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WO1998031926A1 - Controller of engine and variable capacity pump - Google Patents

Controller of engine and variable capacity pump Download PDF

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WO1998031926A1
WO1998031926A1 PCT/JP1998/000186 JP9800186W WO9831926A1 WO 1998031926 A1 WO1998031926 A1 WO 1998031926A1 JP 9800186 W JP9800186 W JP 9800186W WO 9831926 A1 WO9831926 A1 WO 9831926A1
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WO
WIPO (PCT)
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pump
active mode
engine
control means
valve
Prior art date
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Ceased
Application number
PCT/JP1998/000186
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Seiichi Fuchida
Fujitoshi Takamura
Junichi Tanaka
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Komatsu Ltd
Original Assignee
Komatsu Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Komatsu Ltd filed Critical Komatsu Ltd
Priority to US09/341,898 priority Critical patent/US6161522A/en
Publication of WO1998031926A1 publication Critical patent/WO1998031926A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • 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
    • F04B49/08—Regulating by delivery pressure
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
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    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
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    • E02F9/2225—Control of flow rate; Load sensing arrangements using pressure-compensating valves
    • E02F9/2228—Control of flow rate; Load sensing arrangements using pressure-compensating valves including an electronic controller
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
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    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
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    • E02F9/2296—Systems with a variable displacement pump
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D31/00—Use of speed-sensing governors to control combustion engines, not otherwise provided for
    • F02D31/001—Electric control of rotation speed
    • F02D31/007—Electric control of rotation speed controlling fuel supply
    • F02D31/009—Electric control of rotation speed controlling fuel supply for maximum speed control
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/02—Circuit arrangements for generating control signals
    • F02D41/14—Introducing closed-loop corrections
    • F02D41/1497—With detection of the mechanical response of the engine

Definitions

  • the present invention provides a hydraulic circuit pressure boost control, a control to increase the engine speed, and an engine output torque when the power active mode is selected.
  • the present invention relates to an engine and a variable displacement pump control device that control pump absorption torque so as to match.
  • This hydraulic circuit includes a variable displacement pump 11 (hereinafter referred to as a pump 11) driven by the engine 1 and a pilot pump 81.
  • the swash plate angle of the pump 11 is controlled by a servo piston 12, and the working pressure of the servo piston 12 is controlled by a servo control valve 200.
  • the operating part 200 a of the servo control valve 200 is composed of a neutral control valve 210 (hereinafter referred to as an NC valve 210) and a cut-off valve 220 (hereinafter referred to as a CO valve 220). )
  • the torque variable control port valve 230 hereinafter referred to as TVC valve 230
  • TVC valve 230 are connected in series.
  • the pipeline 202 branched from the discharge pipeline 201 of the pump 11 is connected to the operation units of the CO valve 220 and the TVC valve 230, respectively.
  • the pipe 222 branching from the discharge pipe 222 of the pilot pump 81 is connected to the TVC valve 230, the CO valve 220, and the NC valve 210, and to the coolant valve 200. It is connected to the operation unit 200a.
  • the engine rotation sensor 5 for detecting the rotation speed of the engine 1 is connected to the controller 240.
  • the controller 240 is connected to the TVC valve 230.
  • Direction switching valve 250 is connected to hydraulic cylinder 260 via lines 25a and 25b At the same time, it is connected to a jet sensor (pressure detection unit) 253 via a pipeline 252.
  • the jet sensor 253 is connected to the drain path 254.
  • the discharge line 2 23 branched from the discharge line 2 21 of the pilot pump 81 is connected to the pressure proportional control valve 270, and the operation lever 271 is connected to this pressure proportional control valve 270. are doing.
  • the pressure proportional control valve 270 is connected to the operation unit of the directional control valve 250 via lines 272a and 272b.
  • the NC valve 210 receives the pressure detected by the jet sensor 25 3 on one side of the operation unit from the pipe line 256, and the drain on the downstream side of the jet sensor 25 3 on the other side of the operation unit.
  • the pressure detected in the pipe line 254 is received from the pipe line 257, and the pressure is switched by the differential pressure across the jet sensor 253.
  • the directional control valve 250 reaches the neutral position shown in the figure, the entire discharge flow rate of the pump 11 is drained from the drain path 255 to the tank 258 through the jet sensor 253. Therefore, the pressure downstream of the jet sensor 253 increases, and the NC valve 210 becomes the port position 210b.
  • the servo valve 200 becomes the port position 200c, and the servo piston 12 is moved to the left side in the figure, and the flow rate of the pump 11 is reduced.
  • the energy loss at the neutral position of the directional control valve 250 is further reduced.
  • the port position of the TVC valve 230 is set to the position of 230 c and the CO valve 220 Is the position of 220 a.
  • the NC valve 210 is located at the port position 210a, so the pilot pressure from the pipeline 222 is input to the operation section 200a of the servo valve 200. Therefore, the servo valve 200 switches to the position 200b.
  • the oil on the head side of the servo piston 12 is drained, pressure oil from the pipeline 22 flows into the bottom side, and the servo piston 12 moves to the right and the pump Increase discharge volume.
  • the TVC valve 230 switches to the position of 230 d, and the pi Since the cut pressure is not input to the operation section 200a of the servo valve 200, the servo valve 200 switches to the position of 200c.
  • pressurized oil from the pipeline 22 1 flows into the head side of the servo piston 12, the oil on the bottom side is drained, and the servo piston 12 moves to the left to reduce the pump discharge amount. Decrease.
  • the CO valve 220 Since the force of the spring 22 Ob is set to be large with respect to the discharge pressure of the pump 11, the CO valve 220 is usually at the position of 220 a. When the pump 11 reaches the maximum pressure, the CO valve 220 switches to the position of 220c, so that the cut-off control for further reducing the flow rate of the maximum pressure is performed.
