JPS6230312B2 - - Google Patents

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JPS6230312B2
JPS6230312B2 JP56037861A JP3786181A JPS6230312B2 JP S6230312 B2 JPS6230312 B2 JP S6230312B2 JP 56037861 A JP56037861 A JP 56037861A JP 3786181 A JP3786181 A JP 3786181A JP S6230312 B2 JPS6230312 B2 JP S6230312B2
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JP
Japan
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hydraulic pump
amount
discharge
value
discharge amount
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Application number
JP56037861A
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Japanese (ja)
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JPS57153979A (en
Inventor
Kazuo Honma
Yoshio Nakajima
Eiki Izumi
Hiroshi Watanabe
Yukio Aoyanagi
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Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Original Assignee
Hitachi Construction Machinery Co Ltd
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Publication date
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Priority to DE8181902759T priority patent/DE3176207D1/en
Priority to US06/387,884 priority patent/US4606313A/en
Priority to PCT/JP1981/000270 priority patent/WO1982001396A1/en
Priority to EP81902759A priority patent/EP0062072B1/en
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Publication of JPS6230312B2 publication Critical patent/JPS6230312B2/ja
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    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
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    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
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    • E02F9/2296—Systems with a variable displacement pump
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/002—Hydraulic systems to change the pump delivery
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    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
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    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
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    • F02D2250/31—Control of the fuel pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
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    • F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
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Description

【発明の詳細な説明】 本発明は油圧シヨベルのように、原動機によつ
て駆動される可変容積形油圧ポンプを備えた駆動
装置における油圧ポンプの入力馬力制限制御方法
および装置に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a method and apparatus for controlling input horsepower of a hydraulic pump in a drive device, such as a hydraulic excavator, equipped with a variable displacement hydraulic pump driven by a prime mover.

従来、油圧シヨベルのように１台の原動機で複
数の油圧ポンプを駆動して油圧動力を発生させる
駆動装置において、原動機の出力馬力を油圧ポン
プに配分する、いわゆる入力馬力制限制御方法と
しては (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法 の３種の制御方式がある。 Conventionally, in a drive device such as a hydraulic excavator that uses a single prime mover to drive multiple hydraulic pumps to generate hydraulic power, the so-called input horsepower limit control method that allocates the output horsepower of the prime mover to the hydraulic pumps is called (I). ) There are three types of control methods: individual control method (b) cross sensing method (c) engine speed sensing method.

(イ)の個別制御方式とは、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原動機の最
大出力馬力の1/2ずつを割当て、それぞれの油圧
ポンプで単独に回路圧力を検出して、油圧ポンプ
の吸収馬力が、おのおの割当てられた馬力を越え
ないように、油圧ポンプの吐出流量を制御する方
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、馬力の有効活用が
できない。 The individual control method in (a) means, for example, that two hydraulic pumps
In the case of a hydraulic pump, 1/2 of the maximum output horsepower of the prime mover is assigned to each hydraulic pump, and the circuit pressure is detected independently by each hydraulic pump, so that the absorbed horsepower of the hydraulic pump corresponds to the assigned horsepower. This method controls the discharge flow rate of the hydraulic pump so that it does not exceed the limit. In this system, even if one hydraulic pump is under no load, the other hydraulic pump cannot utilize its surplus horsepower, making effective use of horsepower impossible.

(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時には他方
の油圧ポンプがその余剰馬力の一部を活用できる
ようにしたものである。この方式は馬力利用の面
では前述した個別制御方式より優れているが、油
圧ポンプ斜板または斜軸の傾転量を調節して、そ
の吐出量を制御する吐出量操作機構が複雑にな
る。 The cross-sensing method (b) uses two hydraulic pumps to mutually transmit their respective circuit pressures, so when the load on one hydraulic pump is light, the other hydraulic pump can utilize part of its surplus horsepower. This is how it was done. Although this method is superior to the above-mentioned individual control method in terms of horsepower utilization, the discharge amount control mechanism that controls the discharge amount by adjusting the amount of tilt of the hydraulic pump swash plate or oblique shaft is complicated.

それに対して、(ハ)のエンジンスピードセンシン
グ方式は原動機の回転数低下を検出して、油圧ポ
ンプの吐出流量を制限する方式であり、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
HydrostaticTransmissions）がある。 On the other hand, the engine speed sensing method (c) detects a drop in the rotational speed of the prime mover and limits the discharge flow rate of the hydraulic pump, and is the most excellent method from the perspective of horsepower utilization. A conventional example is SAE paper 760687 (authored by TPNeal).
Electrohydraulic control of
Hydrostatic Transmissions).

この種のスピードセンシング方式の入力馬力制
限制御を、１つの原動機に複数個の油圧ポンプが
連結している駆動装置に適用した場合において、
油圧ポンプに作用する負荷が慣性負荷であると、
この慣性負荷の作用により、油圧ポンプと油圧ア
クチユエータとを結合する回路圧力の変動が激し
くなり、時には不安定になり、制御性能が良好で
ないという問題点があつた。 When this type of speed sensing input horsepower limit control is applied to a drive system in which multiple hydraulic pumps are connected to one prime mover,
If the load acting on the hydraulic pump is an inertial load,
Due to the effect of this inertial load, the pressure in the circuit connecting the hydraulic pump and the hydraulic actuator increases and sometimes becomes unstable, resulting in poor control performance.

本発明は上述の事柄にもとづいてなされたもの
で、負荷が慣性負荷の場合でも制御性能が良好な
油圧ポンプの入力馬力制限制御方法および装置を
提供することを目的とする。 The present invention has been made based on the above-mentioned problems, and an object of the present invention is to provide a method and apparatus for controlling input horsepower of a hydraulic pump, which provides good control performance even when the load is an inertial load.

