专利名称：液压工程机械的控制装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及液压工程机械的控制装置，特别是涉及通过液压油驱动液压执行器进行必要的作业、并且具有模式选择构件的液压挖土机等的液压工程机械的控制装置，所述液压油从被原动机(发动机)驱动的液压泵排出，所述模式选择构件选择有关原动机的控制模式，控制发动机转速。
背景技术：
在液压挖土机等的液压工程机械中，一般，作为原动机具有柴油发动机，通过该发动机驱动至少一个可变容量型的液压泵，通过从液压泵排出的液压油来驱动多个液压执行器，进行必要的作业。在该柴油发动机中具有节流盘等对目标转速进行指令的输入构件，根据该目标转速控制燃料喷射量并控制转速。另外，在液压泵上设有用于马力控制的泵吸收扭矩控制构件，为了减少泵倾转，将泵吸收扭矩控制为在泵排出压力上升时不超过预先设定的值(最大吸收扭矩)。
另外，在液压挖土机等的液压工程机械中，设有模式选择构件，该模式选择构件不同于节流盘等的对目标转速进行指令的输入构件，一般进行通过该模式选择构件设定经济模式等的控制模式(作业模式)，控制发动机转速。在经济模式下，因为发动机转速降低，所以改善了燃料消耗。
在日本特开昭62-160331号公报中，记载了下述技术，即，预先设定多组原动机转速和液压泵的排油容积的关系，通过各种检测构件判别作业状态，相应于其判别结果以及来自模式选择开关的信号，选择多组中的一组，自动地切换控制模式，据此，控制原动机的转速和液压泵的排油容积，使液压泵的最大排出流量与作业状态相适应。
(专利文献1日本特开昭62-160331号公报)液压挖土机等的工程机械的液压泵的排出压力和排出流量的关系通过行驶、旋转、空中动作等的负载比较轻时的作业速度决定液压泵的最大排油容积，通过发动机的输出马力设定液压泵的排出压力为高压时的排油容积。
另外，一般的经济模式的主流是与工程机械的动作状况无关地、使发动机旋转降低一定的量。在这样的系统中，若选择经济模式，则虽然考虑了轻负载时的性能来决定最大的排油容积，但是，因为液压泵的排出流量与发动机旋转的降低成比例地减少，所以产生了性能降低(作业速度的降低)，作业效率降低。
在日本特开昭62-160331号公报中，预先设定多组原动机转速和液压泵的排油容积的关系，根据作业状态选择多组中的一组，据此，控制发动机转速和液压泵的排油容积，使液压泵的最大排出流量与作业状态相适应，极力地抑制性能降低。
但是，在具有用于马力控制的泵吸收扭矩控制构件的系统中，液压泵能排出最大流量的范围仅仅是泵吸收扭矩控制区域的范围外的有限的低压的泵排出压范围。在日本特开昭62-160331号公报的系统中，虽然能够在低压的泵排出压范围内确保最大排出流量，但在泵吸收扭矩控制区域中，与以往的一般的经济模式同样，液压泵的排出流量减少，产生了性能降低。
通常，在液压工程机械所进行的一系列的动作中，各种各样的负载状态连续地混合，泵负载频度在作为泵吸收扭矩控制区域一部分的、中间的泵排出压范围达到最高。在日本特开昭62-160331号公报的系统中，是象上述那样仅在低压的泵排出压范围确保最大排出流量，在泵负载频度高的区域(中间的泵排出压范围)则没有效果。
另外，若设置各种检测构件、自动选择与当前的作业状态相适应的模式，则不仅产生操作者不希望的模式转换、不连续地产生发动机旋转的变动或泵排出流量的变动、感觉到不协调感，而且需要设置很多检测构件，在成本方面也不利。
发明内容
本发明的目的在于，提供一种液压工程机械的控制装置，该液压工程机械的控制装置通过用模式选择构件进行的模式选择来降低原动机转速，改善燃料消耗，并且，在必要的负载区域，减少因泵排出流量的减少造成的性能降低(作业速度的降低)，提高作业效率，并且不使原动机转速或泵排出流量不连续地变化，操作性优异。
为了实现上述目的，本发明采用下述那样的构成。
(1)本发明是一种液压工程机械的控制装置，具有原动机；由该原动机驱动的至少一个可变容量液压泵；由该液压泵的液压油驱动的至少一个液压执行器；控制上述原动机的转速的转速控制构件，其中，该液压工程机械的控制装置具有选择有关上述原动机的控制模式的模式选择构件；检测上述液压泵的负载压的负载压检测构件；目标转速设定构件，该目标转速设定构件预先设定用于相对于上述液压泵的负载压的上升、使上述原动机的转速降低的原动机转速，若通过上述模式选择构件选择特定模式，则基于通过上述负载压检测构件检测出的液压泵的负载压参照该预先设定的原动机转速，求出对应的原动机转速，根据该原动机转速，设定上述转速控制构件的目标转速。
在这样构成的本发明中，因为目标转速设定构件在由模式选择构件选择了特定模式时，基于液压泵的负载压参照预先设定的原动机转速，求出对应的原动机转速，根据该原动机转速，设定上述转速控制构件的目标转速，所以在选择特定模式时，能够进行控制，使原动机转速降低，改善燃料消耗。另外，因为成为控制的基础的原动机转速被设定成相对于液压泵的负载压的上升，使原动机的转速降低，所以可以通过恰当地调整该设定，在必要的负载区域中减少因泵排出流量的减少造成的性能降低(作业速度的降低)，提高作业效率。
另外，通过恰当地调整该设定，可以相对于作业中的负载频度的变化，使原动机转速以及泵排出流量连续地变化，据此，不会使原动机转速或泵排出流量不连续地变化，能够防止因作业速度的急变、发动机声音的变动所产生的操作上的不协调感，能够提高操作性。
(2)在上述(1)中，最好是上述目标转速设定构件在由上述负载压检测构件检测到的负载压比第一值低时，作为上述目标转速设定上述原动机的额定目标转速，若由上述负载压检测构件检测到的负载压超过第一值，则相应负载压的上升，使上述目标转速降低。