  • the absorption horsepower of the pump 11 is almost equal to the horsepower as shown by the dotted line H s in the P—Q diagram in FIG.
  • control device for example, is an engine, a variable displacement pump driven by the engine, and a load pressure acting on the pump.
  • Pump output control means for controlling the product of the discharge capacity to be substantially constant, a working device operated by an actuator that receives pressure oil from the pump, and engine output torque and pump absorption torque are selected according to the work content
  • switch Active mode selection and release means for performing heavy excavation, engine fuel injection position setting means for supplying fuel that causes the engine to output the rated output torque by selecting the active mode, and selection of active mode Active mode switching means for switching the set pressure of relief valves, safety valves, etc. for regulating oil pressure, and engine fuel injection position setting means and active mode switching means in response to signals from active mode selection / release means It consists of control means for outputting commands.
  • the present invention focuses on the above-mentioned conventional problems, and when it is desired to further increase the working force and working speed depending on the situation of the work site or the workload condition, the engine output is controlled by operating the switches in the active mode and the power mode. Increase the engine speed, increase the set pressure of the hydraulic circuit of the work equipment, and perform speedy work even under high loads.Provide the engine and variable displacement pump that enables the most powerful work here. It is intended to be.
  • a first aspect of the present invention is an injection pump for adjusting an injection amount of an engine, a variable displacement pump driven by the engine, and a load pressure and a pump discharge amount acting on the variable displacement pump during normal operation. Control so that the product of In an engine and a variable displacement pump control device provided with a pump output control means, when an active mode switch ON operation signal is received, the pump discharge pressure P and the pump discharge amount Q The product should have a P-Q iso-horsepower curve Ha in the active mode that is higher than the specified value for normal operation, and when receiving a signal to turn on the power mode switch, the pump discharge pressure one level higher than the active mode The product of P and the pump discharge amount Q is no.
  • a fuel injection pump that adjusts the engine injection amount so as to obtain a horsepower curve Hap such as P—Q in the active mode, and a relief that changes the set pressure of the discharge line of the variable displacement pump.
  • a control means for outputting a command to the control means and the variable displacement pump output control means is provided.
  • the power active mode When the power active mode is selected according to the force and the configuration, the product of the pump discharge pressure P and the pump discharge amount Q is ⁇ It is controlled so that it becomes a horsepower curve Hap such as P-Q in one active mode. As a result, the working force and the working speed can be further increased from those in the active mode, so that speedy work can be performed even under a heavy load, and workability is improved.
  • the control means performs control based on a PQ equal horsepower curve Hap of the power active mode, and after a lapse of a predetermined time, an active mode P—Q equal horsepower.
  • a fuel injection pump for adjusting the injection amount of the engine so as to return the control to the curve Ha
  • a relief control means for varying a set pressure of a discharge pipe of the variable displacement pump
  • a variable displacement pump output control The command is output to the means.
  • the power is controlled by the horsepower curve Hap such as PQ in the power active mode, and is released after a predetermined time has elapsed.
  • the work power and the work speed are increased only for a predetermined time, so that excavation can be improved and fuel consumption can be reduced at the same time.
  • FIG. 1 is an explanatory diagram of a control device for an engine and a variable displacement pump according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a diagram for explaining a matching point between the engine output torque curve and the pump absorption torque.
  • Fig. 3 is a P-Q diagram of the pump discharge pressure and the pump discharge amount.
  • FIG. 4 is a control flow chart of the active mode.
  • FIG. 5 is a control flow chart in the power active mode.
  • FIG. 6 is an explanatory diagram of a conventional variable displacement pump control device. BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
  • the engine 1 is equipped with a fuel injection pump 2 as shown in FIG.
  • the fuel injection pump 2 has a built-in governor (not shown), and is driven by a governor motor 3.
  • This governor motor 3 is connected to control means 30. Further, the position of the governor motor 3 is detected by the governor position sensor 4, and the detection signal is input to the control means 30.
  • the output shaft speed of the engine 1 is detected by the engine speed sensor 5, and the detection signal is also input to the control means 30.
  • a signal from the fuel dial 7 for adjusting the throttle amount is input to the control means 30.
  • the signal from the active mode switch 8 and the signal from the power mode switch 9 are also input to the control means 30.
  • a signal from a switch 10 (hereinafter referred to as a lever switch 10) attached to the work implement lever 17 is also input to the control means 30.
  • the engine 1 drives a variable displacement pump 11 (hereinafter referred to as a pump 11).
  • the pressure oil discharged from the pump 11 is supplied to the hydraulic cylinder 16 from the pipe 12 through the directional switching valve 13 and the pipes 14 and 15.
  • Hydraulic cylinder 16 FIG. 1 shows an example of a hydraulic cylinder such as a boom, an arm, and a bucket constituting a working machine of a hydraulic shovel, and FIG. 1 shows only one hydraulic cylinder circuit.
  • the pilot pressure generating means 17a linked to the work implement lever 17 outputs the pilot pressures Pl and P2 from the hydraulic pressure source 18. These pilot pressures P l and P 2 are input to the operation units at both ends of the directional switching valve 13. For example, when the pilot pressure P 1 is output by operating the work implement lever 17, the direction switching valve 13 is switched to the position b, and the hydraulic oil discharged from the pump 11 is supplied to the pipeline 12. Then, the fluid flows into the head chamber 16a of the hydraulic cylinder 16 from the pipe 15 through the directional control valve 13, and the hydraulic cylinder 16 is shortened.
  • the directional control valve 13 switches to the position a, and the pump 11 power and the pressure oil discharged from the pipe 12 are the same.
  • the fluid flows into the bottom chamber 16 b of the hydraulic cylinder 16 from the pipe 14 through the valve 13, and the hydraulic cylinder 16 extends.