本発明は上記の目的を達成するために、原動機
と原動機によつて駆動される可変容積形油圧ポン
プとを含む駆動装置において、原動機の目標回転
数と出力回転数との回転数偏差を求め、この回転
数偏差が増大するにつれて油圧ポンプの入力トル
クが減ずるように、回転数偏差と油圧ポンプの吐
出量操作量とから油圧ポンプの吐出圧力の目標値
を演算し、この吐出圧力の目標値と実際の吐出圧
力とを比較し、その差によつて得られる吐出量操
作量の増分値を指令値に増減して新しい指令値を
求め、この指令値により油圧ポンプの吐出量操作
量速度を制御するようにしたことを特徴とする油
圧ポンプの入力馬力制限制御方法にある。 In order to achieve the above object, the present invention determines a rotation speed deviation between a target rotation speed of the prime mover and an output rotation speed in a drive device including a prime mover and a variable displacement hydraulic pump driven by the prime mover, A target value for the discharge pressure of the hydraulic pump is calculated from the rotation speed deviation and the hydraulic pump discharge amount operation amount so that the input torque of the hydraulic pump decreases as this rotation speed deviation increases, and the target value of the discharge pressure and Compare the actual discharge pressure and increase or decrease the increment value of the discharge amount operation amount obtained by the difference to the command value to obtain a new command value, and use this command value to control the discharge amount operation amount speed of the hydraulic pump. A method for controlling input horsepower of a hydraulic pump is characterized in that:

また本発明は原動機と原動機によつて駆動され
る油圧ポンプとを含む駆動装置において、原動機
の目標回転数と出力回転数との回転数偏差を求め
る手段と、油圧ポンプの吐出量操作量指令値を検
出する手段と、油圧ポンプの吐出量操作量を検出
する手段と、油圧ポンプの吐出圧力を検出する手
段と、前記油圧ポンプの吐出量操作量指令値検出
手段からの吐出量操作量指令値と前回の制御サイ
クルで出力した油圧ポンプの吐出量操作量指令値
とを比較して油圧ポンプの吐出量操作量方向を判
別すると共に、前記回転数偏差検出手段からの回
転数偏差と前記吐出量操作量検出手段からの吐出
量操作量とにより油圧ポンプの目標値を演算し、
この目標値と前記吐出圧力検出手段からの吐出圧
力との差によつて得られる吐出量操作量の増分値
を指令値に増減して新しい指令値を演算し、この
指令値を油圧ポンプの操作機構への操作信号とし
て出力するポンプ制御手段とを備えたことを特徴
とする油圧ポンプの入力馬力制限制御装置にあ
る。 The present invention also provides a drive device including a prime mover and a hydraulic pump driven by the prime mover, which includes means for determining a rotational speed deviation between a target rotational speed of the prime mover and an output rotational speed, and a discharge amount manipulated variable command value of the hydraulic pump. means for detecting a discharge amount manipulated amount of the hydraulic pump; means for detecting the discharge pressure of the hydraulic pump; and a discharge amount manipulated amount command value from the hydraulic pump discharge amount manipulated amount command value detection means. and the hydraulic pump discharge amount operation amount command value output in the previous control cycle to determine the direction of the hydraulic pump discharge amount operation amount, and also determine the rotation speed deviation from the rotation speed deviation detection means and the discharge amount Calculates the target value of the hydraulic pump based on the discharge amount operation amount from the operation amount detection means,
A new command value is calculated by increasing or decreasing the incremental value of the discharge amount operation amount obtained by the difference between this target value and the discharge pressure from the discharge pressure detection means to the command value, and this command value is used to operate the hydraulic pump. An input horsepower limiting control device for a hydraulic pump, characterized by comprising a pump control means for outputting an operation signal to a mechanism.

以下本発明の実施例を図面を参照して説明す
る。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.

第１図は本発明の制御方法の一実施例を適用す
る駆動装置の構成を示すものである。第１図にお
いて、１はエンジン、２，２′はエンジン１によ
つて駆動される可変容積形の油圧ポンプ、３，
３′は油圧ポンプ２，２′の斜板（もしくは斜軸）
の傾転角を操作しその吐出量を制御するポンプ吐
出量操作機構で、その具体的な構成の一例は第３
図に示してある。４はエンジン１の燃料噴射ポン
プ、５はエンジン１のスロツトルレバーの操作量
検出器、６，７は油圧ポンプ２，２′の斜板また
は斜軸傾転量を外部から操作するための操作レバ
ーの操作量検出器、８はエンジン１の出力回転数
を検出する検出器、９は燃料噴射ポンプ４のラツ
ク変位を検出する検出器で、この部分の具体的な
構成は第２図に示してある。 FIG. 1 shows the configuration of a drive device to which an embodiment of the control method of the present invention is applied. In FIG. 1, 1 is an engine, 2, 2' are variable displacement hydraulic pumps driven by the engine 1, 3,
3' is the swash plate (or slant shaft) of the hydraulic pump 2, 2'
A pump discharge amount operation mechanism that controls the displacement amount by manipulating the tilt angle of the pump.
It is shown in the figure. 4 is a fuel injection pump for engine 1, 5 is a throttle lever operation amount detector for engine 1, and 6 and 7 are operations for externally controlling the amount of tilting of the swash plate or oblique shaft of hydraulic pumps 2 and 2'. A lever operation amount detector, 8 a detector for detecting the output rotation speed of the engine 1, and 9 a detector for detecting the easy displacement of the fuel injection pump 4. The specific configuration of this part is shown in FIG. There is.

１０はエンジン制御装置であり、このエンジン
制御装置１０はエンジン１の回転数の目標値とな
る操作量検出器５からのスロツトルレバーの操作
量信号５ａ、検出器８からのエンジン１の回転数
信号８ａ、検出器９からの燃料噴射ポンプ４のラ
ツク変位信号９ａに基づいてラツク操作信号１０
ａを燃料噴射ポンプ４へ出力すると共に、エンジ
ン回転数偏差信号１０ｂをポンプ制御装置１１へ
出力する。 Reference numeral 10 denotes an engine control device, and this engine control device 10 receives the throttle lever operation amount signal 5a from the operation amount detector 5, which is the target value of the engine 1 rotation speed, and the engine 1 rotation speed from the detector 8. A rack operation signal 10 is generated based on the signal 8a and the rack displacement signal 9a of the fuel injection pump 4 from the detector 9.
a to the fuel injection pump 4, and outputs an engine speed deviation signal 10b to the pump control device 11.

