JP2752501B2 - ポンプトルク制御方法 - Google Patents
ポンプトルク制御方法Info
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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
- F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
- F04B1/12—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
- F04B1/26—Control
- F04B1/30—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks
- F04B1/32—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block
- F04B1/324—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block by changing the inclination of the swash plate
-
- 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
- F04B49/06—Control using electricity
- F04B49/065—Control using electricity and making use of computers
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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
- F04B2203/00—Motor parameters
- F04B2203/06—Motor parameters of internal combustion engines
- F04B2203/0603—Torque
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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- F04B2203/06—Motor parameters of internal combustion engines
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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- F04B2207/04—Settings
- F04B2207/044—Settings of the rotational speed of the driving motor
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Computer Hardware Design (AREA)
- Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)
- Control Of Vehicle Engines Or Engines For Specific Uses (AREA)
- Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 ［発明の目的］ （産業上の利用分野） 本発明は、複数個のポンプにてアクチュエータを駆動
する建設機械等に使用されるポンプトルク制御方法に関
するものである。
する建設機械等に使用されるポンプトルク制御方法に関
するものである。
（従来の技術） 第５図は、従来のエンジン・ポンプ構成を示した概略
図であり、２個のポンプの場合を示す。エンジン１によ
って駆動される可変容量式ポンプ2a,2bには、ポンプの
吐出流量を可変にするポンプ斜板3a,3bが設けられてい
る。このポンプ斜板3a,3bは、レギュレータ4a,4bにより
駆動され、このレギュレータ4a,4bには、操作レバー５