因为若这样地构成来进行原动机控制，则在负载高的范围，原动机转速被控制得较低，所以在改善燃料消耗方面有效果，在负载低的范围，能够以与标准模式相同的流量(作业速度)进行作业。再有，在频度多的中间的负载区域，能够进行可兼顾燃料消耗和作业速度的转速控制。
(3)另外，在上述(1)中，最好是上述目标转速设定构件在由上述负载压检测构件检测到的负载压比第一值低时，作为上述目标转速设定上述原动机的额定目标转速，若由上述负载压检测构件检测到的负载压超过第一值，则相应该负载压的上升，使上述目标转速降低，若由上述负载压检测构件检测到的负载压超过比上述第一值高的第二值，则相应该负载压的上升，使上述目标转速向上述额定目标转速上升。
据此，不会改变轻负载下的作业速度、高负载时的作业速度(力度)，能够改善中负载时的燃料消耗。
(4)另外，在上述(1)中，最好是还具有泵吸收扭矩控制构件，该泵吸收扭矩控制构件进行控制，相应于上述液压泵的负载压的上升，使上述液压泵的最大排油容积减少，使上述液压泵的最大吸收扭矩不会超过设定值，上述目标转速设定构件作为上述目标转速，设定在上述泵吸收扭矩控制构件的最大吸收扭矩控制区域中比上述原动机的额定目标转速低的转速。
(5)另外，在上述(1)中，最好是上述目标转速设定构件作为上述预先设定的原动机转速设定转速修正值，基于由上述负载压检测构件检测到的负载压参照该预先设定的转速修正值，求出对应的转速修正值，根据该转速修正值，求出上述目标转速。
(6)再有，在上述(1)中，最好是上述目标转速设定构件具有第一构件和第二构件，该第一构件在由上述负载压检测构件检测到的负载压超过第一值时，运算转速修正值；该第二构件从上述原动机的额定目标转速减去上述转速修正值，算出上述目标转速。
(7)在上述(6)中，最好是上述目标转速设定构件还具有第三构件，该第三构件在由上述模式选择构件选择了上述特定的模式以外的模式时，使上述第二构件的减法运算处理无效，在选择上述特定的模式时，使上述第二构件的减法处理有效。
(8)另外，在上述(6)中，最好是还具有泵吸收扭矩控制构件，该泵吸收扭矩控制构件进行控制，若上述液压泵的负载压比第三值高，则相应于该液压泵的负载压的上升，使上述液压泵的最大排油容积减少，使上述液压泵的最大吸收扭矩不会超过设定值，上述第一值被设定在上述第三值附近。
发明效果根据本发明，能够用模式选择构件进行的模式选择来降低原动机转速，改善燃料消耗，同时，在必要的负载区域，减少因泵排出流量的减少造成的性能降低(作业速度的降低)，可以提高作业效率。
另外，在作业中，因为即使负载频度变化，原动机转速以及泵排出流量也连续地变化，所以能够防止因作业速度的急变、发动机声音的变动所产生的操作上的不协调感，能够提高操作性。
另外，根据本发明，因为在负载高的范围，原动机转速被控制得较低，所以在改善燃料消耗方面有效果，在负载低的范围，能够以与标准模式相同的流量(作业速度)进行作业。在频度多的中间的负载区域，能够进行可兼顾燃料消耗和作业速度的转速控制。
另外，根据本发明，不改变轻负载下的作业速度、高负载时的作业速度(力度)，能够使中负载时的燃料消耗得到改善。
象这样，通过相对于负载压，恰当地调整原动机的目标转速的设定，可以提供在大范围的负载状况下的最佳的作业速度，并且能够实现燃料消耗的降低。
图1是表示本发明的一个实施方式的原动机和液压泵的控制装置的图。
图2是与图1所示的液压泵连接的阀装置以及执行器的液压回路图。
图3是表示装载着本发明的原动机和液压泵的控制装置的液压挖土机的外观的图。
图4是表示图2所示的流量控制阀的操作先导系统的图。
图5是表示图1所示的泵调节器的第二伺服阀的吸收扭矩的控制特性的图。
图6是表示控制器的输入输出关系的图。
图7是表示控制器的泵控制部的处理功能的功能框图。
图8是表示控制器的发动机控制部的处理功能的功能框图。
图9是放大表示设定于发动机转速修正值运算部的泵排出压平均值Pm和发动机转速修正值ΔN0的关系的图。
图10是表示比较例的系统的有关发动机控制的处理功能的、与图8相同的图。
图11是表示发动机转速和泵排出流量的关系的图。
图12是表示在具有图10所示的发动机控制功能的比较例的系统中、泵排出流量相对于将模式选择指令EM从作为动力模式的标准模式转换到经济模式时的泵排出压力的变化的图。
图13是表示在本实施方式的系统中、泵排出流量相对于将模式选择指令EM从作为动力模式的标准模式转换到经济模式时的泵排出压力的变化的图。
图14是表示在有关本实施方式的系统中，目标发动机转速NR1相对于将模式选择指令EM从作为动力模式的标准模式转换到经济模式时的泵排出压力的变化的图。
图15是表示泵负载频度的图。
图16是将泵频度高的区域重叠到泵排出量特性图中进行表示的图。
图17是放大表示有关本发明的第二实施方式的设定在发动机转速修正值运算部的泵排出压平均值Pm和发动机转速修正值ΔN0的关系的图。
图18是表示在有关本实施方式的系统中、目标发动机转速NR1相对于将模式选择指令EM从作为动力模式的标准模式转换到经济模式时的泵排出压力的变化的图。
图19是表示在有关本实施方式的系统中、泵排出流量相对于将模式选择指令EM从作为动力模式的标准模式转换到经济模式时的泵排出压力的变化的图。
符号说明1、2液压泵1a、2a斜板5阀装置7、8调节器10原动机14燃料喷射装置20A、20B倾转执行器21A、21B第一伺服阀22A、22B第二伺服阀30～32螺线管控制阀38～44操作先导装置50～56执行器70控制器70a、70b泵目标倾转运算部70g、70h输出压力运算部70k、70m螺线管输出电流运算部70i泵最大吸收扭矩运算部70n输出压力运算部70p螺线管输出电流运算部700a基准目标转速运算部
