JPS63167042A - 建設機械の油圧制御装置 - Google Patents
建設機械の油圧制御装置Info
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- JPS63167042A JPS63167042A JP31161286A JP31161286A JPS63167042A JP S63167042 A JPS63167042 A JP S63167042A JP 31161286 A JP31161286 A JP 31161286A JP 31161286 A JP31161286 A JP 31161286A JP S63167042 A JPS63167042 A JP S63167042A
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- rotation speed
- hydraulic
- prime mover
- hydraulic pump
- engine
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- 238000006073 displacement reaction Methods 0.000 claims description 14
- 230000007423 decrease Effects 0.000 claims description 12
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- 239000000446 fuel Substances 0.000 abstract description 13
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 25
- 238000000034 method Methods 0.000 description 11
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- 239000007924 injection Substances 0.000 description 1
Landscapes
- Control Of Vehicle Engines Or Engines For Specific Uses (AREA)
- Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
A、産業上の利用分野
本発明は油圧シ目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
馬力を制御して燃料消費率等を改善したものである。
建設機械の油圧制御装置に関し、負荷に応じて原動機の
馬力を制御して燃料消費率等を改善したものである。
B、従来の技術とその問題点
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。
て説明する。
ホイール式油圧ショベルは、第7図に示すように、走行
軸1を有する下部走行体2と、その下部走行体2の上に
旋回軸を介して接続された上部旋回体3とからなり、上
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.パケット9等から成る掘
削用アタッチメントが設けられている。
軸1を有する下部走行体2と、その下部走行体2の上に
旋回軸を介して接続された上部旋回体3とからなり、上
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.パケット9等から成る掘
削用アタッチメントが設けられている。
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1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。
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1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。
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
、li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。
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
、li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。
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。
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。
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8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
最大押し除け容積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9図に示すよ
うになる。
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8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
最大押し除け容積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9図に示すよ
うになる。
第9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8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。