の操作量に応じて変化するパイロット圧がライン6a,6b
を経て供給される。ポンプ斜板3a,3bは、操作レバー５
の操作の仕方により、両方あるいはどちらか一方が駆動
される。その選択回路はここでは省略する。また、上記
ポンプ斜板3a,3bは、操作レバー５の操作量に応じたパ
イロット圧（ライン6a,6b）と、ポンプ2a,2b自身の吐出
圧によりコントロールされる。負荷が加わった（吐出圧
が大となった）場合、エンジン出力馬力を超えないよう
一定の馬力制限を加えて斜板の変位量を制限している。
図であり、２個のポンプの場合を示す。エンジン１によ
って駆動される可変容量式ポンプ2a,2bには、ポンプの
吐出流量を可変にするポンプ斜板3a,3bが設けられてい
る。このポンプ斜板3a,3bは、レギュレータ4a,4bにより
駆動され、このレギュレータ4a,4bには、操作レバー５
の操作量に応じて変化するパイロット圧がライン6a,6b
を経て供給される。ポンプ斜板3a,3bは、操作レバー５
の操作の仕方により、両方あるいはどちらか一方が駆動
される。その選択回路はここでは省略する。また、上記
ポンプ斜板3a,3bは、操作レバー５の操作量に応じたパ
イロット圧（ライン6a,6b）と、ポンプ2a,2b自身の吐出
圧によりコントロールされる。負荷が加わった（吐出圧
が大となった）場合、エンジン出力馬力を超えないよう
一定の馬力制限を加えて斜板の変位量を制限している。
従来、ポンプの総馬力設定は、エンジン定格出力に対
し余裕をみて決められていた。その場合、エンジンの運
転状態は第３図に示したようにエンジン特性のＢ点を上
限とするガバナ領域（ガバナによってエンジン出力トル
クの変動に対するエンジン回転数の変動を抑制できる領
域）で運転していることになる。さらに、燃費特性（図
中エンジン回転数が高ければ燃費が悪いことを示す）
も、Ｂ点のエンジン回転数では悪くなり、効率良い運転
状態ではない。
し余裕をみて決められていた。その場合、エンジンの運
転状態は第３図に示したようにエンジン特性のＢ点を上
限とするガバナ領域（ガバナによってエンジン出力トル
クの変動に対するエンジン回転数の変動を抑制できる領
域）で運転していることになる。さらに、燃費特性（図
中エンジン回転数が高ければ燃費が悪いことを示す）
も、Ｂ点のエンジン回転数では悪くなり、効率良い運転
状態ではない。
また、各ポンプの馬力設定は固定されているため、例
えば１個のポンプのみを駆動する操作では、エンジン出
力の1/2以下しか使用していないことになる。
えば１個のポンプのみを駆動する操作では、エンジン出
力の1/2以下しか使用していないことになる。
すなわち、従来技術では 燃費の悪い状態でエンジンを運転している。
エンジン出力を100％利用していない。
という問題がある。
一方、特開昭63-50686号公報に示されるように、エン
ジンの回転数に基づいて、ポンプに一定の仕事を行わせ
るポンプ吸収トルク特性を設定し、このポンプ吸収トル
ク特性とポンプ吐出圧力とに基づいてポンプ斜板（ポン
プ吐出流量）を制御する制御装置がある。
ジンの回転数に基づいて、ポンプに一定の仕事を行わせ
るポンプ吸収トルク特性を設定し、このポンプ吸収トル
ク特性とポンプ吐出圧力とに基づいてポンプ斜板（ポン
プ吐出流量）を制御する制御装置がある。
（発明が解決しようとする課題） エンジン出力トルクは、第３図に示されるように、ラ
ック位置の変化（最大ラック以下）で調整可能なガバナ
領域と最大ラック位置となるラギング領域とでは顕著に
異なるため、ラック位置がどちらの領域に入るかによっ
て、前記ポンプ吸収トルクを切換える必要がある。前記
特開昭63-50686号公報に記載された制御装置は、このよ
うな課題について未解決である。
ック位置の変化（最大ラック以下）で調整可能なガバナ
領域と最大ラック位置となるラギング領域とでは顕著に
異なるため、ラック位置がどちらの領域に入るかによっ
て、前記ポンプ吸収トルクを切換える必要がある。前記
特開昭63-50686号公報に記載された制御装置は、このよ
うな課題について未解決である。
本発明は、ポンプ吸収トルクをラック指令値と予め設
定したラック変位との大小関係によって異なる補正系で