  • a relief valve 19 is interposed in a pipe branching from a discharge pipe 12 of the pump 11.
  • the pressure of the hydraulic cylinder 16 is adjusted by the set pressure of the relief valve 19.
  • the pilot pressure from the hydraulic pressure source 22 passes through the pilot pipeline 20 via the switching valve 21 and acts on the spring side of the relief valve 19.
  • the switching valve 21 is connected to the control means 30 and is switched by a command from the control means 30. Normally, the switching valve 21 is biased by a spring to be at the position b.
  • the relief valve 19 and the switching valve 21 constitute a relief control means.
  • a pressure sensor 6 for detecting a pump pressure is interposed in a pipe 19 branched from a discharge pipe 12 of the pump 11.
  • the signal from the pressure sensor 6 is input to the control means 30.
  • the signal from the swash plate angle sensor 11a for detecting the swash plate angle of the pump 11 is also input to the control means 30.
  • the swash plate angle of the pump 11 is controlled by a servo piston 24 incorporating a spring 24a.
  • the servo valve 25 for supplying the control pressure to the servo piston 24 is connected to a conduit 12 d branched from the discharge pipe 12 of the pump 11.
  • the operation section of the servo valve 25 includes a torque variable control valve 27 (hereinafter referred to as a TVC valve 27) that controls the output of the pump 11 at approximately equal horsepower, and a load sensing valve 26 (hereinafter referred to as an LS valve). 2 and 6).
  • the TVC valve 27 is connected via a conduit 12 b to a self-pressure control valve 23 interposed in a conduit 12 a branched from the discharge conduit 12 of the pump 11.
  • One end of the operating section of the LS valve 26 is connected to a conduit 12 d branching from the discharge line 12 of the pump 11, and the other end of the LS valve 26 is connected to the hydraulic cylinder via the directional valve 13. It is connected to the conduit 1 2 e through which the load pressure is guided.
  • the LS valve 26 is controlled by a pressure difference between a pump pressure discharged from the pump 11 and a load pressure of the hydraulic cylinder 16.
  • the operation section of the TVC valve 27 is connected to the conduit 12 f via the self-pressure control valve 23, the conduit 12 c, and the electromagnetic valve 29.
  • the TVC valve 27 is provided with two springs 27a, 27a, and the springs 27a, 27a are in contact with a pressing member 28 connected to the servo piston 24. .
  • the springs 27a and 27a are deflected by being pushed by a not-shown piston of the TVC valve 27, and actuate the servo piston 24 by pressing the pressing member 28 to control the slant angle of the pump 11. ing.
  • the solenoid valve 29 is connected to the control means 30 and is opened and closed by a command from the control means 30.
  • the hydraulic pump absorption torque T 1 corresponding to the engine output torque curve A matches at the point A 1.
  • the hydraulic pump absorption torque T2 corresponding to the engine output torque curve A is matched at point A2. This active When controlled in the mode, the engine speed is set to Na.
  • the hydraulic pump absorption torque T3 corresponding to the engine output torque force A is matched at the point A3.
  • the engine speed is set to N r.
  • Figure 3 shows the PQ curves for the standard mode, active mode, and power active mode.
  • the pump discharge amount Q s is set.
  • the pump discharge amount Qa is set.
  • the power active mode increases the working power and working speed, making it possible to easily excavate even under heavy loads and to work quickly.
  • the control means 30 When the power active mode is selected, the control means 30 outputs a command to the governor overnight 3 of the fuel injection pump 2 so as to further increase the engine speed Na in the active mode. Therefore, it is set to the engine speed Nr in the power active mode. Further, the control means 30 outputs a command to the TVC valve 27 via the solenoid valve 29 so that the hydraulic pump absorption torque T3 corresponding to the engine output torque curve A matches at the point A3. As a result, the target engine speed Nr for further increasing the engine speed is set, and the hydraulic pump absorption torque T3 set corresponding to this is matched on the engine torque curve line.
  • the product of the pump discharge pressure P and the pump discharge amount Q which is one step higher than the active mode, is controlled so as to be a horsepower curve Hap of P-Q in the no-active mode. So work force and work speed are increased Can be made. As a result, speedy work is possible even under heavy loads, and workability is improved.
  • the power horsepower control mode is controlled to the constant horsepower curve Hap of PQ, after a lapse of a predetermined time, it is released.
  • the power active mode is selected, the set pressure of the relief valve 19 is increased, so that the work equipment can withstand heavy loads when the highest force is required. It can be stepped on without breaking down), and the work machine can sufficiently generate power even under heavy loads, improving workability.
  • the control for increasing the engine target speed Nr and increasing the set pressure of the relief valve 19 is released after a predetermined time has elapsed.
  • the work power and work speed are only increased for a predetermined time, which makes it possible to improve excavation and reduce fuel consumption.
  • control of the control device for the engine and the variable displacement pump according to the present embodiment will be described with reference to flowcharts shown in FIGS.
  • the pump volume can be calculated by inputting a signal from the swash plate angle sensor 11a for detecting the swash plate angle of the pump 11 to the control means 30 and using the signal. Further, the pump volume may be calculated from the pump pressure by a function stored in advance.
  • the pump absorption torque T2 in the active mode is calculated.
  • a command is output to the governor motor 3 of the fuel injection pump 2 so that the gap is increased.
  • the solenoid valve 29 is connected via the solenoid valve 29 so that the pump absorption torque T2 that matches the engine output torque curve at the time of the engine speed N a in the active mode is increased. Outputs command to TVC valve 27.
  • the pump volume can be calculated by inputting a signal from the oblique angle sensor 11a for detecting the swash plate angle of the pump 11 to the control means 30 and using the signal. Also, the pump volume may be calculated from the pump pressure by a function stored in advance.
  • a command is output from the control means 30 to the governor motor 3 of the fuel injection pump 2 so as to increase the engine speed Nr in the power active mode.