700b动力模式额定目标旋转设定部700c泵排出压平均值运算部700d发动机转速修正值运算部700e模式选择部700f减算部700g最小值选择部71发动机控制节流盘72模式选择开关73、74压力传感器75、76压力传感器具体实施方式
下面，使用
本发明的实施方式。下面的实施方式是将本发明应用在液压挖土机的原动机和液压泵的控制装置中的情况。
在图1中，1以及2例如是斜板式的可变容量型的液压泵，在液压泵1、2的排出路3、4上连接着图2所示的阀装置5，借助该阀装置5，向多个执行器50～56输送液压油，驱动这些执行器。
9是固定容量型的先导泵，在先导泵9的排出路9a上，连结着将先导泵9的排出压力保持为一定压力的先导溢流阀9b。
液压泵1、2以及先导泵9与原动机10的输出轴11连接，被原动机10旋转驱动。
对阀装置5进行详细说明。
在图2中，阀装置5具有流量控制阀5a～5d和流量控制阀5e～5i这两个阀组，流量控制阀5a～5d位于与液压泵1的排出路3相连的中央旁路线5j上，流量控制阀5e～5i位于与液压泵2的排出路4相连的中央旁路线5k上。在排出路3、4上设置着主溢流阀5m，该主溢流阀5m决定液压泵1、2的排出压力的最大压力。
流量控制阀5a～5d以及流量控制阀5e～5i是中央旁路型，从液压泵1、2排出的液压油通过这些流量控制阀向执行器50～56所对应的部件供给。执行器50是右行驶用的液压马达(右行驶马达)，执行器51是铲斗用的液压缸(铲斗缸)，执行器52是悬臂用的液压缸(悬臂缸)，执行器53是旋转用的液压马达(旋转马达)，执行器54是臂用的液压缸(臂缸)，执行器55是预备的液压缸，执行器56是左行驶用的液压马达(左行驶马达)，流量控制阀5a是右行驶用，流量控制阀5b是铲斗用，流量控制阀5c是第一悬臂用，流量控制阀5d是第二臂用，流量控制阀5e是旋转用，流量控制阀5f是第一臂用，流量控制阀5g是第二悬臂用，流量控制阀5h是预备用，流量控制阀5i是左行驶用。即，针对悬臂缸52设置两个流量控制阀5g，5c，针对臂缸54，也设置两个流量控制阀5d，5f，来自两个液压泵1、2的液压油可以分别合流，向悬臂缸52和臂缸54供给。
图3表示装载着本发明的原动机和液压泵的控制装置的液压挖土机的外观。液压挖土机具有下部行驶体100、上部旋转体101、前作业机102。在下部行驶体100上配置有左右行驶马达50、56，通过该行驶马达50、56旋转驱动履带100a，向前方或后方行驶。在上部旋转体101上装载着旋转马达53，通过该旋转马达53，上部旋转体101相对于下部行驶体100，向右方向或左方向旋转。前作业机102由悬臂103、臂104、铲斗105构成，悬臂103通过悬臂缸52上下运动，臂104通过臂缸54向倾卸侧(打开侧)或装填侧(拢入侧)操作，铲斗105通过铲斗缸51，向倾卸侧(打开侧)或装填侧(拢入侧)操作。
流量控制阀5a～5i的操作先导系统表示在图4中。
流量控制阀5i、5a通过来自操作装置35的操作先导装置39、38的操作先导压TR1、TR2以及TR3、TR4被切换操作，流量控制阀5b以及流量控制阀5c、5g通过来自操作装置36的操作先导装置40、41的操作先导压BKC、BKD以及BOD、BOU被切换操作，流量控制阀5d、5f以及流量控制阀5e通过来自操作装置37的操作先导装置42、43的操作先导压ARC、ARD以及SW1、SW2被切换操作，流量控制阀5h通过来自操作先导装置44的操作先导压AU1、AU2被切换操作。
操作先导装置38～44分别具有一对先导阀(减压阀)38a、38b～44a、44b，操作先导装置38、39、44还分别具有操作踏板38c、39c、44c，操作先导装置40、41还具有共用的操作杆40c，操作先导装置42、43还具有共用的操作杆42c。若操作操作踏板38c、39c、44c以及操作杆40c、42c，则对应其操作方向，相关的操作先导装置的先导阀动作，产生与踏板或者杆的操作量相应的操作先导压。
另外，在操作先导装置38～44的各先导阀的输出线上，连接着梭阀61～67，在这些梭阀61～67上还分层地连接着梭阀68、69、100～103，通过梭阀61、63、64、65、68、69、101，操作先导装置38、40、41、42的操作先导压的最高压力作为液压泵1的控制先导压PL1被导出，通过梭阀62、64、65、66、67、69、100、102、103，操作先导装置39、41、42、43、44的操作先导压的最高压力作为液压泵2的控制先导压PL2被导出。
在以上那样的液压驱动系统上设置着本发明的原动机和液压泵的控制装置。下面，说明其详细内容。
在图1中，在液压泵1、2上分别具有调节器7、8，由这些调节器7、8，控制作为液压泵1、2的容量可变机构的斜板1a、2a的倾转位置，控制泵排出流量。
液压泵1、2的调节器7、8分别具有倾转执行器20A、20B(下面适当地以20为代表)、根据图4所示的操作先导装置38～44的操作先导压进行正倾转控制的第一伺服阀21A、21B(下面适当地以21为代表)、以及进行液压泵1、2的全马力控制的第二伺服阀22A、22B(下面适当地以22为代表)，通过这些伺服阀21、22，控制由先导泵9作用于倾转执行器20的液压油的压力，来控制液压泵1、2的倾转位置。
说明倾转执行器20、第一以及第二伺服阀21、22的详细内容。