補正することにより、エンジンを最良の状態で運転する
ことを目的とする。
定したラック変位との大小関係によって異なる補正系で
補正することにより、エンジンを最良の状態で運転する
ことを目的とする。
［発明の構成］ （課題を解決するための手段） 本発明は、燃料噴射ポンプを有するエンジン１により
複数台の可変容量式ポンプ2a,2bを駆動するエンジン・
ポンプ系のポンプトルク制御方法であって、エンジンの
燃料噴射ポンプのコントロールラックを駆動するラック
指令値23が予め設定したラック変位（最大ラック変位22
の約90％、システムにより異なる）を超えた場合（重負
荷の場合）は、エンジン設定回転数10に対応するエンジ
ン出力トルクTEと、エンジン実回転数11が上記エンジン
設定回転数10よりさらに低くなるようにポンプ吸収トル
クを補正する信号TFとの加算値をポンプトルク指令と
し、上記ラック指令値23が予め設定したラック変位より
小さい場合（軽負荷の場合）は、エンジン設定回転数10
に対応するエンジン出力トルクTEと、前記ラック指令値
23が最大ラック変位22となるようにポンプ吸収トルクを
補正する信号との加算値をポンプトルク指令としたポン
プトルク制御方法である。
複数台の可変容量式ポンプ2a,2bを駆動するエンジン・
ポンプ系のポンプトルク制御方法であって、エンジンの
燃料噴射ポンプのコントロールラックを駆動するラック
指令値23が予め設定したラック変位（最大ラック変位22
の約90％、システムにより異なる）を超えた場合（重負
荷の場合）は、エンジン設定回転数10に対応するエンジ
ン出力トルクTEと、エンジン実回転数11が上記エンジン
設定回転数10よりさらに低くなるようにポンプ吸収トル
クを補正する信号TFとの加算値をポンプトルク指令と
し、上記ラック指令値23が予め設定したラック変位より
小さい場合（軽負荷の場合）は、エンジン設定回転数10
に対応するエンジン出力トルクTEと、前記ラック指令値
23が最大ラック変位22となるようにポンプ吸収トルクを
補正する信号との加算値をポンプトルク指令としたポン
プトルク制御方法である。
（作用） 本発明は、全ポンプ駆動等によりエンジン１の負荷が
大きく、ラック指令値23が予め設定したラック変位を超
えた場合、アクセルレバー等により決定されるエンジン
設定回転数10に対応したエンジン出力トルクTEをポンプ
吸収トルクとしてポンプ2a,2bに要求するとともに（第
３図中Ａ点に対応）、エンジン実回転数11が上記エンジ
ン設定回転数10より低い回転数（ラギング領域で第３図
中Ｃ点に相当する）になるよう、さらにポンプ吸収トル
クを補正（増加）することにより、不連続点Ａ点より安
定した領域でエンジン１を運転でき、さらに燃費を良く
することができる。
大きく、ラック指令値23が予め設定したラック変位を超
えた場合、アクセルレバー等により決定されるエンジン
設定回転数10に対応したエンジン出力トルクTEをポンプ
吸収トルクとしてポンプ2a,2bに要求するとともに（第
３図中Ａ点に対応）、エンジン実回転数11が上記エンジ
ン設定回転数10より低い回転数（ラギング領域で第３図
中Ｃ点に相当する）になるよう、さらにポンプ吸収トル
クを補正（増加）することにより、不連続点Ａ点より安
定した領域でエンジン１を運転でき、さらに燃費を良く
することができる。
また、１ポンプ駆動等によりエンジン１の負荷が小さ
く、ラック指令値23が予め設定したラック変位より小さ
い場合は、上記エンジン出力トルクTEをポンプ吸収トル
クとしてポンプ2aに要求するとともに、ラック指令値23
が最大ラック変位22となるよう、ポンプ吸収トルクを補
正（増加）することにより、負荷が増加し、第３図中Ａ
点に近いエンジン１の運転状態となり、エンジン出力を
100％近く利用することになる。
く、ラック指令値23が予め設定したラック変位より小さ
い場合は、上記エンジン出力トルクTEをポンプ吸収トル
クとしてポンプ2aに要求するとともに、ラック指令値23
が最大ラック変位22となるよう、ポンプ吸収トルクを補
正（増加）することにより、負荷が増加し、第３図中Ａ
点に近いエンジン１の運転状態となり、エンジン出力を
100％近く利用することになる。
（実施例） 以下、本発明を第１図乃至第４図に示される実施例を