  • a command is output to the TVC valve 27 via the solenoid valve 29 so that the pump absorption torque T3 matches the engine output torque curve when the engine speed Nr in the power active mode increases.
  • the present invention relates to operating an active mode and a power mode switch when it is desired to further increase the working force and the working speed depending on the condition of a work site of a construction machine such as a hydraulic shovel or a workload condition.
  • a work site of a construction machine such as a hydraulic shovel or a workload condition.

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Description

明細書 ェンジンおよび可変容量型ポンプの制御装置 技 術 分 野
本発明は、 油圧ショベル等の建設機械の作業時の重掘削を容易にするために、 パワーアクティブモードを選択した時は油圧回路の昇圧制御と、 エンジン回転数 を上げる制御と、 エンジン出力トルクに合致するようにポンプ吸収トルクの制御 を行うエンジンおよび可変容量型ポンプの制御装置に関する。 背 景 技 術
従来の油圧ショベル等の建設機械には、 図 6に示すような油圧回路が採用され ている。 この油圧回路は、 エンジン 1により駆動される可変容量型ポンプ 1 1 ( 以下ポンプ 1 1と言う） とパイロッ トポンプ 8 1を備えている。 ポンプ 1 1の斜 板角は、 サ一ボピストン 1 2により制御され、 このサ一ボピストン 1 2の作動圧 はサ一ボ制御弁 2 0 0により制御される。 このサーボ制御弁 2 0 0の操作部 2 0 0 aは、 ニュートラルコントロール弁 2 1 0 (以下 N C弁 2 1 0と言う） と、 力 ッ トオフ弁 2 2 0 (以下 C O弁 2 2 0と言う） と、 トルクバリアブルコント口一 ル弁 2 3 0 (以下 T V C弁 2 3 0と言う） とに、 直列に接続している。 ポンプ 1 1の吐出管路 2 0 1から分岐する管路 2 0 2は、 C O弁 2 2 0及び T V C弁 2 3 0の操作部にそれぞれ接続している。 パイロッ トポンプ 8 1の吐出管路 2 2 1か ら分岐する管路 2 2 2は、 T V C弁 2 3 0、 C O弁 2 2 0、 および N C弁 2 1 0 を経てサ一ボ弁 2 0 0の操作部 2 0 0 aに接続している。 エンジン 1の回転速度 を検知するエンジン回転センサ 5はコントロ一ラ 2 4 0に接続している。 このコ ントロ一ラ 2 4 0は T V C弁 2 3 0に接続している。
また、 ポンプ 1 1の吐出管路 2 0 0は方向切換弁 2 5 0と接続している。 方向 切換弁 2 5 0は管路 2 5 1 a , 2 5 1 bを介して油圧シリンダ 2 6 0と接続する と共に、 管路 2 5 2を介してジヱッ トセンサ （圧力検出部） 2 5 3に接続してい る。 ジェッ トセンサ 2 5 3はドレ一ン路 2 5 4と接続している。
また、 パイロッ トポンプ 8 1の吐出管路 2 2 1から分岐した吐出管路 2 2 3は 圧力比例制御弁 2 7 0と接続し、 操作レバー 2 7 1がこの圧力比例制御弁 2 7 0 と連結している。 圧力比例制御弁 2 7 0は管路 2 7 2 a , 2 7 2 bを介して方向 切換弁 2 5 0の操作部と接続している。
かかる制御装置の作動を説明する。 N C弁 2 1 0は、 一側の操作部にジュッ ト センサ 2 5 3で検出された圧力を管路 2 5 6から受け、 他側の操作部にジヱッ 卜 センサ 2 5 3の下流側のドレーン管路 2 5 4で検出された圧力を管路 2 5 7から 受けて、 このジヱッ トセンサ 2 5 3の前後の差圧によって切り換わるようになつ ている。 方向切換弁 2 5 0が図に示す中立位置になると、 ポンプ 1 1の吐出流量 が全てジヱッ 卜センサ 2 5 3を通ってドレ一ン路 2 5 4からタンク 2 5 8へドレ —ンされるので、 ジヱッ トセンサ 2 5 3の下流の圧力が大きくなり、 N C弁 2 1 0はポ一ト位置 2 1 0 bとなる。 これにより、 サ一ボ弁 2 0 0はポ一ト位置 2 0 0 cとなり、 サーボピストン 1 2を図の左側へ移動させ、 ポンプ 1 1の流量を減 らす。 これにより、 方向切換弁 2 5 0の中立位置におけるエネルギーロスをより 少なく している。
次に、 オペレータが方向切換弁 2 5 0を切換えたときは、 ジヱッ トセンサ 2 5 3には油は流れないため、 N C弁 2 1 0はポート位置 2 1 0 aとなる。 また、 ェ ンジン 1のエンジン回転センサ 5からの回転速度信号はコン卜ローラ 2 4 0に常 時入力されており、 その回転速度信号に応じてコントローラ 2 4 0から指令信号 が前記 T V C弁 2 3 0の操作部 2 3 0 aに入力される。 なお、 丁¥〇弁2 3 0の 操作部 2 3 0 bにはポンプ 1 1の吐出圧が入力されている。