各倾转执行器20具有在两端具备大直径的受压部20a和小直径的受压部20b的动作活塞20c、以及受压部20a、20b所处的受压室20d、20e，在两受压室20d、20e的压力相等时，动作活塞20c向图示右方向移动，据此，斜板1a或2a的倾转变大，泵排出流量增大，若大直径侧的受压室20d的压力降低，则动作活塞20c向图示左方向移动，据此，斜板1a或2a的倾转变小，泵排出流量减少。另外，大直径侧的受压室20d借助第一以及第二伺服阀21、22，与先导泵9的排出路9a连接，小直径侧的受压室20e直接与先导泵9的排出路9a连接。
用于正倾转控制的各第一伺服阀21是通过来自电磁控制阀30或者31的控制压力来动作并控制液压泵1、2的倾转位置的阀，在控制压力高时，阀芯21a向图示的右方向移动，将来自先导泵9的先导压不减压地传递到受压室20d，使液压泵1或2的倾转增大，随着控制压力的降低，阀芯21a通过弹簧21b的力，向图示的左方向移动，将来自先导泵9的先导压在减压后传递到受压室20d，使液压泵1或2的倾转减小。
用于全马力控制的各第二伺服阀22是通过液压泵1、2的排出压力和来自电磁控制阀32的控制压力来动作并控制液压泵1、2的吸收扭矩，进行全马力控制的阀。
即，液压泵1以及2的排出压力和来自电磁控制阀32的控制压力分别被导入操作驱动部的受压室22a、22b、22c中，在液压泵1、2的排出压力的液压力之和比弹簧22d的弹力与被导入受压室22c的控制压力的液压力之差的值低时，阀芯22e向图示的右方向移动，将来自先导泵9的先导压不减压地传递到受压室20d，使液压泵1、2的倾转增大，随着液压泵1、2的排出压力的液压力之和高于该值，阀芯22a向图示的左方向移动，将来自先导泵9的先导压在减压后传递到受压室20d，使液压泵1、2的倾转减小。由此，按以下方式进行控制，对应液压泵1、2的排出压力的上升，使液压泵1、2的倾转(排油容积)减少，使液压泵1、2的最大吸收扭矩不超过设定值。此时的最大吸收扭矩的设定值是由弹簧22d的弹力与被导入受压室22c的控制压力的液压力之差的值决定，该设定值可通过来自电磁控制阀32的控制压力而变化。在来自电磁控制阀32的控制压力低时，使该设定值增大，随着来自电磁控制阀32的控制压力升高，减小该设定值。
图5表示具有用于全马力控制的第二伺服阀22的液压泵1、2的吸收扭矩控制特性。横轴为液压泵1、2的排出压力的平均值，纵轴为液压泵1、2的倾转(排油容积)。A1、A2、A3是由弹簧22d的力与受压室22c的液压力之差所决定的最大吸收扭矩的设定值。随着来自电磁控制阀32的控制压力增高(输出电流减小)，由弹簧22d的力与受压室22c的液压力的差所决定的最大吸收扭矩的设定值按照A1、A2、A3变化，液压泵1、2的最大吸收扭矩按照T1、T2、T3减少。另外，随着来自电磁控制阀32的控制压力降低(输出电流增大)，由弹簧22d的力与受压室22c的液压力的差所决定的最大吸收扭矩的设定值按照A3、A2、A1变化，液压泵1、2的最大吸收扭矩按照T3、T2、T1增大。
再回到图1，电磁控制阀30、31、32是通过输出电流SI1、SI2、SI3动作的比例减压阀，以在输出电流SI1、SI2、SI3最小时所输出的控制压力为最高，随着输出电流SI1、SI2、SI3增大，所输出的控制压力降低的方式进行动作。输出电流SI1、SI2、SI3由图6所示的控制器70输出。
原动机10是柴油发动机，具有燃料喷射装置14。该燃料喷射装置14具有调速器机构，控制发动机的转速，使之达到由来自图6所示的控制器70的输出信号所确定的目标发动机转速NR1。
燃料喷射装置的调速器机构的类型有电子调速器控制装置，其对发动机的转速进行控制使之达到由来自控制器的电信号所确定的目标发动机转速；机械式调速器控制装置，其将马达连结到机械式的燃料喷射泵的调速器杆，根据来自控制器的指令值驱动马达到预先设定的位置，使其达到目标发动机转速，控制调速器杆位置。本实施方式的燃料喷射装置14无论采用哪种类型都有效。
如图6所示，在原动机10上设置发动机控制节流盘71，该发动机控制节流盘71作为用于通过操作者手动输入目标发动机转速的目标发动机转速输入部，发动机控制节流盘的操作角α的信号被读入控制器70中。
另外，针对原动机10的转速控制，如图6所示，设置模式选择开关72，用于选择标准模式和经济模式中的任意一个，模式选择指令EM的信号被读入控制器70中。标准模式是可通过发动机控制节流盘71改变目标转速，同时，设定最大的额定目标转速，作为动力模式被使用的模式；经济模式是与车身的动作状况无关、一定量地降低发动机转速的模式。
再有，如图1所示，设置检测液压泵1、2的排出压力PD1、PD2的压力传感器75、76，如图4所示，设置检测液压泵1、2的控制先导压PL1、PL2的压力传感器73、74。
控制器70的全体的信号的输入输出关系在图6中显示。控制器70如上所述，输入发动机控制节流盘71的操作角α的信号、模式选择开关72的模式选择指令EM的信号、压力传感器73、74的泵控制先导压PL1、PL2的信号、压力传感器75、76的液压泵1、2的排出压力PD1、PD2的信号，进行规定的运算处理，向电磁控制阀30～32输出驱动电流SI1、SI2、SI3，控制液压泵1、2的倾转位置，即排出流量，同时，向燃料喷射装置14输出目标发动机转速NR1的信号，控制发动机转速。
有关控制器70对液压泵1、2的控制的处理功能表示在图7中。
在图7中，控制器70具有泵目标倾转运算部70a、70b、电磁控制阀30、31的输出压力运算部70g、70h、螺线圈输出电流运算部70k、70m、泵最大吸收扭矩运算部70i、电磁控制阀32的输出压力运算部70n、螺线圈输出电流运算部70p的各功能。