参照して詳細に説明する。
参照して詳細に説明する。
第１図は本発明のポンプトルク制御方法を実施する制
御回路であり、第２図は第１図の制御回路を含んだ複数
個（ここでは２台）のポンプを有するエンジン・ポンプ
系の概略図である。なお、第２図において、第５図と同
一の要素の説明は省略する。
御回路であり、第２図は第１図の制御回路を含んだ複数
個（ここでは２台）のポンプを有するエンジン・ポンプ
系の概略図である。なお、第２図において、第５図と同
一の要素の説明は省略する。
第２図に示されるように、燃料噴射ポンプを有するエ
ンジン１には、燃料噴射ポンプのコントロールラック
（以下、ラックと言う）を操作する操作部７が設けられ
ている。この操作部７に対しポンプトルク制御部８が設
けられている。そうして、この操作部７からポンプトル
ク制御部８に対し、電気信号ラインによってエンジン実
回転数11と、ラック指令値23とが送られる。上記ポンプ
トルク制御部８に対し電気油圧変換部９が設けられ、そ
して、ポンプトルク制御部８から電気信号ラインによっ
て電気油圧変換部９にポンプトルク指令が送られ、この
ポンプトルク指令が電気油圧変換部９によって油圧に変
換され、油圧ラインを経てレギュレータ4a,4bに与えら
れる。
ンジン１には、燃料噴射ポンプのコントロールラック
（以下、ラックと言う）を操作する操作部７が設けられ
ている。この操作部７に対しポンプトルク制御部８が設
けられている。そうして、この操作部７からポンプトル
ク制御部８に対し、電気信号ラインによってエンジン実
回転数11と、ラック指令値23とが送られる。上記ポンプ
トルク制御部８に対し電気油圧変換部９が設けられ、そ
して、ポンプトルク制御部８から電気信号ラインによっ
て電気油圧変換部９にポンプトルク指令が送られ、この
ポンプトルク指令が電気油圧変換部９によって油圧に変
換され、油圧ラインを経てレギュレータ4a,4bに与えら
れる。
第１図は上記ポンプトルク制御部８を示し、この第１
図には、アクセルレバー等により決定されるエンジン設
定回転数10と、エンジンの実際の回転数であるエンジン
実回転数11とが示されている。さらに、第３図中Ａ点か
らＣ点までのエンジン回転数の低下量（以下、アンダー
スピード量USと称する）12と、加え合せ点13,14と、比
例ゲインK215と、積分ゲインK116と、積分要素17と、比
例要素と積分要素との加え合せ点18と、回転数変化量を
トルク変化量に換算する換算係数K319とによって、ラギ
ング領域（第３図）で働くポンプ吸収トルク補正回路が
構成されている。
図には、アクセルレバー等により決定されるエンジン設
定回転数10と、エンジンの実際の回転数であるエンジン
実回転数11とが示されている。さらに、第３図中Ａ点か
らＣ点までのエンジン回転数の低下量（以下、アンダー
スピード量USと称する）12と、加え合せ点13,14と、比
例ゲインK215と、積分ゲインK116と、積分要素17と、比
例要素と積分要素との加え合せ点18と、回転数変化量を
トルク変化量に換算する換算係数K319とによって、ラギ
ング領域（第３図）で働くポンプ吸収トルク補正回路が
構成されている。
このポンプ吸収トルク補正回路は、エンジン回転数に
対するエンジン出力トルク特性20のエンジン出力トルク
TEをラギング領域で補正するものであり、このエンジン
出力トルクTEと上記換算係数K319の出力すなわちポンプ
吸収トルク補正値とは加え合せ点21において加算され
る。
対するエンジン出力トルク特性20のエンジン出力トルク
TEをラギング領域で補正するものであり、このエンジン
出力トルクTEと上記換算係数K319の出力すなわちポンプ
吸収トルク補正値とは加え合せ点21において加算され
る。
このラギング領域のポンプ吸収トルク補正回路に対
し、予め設定しておく最大ラック変位22と、操作部７か
ら送られるラック指令値23と、上記最大ラック変位22と
ラック指令値23との加え合せ点24と、積分ゲインK425
と、積分要素26と、加え合せ点27と、比例ゲインとラッ
ク変化量をトルク変化量に換算する換算係数との積K
5（以下、比例ゲインK5と称する）28と、上記エンジン
出力トルクTEと上記比例ゲインK528のトルク変化量との