ここで、 ェンジン回転速度信号の指令信号に対して、 ポンプ 1 1の吐出圧が低 いときは、 T V C弁 2 3 0のポ一ト位置は 2 3 0 cの位置に、 C O弁 2 2 0は 2 2 0 aの位置となる。 N C弁 2 1 0は前述の通りポ一ト位置 2 1 0 aにあり、 こ のため管路 2 2 2からのパイロッ ト圧はサーボ弁 2 0 0の操作部 2 0 0 aに入力 されるので、 サ一ボ弁 2 0 0は 2 0 0 b位置に切り換わる。 これにより、 サ一ボ ピストン 1 2のへッ ド側の油はドレ一ンされ、 ボトム側に管路 2 2 2からの圧油 が流入し、 サ一ボピストン 1 2は右へ移動してポンプ吐出量を増加させる。 逆に、 エンジン回転速度信号の指令信号に対してポンプ 1 1の吐出圧が高いと きは、 T V C弁 2 3 0は 2 3 0 dの位置に切り換わり、 管路 2 2 2からのパイ口 ッ ト圧はサ一ボ弁 2 0 0の操作部 2 0 0 aに入力されないのでサーボ弁 2 0 0は 2 0 0 cの位置に切り換わる。 これにより、 サ一ボピストン 1 2のへッ ド側に管 路 2 2 1からの圧油が流入し、 ボトム側の油はドレーンされ、 サ一ボピストン 1 2は左へ移動してポンプ吐出量を減少させる。
C O弁 2 2 0は、 ポンプ 1 1の吐出圧力に対してスプリング 2 2 O bの力が大 きく設定されているので、 通常 2 2 0 aの位置にある。 そして C O弁 2 2 0は、 ポンプ 1 1が最大圧力になると 2 2 0 cの位置に切り換わるようになつており、 最大圧力の流量をより減少させるカツ トオフ制御するようになっている。
T V C弁 2 3 0は、 エンジン回転数 Nと、 ポンプ 1 1の吐出圧力 Pに対応して ポンプ 1 1の吐出流量 Q [Q = q ( c c / r e v ) · N〕 が一定となるように制 御するようになっており、 ポンプ 1 1の吸収馬力は図 3の P— Q線図の点線 H s に示すようにほぼ等馬力
P · Q = Constant
の一定線上に制御される。
最近は作業の負荷状態に合わせて作業力、 作業速度を増加させるために、 図 3 の P— Q線図の変更、 および図 2に示すエンジン出力トルクとポンプ吸収トルク のマッチング点 （A 1 ) を変更させるようにしている。
例えば、 出願人が特願平 7— 4 6 5 0 8号にて提案している制御装置は、 ェン ジンと、 これにより駆動される可変容量型ポンプと、 このポンプに作用する負荷 圧力と吐出容量との積がほぼ一定になるように制御するポンプ出力制御手段と、 ポンプからの圧油を受けるァクチユエ一タにより作動する作業装置と、 作業内容 によりエンジン出力トルクおよびポンプ吸収トルクを選択するスィツチとを有し 、 重掘削等を行なうアクティブモード選択 ·解除手段と、 アクティブモードの選 択によりェンジンが定格出力トルクを出力する燃料を供給するェンジン燃料噴射 位置設定手段と、 アクティブモードの選択によりァクチユエ一夕への油圧を調圧 するリリーフ弁、 安全弁等のセッ ト圧力を切り換えるアクティブモード切換手段 と、 アクティブモード選択 ·解除手段からの信号を受けて、 エンジン燃料噴射位 置設定手段およびアクティブモ一ド切換手段に指令を出力する制御手段とからな る。
しかしながら、 作業現場の状況、 あるいは作業負荷条件によっては、 このァク ティブモードよりもさらに作業力、 作業速度を増加 （アップ） したいという要望 力ある。
このために、 重掘削作業時にァクティブモードよりさらにエンジン出力アップ 、 エンジン回転数アップ、 作業機の油圧回路のメインリリーフセッ ト圧力をアツ プさせる必要がある。 これに伴い、 エンジン出力トルクとポンプ吸収トルクとの マッチング点の制御も変更することによりさらに作業力、 作業速度をァップして 、 高負荷でもスピーディな作業ができ、 ここ一番の力強い作業を可能とする制御 装置が必要である。 発 明 の 開 示
本発明は上記従来の問題点に着目して、 作業現場の状況、 あるいは作業負荷条 件によりさらに作業力、 作業速度を増加したいとき、 アクティブモードとパワー モードのスィッチを操作することにより、 エンジン出力アップ、 エンジン回転数 アップ、 作業機の油圧回路のセッ ト圧力をアップして、 高負荷でもスピーディな 作業ができ、 ここ一番の力強い作業を可能とするエンジンおよび可変容量型ポン プを提供することを目的としている。
本発明の第 1は、 エンジンの噴射量を調整する噴射ポンプと、 このエンジンに より駆動される可変容量型ポンプと、 通常の運転時にはこの可変容量型ポンプに 作用する負荷圧力とポンプ吐出量との積がほぼ所定の一定値になるように制御す るポンプ出力制御手段とを備えたェンジンおよび可変容量型ポンプの制御装置に おいて、 アクティブモ一ドスイッチのオン操作の信号を受けたときは、 ポンプ吐 出圧力 Pとポンプ吐出量 Qとの積が通常運転の所定値より高いアクティブモード の P— Q等馬力曲線 Ha となるようにし、 さらにパワーモードスィッチのオン操 作の信号を受けたときは、 このアクティブモードより一段上のポンプ吐出圧力 P とボンプ吐出量 Qとの積がノ、。ヮ一アクティブモードの P— Q等馬力曲線 H apとな るように前記ェンジンの噴射量を調整する燃料噴射ポンプと、 前記可変容量型ポ ンプの吐出管路のセッ ト圧を可変にするリリーフ制御手段と、 可変容量型ポンプ 出力制御手段とに指令を出力する制御手段を備えている。