泵目标倾转运算部70a输入液压泵1侧的控制先导压PL1的信号，使它参照存储在存储器中的表，运算与此时的控制先导压PL1对应的液压泵1的目标倾转θR1。该目标倾转θR1是相对于先导操作装置38、40、41、42的操作量的、正倾转控制的基准流量计量，在存储器的表中，将PL1和θR1的关系设定成随着控制先导压PL1增高，目标倾转θR1也增大。
输出压力运算部70g相对于液压泵1求出能够得到目标倾转θR1的电磁控制阀30的输出压力(控制压力)SP1，螺线圈输出电流运算部70k求出能得到输出压力(控制压力)SP1的电磁控制阀30的输出电流SI1，并将它们输出到电磁控制阀30。
目标泵倾转运算部70b、输出压力运算部70h、螺线圈输出电流运算部70m也同样地从泵控制信号PL2算出液压泵2的倾转控制用的输出电流SI2，将其输出到电磁控制阀31。
泵最大吸收扭矩运算部70i输入目标发动机转速NR1的信号，使它参照存储在存储器中的表，算出与此时的目标发动机转速NR1相应的液压泵1、2的最大吸收扭矩TR。该最大吸收扭矩TR是作为与按目标发动机转速NR1旋转的发动机10的输出扭矩特性相匹配的液压泵1、2的目标的最大吸收扭矩，在存储器的表中，将NR1和TR的关系设定成当目标发动机转速NR1处于怠速转速附近的低转速区域时，最大吸收扭矩TR也最小，随着目标发动机转速NR1从低转速区域开始增大，最大吸收扭矩TR也增大，当目标发动机转速NR1达到比最大的额定转速Nmax稍低的转速时，最大吸收扭矩TR成为最大TRmax，当目标发动机转速NR1达到最大的额定转速Nmax时，最大吸收扭矩TR成为比最大TRmax稍低的值。
输出压力运算部70n输入最大吸收扭矩TR，求出由在第二伺服阀22中的弹簧22d的力与受压室22c的液压力之差所决定的最大吸收扭矩的设定值达到TR的电磁控制阀32的输出压力(控制压力)SP3，螺线圈输出电流运算部70p求出能够得到输出压力(控制压力)SP3的电磁控制阀32的输出电流SI3，并将其输出到电磁控制阀32。
象这样，收到输出电流SI3的电磁控制阀32输出与输出电流SI3相应的控制压力SP3，在第二伺服阀22中，设定与由运算部70i求出的最大吸收扭矩TR等值的最大吸收扭矩。
有关控制器70对发动机10的控制的处理功能表示在图8中。
在图8中，控制器70具有基准目标转速运算部700a、动力模式额定目标旋转设定部700b、泵排出压平均值运算部700c、发动机转速修正值运算部700d、模式选择部700e、减算部700f、最小值选择部700g的各功能。
基准目标转速运算部700a输入发动机控制节流盘71的操作角α的信号，使它参照存储在存储器中的表，算出与此时的α相应的基准目标转速NR0。该NR0成为目标发动机转速NR1的基准值，α与NR0的关系被设定成随着操作角α的增大，基准目标转速NR0增大。
动力模式额定目标旋转设定部700b设定并输出动力模式的最大额定目标转速Nmax。
泵排出压平均值运算部700c输入液压泵1、2的排出压力PD1、PD2的信号，运算排出压力PD1、PD2的平均值，作为泵排出压平均值Pm。另外，液压泵1、2的排出压力PD1、PD2或其平均值Pm是与液压执行器50～56的负载的大小相应地增减的值，在本申请说明书中，将它们适当地称为液压泵的负载压。
发动机转速修正值运算部700d输入泵排出压平均值Pm，使它参照存储在存储器中的表，算出与此时的Pm相应的发动机转速修正值ΔN0。
图9中放大表示了在发动机转速修正值运算部700d中的泵排出压平均值Pm和发动机转速修正值ΔN0的关系。在存储器的表中，将Pm和ΔN0的关系设定成当泵排出压平均值Pm在中间压附近的压力PA以下时，发动机转速修正值ΔN0为0，当泵排出压平均值Pm比压力PA高时，随着泵排出压平均值Pm的升高，发动机转速修正值ΔN0也增加。
发动机转速修正值ΔN0为0的范围(泵排出压平均值Pm从0到预定的压力PA的范围)与液压泵1、2的负载压比泵吸收扭矩控制构件的控制区域X(后述)低的区域Y(后述)对应，发动机转速修正值ΔN0比0大的范围与基于第二伺服阀(泵吸收扭矩控制构件)的控制区域X(后述)对应。
模式选择部700e在模式选择指令EM选择了标准模式时为off，输出发动机转速修正值ΔN1＝0，在模式选择指令EM选择了经济模式时为on，作为发动机转速修正值ΔN1，输出由发动机转速修正值运算部700d计算的发动机转速修正值ΔN0(ΔN1＝ΔN0)。
减算部700f从作为额定目标旋转设定部700b的输出的额定目标转速Nmax中减去作为模式选择部700e的输出的发动机修正转速ΔN1，作为目标发动机转速NR2。
最小值选择部700g选择由基准目标转速运算部700a所运算的基准目标转速NR0和由减算部700f所运算的目标转速NR2中较小的一个，作为目标发动机转速NR1输出。该目标发动机转速NR1被传输到燃料喷射装置14(参照图1)中。另外，该目标发动机转速NR1也被传输到同样在控制器70内的涉及液压泵1、2的控制的泵最大吸收扭矩运算部70e(参照图6)中。
在上述中，燃料喷射装置14构成控制原动机10转速的转速控制构件，模式选择开关72构成选择有关原动机10的控制模式的模式选择构件，压力传感器75、76构成检测液压泵1、2的负载压的负载压检测构件，控制器70的图8所示的基准目标转速运算部700a、动力模式额定目标旋转设定部700b、泵排出压平均值运算部700c、发动机转速修正值运算部700d、模式选择部700e、减算部700f、最小值选择部700g的各功能构成目标转速设定构件，该目标转速设定构件预先设定用于相对于液压泵1、2的负载压的上升，使原动机10的转速下降的原动机转速(发动机转速修正值)，若通过模式选择构件72选择特定模式(经济模式)，基于由上述负载压检测构件检测到的液压泵1、2的负载压，参照该预先设定的原动机转速求出对应的原动机转速，根据该原动机转速，设定转速控制构件14的目标转速NR1。