おける登坂路走行について考えてみると、第8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(35
km/hXQ2/Ql)なッテしまい、満足のできる走
行性能が得られない。
km/hXQ2/Ql)なッテしまい、満足のできる走
行性能が得られない。
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35km/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。
って、予め設定した登板勾配で35km/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。
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2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。
ミッションの仕様から2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()PL)と定めると、例えば第8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し除
け容積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10図に示すようになる
。
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し除
け容積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10図に示すようになる
。
ここで、第10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11図のように
定められているとする。第11図の回転数−馬力曲線(
N−PS曲線)かられかるように、ある勾配の登板路を
35)cm/hで走行するに必要なポンプ吸収馬力をP
S2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/PSh)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35km/h
で走行する際のポンプの吸収馬力をPS2’ (<P
S2)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’
(>N2)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35km/h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。
行駆動装置におけるエンジンの性能が第11図のように
定められているとする。第11図の回転数−馬力曲線(
N−PS曲線)かられかるように、ある勾配の登板路を
35)cm/hで走行するに必要なポンプ吸収馬力をP
S2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/PSh)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35km/h
で走行する際のポンプの吸収馬力をPS2’ (<P
S2)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’
(>N2)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35km/h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。
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。
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。
従って、第11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
掘削作業を行う場合、油圧ポンプの所要吸収馬力をPS
3 (<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
。
て、エンジン最高回転数N2のスロットルレバー位置で
掘削作業を行う場合、油圧ポンプの所要吸収馬力をPS
3 (<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
。
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。
負荷作業と軽負荷作業との関係においても同様である。
すなわち重負荷作業を重視してエンジンを高馬力にセッ
トするのは軽負荷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、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
げればポンプ吐出量が低下してしまい、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。
トするのは軽負荷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、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
げればポンプ吐出量が低下してしまい、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。
本発明の目的は、このような従来の問題点を解決した建
設機械の油圧制御装置を提供することにある。
設機械の油圧制御装置を提供することにある。
C0問題点を解決するための手段