力、かる構成によりパワーアクティブモードを選択した場合は、 ポンプ吐出圧力 Pとポンプ吐出量 Qとの積がノ、。ヮ一アクティブモードの P— Q等馬力曲線 Hapと なるように制御される。 これにより、 作業力と作業速度をアクティブモードより さらにアップさせることができるため、 重負荷でもスピーディな作業が可能とな り、 作業性が向上する。
本発明の第 2は、 第 1の構成において前記制御手段は、 前記パワーアクティブ モ一ドの P— Q等馬力曲線 Hapにより制御した後、 所定時間経過後はアクティブ モードの P — Qの等馬力曲線 Ha に制御を戻すように、 前記エンジンの噴射量を 調整する燃料噴射ポンプと、 前記可変容量型ポンプの吐出管路のセッ ト圧を可変 にするリリーフ制御手段と、 可変容量型ポンプ出力制御手段とに指令を出力して いる。
かかる構成によれば、 パワーアクティブモードの P— Q等馬力曲線 Hapにより 制御され、 所定時間経過後にはこれが解除される。 このように、 ここ一番の作業 力と作業速度を増加するのは所定時間だけに限られるので、 掘削性の向上と同時 に燃費も低減可能となる。 図面の簡単な説明
図 1は本発明の実施例に係るエンジンおよび可変容量型ポンプの制御装置の説明 図である。
図 2はエンジン出力トルクカーブとポンプ吸収トルクのマッチング点を説明する 図である。
図 3はボンプ吐出圧力とポンプ吐出量の P― Q線図である。
図 4はアクティブモ一ドの制御フローチヤ一トである。
図 5はパワーアクティブモードの制御フローチヤ一トである。
図 6は従来の可変容量型ポンプの制御装置の説明図である。 発明を実施するたの最良の形態
以下に、 本発明の実施例に係るエンジンおよび可変容量型ポンプの制御装置を 図 1乃至図 5により説明する。
エンジン 1には、 図 1に示すように燃料噴射ポンプ 2が装着されている。 燃料 噴射ポンプ 2には図示しないガバナが内蔵されており、 ガバナモータ 3で駆動さ れる。 このガバナモータ 3は制御手段 3 0と接続している。 また、 ガバナモータ 3の位置はガバナ位置センサ 4で検出され、 その検出信号は制御手段 3 0に入力 される。 エンジン 1の出力軸回転数はエンジン回転数センサ 5で検知され、 その 検知信号も制御手段 3 0に入力される。
スロッ トル量を調整する燃料ダイヤル 7から信号は、 制御手段 3 0に入力され る。 アクティブモードスィッチ 8からの信号、 パワーモードスィッチ 9からの信 号も、 制御手段 3 0に入力されている。 作業機レバー 1 7に付設されたスィッチ 1 0 (以下レバ一スィッチ 1 0という） からの信号も、 制御手段 3 0に入力され ている。
エンジン 1は可変容量型ポンプ 1 1 (以下ポンプ 1 1という） を駆動している 。 このポンプ 1 1から吐出される圧油は管路 1 2から方向切換弁 1 3を通って管 路 1 4， 1 5を介して油圧シリンダ 1 6へ供給されている。 油圧シリンダ 1 6は 、 油圧ショベルの作業機を構成するブーム、 アーム、 およびバケツ ト等の油圧シ リンダの一例を示しており、 図 1では 1つの油圧シリンダ回路のみを表示してい る。
作業機レバ一 1 7に連動するパイロッ ト圧発生手段 1 7 aは、 油圧源 1 8から のパイ口ッ ト圧 P l， P 2 を出力している。 これらのパイ口ッ ト圧 P l， P 2 は、 方 向切換弁 1 3の両端の操作部に入力している。 例えば、 作業機レバ一 1 7の操作 によりパイロッ ト圧 P 1 を出力したときは、 方向切換弁 1 3が b位置に切り換わ り、 ポンプ 1 1から吐出される圧油は管路 1 2から方向切換弁 1 3を通って管路 1 5から油圧シリンダ 1 6のへッ ド室 1 6 aに流入し、 油圧シリンダ 1 6は短縮 する。
作業機レバ一 1 7の操作によりパイロッ ト圧 P 2 を出力したときは、 方向切換 弁 1 3が a位置に切り換わり、 ポンプ 1 1力、ら吐出される圧油は管路 1 2から同 弁 1 3を通って管路 1 4から油圧シリンダ 1 6のボトム室 1 6 bに流入し、 油圧 -シリンダ 1 6は伸長する。
ポンプ 1 1の吐出管路 1 2から分岐する管路には、 リリーフ弁 1 9が介装され ている。 このリリーフ弁 1 9のセッ ト圧により、 油圧シリンダ 1 6の圧力が調圧 されている。 例えば、 後述するアクティブモードのときはリリーフ弁 1 9のセッ ト圧を 3 2 5 kg/ cm2 に設定し、 パワーアクティブモードのときはリリーフ弁 1 9のセッ ト圧を 3 5 5 kg/ cm2 に設定する。 ここで、 油圧源 2 2からのパイロッ ト圧は切換弁 2 1を介してパイロッ ト管路 2 0を通り、 リリーフ弁 1 9のばね側 に作用するようになっている。 この切換弁 2 1は制御手段 3 0に接続されており 、 制御手段 3 0の指令で切り換えられるが、 通常はばねに付勢されて b位置にあ る。 なお、 リリーフ弁 1 9と切換弁 2 1とでリリーフ制御手段を構成している。 ポンプ 1 1の吐出管路 1 2から分岐する管路 1 9には、 ポンプ圧を検知する圧 力センサ 6が介装されている。 この圧力センサ 6からの信号は制御手段 3 0へ入 力されている。 ポンプ 1 1の斜板角を検知する斜板角センサ 1 1 aからの信号も 制御手段 3 0に入力されている。 ポンプ 1 1の斜板角は、 ばね 2 4 aを内蔵するサ一ボピストン 2 4により制御 される。 このサ一ボピストン 2 4への制御圧を供給するサーボ弁 2 5は、 ポンプ 1 1の吐出管路 1 2から分岐する導管 1 2 dと接続している。 このサ一ボ弁 2 5 の操作部は、 ポンプ 1 1の出力をほぼ等馬力に制御するトルクバリアブルコント ロール弁 2 7 (以下 T V C弁 2 7という） と、 ロードセンシング弁 2 6 (以下 L S弁 2 6という） を介して接続している。 この T V C弁 2 7は、 ポンプ 1 1の吐 出管路 1 2から分岐する導管 1 2 aに介装された自己圧制御弁 2 3と、 導管 1 2 bを介して接続している。
