下部走行体３：上部旋回
体
４〜９：掘削用アタッチメント
１１：エンジン
１３：可変容量形油圧ポンプ
１５：コントロールバルブ
１８：アクチュエータ
２１：最大傾転角設定装置
２２：負荷検出センサ ２３，２？：電磁弁２４：自動
制御選択スイッチ
２５：回転数増減装置 ２９：コントローラ３１：
モード切換スイッチ
３２：エンジンコントロールレバー
３５：中間レバー
２１１ ：最大傾転角設定用油圧シリンダ２５１：油圧
シリンダ ２５２：中間レバー出 願 人 日
立建機株式会社
代理人弁理士 永 井 冬 紀
υ填榔−Ｏ
υ坦＠−〇
第８図
第９図
１″１ ビｄ 承°ン７１ら３Φグカ“°■透
こ／
（１））ζ
嬬
諺。
量
第１０図
エンジン回ψえ砂Ｎ→
ヱンシーシ９針δＮ→
一＼・１−棟さり一〇FIG. 1 is a block diagram showing one embodiment of the present invention, and FIG. 2 (
a) to (C) are front views showing an example of an engine speed control device and an increase/decrease device; FIG. 2(a) is a state in which the engine control is in the off position, and FIG. 2(b) is in an economy mode. Figure 2 (C) shows the engine control lever operated to the maximum position in power mode, and Figure 3 shows the engine control lever operation amount and pump discharge. A graph showing the relationship between the amount and the engine rotation speed, FIG. 4 is the engine rotation speed N in this example.
FIG. 5 is a graph showing the P-Q diagram of the pump in this embodiment, and FIG. 6 is an example of a procedure for controlling the rotation speed and maximum displacement. Flowchart, FIG. 7 is a flowchart showing another example, FIG. 8 is a side view showing an example of a wheeled hydraulic excavator, and FIGS. 9(a) and (b) are two examples of conventional P-Q diagrams. Figures 10 and 11 are diagrams showing the engine rotation speed N and pump discharge flow rate Q in a conventional wheeled hydraulic excavator.
Figure 12 is a diagram showing the engine performance curve, Figure 13 is a diagram showing the P-Q diagram for the pump of a conventional wheeled hydraulic excavator, and Figure 14 is a diagram showing the previously proposed hydraulic pressure curve. It is an N-Q diagram of a control device. 1: Running wheel 2: Lower traveling body 3: Upper rotating body 4 to 9: Excavation attachment 11: Engine 13: Variable displacement hydraulic pump 15: Control valve 18: Actuator 21: Maximum tilt angle setting device 22: Load detection Sensor 23,2? : Solenoid valve 24: Automatic control selection switch 25: Rotation speed increase/decrease device 29: Controller 31:
Mode selection switch 32: Engine control lever 35: Intermediate lever 211: Hydraulic cylinder for setting maximum tilt angle 251: Hydraulic cylinder 252: Intermediate lever Applicant: Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Representative Patent Attorney Fuyu Nagai O υtan@-〇Figure 8Figure 9Figure 1''1 Bid Acceptance 71 et al. Quantity Figure 10 Engine rotation ψ Sand N → Engine 9 needles δN → 1\・1-ridge 10
Claims (1)
御手段と、前記原動機によって駆動される可変容量形油
圧ポンプと、当該可変容量形油圧ポンプからの吐出油に
より駆動される油圧アクチュエータとを備えた建設機械
の油圧制御装置において、 前記油圧アクチュエータの負荷を検出する検出手段と、 前記回転数制御手段によって制御された原動機の回転数
を所定値だけ増加および減少させる回転数増減手段と、 前記可変容量形油圧ポンプの最大押除け容積を少なくと
も小さい値と大きい値とに設定する最大押除け容積設定
手段と、 前記検出された負荷が大きいときに原動機回転数を増加
し最大押除け容積を小さい値に設定する第１の組、前記
検出された負荷が小さいときに原動機回転数を減少し最
大押除け容積を大きい値に設定する第２の組のいずれか
の組で前記原動機および油圧ポンプを運転すべく回転数
増減手段および最大押除け容積設定手段を制御する運転
制御手段と、を具備したことを特徴とする建設機械の油
圧制御装置。 ２）特許請求の範囲第１項に記載の装置において、前記
第１の組および第２の組における油圧ポンプの吐出流量
が原動機の高回転域で略一定となるように原動機回転数
の増減量および最大押除け容積の設定値が定められたこ
とを特徴とする建設機械の油圧制御装置。 ３）特許請求の範囲第２項に記載の装置において、前記
原動機回転数が最高値のときに前記第１および第２の組
における油圧ポンプの吐出流量が等しくなるように原動
機回転数の増減量および最大押除け容積の設定値が定め
られたことを特徴とする建設機械の油圧制御装置。 ４）特許請求の範囲第１項〜第３項のいずれかの項に記
載の装置において、前記運転制御手段による前記負荷に
応答した第１の組と第２の組との間の切換えを遅延時間
をもって行なうようにしたことを特徴とする建設機械の
油圧制御装置。[Scope of Claims] 1) A prime mover, a rotation speed control means for controlling the rotation speed of the prime mover, a variable displacement hydraulic pump driven by the prime mover, and driven by oil discharged from the variable displacement hydraulic pump. A hydraulic control device for construction machinery comprising a hydraulic actuator, comprising: detection means for detecting a load on the hydraulic actuator; and rotation for increasing and decreasing the rotation speed of the prime mover controlled by the rotation speed control means by a predetermined value. a maximum displacement setting means for setting the maximum displacement of the variable displacement hydraulic pump to at least a small value and a large value; and a maximum displacement setting means for increasing the prime mover rotation speed when the detected load is large. A first set in which the maximum displacement volume is set to a small value, and a second set in which the prime mover rotation speed is reduced when the detected load is small and the maximum displacement volume is set to a large value. A hydraulic control device for construction machinery, comprising an operation control means for controlling a rotation speed increasing/decreasing means and a maximum displacement setting means to operate the prime mover and the hydraulic pump. 2) In the device according to claim 1, the prime mover rotational speed is increased or decreased so that the discharge flow rates of the hydraulic pumps in the first group and the second group are substantially constant in the high rotational range of the prime mover. and a hydraulic control device for construction machinery, characterized in that a setting value for a maximum displacement volume is determined. 3) In the device according to claim 2, the number of rotations of the prime mover is increased or decreased so that the discharge flow rates of the hydraulic pumps in the first and second sets are equal when the number of rotations of the prime mover is at its highest value. and a hydraulic control device for construction machinery, characterized in that a setting value for a maximum displacement volume is determined. 4) In the device according to any one of claims 1 to 3, the switching between the first group and the second group by the operation control means in response to the load is delayed. A hydraulic control device for construction machinery, characterized in that the control is performed in a timely manner.