一実施例を示す第1図により本発明を説明すると、本発
明が適用される建設機械は、JX動機11と、原動機1
1の回転数を制御する回転数制御手段10と、原動機1
1によって駆動される可変容量形油圧ポンプ13と、こ
の可変容量形油圧ポンプ13からの吐出油により駆動さ
れる油圧アクチュエータ17とを備える。そして、上述
した問題点は、油圧アクチュエータ17の負荷を検出す
る検出手段19.21と、回転数制御手段10によって
制御された原動機11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25と、検出された負荷が所
定値以上のときに、原動機回転数変更後の油圧ポンプ1
3の吐出量が変更前の原動機回転数時における油圧ポン
プ13の最大吐出量を越えない範囲内で、原動機回転数
が増加するように回転数増減手段25を制御する運転制
御手段21とを備える。
明が適用される建設機械は、JX動機11と、原動機1
1の回転数を制御する回転数制御手段10と、原動機1
1によって駆動される可変容量形油圧ポンプ13と、こ
の可変容量形油圧ポンプ13からの吐出油により駆動さ
れる油圧アクチュエータ17とを備える。そして、上述
した問題点は、油圧アクチュエータ17の負荷を検出す
る検出手段19.21と、回転数制御手段10によって
制御された原動機11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25と、検出された負荷が所
定値以上のときに、原動機回転数変更後の油圧ポンプ1
3の吐出量が変更前の原動機回転数時における油圧ポン
プ13の最大吐出量を越えない範囲内で、原動機回転数
が増加するように回転数増減手段25を制御する運転制
御手段21とを備える。
01作用
原動機11の回転数は回転数制御手段10により制御さ
れる。検出手段19.21により検出された油圧アクチ
ュエータ17の負荷が所定値以上のときには、運転制御
手段21の制御の下に回転数増減手段25により原動機
回転数が増加される。
れる。検出手段19.21により検出された油圧アクチ
ュエータ17の負荷が所定値以上のときには、運転制御
手段21の制御の下に回転数増減手段25により原動機
回転数が増加される。
このとき、変更後の油圧ポンプ13の吐出量が、変更前
の回転数時における油圧ポンプ13の最大吐出量を越え
ないようになっている。
の回転数時における油圧ポンプ13の最大吐出量を越え
ないようになっている。
E、実施例
一第1の実施例−
第1図は本発明の第1の実施例を示し、原動機を構成す
るエンジン11の回転数は回転数制御装置10により制
御される。この原動機11により駆動される可変容量形
油圧ポンプ13の吐出ポートは、コントロールバルブ1
5を介して、走行油圧モータ、掘削用シリンダ(第7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17に接続されている。コントロールバルブ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。アクチュエータ17の負荷
圧力は負荷検出センサ19で検出されコントローラ21
に入力される。コントローラ21には、自動制御選択ス
イッチ23からの信号も入力される。更に、エンジン1
1の回転数を検出する回転数センサ27の出力信号もコ
ントローラ21に入力される。ここで、負荷検出センサ
19とコントローラ21とにより検出手段が構成される
。
るエンジン11の回転数は回転数制御装置10により制
御される。この原動機11により駆動される可変容量形
油圧ポンプ13の吐出ポートは、コントロールバルブ1
5を介して、走行油圧モータ、掘削用シリンダ(第7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17に接続されている。コントロールバルブ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。アクチュエータ17の負荷
圧力は負荷検出センサ19で検出されコントローラ21
に入力される。コントローラ21には、自動制御選択ス
イッチ23からの信号も入力される。更に、エンジン1
1の回転数を検出する回転数センサ27の出力信号もコ
ントローラ21に入力される。ここで、負荷検出センサ
19とコントローラ21とにより検出手段が構成される
。
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31とエンジン11のガバナス
ロットルレバー32との間の中間レバー33と一体に構
成されている。
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31とエンジン11のガバナス
ロットルレバー32との間の中間レバー33と一体に構
成されている。
第2図(a)を参照するに、エンジンコントロールレバ
ー31は運転席内のコンソールボックス34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33
の一方の端部にプッシュプルケーブル35を介して連結
されている。第1の中間レバー33は略「<」の字に形
成され、他端に電磁シリンダ251が固着されている。
ー31は運転席内のコンソールボックス34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33
の一方の端部にプッシュプルケーブル35を介して連結
されている。第1の中間レバー33は略「<」の字に形
成され、他端に電磁シリンダ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、電磁シ
リンダ251を介して第1の中間レバー33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32とプッシュプルケーブル36を介し
て連結されている。
が軸支され、その第2の中間レバー252には、電磁シ