L S弁 2 6の操作部の一端は、 ポンプ 1 1の吐出管路 1 2から分岐する導管 1 2 dと接続し、 L S弁 2 6の他端は、 方向切換弁 1 3を介して油圧シリンダの負 荷圧が導かれる導管 1 2 eと接続している。 この L S弁 2 6は、 ポンプ 1 1から 吐出されるポンプ圧と油圧シリンダ 1 6の負荷圧との差圧により制御される。 また、 T V C弁 2 7の操作部は、 前記自己圧制御弁 2 3、 導管 1 2 c、 及び電 磁弁 2 9を介して導管 1 2 f と接続している。 この T V C弁 2 7には二つのばね 2 7 a , 2 7 aが配設され、 ばね 2 7 a， 2 7 aは前記サ一ボピストン 2 4と連 結する押圧部材 2 8に当接している。 ばね 2 7 a， 2 7 aは、 T V C弁 2 7の図 示しないピストンにより押されて撓むとともに、 押圧部材 2 8を押してサーボピ ストン 2 4を作動し、 ポンプ 1 1の斜扳角を制御している。 これにより、 ポンプ 1 1の吐出容量は可変となり、 前述の如くほぼ等馬力になるように制御される。 なお、 電磁弁 2 9は制御手段 3 0と接続され、 制御手段 3 0の指令により開閉す るようになっている。
次に、 エンジン出力トルクカーブ Aに対応する油圧ポンプ吸収トルクのマッチ ング点 A l， A 2, A3 との関係について図 2により説明する。
従来から用いられている標準モ一ドの場合は、 エンジン出力トルクカーブ Aに 対応する油圧ポンプ吸収トルク T 1 は A 1 点でマッチングするようになっている 。 アクティブモードの場合は、 エンジン出力トルクカーブ Aに対応する油圧ボン プ吸収トルク T2 は A 2 点でマッチングするようになっている。 このアクティブ モ一ドに制御されるときは、 エンジン回転数 N aに設定されている。
そして、 本発明のパワーアクティブモードの場合は、 エンジン出力トルク力一 ブ Aに対応する油圧ポンプ吸収トルク T3 は A3 点でマッチングするようになつ ている。 このパワーアクティブモードに制御されるときは、 エンジン回転数 N r に設定されている。
図 3は、 標準モ一ド、 アクティブモ一ドおよびパワーァクティブモ一ドの P― Q曲線を表している。 H s の点線で示す標準モードの場合は、 ポンプ吐出量 Q s に設定してある。 Ha の 1点鎖線で示すァクティブモ一ドの場合は、 ポンプ吐出 量 Qa に設定してある。
本発明の Hapの実線で示すパワーアクティブモードの場合は、 ポンプ吐出量 Q apに設定してある。 このように、 標準モード、 アクティブモード、 パヮ一ァクテ イブモードの順にポンプ吐出量が増大するように制御されると共に、 ほぼ等馬力 ( P . Q =Cons tant) の一定線上に制御される。
パワーアクティブモードにより作業力、 作業速度が増大し、 重負荷でも容易に 掘削が可能で、 しかもスピーディに作業ができる。
次に、 本実施例の作動について説明する。
パワーアクティブモードを選択した場合は、 アクティブモ一ドのエンジン回転 数 N aよりさらにアップするように制御手段 3 0は燃料噴射ポンプ 2のガバナモ 一夕 3に指令を出力される。 このため、 パワーアクティブモードのエンジン回転 数 N rに設定される。 また、 制御手段 3 0はエンジン出力トルクカーブ Aに対応 する油圧ポンプ吸収トルク T3 が A3 点でマッチングするように電磁弁 2 9を介 して T V C弁 2 7に指令を出力する。 これにより、 エンジン回転数をさらにアツ プさせるエンジン目標回転数 N rが設定され、 これに対応して設定される油圧ポ ンプ吸収トルク T3 がエンジントルクカーブ線上でマッチングする。
また、 パワーアクティブモードを選択した場合は、 アクティブモードより一段 上のポンプ吐出圧力 Pとポンプ吐出量 Qとの積がノ ヮーアクティブモードの P— Qの等馬力曲線 Hapとなるように制御されるので、 作業力と作業速度をアップさ せることができる。 これにより、 重負荷でもスピーディな作業が可能となり作業 性が向上する。
さらに、 パワーアクティブモ一ドの P— Qの等馬力曲線 Hapに制御した後に、 所定時間経過後は解除されるようにしてある。 また、 パワーアクティブモードを 選択した場合は、 リリーフ弁 1 9のセッ ト圧を高くするようにしたので、 ここ一 番の力が必要な時に作業機が重負荷に耐える （重負荷により作業機が腰砕けにな らないで踏ん張る） ことができ、 重負荷でも十分に作業機の力が出せて、 作業性 が向上する。
また、 パワーアクティブモードを選択した場合、 エンジン目標回転数 N rの増 加、 およびリリーフ弁 1 9のセッ ト圧を高くする制御は所定時間経過後は解除さ れるようにしてあるため、 ここ一番の作業力と作業速度をァップするのは所定時 間だけであり、 掘削性の向上と同時に燃費低減も可能となる。
次に、 本実施例に係るェンジンおよび可変容量型ポンプの制御装置の制御を、 図 4， 図 5に示すフローチャートにより説明する。