ポンプ制御装置１１は操作量検出器６からの油
圧ポンプ２の吐出量操作量の外部操作信号６ａ、
操作量検出器７からの油圧ポンプ２′の吐出量操
作量の外部操作信号７ａ、ポンプ操作機構３から
の油圧ポンプ２の吐出量操作量信号３ａ、ポンプ
操作機構３′からの油圧ポンプ２の吐出量操作量
信号３a′、圧力検出器１２で検出した油圧ポンプ
２の吐出圧力信号１２ａ、圧力検出器１２′で検
出した油圧ポンプ２′の吐出圧力信号１２a′及び
エンジン制御装置１０から与えられるエンジン回
転数偏差信号１０ｂに基づいて、油圧ポンプ２，
２′の吐出量操作信号１１ａ，１１a′をそれぞれ
の油圧ポンプの吐出量操作機構３，３′に出力す
る。 The pump control device 11 receives an external operation signal 6a of the discharge amount operation amount of the hydraulic pump 2 from the operation amount detector 6;
An external operation signal 7a of the discharge amount operation amount of the hydraulic pump 2' from the operation amount detector 7, a discharge amount operation amount signal 3a of the hydraulic pump 2 from the pump operation mechanism 3, and an output operation amount signal 3a of the hydraulic pump 2 from the pump operation mechanism 3'. It is given from the discharge amount manipulated amount signal 3a', the discharge pressure signal 12a of the hydraulic pump 2 detected by the pressure detector 12, the discharge pressure signal 12a' of the hydraulic pump 2' detected by the pressure detector 12', and the engine control device 10. Based on the engine speed deviation signal 10b, the hydraulic pump 2,
The discharge amount operation signals 11a, 11a' of 2' are outputted to the discharge amount operation mechanisms 3, 3' of the respective hydraulic pumps.

第２図は前述した燃料噴射ポンプ４及びラツク
操作機構の具体的実施例を示すものである。図に
おいて、エンジン１への燃料噴射量はラツク１３
の変位の関数として与えられる。ラツク１３は可
動線輪１４によつて駆動される。１５はヨーク、
１６は永久磁石、１７はラツク戻しばね、１８は
電流増幅器で、この電流増幅器１８はエンジン制
御装置１０からのラツク操作信号１０ａを受けて
直流電流信号もしくはパルス幅変調信号１８ａの
形にして可動線輪１４を駆動する。ラツク変位検
出器９の出力は増幅器もしくは波形整形回路１９
を介して、ラツク変位信号９ａとしてエンジン制
御装置１０へ帰還される。 FIG. 2 shows a specific embodiment of the above-mentioned fuel injection pump 4 and easy operation mechanism. In the figure, the amount of fuel injected into engine 1 is approximately 13
is given as a function of displacement. The rack 13 is driven by a moving train 14. 15 is York,
16 is a permanent magnet, 17 is a rack return spring, and 18 is a current amplifier. This current amplifier 18 receives the rack operation signal 10a from the engine control device 10 and converts it into a DC current signal or a pulse width modulation signal 18a. Drive wheel 14. The output of the rack displacement detector 9 is connected to an amplifier or waveform shaping circuit 19.
is fed back to the engine control device 10 as a rack displacement signal 9a.

第３図は前述した油圧ポンプ２の吐出量操作機
構３の具体的実施例を示すものである。図におい
て、油圧ポンプ２のその吐出量を調節するための
斜板２ａは油圧シリンダ２０ａ及び２０ｂで駆動
される。油圧シリンダ２０ａ，２０ｂは４個の２
位置２方向の電磁弁２１〜２４で制御される。す
なわち電磁弁２１，２２のソレノイド２１ａ，２
２ａを励磁すると、パイロツト油圧源２５からの
圧油が油圧シリンダ２０ａに作用し、油圧シリン
ダ２０ｂはタンク２６につながるので、油圧ポン
プ２の斜板２ａの傾転量は増加し吐出量は増加す
る。逆に電磁弁２３，２４のソレノイド２３ａ，
２４ａを励磁すると、油圧ポンプ２の斜板傾転量
は減少し、吐出量は低下する。そして電磁弁２２
及び２４のソレノイド２２ａ，２４ａを励磁する
と、電磁弁２１〜２４はすべて回路を閉じるの
で、油圧ポンプ２の斜板傾転量はその状態を維持
する。２７は油圧ポンプ２の斜板２ａの傾転量す
なわち吐出量を検出する検出器であり、その出力
信号は増幅器もしくは波形整形回路２８を介して
吐出量操作量信号３ａとしてポンプ制御装置１１
へ帰還される。油圧ポンプ２′の吐出量操作機構
３′についても同様に構成されているので、その
詳細は省略する。 FIG. 3 shows a specific embodiment of the discharge amount control mechanism 3 of the hydraulic pump 2 described above. In the figure, a swash plate 2a for adjusting the discharge amount of the hydraulic pump 2 is driven by hydraulic cylinders 20a and 20b. The hydraulic cylinders 20a, 20b are four 2
It is controlled by electromagnetic valves 21 to 24 in two positions. That is, the solenoids 21a and 2 of the electromagnetic valves 21 and 22
When 2a is excited, pressure oil from the pilot hydraulic power source 25 acts on the hydraulic cylinder 20a, and the hydraulic cylinder 20b is connected to the tank 26, so the amount of tilting of the swash plate 2a of the hydraulic pump 2 increases and the discharge amount increases. . On the contrary, the solenoids 23a of the solenoid valves 23, 24,
When 24a is excited, the amount of tilting of the swash plate of the hydraulic pump 2 decreases, and the discharge amount decreases. and solenoid valve 22
When the solenoids 22a and 24a are energized, all of the solenoid valves 21 to 24 close their circuits, so that the amount of tilting of the swash plate of the hydraulic pump 2 remains in that state. 27 is a detector that detects the amount of tilting of the swash plate 2a of the hydraulic pump 2, that is, the amount of discharge, and its output signal is sent to the pump control device 11 as a discharge amount manipulated amount signal 3a via an amplifier or a waveform shaping circuit 28.
will be returned to. Since the discharge amount control mechanism 3' of the hydraulic pump 2' is similarly constructed, the details thereof will be omitted.

前述したエンジン制御装置１０における制御方
法を第４図について説明する。 A control method in the engine control device 10 described above will be explained with reference to FIG.