加え合せ点29とによって、ガバナ領域（第３図）で働く
ポンプ吸収トルク補正回路が構成されている。
し、予め設定しておく最大ラック変位22と、操作部７か
ら送られるラック指令値23と、上記最大ラック変位22と
ラック指令値23との加え合せ点24と、積分ゲインK425
と、積分要素26と、加え合せ点27と、比例ゲインとラッ
ク変化量をトルク変化量に換算する換算係数との積K
5（以下、比例ゲインK5と称する）28と、上記エンジン
出力トルクTEと上記比例ゲインK528のトルク変化量との
加え合せ点29とによって、ガバナ領域（第３図）で働く
ポンプ吸収トルク補正回路が構成されている。
さらに、この第１図に示されるように、ラギング領域
（第３図）で働くポンプ吸収トルク補正回路と、ガバナ
領域（第３図）で働くポンプ吸収トルク補正回路とを選
択する切換部30が設けられている。そして、この切換部
30によりラック指令値23≧予め設定したラック変位の場
合は、ａ側が選択され、ラック指令値23＜予め設定した
ラック変位の場合は、ｂ側が選択される。
（第３図）で働くポンプ吸収トルク補正回路と、ガバナ
領域（第３図）で働くポンプ吸収トルク補正回路とを選
択する切換部30が設けられている。そして、この切換部
30によりラック指令値23≧予め設定したラック変位の場
合は、ａ側が選択され、ラック指令値23＜予め設定した
ラック変位の場合は、ｂ側が選択される。
次に、この実施例の作用を説明する。
（１）全ポンプ（ここでは２ポンプ）を駆動し、負荷が
大きく、ラック操作部７からのラック指令値23が予め設
定したラック変位以上となった場合。
大きく、ラック操作部７からのラック指令値23が予め設
定したラック変位以上となった場合。
この場合、切換部30により第１図中のａが選択され
る。
る。
エンジン出力トルク特性20のエンジン出力トルクT
Eは、エンジン設定回転数10に対応したエンジン出力ト
ルクであり、このトルクをポンプ吸収トルクとして電油
変換部９に出力すると、エンジンの運転状態は第３図中
のＡ点すなわち燃費特性の良好なエンジン回転数の限界
点で、エンジン出力を100％利用することになる。
Eは、エンジン設定回転数10に対応したエンジン出力ト
ルクであり、このトルクをポンプ吸収トルクとして電油
変換部９に出力すると、エンジンの運転状態は第３図中
のＡ点すなわち燃費特性の良好なエンジン回転数の限界
点で、エンジン出力を100％利用することになる。
ただし、第３図に示されるＡ点は、ガバナ領域とラギ
ング領域との交点であり、不連続点であるから、安定し
た運転が確保されないおそれがある。そこで、安定した
運転をなすべく運転状態を第３図中Ａ点よりＣ点へ制御
する。その制御を行なう部分がエンジン実回転数11〜換
算係数19の部分である。アンダースピード量（US）12
は、第３図中Ａ点−Ｃ点間の回転数差であり、エンジン
設定回転数10とこのアンダースピード量（US）との差が
新たな目標回転数となる。この目標回転数とエンジン実
回転数11との偏差ΔＮがゼロとなるように、比例ゲイン
15〜加え合せ点18までのPI（比例＋積分）制御部によっ
てPI制御を行なう。このPI制御部からの出力は回転数の
ディメンジョンであるため、これを上記換算係数19によ
ってトルクに変換する。なお、ここで使用するPI制御部
の積分要素17は、制御の応答性を良くするため、最大値
および最小値を有する。上記換算係数19からの出力TFを
加え合せ点21にてエンジン出力トルクTEから減算し、ポ
ンプ吸収トルクとする。
ング領域との交点であり、不連続点であるから、安定し
た運転が確保されないおそれがある。そこで、安定した
運転をなすべく運転状態を第３図中Ａ点よりＣ点へ制御
する。その制御を行なう部分がエンジン実回転数11〜換
算係数19の部分である。アンダースピード量（US）12
は、第３図中Ａ点−Ｃ点間の回転数差であり、エンジン
設定回転数10とこのアンダースピード量（US）との差が
新たな目標回転数となる。この目標回転数とエンジン実
回転数11との偏差ΔＮがゼロとなるように、比例ゲイン
15〜加え合せ点18までのPI（比例＋積分）制御部によっ
てPI制御を行なう。このPI制御部からの出力は回転数の