図 4のアクティブモードの制御フローチヤ一トでは、 S 1にてアクティブモー ドスイッチ 8がオンかを判定している。 ここで、 N〇のときは S 1に戻り、 Y E Sのときは S 2にて圧力センサ 6にて検知したポンプ圧力を測定する。
S 3にてポンプ容積を測定する。 このポンプ容積は、 ポンプ 1 1の斜板角を検 知する斜板角センサ 1 1 aからの信号を制御手段 3 0に入力し、 その信号により 計算することができる。 また、 ポンプ容積は前記ポンプ圧力から予め記憶されて いる関数により計算できるようにしても良い。
S 4にてアクティブモードのポンプ吸収トルク T2 を演算する。 S 5にてボン プ吸収トルク T2 は、 エンジンの定格出力トルクを超えたか判定しており、 N O のときは S 2に戻り、 Y E Sのときは S 6にてアクティブモードのエンジン回転 数 N aにァップするように燃料噴射ポンプ 2のガバナモータ 3に指令出力する。
S 7にてアクティブモードのエンジン回転数 N aにァップ時のエンジン出力ト ルクカーブに合致したポンプ吸収トルク T2 となるように、 電磁弁 2 9を介して T V C弁 2 7へ指令を出力する。
S 8にてアクティブモ一ドスィツチオンか判定しており、 Y E Sのときは S 2 に戻り、 N Oのときはエンドとなる。
図 5に示すパワーアクティブモ一ドの制御フローチヤ一トでは、 S 1 0にて了 クティブモ一ドスィツチ 8とパワーモードスィツチ 9とが、 オンか否かを判定し ている。 ここで、 N Oのときは S 1 0に戻り、 Y E Sのときは S 1 1にて作業機 レバ一スィッチ 1 0オンか判定している。 ここで、 N Oのときは S 1 0に戻り、 Y E Sのときは S 1 2にて、 圧力センサ 6にて検知したポンプ圧力を測定する。
S 1 3にてポンプ容積を測定する。 このポンプ容積は、 ポンプ 1 1の斜板角を 検知する斜扳角センサ 1 1 aからの信号を制御手段 3 0に入力し、 その信号によ り計算することができる。 また、 ポンプ容積は前記ポンプ圧力から予め記憶され ている関数により計算できるようにしても良い。
S 1 4にてパワーアクティブモードのポンプ吸収トルク T3 を演算する。
S 1 5にてポンプ吸収トルク T3 は、 エンジンの定格出力トルクを超えたか判 定している。 ここで、 N Oのときは S 1 2に戻り、 Y E Sのときは S 1 6にてリ リーフ弁 1 9のセッ ト圧をアップするように制御手段 3 0から切換弁 2 1に指令 出力する。
S 1 7にて、 パワーアクティブモードのエンジン回転数 N rにアップするよう に、 制御手段 3 0から燃料噴射ポンプ 2のガバナモータ 3に指令出力する。
S 1 8にてパワーアクティブモードのエンジン回転数 N rアップ時のエンジン 出力トルクカーブに合致したポンプ吸収トルク T3 となるように電磁弁 2 9を介 して T V C弁 2 7へ指令を出力する。
S 1 9にてアクティブモ一ドスィツチ 8とパワーモ一ドスィツチ 9がオンか否 かを判定しており、 Y E Sのときは S 1 2に戻り、 N Oのときはエンドとなる。 産業上の利用可能性 本発明は、 油圧ショベル等の建設機械の作業現場の状況、 あるいは作業負荷条 件によりさらに作業力、 作業速度を増加したいとき、 アクティブモードとパワー モードのスィッチを操作することにより、 エンジン出力アップ、 エンジン回転数 アップ、 作業機の油圧回路のセッ ト圧力をアップして、 高負荷でもスピーディな 作業ができ、 ここ一番の力強い作業を可能とするエンジンおよび可変容量型ポン プの制御装置として有用である。

Claims

請求の範囲
1 . エンジン（1) の噴射量を調整する噴射ポンプ (2) と、 このエンジンにより駆 動される可変容量型ポンプ（11)と、 通常の運転時にはこの可変容量型ポンプに作 用する負荷圧力とボンプ吐出量との積がほぼ所定の一定値になるように制御する ポンプ出力制御手段とを備えたエンジンおよび可変容量型ポンプの制御装置にお いて、
アクティブモードスィッチ（7) のオン操作の信号を受けたときは、 ポンプ吐出 圧力 Pとポンプ吐出量 Qとの積が通常運転の所定値より高いアクティブモードの p— Q等馬力曲線 Ha となるようにし、 さらにパワーモードスィッチ（9) のオン 操作の信号を受けたときは、 このアクティブモ一ドより一段上のポンプ吐出圧力 Pとポンプ吐出量 Qとの積が ヮ—アクティブモードの P— Q等馬力曲線 H apと なるように前記エンジン（1) の噴射量を調整する燃料噴射ポンプ (2) と、 前記可 変容量型ポンプの吐出管路のセッ ト圧を可変にするリリーフ制御手段（19 21) と 、 可変容量型ポンプ出力制御手段 (27 29) とに指令を出力する制御手段 (30)を備 えたことを特徴とするエンジンおよび可変容量型ポンプの制御装置。
2 . 前記制御手段（30)は、 前記 、"ヮ一アクティブモードの P— Q等馬力曲線 H ap により制御した後、 所定時間経過後はァクティブモ一ドの P— Qの等馬力曲線 H a に制御を戻すように、 前記エンジン（1) の噴射量を調整する燃料噴射ポンプ (2 ) と、 前記可変容量型ポンプの吐出管路のセッ ト圧を可変にするリリーフ制御手 段 (19 21) と、 可変容量型ポンプ出力制御手段 (27 29) とに指令を出力すること を特徴とする請求の範囲 1記載のエンジンおよび可変容量型ポンプの制御装置。
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