该目标转速设定构件作为预先设定的原动机转速，设定转速修正值ΔN0，基于由负载压检测构件75、76检测到的负载压，参照该预先设定的转速修正值ΔN0，求出对应的转速修正值ΔN0，根据该转速修正值，求出目标转速NR1。
另外，上述目标转速设定构件在由负载压检测构件75、76检测到的负载压比预先设定的值(PA)低时，作为目标转速NR1，设定原动机10的额定目标转速(Nmax)，若由负载压检测构件75、76检测到的负载压超过上述值(PA)，则相应于负载压的上升，使目标转速NR1下降。
另外，第二伺服阀22构成泵吸收扭矩控制构件，该泵吸收扭矩控制构件进行控制，相应于液压泵1、2的负载压的负载压的上升使液压泵1、2的排油容积减少，使液压泵1、2的最大吸收扭矩不会超过设定值，上述目标转速设定构件作为目标转速NR1，设定在该泵吸收扭矩控制构件控制的最大吸收扭矩控制区域X中、比原动机10的额定目标转速Nmax低的转速。
接着，使用图11～图16，说明上述那样地构成的本实施方式的动作的特征。
首先，说明比较例。作为该比较例，考虑上述本发明的实施方式中的系统的构成中、仅与涉及图8所示的发动机控制的处理功能不同的比较例。
图10是表示比较例的系统的涉及发动机控制的处理功能的、与图8同样的图。比较例的系统作为发动机控制的处理功能，具有基准目标转速运算部700a、动力模式额定目标旋转设定部700b、经济模式底角目标旋转设定部700j、模式选择部700k、最小值选择部700g的各功能。
基准目标转速运算部700a以及动力模式额定目标旋转设定部700b与图8所示的本实施方式中的相同。
经济模式额定目标旋转设定部700j设定并输出经济模式的额定目标转速Neco。
模式选择部700k在模式选择指令EM选择了标准模式时，将动力模式额定目标旋转设定部700b的额定目标转速Nmax作为目标发动机转速NR2输出，在模式选择指令EM选择了经济模式时，将经济模式额定目标旋转设定部700j的额定目标旋转Neco作为目标发动机转速NR2输出。
最小值选择部700g选择由基准目标转速运算部700a所运算的基准目标转速NR0和由模式选择部700k所选择的目标转速NR2中较小的一个，作为目标发动机转速NR1输出。该目标发动机转速NR1被传输到燃料喷射装置14(参照图1)中。另外，该目标发动机转速NR1也被传输到图6所示的涉及液压泵1、2的控制的泵最大吸收扭矩运算部70e中。
图11是表示发动机转速(原动机10的转速)和泵排出流量(液压泵1或2的排出流量)的关系的图。随着原动机转速的上升，泵排出流量也增大。
图12是表示在具有图10所示的发动机控制功能的比较例的系统中，相对于将模式选择指令EM从作为动力模式的标准模式转换到经济模式时的泵排出压力(液压泵1以及2的排出压力的平均值)的泵排出流量的变化的图。图中，X是图1所示的泵调节器的第二伺服阀22(泵吸收扭矩控制构件)的控制区域，Y是比该控制区域X压力低的区域。
液压挖土机等的工程机械的液压泵的排出压力和排出流量的关系是通过行驶、旋回、空中动作等的比较轻负载时的作业速度，决定液压泵1、2的最大排油容积(区域Y)，通过发动机10的输出马力，设定液压泵1、2的排出压力为高压时的排油容积(区域X)。
另外，一般的经济模式如使用图10所说明的那样，主流是与工程机械的动作状况无关地使发动机旋转下降一定的量。图12中，单点划线表示该情况下的泵排出流量的变化。从该图可以看出，在比较例的系统中，若选择经济模式，则虽然考虑了轻负载时的性能来决定最大排油容积，但是，因为液压泵的排出流量与发动机旋转的降低成比例地减少，所以产生了性能的降低。
图13是表示在有关本实施方式的系统中，相对于将模式选择指令EM从作为动力模式的标准模式转换到经济模式时的泵排出压力(液压泵1以及2的排出压力的平均值)的泵排出流量的变化的图。图中，与图12相同，X是图1所示的泵调节器的第二伺服阀22(泵吸收扭矩控制构件)的控制区域，Y是比该控制区域X压力低的区域。Z是特性线，表示与额定目标转速Nmax的降低相对应的泵排出流量的减少量。为了比较，单点划线表示图12所示的比较例的泵排出流量的变化。
图14是表示在有关本实施方式的系统中，相对于将模式选择指令EM从作为动力模式的标准模式转换到经济模式时的泵排出压力(液压泵1以及2的排出压力的平均值)的目标发动机转速NR1的变化的图。
在本实施方式中，若模式选择指令EM选择了经济模式，则图8所示的模式选择部700e为on，作为发动机转速修正值ΔN1，输出由发动机转速修正值运算部700d所计算的发动机转速修正值ΔN0(ΔN1＝ΔN0)，在减算部700f中，从额定目标转速Nmax中减去发动机修正转速ΔN1(＝ΔN0)，作为目标发动机转速NR2，在最小值选择部700g中，选择该目标转速NR2，作为目标发动机转速NR1输出。在发动机转速修正值运算部700d中，如上所述，Pm和ΔN0的关系被设定成当泵排出压平均值Pm在预定压力PA以下时，发动机转速修正值ΔN0为0，当泵排出压平均值Pm比压力PA高时，随着泵排出压平均值Pm的升高，发动机转速修正值ΔN0也增加。
因此，与相对于泵排出压平均值Pm的发动机转速修正值ΔN0的变化相对应相对应，目标发动机转速NR1如图14所示那样地变化。即，当泵排出压平均值Pm在压力PA以下时，目标发动机转速NR1为额定目标转速Nmax，当泵排出压平均值Pm比压力PA高时，随着泵排出压平均值Pm的升高，额定目标转速Nmax降低。