第４図はエンジン制御装置１０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。 FIG. 4 is a control flowchart when the engine control device 10 is implemented using a microcomputer.

まず最初に手順４０で状態量、すなわち検出器
５からのスロツトルレバー操作量（目標回転数
Nr）（第１図の信号５ａに相当する）、検出器８
からの出力回転数Ne（第１図の信号８ａに相当
する）および検出器９からのラツク変位M0（第
１図の信号９ａに相当する）を読込んで、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１０ｂとしてポンプの制御装置１
１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＝f1（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。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。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
は高速かを判断し、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。 First, in step 40, the state quantity, that is, the throttle lever operation amount (target rotation speed) from the detector 5 is detected.
Nr) (corresponds to signal 5a in Figure 1), detector 8
The output rotational speed Ne from the detector 9 (corresponding to the signal 8a in FIG. 1) and the rack displacement M 0 from the detector 9 (corresponding to the signal 9a in FIG. 1) are read and stored in the appropriate memory address. Next, in step 41, the rotation speed deviation ΔN=Nr−Ne of the internal combustion engine 1 is calculated and the result is stored, and in step 42, the value of the rotation speed deviation ΔN is set as a signal 10b to the pump control device 1.
Output to 1. Next, it is determined whether or not it is idling based on the value of the target rotation speed Nr. If it is idling, in step 44, the idling rack displacement target function M = f 1 written in advance in read-only memory (ROM) is determined. (ΔN), determines the target value of the easy displacement during idling M, and proceeds to step 45. Here, the easy 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 ΔN 1 as the breaking point, but it is not necessarily such a broken line, but may be a curved line. 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. Fourth
The figure shows this scheme. That is, if it is not the idling state in step 43, it is determined in step 46 whether the medium speed is high speed, and if the result is that it is high speed, in step 47, the easy displacement target value function for high speeds M=f h (ΔN) is determined. is inquired, and the value of the rack displacement target value M at this time is determined, and then the process moves to step 45. In addition, in the case of medium speed, in step 48, refer to the rack displacement target value function M=f p (ΔN) for medium speed, determine the value of the rack 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Ｍna
ｘ＝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ＭＭnaxならばＭの値を変えずに手順４８に
移る。 In step 45, the maximum value M na of the easy displacement target value M written in advance in the ROM is calculated from the output rotation speed Ne .
x =g(Ne) is inquired, and in the next step 46, the value of this rack displacement target value M and its maximum value M nax are compared. And if M > M nax , step 47
Then, replace the value of M with M nax and proceed to step 48. If MM nax , the process moves 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４の１サイ
クル当りの燃料噴射量は、ラツク変位が等しい場
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から黒煙が噴き出す。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、電子式、特にマイクロコン
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 4 tends to increase as the rotational speed of the internal combustion engine 1 increases when the rack displacement is equal. 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 comes 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. This characteristic is achieved with a mechanical governor by combining very complicated mechanisms, but it can be achieved very easily by using an electronic system, especially 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M0とからラツク変位偏差ΔＭ
を演算し、手順４９でその値を第２図に示す電流
増幅器１８に出力し、始めに戻る。 After determining the target value M of the rack displacement as described above, in step 48 shown in FIG. 4, the rack displacement deviation ΔM is calculated from the target rack displacement value M and the rack displacement M
is calculated, and in step 49 the value is output to the current amplifier 18 shown in FIG. 2, and the process returns to the beginning.

次にポンプの制御装置１３における制御方法を
第７図について説明する。 Next, a control method in the pump control device 13 will be explained with reference to FIG.

以下においては、油圧ポンプの吐出量を制御す
るために、斜板の傾転により容積を可変にする形
式の油圧ポンプの場合について説明するが、斜軸
を傾転させる場合に関しても同様である。 In the following, a case will be described in which a hydraulic pump whose volume is varied by tilting a swash plate in order to control the discharge amount of the hydraulic pump, but the same applies to the case where the slant shaft is tilted.

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。 FIG. 7 is a control flowchart when the pump control device 13 is implemented using a microcomputer.

まず手順７０で油圧ポンプ２に関する駆動装置
の状態量、すなわち油圧ポンプ２の外部操作信号
ＸL（第１図の信号６ａ，７ａに相当する）、斜板
傾転量Ｙ（第１図の信号３ａ，３a′に相当す
る）、回路圧力Ｐ（第１図の信号１２ａ，１２
a′に相当する）及び内燃機関１の回転数偏差ΔＮ
（第１図の信号１０ｂに相当する）を読込み記憶
する。 First, in step 70, the state quantity of the drive device related to the hydraulic pump 2, that is, the external operation signal X L of the hydraulic pump 2 (corresponding to the signals 6a and 7a in FIG. 1), the swash plate tilting amount Y (the signal in FIG. 3a, 3a'), circuit pressure P (signals 12a, 12 in FIG.
a′) and rotational speed deviation ΔN of the internal combustion engine 1
(corresponding to signal 10b in FIG. 1) is read and stored.

続いて、手順７１で、この前の手順４１で記憶
した回転数偏差ΔＮ、斜板傾転量Ｙにより、予め
設定した入力トルク制御関数g1（ΔＮ，Ｙ）に基
づいて回路圧力の目標値Ｐrを決定する。ここ
で、斜板傾転量Ｙの代りに前回の制御サイクルで
出力した油圧ポンプ２の斜板傾転量の目標値Ｘを
用いてもよい。入力トルク制御関数g1（ΔＮ，
Ｙ）を第８図に示す。 Next, in step 71, the target value of the circuit pressure is determined based on the preset input torque control function g 1 (ΔN, Y) using the rotational speed deviation ΔN and the swash plate tilting amount Y stored in the previous step 41. Determine P r . Here, instead of the swash plate tilt amount Y, the target value X of the swash plate tilt amount of the hydraulic pump 2 outputted in the previous control cycle may be used. Input torque control function g 1 (ΔN,
Y) is shown in FIG.