リンダ251を介して第1の中間レバー33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32とプッシュプルケーブル36を介し
て連結されている。
ここで、エンジンコントロールレバー31.ガバナスロ
ットルレバー32.中間レバー33゜252により回転
数制御装置10が構成され、油圧シリンダ251と中間
レバー252により回転数増減装置25が構成される。
ットルレバー32.中間レバー33゜252により回転
数制御装置10が構成され、油圧シリンダ251と中間
レバー252により回転数増減装置25が構成される。
第2図(a)は、エンジンコントロールレバー31がオ
フ位置にあり、かつ電磁シリンダ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252
は回動しない。
フ位置にあり、かつ電磁シリンダ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252
は回動しない。
第2図(b)は、エンジンコントロールレバー31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は低負荷時の
最高回転数NEで回転する。
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は低負荷時の
最高回転数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2
51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が回動して重負荷時
の最高回転数NPでエンジンが回転する。
51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が回動して重負荷時
の最高回転数NPでエンジンが回転する。
第3図のフローチャートを参照して本実施例を更に説明
する。
する。
ここに示された処理手順はコントローラ21内のROM
に格納され、CPUの制御の下に順次に処理される。ス
テップS1では、自動制御選択スイッチ23と負荷検出
センサ19からの出力信号を読み込む。ステップS2に
おいては、選択スイッチ23により自動制御が選択され
ているか否かを判別する。自動制御が選択されていると
ステップS3に進み、負荷検出センサ19で検出した負
荷圧力Pが所定値P0を越えているか否かを判定し、肯
定判定されるとステップS5で電磁シリンダ251をオ
ンして伸長させる。この結果、第2の中間レバー252
が時計方向(第2図(a))に回動してエンジン回転数
が所定量ΔNだけ増加する。一方、ステップS3が否定
されるとステップS4に進み、電磁シリンダ251をオ
フして収縮させる。この結果、第2の中間レバー252
が反時計方向(第2図(a))に回動してエンジン回転
数が所定量ΔNだけ低減される。なお、ステップS2が
否定された場合もステップS4において電磁シリンダ2
51をオフする。
に格納され、CPUの制御の下に順次に処理される。ス
テップS1では、自動制御選択スイッチ23と負荷検出
センサ19からの出力信号を読み込む。ステップS2に
おいては、選択スイッチ23により自動制御が選択され
ているか否かを判別する。自動制御が選択されていると
ステップS3に進み、負荷検出センサ19で検出した負
荷圧力Pが所定値P0を越えているか否かを判定し、肯
定判定されるとステップS5で電磁シリンダ251をオ
ンして伸長させる。この結果、第2の中間レバー252
が時計方向(第2図(a))に回動してエンジン回転数
が所定量ΔNだけ増加する。一方、ステップS3が否定
されるとステップS4に進み、電磁シリンダ251をオ
フして収縮させる。この結果、第2の中間レバー252
が反時計方向(第2図(a))に回動してエンジン回転
数が所定量ΔNだけ低減される。なお、ステップS2が
否定された場合もステップS4において電磁シリンダ2
51をオフする。
今、第4図に示すとおり、エンジン回転数N1に応じた
油圧ポンプ13のP−Q線図を一点鎖線PQIとし、所
定量ΔNだけ増加したエンジン回転数N2に応じた油圧
ポンプ13のP−Q線図を二点鎖線PQ2とし、各P−
Q線図において負荷圧力に応じた押し除け容積制御を開
始する負荷圧力をPc(<P、)とする。油圧ポンプ1
3がエンジン回転数N1に応じたP−Q線図PQIで運
転されているとき、負荷圧力がPoを越えるとエンジン
回転数がN1からN2に上昇し、実線で示すようにP−
Q線図PQ2で油圧ポンプ13が運転される。一方、エ
ンジン回転数N2に応じたP−Q線図PQ2で油圧ポン
プ13が運転されているときに、負荷圧力がP0以下に
なるとエンジン回転数がN2からN1に低下し、実線で
示すようにP−Q線図PQIで油圧ポンプ13が運転さ
れる。
油圧ポンプ13のP−Q線図を一点鎖線PQIとし、所
定量ΔNだけ増加したエンジン回転数N2に応じた油圧
ポンプ13のP−Q線図を二点鎖線PQ2とし、各P−
Q線図において負荷圧力に応じた押し除け容積制御を開
始する負荷圧力をPc(<P、)とする。油圧ポンプ1
3がエンジン回転数N1に応じたP−Q線図PQIで運
転されているとき、負荷圧力がPoを越えるとエンジン
回転数がN1からN2に上昇し、実線で示すようにP−
Q線図PQ2で油圧ポンプ13が運転される。一方、エ
ンジン回転数N2に応じたP−Q線図PQ2で油圧ポン
プ13が運転されているときに、負荷圧力がP0以下に
なるとエンジン回転数がN2からN1に低下し、実線で
示すようにP−Q線図PQIで油圧ポンプ13が運転さ
れる。
このようにこの実施例によれば、負荷圧力P、を境にし
て高低2つのエンジン回転数NおよびN+ΔNに応じた
2つのP−Q線図PQI。
て高低2つのエンジン回転数NおよびN+ΔNに応じた
2つのP−Q線図PQI。
PQ2を択一的に選択して油圧ポンプ13を運転するよ
うにしたものである。なお、第4図からもわかるとおり