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Cited By (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO1990008263A1 (en) * | 1989-01-18 | 1990-07-26 | Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. | Hydraulic driving unit for construction machinery |
| WO1992017654A1 (en) * | 1991-03-29 | 1992-10-15 | Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. | Control system in hydraulically run working machine |
| EP0532756A1 (en) * | 1990-06-06 | 1993-03-24 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Device for and method of controlling vehicle for loading work |
| WO1993006314A1 (en) * | 1991-09-27 | 1993-04-01 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Hydraulic oil amount change-over controlling device for hydraulic excavator |
| WO1993006315A1 (en) * | 1991-09-27 | 1993-04-01 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Fine operation mode change-over device for hydraulic excavator |
| JP2011190680A (en) * | 2005-12-21 | 2011-09-29 | Komatsu Ltd | Wheel loader |
| WO2012015842A1 (en) * | 2010-07-28 | 2012-02-02 | Illinois Tool Works Inc. | Prime mover control system with load feedback for a hydraulic pump powering hydraulic tools |
| CN114294210A (en) * | 2021-12-23 | 2022-04-08 | 博世力士乐（常州）有限公司 | Multi-gear pump with delay gear switching function |
Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5143204A (en) * | 1974-10-09 | 1976-04-13 | Hitachi Construction Machinery | KAHENTOSHUTSUHONPUSEIGYOSOCHI |
| JPS6038561A (en) * | 1983-08-11 | 1985-02-28 | ダイキン工業株式会社 | Heater for composite heat pump |
| JPS6110944U (en) * | 1984-06-26 | 1986-01-22 | 内田油圧機器工業株式会社 | Control device for a hydrostatic pressure transmission device driven by an internal combustion engine |
-
1986
- 1986-03-22 JP JP61064578A patent/JPH0635873B2/en not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5143204A (en) * | 1974-10-09 | 1976-04-13 | Hitachi Construction Machinery | KAHENTOSHUTSUHONPUSEIGYOSOCHI |
| JPS6038561A (en) * | 1983-08-11 | 1985-02-28 | ダイキン工業株式会社 | Heater for composite heat pump |
| JPS6110944U (en) * | 1984-06-26 | 1986-01-22 | 内田油圧機器工業株式会社 | Control device for a hydrostatic pressure transmission device driven by an internal combustion engine |
Cited By (16)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5155996A (en) * | 1989-01-18 | 1992-10-20 | Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. | Hydraulic drive system for construction machine |
| WO1990008263A1 (en) * | 1989-01-18 | 1990-07-26 | Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. | Hydraulic driving unit for construction machinery |
| EP0532756A4 (en) * | 1990-06-06 | 1994-06-01 | Komatsu Mfg Co Ltd | Device for and method of controlling vehicle for loading work |
| EP0532756A1 (en) * | 1990-06-06 | 1993-03-24 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Device for and method of controlling vehicle for loading work |
| WO1992017654A1 (en) * | 1991-03-29 | 1992-10-15 | Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. | Control system in hydraulically run working machine |
| US5481875A (en) * | 1991-09-27 | 1996-01-09 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Apparatus for changing and controlling volume of hydraulic oil in hydraulic excavator |
| WO1993006315A1 (en) * | 1991-09-27 | 1993-04-01 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Fine operation mode change-over device for hydraulic excavator |
| US5469646A (en) * | 1991-09-27 | 1995-11-28 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Fine operation mode changeover device for hydraulic excavator |
| WO1993006314A1 (en) * | 1991-09-27 | 1993-04-01 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Hydraulic oil amount change-over controlling device for hydraulic excavator |
| JP2011190680A (en) * | 2005-12-21 | 2011-09-29 | Komatsu Ltd | Wheel loader |
| WO2012015842A1 (en) * | 2010-07-28 | 2012-02-02 | Illinois Tool Works Inc. | Prime mover control system with load feedback for a hydraulic pump powering hydraulic tools |
| US8862337B2 (en) | 2010-07-28 | 2014-10-14 | Illinois Tool Works Inc. | Hydraulic tool control that switches output |
| US9091284B2 (en) | 2010-07-28 | 2015-07-28 | Illinois Tool Works Inc. | Operator interface for hydraulic tool control |
| US9163644B2 (en) | 2010-07-28 | 2015-10-20 | Illinois Tool Works Inc. | Hydraulic tool control with electronically adjustable flow |
| US9353769B2 (en) | 2010-07-28 | 2016-05-31 | Illinois Tool Works Inc. | Hydraulic tool that commands prime mover output |
| CN114294210A (en) * | 2021-12-23 | 2022-04-08 | 博世力士乐（常州）有限公司 | Multi-gear pump with delay gear switching function |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
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