油圧ポンプ２の入力トルクは油圧ポンプの斜板
傾転量Ｙと吐出圧力との積に比例する。従つて、
エンジン１の出力回転数の低下、すなわち回転数
偏差ΔＮの増加に従つて斜板傾転量Ｙと吐出圧力
との積を小さくするように、回路圧力Ｐを制御す
ることが必要である。このために用いるのが、入
力トルク制御関数g1（ΔＮ，Ｙ）である。この第
８図に示す入力トルク制御関数g1について少し述
べると、この図において、横軸は斜板傾転量Ｙで
あり、縦軸は回路圧力の目標値Ｐrでる。入力ト
ルク制御関数g1（ΔＮ，Ｙ）は双曲線群または近
似双曲線群であり、回転数偏差ΔＮが予め設定さ
れた値ΔN0に対してΔＮ＞ΔN0では Ｐr・Ｙ≒Ｔnax−ＫN（ΔＮ−ΔN0） ……(1) 但しＴnax：油圧ポンプの最大入力トルク ＫN：定数 を満足するような曲線群である。すなわち、斜板
傾転量Ｙとエンジン１の回転数偏差ΔＮとを用い
て入力トルク制御関数g1（ΔＮ，Ｙ）から最適な
回路圧力の目標値Ｐrを決定することができる。 The input torque of the hydraulic pump 2 is proportional to the product of the swash plate tilting amount Y of the hydraulic pump and the discharge pressure. Therefore,
It is necessary to control the circuit pressure P so that the product of the swash plate tilt amount Y and the discharge pressure becomes smaller as the output rotation speed of the engine 1 decreases, that is, the rotation speed deviation ΔN increases. The input torque control function g 1 (ΔN, Y) is used for this purpose. To briefly describe the input torque control function g1 shown in FIG. 8, in this figure, the horizontal axis is the swash plate tilting amount Y, and the vertical axis is the target value P r of the circuit pressure. The input torque control function g 1 (ΔN, Y) is a hyperbolic group or an approximate hyperbolic group, and when the rotational speed deviation ΔN is a preset value ΔN 0 , and ΔN>ΔN 0 , P r・Y≒T nax −K N (ΔN−ΔN 0 )...(1) However, T nax : Maximum input torque of the hydraulic pump K N : A group of curves that satisfy a constant. That is, the optimum target value P r of the circuit pressure can be determined from the input torque control function g 1 (ΔN, Y) using the swash plate tilting amount Y and the rotational speed deviation ΔN of the engine 1.

次に手順７２では手順４２で決定した回路圧力
の目標値Ｐrと実際の回路圧力Ｐとの差を求め、
その値をΔＰとする。 Next, in step 72, the difference between the target value P r of the circuit pressure determined in step 42 and the actual circuit pressure P is determined,
Let that value be ΔP.

次に手順７３では手順７２で求めたΔＰの値に
もとづいて第９図に示すように記憶された関数g2
（ΔＰ）から、油圧ポンプ２の斜板傾転量の増分
値ΔＸを決定する。ここで関数g2はΔＸ＝Ｋp・
ΔＰと飽和特性を組合わせたものであるが、飽和
特性については油圧ポンプ２の斜板傾転量の増分
値ΔＸの値がΔＸnax以上または−ΔＸnax以下の
値に規制するものである。すなわち増分値ΔＸに
関連する回路圧力の目標値Ｐrと実際の回路圧力
Ｐとの差ΔＰは次のように定義される。 Next, in step 73, the stored function g 2 is calculated as shown in FIG. 9 based on the value of ΔP obtained in step 72.
From (ΔP), the incremental value ΔX of the swash plate tilting amount of the hydraulic pump 2 is determined. Here, the function g 2 is ΔX=K p・
This is a combination of ΔP and a saturation characteristic, and the saturation characteristic is such that the value of the increment ΔX of the amount of tilting of the swash plate of the hydraulic pump 2 is regulated to a value greater than or equal to ΔX nax or less than -ΔX nax . That is, the difference ΔP between the target value P r of the circuit pressure related to the increment value ΔX and the actual circuit pressure P is defined as follows.

−ΔＸnax／ＫpΔＰΔＸnax／Ｋp このような飽和特性を与えることは、関数値の
範囲がマイクロコンピユータのビツト数またはア
ナログ回路の電源電圧値を越えることができない
ため必然的なことであり、本発明の主旨とは特に
関係がない。 -ΔX nax /K p ΔPΔX nax /K p Providing such a saturation characteristic is necessary because the range of function values cannot exceed the number of bits of a microcomputer or the power supply voltage value of an analog circuit. , has no particular relation to the gist of the present invention.

次に手順７４では油圧ポンプ２の外部操作信号
ＸLと前回の制御サイクルで出力した油圧ポンプ
２の斜板傾転量の指令値Ｘとの差Ｚを求める。そ
して、その差Ｚが正の場合には手順７６で前回出
力した指令値Ｘに手順７３で求めた増分値ΔＸを
加えて新たな指令値Ｘとする。またＺが負の場合
には前述とは逆の状態であるため、手順７７で示
すように前回出力した指令値Ｘから増分値ΔＸを
減じて新たな指令値Ｘとする。以上の手順は油圧
ポンプ２の斜板傾転量Ｙを外部操作信号ＸLに追
従させるために必要である。 Next, in step 74, the difference Z between the external operation signal X L of the hydraulic pump 2 and the command value X of the swash plate tilting amount of the hydraulic pump 2 output in the previous control cycle is determined. If the difference Z is positive, the increment value ΔX obtained in step 73 is added to the previously output command value X in step 76 to obtain a new command value X. Furthermore, if Z is negative, the situation is opposite to that described above, and therefore, as shown in step 77, the increment value ΔX is subtracted from the previously output command value X to obtain a new command value X. The above procedure is necessary to make the swash plate tilting amount Y of the hydraulic pump 2 follow the external operation signal X L .

手順７８では、以上の手順で求めた指令値Ｘに
対して斜板傾転量Ｙを追従させる制御を行なう。 In step 78, control is performed to cause the swash plate tilting amount Y to follow the command value X obtained in the above procedure.