ディメンジョンであるため、これを上記換算係数19によ
ってトルクに変換する。なお、ここで使用するPI制御部
の積分要素17は、制御の応答性を良くするため、最大値
および最小値を有する。上記換算係数19からの出力TFを
加え合せ点21にてエンジン出力トルクTEから減算し、ポ
ンプ吸収トルクとする。
第４図はポンプの馬力特性を示している。２ポンプ駆
動の場合を（Ａ）に、１ポンプ駆動の場合を（Ｂ）に示
す。各図の横軸はポンプの吐出圧力P1,P2を示し、縦軸
はポンプの吐出流量Q1,Q2を示す。また、図中のPS1,PS2
で示された曲線（双曲線）はポンプ馬力（＝P1×Q1,P2
×Q2）を示したものである。本発明の制御は、ポンプ吸
収トルク（エンジン出力トルクからポンプがポンプ吐出
圧力×ポンプ吐出流量の形で吸収する負荷トルク）を制
御するものであるため、図中のポンプ馬力曲線PS1,PS2
の位置を制御することに相当する。なお、馬力＝トルク
×エンジン回転数であり、このエンジン回転数が一定の
場合、馬力とトルクは１対１で対応する。２ポンプの場
合、一方のポンプ2aの馬力PS1と他方のポンプ2bの馬力P
S2との和はエンジンの利用可能な最大出力に等しくな
る。
動の場合を（Ａ）に、１ポンプ駆動の場合を（Ｂ）に示
す。各図の横軸はポンプの吐出圧力P1,P2を示し、縦軸
はポンプの吐出流量Q1,Q2を示す。また、図中のPS1,PS2
で示された曲線（双曲線）はポンプ馬力（＝P1×Q1,P2
×Q2）を示したものである。本発明の制御は、ポンプ吸
収トルク（エンジン出力トルクからポンプがポンプ吐出
圧力×ポンプ吐出流量の形で吸収する負荷トルク）を制
御するものであるため、図中のポンプ馬力曲線PS1,PS2
の位置を制御することに相当する。なお、馬力＝トルク
×エンジン回転数であり、このエンジン回転数が一定の
場合、馬力とトルクは１対１で対応する。２ポンプの場
合、一方のポンプ2aの馬力PS1と他方のポンプ2bの馬力P
S2との和はエンジンの利用可能な最大出力に等しくな
る。
第１図を用いて、具体的な制御内容を以下に示す。
エンジン実回転数11が目標回転数（加え合せ点13の出
力、第３図中Ｃ点）より低い場合（エンジンに対して過
負荷を意味し第３図中Ｃ点より左側）、ΔＮは正となる
ため、PI（比例＋積分）制御出力も正となり、当然換算
係数K319の出力も正となり、加え合せ点21にてエンジン
出力トルクTEより換算係数K3の出力TF（正の値）が減算
される。そして、この値に基づきポンプトルク指令が減
少制御されると、第４図中、ポンプ馬力曲線PS1,PS2が
左下に移動する。すなわち、エンジンに対する負荷が軽
減されるため、エンジン回転数は徐々に増加する。
力、第３図中Ｃ点）より低い場合（エンジンに対して過
負荷を意味し第３図中Ｃ点より左側）、ΔＮは正となる
ため、PI（比例＋積分）制御出力も正となり、当然換算
係数K319の出力も正となり、加え合せ点21にてエンジン
出力トルクTEより換算係数K3の出力TF（正の値）が減算
される。そして、この値に基づきポンプトルク指令が減
少制御されると、第４図中、ポンプ馬力曲線PS1,PS2が
左下に移動する。すなわち、エンジンに対する負荷が軽
減されるため、エンジン回転数は徐々に増加する。
逆に、第３図中の目標回転数Ｃ点よりエンジン実回転
数11が大きい場合（これはポンプ吸収トルクが目標値よ
り少ないことを意味する）、ΔＮは負、PI制御出力も
負、換算係数K319の出力TFも負となるので、加え合せ点
21の値は、エンジン出力トルクTEより換算係数K3の出力
分だけ増加した値となる。すなわち第４図中、ポンプ馬
力曲線PS1,PS2が右上に移動する。したがって、エンジ
ンに対する負荷が増加されるため、エンジン回転数は徐
々に低下し、目標回転数Ｃ点に整定される。
数11が大きい場合（これはポンプ吸収トルクが目標値よ
り少ないことを意味する）、ΔＮは負、PI制御出力も
負、換算係数K319の出力TFも負となるので、加え合せ点
21の値は、エンジン出力トルクTEより換算係数K3の出力
分だけ増加した値となる。すなわち第４図中、ポンプ馬
力曲線PS1,PS2が右上に移動する。したがって、エンジ
ンに対する負荷が増加されるため、エンジン回転数は徐