、エンジン回転数N1をΔNだけ増加させたときに得ら
れるポンプ吐出量が、エンジン回転数N1における油圧
ポンプ13の最大吐出量Q1を越えないように所定量Δ
Nが定められている。
うにしたものである。なお、第4図からもわかるとおり
、エンジン回転数N1をΔNだけ増加させたときに得ら
れるポンプ吐出量が、エンジン回転数N1における油圧
ポンプ13の最大吐出量Q1を越えないように所定量Δ
Nが定められている。
一第2の実施例−
第5図および第6図に基づいて第2の実施例について説
明する。
明する。
第1の実施例との相違点は、負荷圧力PcからP。の範
囲で油圧ポンプ吐出流量が略一定となるように、負荷圧
力が大きくなるにつれてエンジン回転数を連続的に増加
させるようにしたものである。このため、第2の実施例
では、電磁シリンダ251として、入力信号に応じて伸
縮するりニアソレノイドを用いる。その他の構成は第1
図に示したものと全く同一であり、処理手順例について
のみ説明する。
囲で油圧ポンプ吐出流量が略一定となるように、負荷圧
力が大きくなるにつれてエンジン回転数を連続的に増加
させるようにしたものである。このため、第2の実施例
では、電磁シリンダ251として、入力信号に応じて伸
縮するりニアソレノイドを用いる。その他の構成は第1
図に示したものと全く同一であり、処理手順例について
のみ説明する。
第5図において、ステップSllでは、自動制御選択ス
イッチ23.負荷検出センサ19.エンジン回転数セン
サ27からの出力信号を読み込む。ステップS12にお
いて自動制御が選択されているか否かを判定し、肯定判
定されるとステップS13に進み、負荷圧力Pがpcを
越えているか否かを判定する。肯定判定されるとステッ
プS14に進み、負荷圧力PがP、を越えているか否か
を判定する。肯定判定されるとステップS17に進み、
電磁シリンダ251を完全に伸長させる。否定判定され
るとステップS15に進み、油圧ポンプ13の吐出量が
負荷圧力0 = P cにおける最大吐出量Q1と略同
−となるようなエンジン回転数Ncを演算し、電磁シリ
ンダ251の伸縮量ΔSを演算する。
イッチ23.負荷検出センサ19.エンジン回転数セン
サ27からの出力信号を読み込む。ステップS12にお
いて自動制御が選択されているか否かを判定し、肯定判
定されるとステップS13に進み、負荷圧力Pがpcを
越えているか否かを判定する。肯定判定されるとステッ
プS14に進み、負荷圧力PがP、を越えているか否か
を判定する。肯定判定されるとステップS17に進み、
電磁シリンダ251を完全に伸長させる。否定判定され
るとステップS15に進み、油圧ポンプ13の吐出量が
負荷圧力0 = P cにおける最大吐出量Q1と略同
−となるようなエンジン回転数Ncを演算し、電磁シリ
ンダ251の伸縮量ΔSを演算する。
ここでステップS15の処理について詳述する。
まずエンジン回転数から油圧ポンプ13の最大吐出量Q
1を求める。次いで負荷圧力からそのときの油圧ポンプ
13の押し除け容積qを求め、エンジン回転数NGを I NC=□ ・・・(1)から
求める。次に、現在のエンジン回転数と現在の電磁シリ
ンダ251の伸長量S(入力信号から求まる)とから、
(1)式で求めたエンジン回転数Ncにするために電磁
シリンダ251を伸縮する量ΔSを求める。そしてステ
ップS16において、電磁シリンダ251の伸長量が(
S+ΔS)となるようにその入力信号を制御する。
1を求める。次いで負荷圧力からそのときの油圧ポンプ
13の押し除け容積qを求め、エンジン回転数NGを I NC=□ ・・・(1)から
求める。次に、現在のエンジン回転数と現在の電磁シリ
ンダ251の伸長量S(入力信号から求まる)とから、
(1)式で求めたエンジン回転数Ncにするために電磁
シリンダ251を伸縮する量ΔSを求める。そしてステ
ップS16において、電磁シリンダ251の伸長量が(
S+ΔS)となるようにその入力信号を制御する。
一方、ステップS12で自動制御ではないと判定された
場合、あるいはステップS13で負荷圧力がPc以下で
あると判定された場合にはステップ818に進み、電磁
シリンダ251をオフして伸長量Sを零とする。
場合、あるいはステップS13で負荷圧力がPc以下で
あると判定された場合にはステップ818に進み、電磁
シリンダ251をオフして伸長量Sを零とする。
次に、第6図により第2の実施例の動作について説明す
る。
る。
第6図に示すとおり、第4図と同様、エンジン回転数N
1に応じた油圧ポンプ13のP−Q線図をPQI、エン
ジン回転数N2に応じた油圧ポンプ13のP−Q線図を
PQ2とし、負荷圧力に応じた押し除け容積制御が負荷
圧力pcから開始するとする。そして、この実施例にお
けるエンジン回転数制御を負荷圧力pcから開始し、負
荷圧力P0で終了する。この負荷圧力P0は、P−Q線
図PQZ上でポンプ吐出量Q1が得られる負荷圧力に設
定される。
1に応じた油圧ポンプ13のP−Q線図をPQI、エン
ジン回転数N2に応じた油圧ポンプ13のP−Q線図を
PQ2とし、負荷圧力に応じた押し除け容積制御が負荷
圧力pcから開始するとする。そして、この実施例にお
けるエンジン回転数制御を負荷圧力pcから開始し、負
荷圧力P0で終了する。この負荷圧力P0は、P−Q線
図PQZ上でポンプ吐出量Q1が得られる負荷圧力に設
定される。
第6図かられかるとおり、エンジン回転数N1に応じた
PQIで油圧ポンプ13が運転されている(電磁シリン
ダ251はオフ)場合、負荷圧力がpcを越えると電磁
シリンダ251が伸長しエンジン回転数が増加するから
、P−Q線図PQIに沿ってポンプ吐出量Q1が減少せ
ず実線のように吐出量Q1を保つ。負荷圧力がPc−p
。
PQIで油圧ポンプ13が運転されている(電磁シリン
ダ251はオフ)場合、負荷圧力がpcを越えると電磁
シリンダ251が伸長しエンジン回転数が増加するから
、P−Q線図PQIに沿ってポンプ吐出量Q1が減少せ
ず実線のように吐出量Q1を保つ。負荷圧力がPc−p
。
の範囲でかかるエンジン回転数制御が常時行われ、ポン