次に第７図に示す手順７８で実行するポンプ制
御ルーチンを第１０図を用いて説明する。まず手
順１００では、ポンプ２の斜板傾転量の目標値Ｘ
とポンプ２の傾転角Y2とからポンプ２の傾転角
偏差Z2＝Ｘ−Y2を演算する。 Next, the pump control routine executed in step 78 shown in FIG. 7 will be explained using FIG. 10. First, in step 100, the target value X of the amount of tilting of the swash plate of the pump 2 is
The tilt angle deviation Z 2 =X-Y 2 of the pump 2 is calculated from the tilt angle Y 2 of the pump 2 and the tilt angle Y 2 of the pump 2.

続いて手順１０１ではポンプ２の傾転角偏差Z2
の正負を判定する。その結果正ならば、手順１０
２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１０３に
移り、ポンプ２の傾転角増加指令（第３図に示す
電磁弁２１，２２のソレノイド２１ａ，２２ａ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１０２でZ2Δならば手順１０４で
ポンプ２の傾転角保持指令（第３図に示す電磁弁
２２，２４のソレノイド２２ａ，２４ａを励磁す
る指令）を出力してメインルーチンに戻る。手順
１０１で傾転角偏差Z2の値が負ならば、手順１０
５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１０６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１０７でポンプ２の傾転角減少指
令（第３図に示す電磁弁２３，２４のソレノイド
２３ａ，２４ａ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１０６でZ2Δなら
ば、手順１０４に移つてポンプ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
明はポンプ２に関するものであるが、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, in step 101, the tilting angle deviation Z 2 of pump 2
Determine whether the sign is positive or negative. If the result is positive, step 10
2, it is checked whether the tilt angle deviation Z2 is larger than the dead zone Δ. If Z 2 > Δ, the process moves to step 103, outputs a command to increase the tilt angle of the pump 2 (a command to energize the solenoids 21a and 22a of the solenoid valves 21 and 22 shown in Fig. 3), and returns to the main routine. . If Z 2 Δ is determined in step 102, a command to maintain the tilt angle of the pump 2 (a command to energize the solenoids 22a and 24a of the electromagnetic valves 22 and 24 shown in FIG. 3) is outputted in step 104, and the process returns to the main routine. If the value of tilt angle deviation Z 2 is negative in step 101, step 10
Moving on to step 5, take the absolute value of the tilt angle deviation Z 2 and create a new
Let Z 2 = |Z 2 |. Next, in step 106, the tilt angle deviation is
Compare the size of Z 2 and dead zone Δ. And Z 2 >
If Δ, a command to reduce the tilting angle of the pump 2 (a command to energize the solenoids 23a, 24a of the electromagnetic valves 23, 24 shown in FIG. 3) is output in step 107, and the process returns to the main routine. If Z 2 Δ in step 106, the process moves to step 104, issues a command to maintain the tilt angle of the pump 2, and returns to the main routine. The explanation so far relates to the pump 2, but since the control routine for the pump 3 is also similar, the explanation will be omitted.

以上、第７図に示す手順７０から手順７８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２′についても行なう。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。この手
順はサイクルタイムΔＴに１回の割合で繰返され
るから、斜板傾転速度dx−dtは dx／dt≒ΔＸ／ΔＴ となる。この制御方法を用いると、回路圧力の偏
差ΔＰに対して油圧ポンプの斜板傾転速度が比例
することになり、駆動装置の負荷が純慣性負荷の
場合でも急激な回路圧力の変動が生せず、安定性
が向上する。 Above, the hydraulic pump 2 has been controlled in steps 70 to 78 shown in FIG. 7, and the same steps are performed for the hydraulic pump 2'. Once this is completed, the process returns to the beginning and repeats the same control procedure. Since this procedure is repeated once every cycle time ΔT, the swash plate tilting speed dx−dt becomes dx/dt≈ΔX/ΔT. When this control method is used, the swash plate tilting speed of the hydraulic pump is proportional to the circuit pressure deviation ΔP, and sudden fluctuations in circuit pressure do not occur even when the load on the drive device is a pure inertial load. This improves stability.

以上の説明は油圧ポンプ２，２′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、斜板傾転量Ｙが正負の
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
用することができる。 The above explanation has been about a so-called single-tilt type hydraulic pump in which the swash plate tilting amount Y of the hydraulic pumps 2, 2' can take only positive values, but the swash plate tilting amount 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.

第１図に示した本発明の装置の一例において
は、ポンプ制御装置１１をマイクロコンピユータ
によつて実現したものであるが、このポンプ制御
装置１１をアナログ回路で実現することも可能で
ある。その一例を第１１図について説明する。図
において第１図〜第３図と同符号のものは同一部
分である。２９は加算器で、この加算器２９は油
圧ポンプ２の外部操作信号ＸL（信号６ａに相当
する）と油圧ポンプ２の斜板傾転量の指令値Ｘと
の差Ｚを求める。３０は比較器で、この比較器３
０は加算器２９からの差Ｚが正の場合には＋１
を、負の場合には−１を出力する。３１は乗算器
で、この乗算器３１は関数発生器３２の出力ΔＸ
の値と比較器３０の出力（＋１または−１）とを
乗算して積分器３２に出力する。関数発生器３２
は第９図に示す油圧ポンプの斜板傾転速度制御関
数g2を記憶している。積分器３３の出力は油圧ポ
ンプ２の斜板傾転量指令量Ｘである。この指令量
Ｘは加算器３４へ出力されると共に、加算器２９
へ帰還されている。加算器３４は油圧ポンプ２の
斜板傾転指令量Ｘと斜板傾転量Ｙとの偏差を求
め、これをポンプ斜板制御回路３５に出力する。
さらに検出器２７で検出された油圧ポンプ２の斜
板傾転量Ｙは関数発生器３６に入力される。この
関数発生器３６は第８図に示すような入力トルク
制御関数g1を記憶している。 In the example of the apparatus of the present invention shown in FIG. 1, the pump control device 11 is realized by a microcomputer, but it is also possible to realize the pump control device 11 by an analog circuit. An example of this will be explained with reference to FIG. In the figures, parts with the same symbols as in FIGS. 1 to 3 are the same parts. 29 is an adder, and this adder 29 calculates the difference Z between the external operation signal X L (corresponding to the signal 6a) of the hydraulic pump 2 and the command value X of the swash plate tilting amount of the hydraulic pump 2. 30 is a comparator, and this comparator 3
0 is +1 if the difference Z from the adder 29 is positive
If it is negative, -1 is output. 31 is a multiplier, and this multiplier 31 receives the output ΔX of the function generator 32.
is multiplied by the output (+1 or -1) of the comparator 30 and output to the integrator 32. Function generator 32
stores the swash plate tilting speed control function g2 of the hydraulic pump shown in FIG. The output of the integrator 33 is the swash plate tilt amount command amount X of the hydraulic pump 2. This command amount X is output to the adder 34, and the adder 29
has been returned to. The adder 34 calculates the deviation between the swash plate tilting command amount X and the swash plate tilting amount Y of the hydraulic pump 2, and outputs this to the pump swash plate control circuit 35.
Furthermore, the amount of tilting Y of the swash plate of the hydraulic pump 2 detected by the detector 27 is input to the function generator 36 . This function generator 36 stores an input torque control function g1 as shown in FIG.