其结果为，若从动力模式(标准模式)变更为经济模式，进行发动机控制，则液压泵1、2的排出流量的减少量如图13的特性线Z所示，液压泵1、2的排出流量如图13的点线那样地变化。
也就是说，因为在泵排出压平均值Pm在压力PA以下的、泵排出压的低的区域Y中，发动机转速降低，所以液压泵1、2的排出流量的减少量为0，泵排出流量与标准模式相比基本没有变化。在泵排出压平均值Pm比压力PA高的泵吸收扭矩控制区域X中，对应图14所示的目标发动机转速NR1的变化，随着泵排出压平均值Pm的升高，液压泵1、2的排出流量的减少量增加。因此，在泵吸收扭矩控制区域X的图示右侧(高压侧)的泵排出压力高的范围中，泵排出流量以与以往相同的程度降低，在区域X的图示左侧(低压侧)的中间泵排出压范围中，对应泵排出压的大小，与以往相比，泵排出流量有所下降。
图15是表示泵负载频度的图。通常，在一系列的动作中，连续地混合着各种各样的负载状态，泵负载频度如图15所示。横轴的泵负载压与泵排出压对应。
图16是将泵频度高的区域重叠到泵排出量特性图中来表示的图。泵负载频度高的区域与中间的泵排出压范围对应。
如上所述，根据本实施方式，在泵排出压(负载)高的范围中，因为能将发动机旋转控制成较低，所以在改善燃料消耗方面有效果，在泵排出压(负载)低的范围中，能以与标准模式相同的流量(作业速度)进行作业。另外，在负载频度高的中间的负载区域中，能够进行兼顾燃料消耗和作业速度的转速控制。象这样，可以通过模式选择构件进行的模式选择，来降低原动机转速，可以改善燃料消耗，同时，能够在必要的负载区域中，减少因泵排出流量的减少所造成的性能降低(作业速度的降低)，提高作业效率。
另外，在作业中，因为即使负载频度变化，原动机转速也连续地变化，所以能够防止因作业速度的急变、发动机声音的变动所产生的操作上的不协调感，可以提高操作性。
使用图17～图19，说明本发明的第二实施方式。本实施方式是在图8所示的控制器70的发动机转速修正值运算部700d中的泵排出压平均值Pm和发动机转速修正值ΔN0的设定关系与第一实施方式中的不同。在第一实施方式中，是以高负载时的燃料消耗降低，和中负载时兼顾作业速度和燃料消耗为目的而设定的，本实施方式是着重于中负载时燃料消耗的降低而设定的。
图17是表示在本实施方式中的发动机转速修正值运算部700d中的泵排出压平均值Pm和发动机转速修正值ΔN0的关系的图。在存储器的表中，将Pm和ΔN0的关系设定成当泵排出压平均值Pm在中间压附近的压力PA以下时，发动机转速修正值ΔN0为0，当泵排出压平均值Pm比压力PA高时，随着泵排出压平均值Pm升高到压力PB，发动机转速修正值ΔN0增加，若泵排出压平均值Pm比压力PB高，则相对于在此之上的上升，发动机转速修正值ΔN0减少。
在发动机转速修正值运算部700d中，根据这样的泵排出压平均值Pm和发动机转速修正值ΔN0的设定关系，算出与所输入的泵排出压平均值Pm相对应的发动机转速修正值ΔN0。
除此以外的构成与第一实施方式相同。
图18是表示在有关本实施方式的系统中，相对于将模式选择指令EM从作为动力模式的标准模式转换到经济模式时的泵排出压力(液压泵1以及2的排出压力的平均值)的目标发动机转速NR1的变化的图。
图19是表示在有关本实施方式的系统中，相对于将模式选择指令EM从作为动力模式的标准模式转换到经济模式时的泵排出压力(液压泵1以及2的排出压力的平均值)的泵排出流量的变化的图。图中，与图13相同，X是图1所示的泵调节器的第二伺服阀22(泵吸收扭矩控制构件)的控制区域，Y是比该控制区域X压力低的区域。Z1是特性线，表示与额定目标转速Nmax的降低相对应的泵排出流量的减少量。为了比较，单点划线表示图12所示的比较例的泵排出流量的变化。
在本实施方式中，若模式选择指令EM选择了经济模式，则图8所示的模式选择部700e为on，作为发动机转速修正值ΔN1，象上述那样，输出由发动机转速修正值运算部700d所计算的发动机转速修正值ΔN0(ΔN1＝ΔN0)，在减算部700f中，从额定目标转速Nmax中减去发动机修正转速ΔN1(＝ΔN0)，作为目标发动机转速NR2，在最小值选择部700g中，选择该目标转速NR2，作为目标发动机转速NR1输出。
因此，与相对于泵排出压平均值Pm的发动机转速修正值ΔN0的变化相对应相对应，目标发动机转速NR1如图18所示那样地变化。即，当泵排出压平均值Pm在压力PA以下时，目标发动机转速NR1为额定目标转速Nmax，当泵排出压平均值Pm比压力PA高时，随着泵排出压平均值Pm升高到压力PB，额定目标转速Nmax降低，当泵排出压平均值Pm比压力PB高时，相对于在此之上的上升，目标发动机转速NR1上升。
其结果为，若从动力模式(标准模式)变更为经济模式，进行发动机控制时，则液压泵1、2的排出流量的减少量如图19的特性线Z1所示，液压泵1、2的排出流量如图19的点线那样地变化。即，因为在泵排出压平均值Pm在压力PA以下的、泵排出压低的区域Y中，发动机转速降低，所以液压泵1、2的排出流量的减少量为0，泵排出流量与标准模式相比基本没有变化。泵排出压平均值Pm在比压力PA高的泵吸收扭矩控制区域X中，对应图18所示的目标发动机转速NR1的变化，随着泵排出压平均值Pm升高到压力PB，液压泵1、2的排出流量的减少量增加，当泵排出压平均值Pm比压力PB高时，相对于进一步的上升，液压泵1、2的排出流量的减少量减少。因此，在泵吸收扭矩控制区域X的图示右侧(高压侧)的泵排出压力高的范围(特别是接近泵排出压的上限的范围)中，泵排出流量与标准模式相比基本没有改变，在区域X的图示左侧(低压侧)的中间的泵排出压范围中，对应泵排出压的大小，泵排出流量降低。