プ吐出量をQlに保持したまま負荷圧力が大きくなるに
つれてエンジン回転数を上昇させポンプ吸収馬力を増加
させる。負荷圧力がP。を越えると電磁シリンダ251
の伸長量は最大となり、P−Q線図PQ2にしたがって
油圧ポンプ13が運転される。
プ吐出量をQlに保持したまま負荷圧力が大きくなるに
つれてエンジン回転数を上昇させポンプ吸収馬力を増加
させる。負荷圧力がP。を越えると電磁シリンダ251
の伸長量は最大となり、P−Q線図PQ2にしたがって
油圧ポンプ13が運転される。
以上では油圧アクチュエータ17の負荷圧力によりこの
建設機械の負荷を検出したが、可変容量形油圧ポンプ1
3の傾転角が負荷圧力に略比例することから、傾転角か
ら建設機械の負荷を検出してもよい。また、電子制御ガ
バナを用いる場合には、プログラム制御により燃料噴射
量を増減することにより回転数の増減が可能となり、実
施例のようなメカ式の装置が省略される。更に、電動機
を原動機としたものにも本発明を適用でき、また、ホイ
ール式油圧ショベル以外、クローラ大油圧ショベル等、
負荷変動の大きいその他の建設機械にも適用される。
建設機械の負荷を検出したが、可変容量形油圧ポンプ1
3の傾転角が負荷圧力に略比例することから、傾転角か
ら建設機械の負荷を検出してもよい。また、電子制御ガ
バナを用いる場合には、プログラム制御により燃料噴射
量を増減することにより回転数の増減が可能となり、実
施例のようなメカ式の装置が省略される。更に、電動機
を原動機としたものにも本発明を適用でき、また、ホイ
ール式油圧ショベル以外、クローラ大油圧ショベル等、
負荷変動の大きいその他の建設機械にも適用される。
G0発明の効果
本発明によれば、アクチュエータの負荷により可変容量
形油圧ポンプの押し除け容積(傾転角)が減少する負荷
領域で、所定負荷以上になると原動機回転数を増加させ
るようにしたので、軽負荷時も重負荷時も所望の作業速
度を維持しつつ燃料消費率が最も有利な状態で運転が可
能となる。
形油圧ポンプの押し除け容積(傾転角)が減少する負荷
領域で、所定負荷以上になると原動機回転数を増加させ
るようにしたので、軽負荷時も重負荷時も所望の作業速
度を維持しつつ燃料消費率が最も有利な状態で運転が可
能となる。
第1図〜第4図は本発明の第1の実施例を示すもので、
第1図が油圧回路と制御系を示すブロック図、第2図(
a)〜(Q)が回転数増減装置の詳細図、第3図が処理
手順例を示すフローチャート、第4図が第1の実施例の
P−Q線図である。 第5図および第6図は第2の実施例を示すもので、第5
図がフローチャート、第6図がP−Q線図である。 第7図はホイール式油圧ショベルの一例を示す側面図、
第8図(a)、(b)は従来のP−Q線図の2例を示す
図、第9図および第10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11図はエンジン性能曲
線を示す図・第12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線図を示す図である。 11:エンジン 12:回転数センサ13:油圧
ポンプ 17:アクチユエータ19:負荷検出セン
サ 21:コントローラ25:回転数増減装置 251:電磁シリンダ
第1図が油圧回路と制御系を示すブロック図、第2図(
a)〜(Q)が回転数増減装置の詳細図、第3図が処理
手順例を示すフローチャート、第4図が第1の実施例の
P−Q線図である。 第5図および第6図は第2の実施例を示すもので、第5
図がフローチャート、第6図がP−Q線図である。 第7図はホイール式油圧ショベルの一例を示す側面図、
第8図(a)、(b)は従来のP−Q線図の2例を示す
図、第9図および第10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11図はエンジン性能曲
線を示す図・第12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線図を示す図である。 11:エンジン 12:回転数センサ13:油圧
ポンプ 17:アクチユエータ19:負荷検出セン
サ 21:コントローラ25:回転数増減装置 251:電磁シリンダ
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 1)原動機と、当該原動機の回転数を制御する回転数制
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、 前記検出された負荷が所定値以上のときに、原動機回転
数変更後の前記油圧ポンプの吐出量が変更前の原動機回
転数時における油圧ポンプの最大吐出量を越えない範囲
内で、原動機回転数が増加するように前記回転数増減手
段を制御する運転制御手段とを具備することを特徴とす
る建設機械の油圧制御装置。 2)前記回転数増減手段による原動機回転数変更後の前
記油圧ポンプの吐出量が、変更前の原動機回転数におけ
る最大吐出量とほぼ同一となるように原動機回転数を増
加させることを特徴とする特許請求の範囲第1項に記載
の建設機械の油圧制御装置。 3)前記油圧ポンプの押し除け容積が前記アクチュエー
タの負荷により低減される負荷領域の所定範囲では、減
少する押し除け容積に相応して、油圧ポンプの吐出量が
ほぼ一定となるように原動機回転数を増加させることを
特徴とする特許請求の範囲第1項に記載の建設機械の油
圧制御装置。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP61311612A JP2587819B2 (ja) | 1986-12-27 | 1986-12-27 | 建設機械の油圧制御装置 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP61311612A JP2587819B2 (ja) | 1986-12-27 | 1986-12-27 | 建設機械の油圧制御装置 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS63167042A true JPS63167042A (ja) | 1988-07-11 |