関数発生器３６は油圧ポンプの斜板傾転量Ｙと
エンジン１の回転数偏差ΔＮとにより求めた回路
圧力の目標値Ｐrを加算器３７へ出力する。加算
器３７は検出器１２によつて検出された油圧回路
３８の回路圧力Ｐと回路圧力の目標値Ｐrとを比
較してその差ΔＰを求め、これを関数発生器３２
に出力する。これにより関数発生器３２は油圧ポ
ンプの斜板傾転量の増分値ΔＸを演算することが
できる。この増分値ΔＸは前述の実施例と同様に
乗算器３１において油圧ポンプ２の斜板傾転指令
量Ｘに乗算される。また、回路圧力の目標値の最
大値は普通、油圧機器の定格圧力で制限を受ける
ので、その値をＰrnaxとして第８図に示しておい
た。このような関数を用いると、油圧ポンプの入
力馬力制限制御と同時に圧力カツトオフ制御が可
能となり、油圧回路におけるリリーフ損失が防止
され、省エネルギ効果を得ることができる。 The function generator 36 outputs a target value P r of the circuit pressure obtained from the swash plate tilting amount Y of the hydraulic pump and the rotation speed deviation ΔN of the engine 1 to the adder 37 . The adder 37 compares the circuit pressure P of the hydraulic circuit 38 detected by the detector 12 with the target value P r of the circuit pressure, calculates the difference ΔP, and calculates the difference ΔP.
Output to. Thereby, the function generator 32 can calculate the increment value ΔX of the amount of tilting of the swash plate of the hydraulic pump. This increment value ΔX is multiplied by the swash plate tilting command amount X of the hydraulic pump 2 in the multiplier 31 as in the previous embodiment. Further, since the maximum value of the target value of the circuit pressure is normally limited by the rated pressure of the hydraulic equipment, that value is shown in FIG. 8 as Prnax . When such a function is used, pressure cut-off control can be performed simultaneously with input horsepower limit control of the hydraulic pump, relief loss in the hydraulic circuit can be prevented, and an energy saving effect can be obtained.

以上詳述したように、本発明の油圧ポンプの入
力馬力制限制御方法によれば、油圧ポンプの負荷
が油圧シヨベルの上部旋回体のような慣性負荷の
場合でも安定で良好な制御性能を得ることができ
るものである。 As detailed above, according to the hydraulic pump input horsepower limiting control method of the present invention, stable and good control performance can be obtained even when the load on the hydraulic pump is an inertial load such as the upper rotating body of a hydraulic excavator. It is something that can be done.