根据本实施方式，能够使在轻负载下的作业速度、高负载时的作业速度(力度)与标准模式相比没有改变，而改善中负载时的燃料消耗。
象这样，根据本发明，通过相对于负载压恰当地调整原动机的目标转速的设定，可以提供在大范围的负载状况下最佳的作业速度，并且能够实现燃料消耗的改善。
另外，在上述的实施方式中，为了提高发动机旋转控制的精度，也可以设置发动机转速检测构件，进行反馈控制。
权利要求
1.一种液压工程机械的控制装置，具有原动机(10)；由该原动机驱动的至少一个可变容量液压泵(1、2)；由该液压泵的液压油驱动的至少一个液压执行器(50～60)；控制所述原动机(10)的转速的转速控制构件(14)，其特征在于，具有模式选择构件(72)，其选择有关所述原动机(10)的控制模式；负载压检测构件(75、76)，其检测所述液压泵(1、2)的负载压；目标转速设定构件(70、700a～700g)，该目标转速设定构件(70、700a～700g)预先设定用于相对于所述液压泵(1、2)的负载压的上升使所述原动机(10)的转速降低的原动机转速(ΔN0)，若通过所述模式选择构件(72)选择特定模式，则基于通过所述负载压检测构件(75、76)检测出的液压泵的负载压、参照该预先设定的原动机转速(ΔN0)求出对应的原动机转速(ΔN0)，根据该原动机转速，设定所述转速控制构件(14)的目标转速(NR2)。
2.如权利要求1所述的液压工程机械的控制装置，其特征在于，所述目标转速设定构件(70、700a～700g)在由所述负载压检测构件(75、76)检测到的负载压比预先设定的值(PA)低时，作为所述目标转速(NR2)设定所述原动机(10)的额定目标转速(Nmax)，若由所述负载压检测构件检测到的负载压超过所述值(PA)，则相应负载压的上升，使所述目标转速(NR1)降低。
3.如权利要求1所述的液压工程机械的控制装置，其特征在于，所述目标转速设定构件(70、700a～700g)在由所述负载压检测构件(75、76)检测到的负载压比第一值(PA)低时，作为所述目标转速(NR2)设定所述原动机(10)的额定目标转速(Nmax)，若由所述负载压检测构件检测到的负载压超过第一值(PA)，则相应该负载压的上升，使所述目标转速(NR1)降低，若由所述负载压检测构件检测到的负载压超过比所述第一值(PA)高的第二值(PB)，则相应该负载压的上升，使所述目标转速(NR2)向所述额定目标转速(Nmax)上升。
4.如权利要求1所述的液压工程机械的控制装置，其特征在于，还具有泵吸收扭矩控制构件(22)，该泵吸收扭矩控制构件(22)进行控制，相应于所述液压泵(1、2)的负载压的上升使所述液压泵的最大排油容积减少，使所述液压泵的最大吸收扭矩不会超过设定值，所述目标转速设定构件(70、700a～700g)作为所述目标转速(NR2)，设定在基于所述泵吸收扭矩控制构件(22)的最大吸收扭矩控制区域(X)中比所述原动机(10)的额定目标转速(Nmax)低的转速。
5.如权利要求1所述的液压工程机械的控制装置，其特征在于，所述目标转速设定构件(70、700a～700g)作为所述预先设定的原动机转速，设定转速修正值(ΔN0)，基于由所述负载压检测构件(75、76)检测到的负载压参照该预先设定的转速修正值(ΔN0)求出对应的转速修正值(ΔN0)，根据该转速修正值，求出所述目标转速(NR2)。
6.如权利要求1所述的液压工程机械的控制装置，其特征在于，所述目标转速设定构件(70、700a～700g)具有第一构件(700d)和第二构件(700f)，该第一构件(700d)在由所述负载压检测构件(75、76)检测到的负载压超过第一值(PA)时，运算转速修正值(ΔN0)；该第二构件(700f)从所述原动机(10)的额定目标转速(Nmax)减去所述转速修正值(ΔN0)，算出所述目标转速(NR2)。
7.如权利要求6所述的液压工程机械的控制装置，其特征在于，所述目标转速设定构件(70、700a～700g)还具有第三构件(700e)，该第三构件(700e)在由所述模式选择构件(72)选择了所述特定的模式以外的模式时，使所述第二构件(700f)的减法运算处理无效，在选择所述特定的模式时，使所述第二构件的减法运算处理有效。
8.如权利要求6所述的液压工程机械的控制装置，其特征在于，还具有泵吸收扭矩控制构件(22)，该泵吸收扭矩控制构件(22)进行控制，若所述液压泵(1、2)的负载压比第三值高，则相应于该液压泵的负载压的上升，使所述液压泵的最大排油容积减少，使所述液压泵的最大吸收扭矩不会超过设定值，所述第一值(PA)被设定在所述第三值附近。
全文摘要
模式选择部(700e)在模式选择指令选择了经济模式时为on，输出由发动机转速修正值运算部(700d)计算的发动机转速修正值ΔN0(ΔN1＝ΔN0)，减算部(700f)从额定目标转速Nmax中减去发动机修正转速ΔN1，作为目标发动机转速NR2。运算部(700d)算出与泵排出压平均值Pm相应的发动机转速修正值ΔN0。在存储器的表中，将Pm和ΔN0的关系设定成当Pm在中间压附近的PA以下时，ΔN0为0，当Pm比PA高时，随着Pm的升高，ΔN0增加。据此，通过模式选择，可以降低原动机转速，改善燃料消耗，同时，在必要的负载区域，减少因泵排出流量的减少造成的性能降低，并且不使原动机转速或泵排出流量不连续地变化。
文档编号F15B11/00GK1989325SQ20058002469
公开日2007年6月27日 申请日期2005年11月18日 优先权日2004年11月22日
发明者有贺修荣, 中村和则, 石川广二 申请人:日立建机株式会社