JP2587819B2 JP2587819B2 (ja) | 1997-03-05 |
Family
ID=18019347
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP61311612A Expired - Lifetime JP2587819B2 (ja) | 1986-12-27 | 1986-12-27 | 建設機械の油圧制御装置 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP2587819B2 (ja) |
Cited By (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO1992001869A1 (en) * | 1990-07-18 | 1992-02-06 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Method and unit for controlling vehicle for loading operation |
JPH04258571A (ja) * | 1991-02-08 | 1992-09-14 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | 油圧走行作業車両の油圧駆動装置 |
EP0761491A2 (en) | 1991-03-29 | 1997-03-12 | Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. | Control device for hydraulically propelled work vehicle |
JP2007032842A (ja) * | 2006-08-01 | 2007-02-08 | Sumitomo (Shi) Construction Machinery Manufacturing Co Ltd | 建設機械の制御装置 |
JP2009275783A (ja) * | 2008-05-13 | 2009-11-26 | Kobelco Cranes Co Ltd | 油圧式走行車両の制御装置 |
Citations (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS56121826A (en) * | 1980-02-29 | 1981-09-24 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | Speed governor for internal combustion engine |
-
1986
- 1986-12-27 JP JP61311612A patent/JP2587819B2/ja not_active Expired - Lifetime
Patent Citations (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS56121826A (en) * | 1980-02-29 | 1981-09-24 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | Speed governor for internal combustion engine |
Cited By (6)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO1992001869A1 (en) * | 1990-07-18 | 1992-02-06 | Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho | Method and unit for controlling vehicle for loading operation |
JPH04258571A (ja) * | 1991-02-08 | 1992-09-14 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | 油圧走行作業車両の油圧駆動装置 |
EP0761491A2 (en) | 1991-03-29 | 1997-03-12 | Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. | Control device for hydraulically propelled work vehicle |
JP2007032842A (ja) * | 2006-08-01 | 2007-02-08 | Sumitomo (Shi) Construction Machinery Manufacturing Co Ltd | 建設機械の制御装置 |
JP2009275783A (ja) * | 2008-05-13 | 2009-11-26 | Kobelco Cranes Co Ltd | 油圧式走行車両の制御装置 |
JP4691134B2 (ja) * | 2008-05-13 | 2011-06-01 | コベルコクレーン株式会社 | Hst式油圧走行車両の制御装置 |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP2587819B2 (ja) | 1997-03-05 |
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Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
EXPY | Cancellation because of completion of term |