また、本発明の装置によれば、慣性負荷を備え
る油圧駆動装置を安定に制御することができる入
力馬力制限制御装置を提供することができるもの
である。 Further, according to the device of the present invention, it is possible to provide an input horsepower limiting control device that can stably control a hydraulic drive device including an inertial load.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は本発明の入力馬力制限制御方法および
装置の一実施例を示す油圧駆動装置の全体構成
図、第２図は本発明の装置に用いられるエンジン
の燃料噴射ポンプおよびラツク操作機構の一例を
示す図、第３図は本発明の装置に用いられる油圧
ポンプの斜板操作機構の一例を示す図、第４図は
本発明の装置を構成するエンジン制御装置の演算
処理を示すフローチヤート、第５図は本発明の装
置に用いられるエンジン制御装置に記憶されるエ
ンジンの回転数偏差とラツク変位指令値との関係
を示す線図、第６図はエンジンの回転数とラツク
変位指令値の最大値との関係を示す線図、第７図
は本発明の装置を構成するポンプ制御装置の演算
処理を示すフローチヤート、第８図は本発明に係
るポンプ制御装置に用いられる油圧ポンプの斜板
傾転制御関数を示す線図、第９図は本発明に係る
ポンプ制御装置に用いられる油圧ポンプの入力ト
ルク制御関数を示す線図、第１０図は斜板操作機
構の制御フローチヤート、第１１図は本発明の装
置を構成するポンプ制御装置をアナログ回路で実
現した他の例を示す図である。 １……エンジン、２，２′……可変容積形の油
圧ポンプ、３，３′……ポンプ操作機構、４……
燃料噴射ポンプ、５……エンジン１のスロツトル
レバーの操作量検出器、６，７……油圧ポンプ
２，２′の操作レバーの操作量検出器、８……エ
ンジン１の出力回転数の検出器、１０……エンジ
ン制御装置、１１……ポンプ制御装置、１２，１
２′……圧力検出器。 FIG. 1 is an overall configuration diagram of a hydraulic drive device showing an embodiment of the input horsepower limiting control method and device of the present invention, and FIG. 2 is an example of an engine fuel injection pump and easy operation mechanism used in the device of the present invention. 3 is a diagram showing an example of a swash plate operating mechanism of a hydraulic pump used in the device of the present invention, and FIG. 4 is a flowchart showing arithmetic processing of the engine control device constituting the device of the present invention. Fig. 5 is a diagram showing the relationship between the engine rotation speed deviation and the rack displacement command value stored in the engine control device used in the device of the present invention, and Fig. 6 is a diagram showing the relationship between the engine rotation speed and the rack displacement command value. A diagram showing the relationship with the maximum value, FIG. 7 is a flowchart showing the arithmetic processing of the pump control device constituting the device of the present invention, and FIG. 8 is a diagram showing the hydraulic pump used in the pump control device according to the present invention. FIG. 9 is a diagram showing a plate tilting control function, FIG. 9 is a diagram showing an input torque control function of a hydraulic pump used in the pump control device according to the present invention, and FIG. 10 is a control flowchart of a swash plate operating mechanism. FIG. 11 is a diagram showing another example in which the pump control device constituting the device of the present invention is realized by an analog circuit. 1... Engine, 2, 2'... Variable displacement hydraulic pump, 3, 3'... Pump operating mechanism, 4...
Fuel injection pump, 5... Throttle lever operation amount detector of the engine 1, 6, 7... Operation amount detector of the operating lever of the hydraulic pumps 2, 2', 8... Detection of the output rotation speed of the engine 1. device, 10...engine control device, 11...pump control device, 12,1
2'...Pressure detector.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ 原動機と原動機によつて駆動される可変容積
形の油圧ポンプとを含む駆動装置において、原動
機の目標回転数と出力回転数とにより、原動機の
回転数偏差を求め、この回転数偏差が増大するに
つれて油圧ポンプの入力トルクが減ずるように、
回転数偏差と油圧ポンプの吐出量とから油圧ポン
プの吐出圧力の目標値を演算し、この吐出圧力の
目標値と実際の吐出圧力とを比較して、その差に
よつて得られる吐出量操作量の増分値を指令値に
増減して新して指令値を求め、この指令値により
油圧ポンプの吐出量操作速度を制御するようにな
したことを特徴とする油圧ポンプの入力馬力制限
制御方法。 ２ 油圧ポンプの吐出圧力の目標値は、油圧ポン
プの吐出量操作量と原動機の回転数偏差とにもと
づく双曲線群による特性関係によつて決定される
ことを特徴とする特許請求の範囲第１項記載の油
圧ポンプの入力馬力制限制御方法。 ３ 油圧ポンプの吐出圧力の目標値は、油圧ポン
プの吐出量操作量と原動機の回転数偏差とによる
双曲線群の特性曲線と、機器の定格圧力によつて
設定される最大吐出圧力線とによつて決定される
ことを特徴とする特許請求の範囲第１項記載の油
圧ポンプの入力馬力制限制御方法。 ４ 原動機と原動機によつて駆動される可変容積
形の油圧ポンプとを含む駆動装置において、原動
機の目標回転数と出力回転数との回転数偏差を求
める手段と、油圧ポンプの吐出量操作量指令値を
検出する手段と、油圧ポンプの吐出量操作量を検
出する手段と、油圧ポンプの吐出圧力を検出する
手段と、前記油圧ポンプの吐出量操作量指令値検
出手段からの吐出量操作量指令値と前回の制御サ
イクルで出力した油圧ポンプの吐出量操作量指令
値とを比較して油圧ポンプの吐出操作方向を判別
すると共に、前記回転数偏差検出手段からの回転
数偏差と前記吐出量操作量検出手段からの吐出量
操作量とにより油圧ポンプの吐出圧力の目標値を
演算し、この目標値と前記吐出圧力検出手段から
の吐出圧力との差によつて得られる吐出量操作量
の増分値を指令値に増減して新して指令値を演算
し、この指令値を油圧ポンプの吐出量操作機構へ
の操作信号として出力するポンプ制御手段とを備
えたことを特徴とする油圧ポンプの入力馬力制限
制御装置。[Scope of Claims] 1. In a drive device including a prime mover and a variable displacement hydraulic pump driven by the prime mover, a rotational speed deviation of the prime mover is determined based on a target rotational speed and an output rotational speed of the prime mover. As the rotation speed deviation increases, the input torque of the hydraulic pump decreases.
A target value for the discharge pressure of the hydraulic pump is calculated from the rotation speed deviation and the discharge amount of the hydraulic pump, and the target value of the discharge pressure and the actual discharge pressure are compared, and the discharge amount is manipulated based on the difference. A method for controlling the input horsepower limit of a hydraulic pump, characterized in that a new command value is obtained by increasing or decreasing the increment value of the quantity to the command value, and the discharge volume operation speed of the hydraulic pump is controlled by this command value. . 2. Claim 1, characterized in that the target value of the discharge pressure of the hydraulic pump is determined by a characteristic relationship based on a hyperbolic group based on the manipulated variable of the discharge amount of the hydraulic pump and the rotational speed deviation of the prime mover. The input horsepower limit control method for the hydraulic pump described. 3 The target value of the discharge pressure of the hydraulic pump is determined by the characteristic curve of the hyperbolic group based on the manipulated variable of the hydraulic pump's discharge amount and the rotational speed deviation of the prime mover, and the maximum discharge pressure line set by the rated pressure of the equipment. 2. A method for controlling input horsepower of a hydraulic pump according to claim 1, wherein the input horsepower is determined based on the following: 4. In a drive device including a prime mover and a variable displacement hydraulic pump driven by the prime mover, means for determining the rotational speed deviation between the target rotational speed of the prime mover and the output rotational speed, and a discharge amount manipulated variable command for the hydraulic pump. a means for detecting a discharge amount manipulated amount of a hydraulic pump; a means for detecting a discharge pressure of the hydraulic pump; and a discharge amount manipulated amount command from the hydraulic pump discharge amount manipulated amount command value detection means. The direction of discharge operation of the hydraulic pump is determined by comparing the value with the discharge amount operation amount command value of the hydraulic pump output in the previous control cycle, and the rotation speed deviation from the rotation speed deviation detection means and the discharge amount operation are determined. A target value of the discharge pressure of the hydraulic pump is calculated based on the discharge amount operation amount from the discharge amount detection means, and an increment in the discharge amount operation amount obtained by the difference between this target value and the discharge pressure from the discharge pressure detection means. A hydraulic pump characterized by comprising: a pump control means for increasing or decreasing a value to a command value, calculating a new command value, and outputting the command value as an operation signal to a discharge amount operation mechanism of the hydraulic pump. Input horsepower limit control device.
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FR2790283B1 (en) * 1999-02-26 2002-01-04 Magneti Marelli France METHOD AND SYSTEM FOR CONTROLLING THE PRESSURE OF A HIGH PRESSURE FUEL PUMP FOR FEEDING AN INTERNAL COMBUSTION ENGINE

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