々に低下し、目標回転数Ｃ点に整定される。
また、このようにして、ポンプトルクの制御によりエ
ンジン回転数を目標回転数Ｃ点に整定させることは、燃
費特性に上からも効率の良いことが第３図から明かであ
る。
ンジン回転数を目標回転数Ｃ点に整定させることは、燃
費特性に上からも効率の良いことが第３図から明かであ
る。
（２）次に、操作レバーの操作により、１ポンプ駆動
した場合を以下に説明する。
した場合を以下に説明する。
この場合、エンジンにかかる総負荷が小さいため、操作
部７からのラック指令値23は、予め設定したラック変位
より小さくなり、第１図中の切換部30にて、ｂが選択さ
れる。最大ラック変位22〜加え合せ点29での制御は、ガ
バナ領域で極力第３図中のＢ点をＡ点に近付けようとす
るものである。ここでも、前記（１）で述べたエンジン
出力トルクTEを基準としている。
部７からのラック指令値23は、予め設定したラック変位
より小さくなり、第１図中の切換部30にて、ｂが選択さ
れる。最大ラック変位22〜加え合せ点29での制御は、ガ
バナ領域で極力第３図中のＢ点をＡ点に近付けようとす
るものである。ここでも、前記（１）で述べたエンジン
出力トルクTEを基準としている。
最大ラック変位22は、第３図のＡ点でのラック変位に
相当する。ここでは、ラック指令値23が前記最大ラック
変位となるよう、すなわち両者の差ΔＲがゼロとなるよ
う積分ゲイン25〜比例ゲイン28までのPI制御を行い、ポ
ンプ吸収トルクを増加させる。比例ゲイン28は、前述し
た如くラック変位のディメンジョンからトルクのディメ
ンジョンに変換する要素を含んでいる。この比例ゲイン
28の出力とエンジン出力トルク特性20の出力であるエン
ジン出力トルクTEとを加え合せ点29にて加え合せた値が
ポンプトルク指令となる。なお、ここで使用するPI制御
の積分要素はエンジンの暴走を防ぐため、最大値および
最小値を有する。
相当する。ここでは、ラック指令値23が前記最大ラック
変位となるよう、すなわち両者の差ΔＲがゼロとなるよ
う積分ゲイン25〜比例ゲイン28までのPI制御を行い、ポ
ンプ吸収トルクを増加させる。比例ゲイン28は、前述し
た如くラック変位のディメンジョンからトルクのディメ
ンジョンに変換する要素を含んでいる。この比例ゲイン
28の出力とエンジン出力トルク特性20の出力であるエン
ジン出力トルクTEとを加え合せ点29にて加え合せた値が
ポンプトルク指令となる。なお、ここで使用するPI制御
の積分要素はエンジンの暴走を防ぐため、最大値および
最小値を有する。
上述の状態を馬力特性で示すと、第４図（Ｂ）のよう
になる。ここでは、ポンプ2aを例にとり示しているが、
このポンプ2aの馬力PS1は、第４図（Ａ）での位置より
さらに右上に移動し、１台のポンプの馬力が増加してい
ることを示している。ただし、１台のポンプの最大馬力
がエンジンの最大出力に達しない場合、第３図中のＡ点
までは達しないことになる。
になる。ここでは、ポンプ2aを例にとり示しているが、
このポンプ2aの馬力PS1は、第４図（Ａ）での位置より
さらに右上に移動し、１台のポンプの馬力が増加してい
ることを示している。ただし、１台のポンプの最大馬力
がエンジンの最大出力に達しない場合、第３図中のＡ点
までは達しないことになる。
（３）なお、２ポンプでも、微操作等により負荷が小
さい場合は、（２）で説明した制御が行われ、２ポンプ
に第４図（Ｂ）に示した馬力となるようポンプトルク指
令が出力されるが、レギュレータ4a,4bは、操作レバー
５のパイロット圧でも駆動しており、上記パイロット圧
の方を優先する油圧回路にすれば、微操作性は確保でき
る。
さい場合は、（２）で説明した制御が行われ、２ポンプ
に第４図（Ｂ）に示した馬力となるようポンプトルク指
令が出力されるが、レギュレータ4a,4bは、操作レバー
５のパイロット圧でも駆動しており、上記パイロット圧
の方を優先する油圧回路にすれば、微操作性は確保でき
る。
以上述べたように、本発明の制御方法により、 （１）全ポンプ駆動等の重負荷の場合は、エンジン出力
を安定な領域で100％利用し、燃費の良いエンジンの運
転が実現する。
を安定な領域で100％利用し、燃費の良いエンジンの運
転が実現する。
（２）１ポンプ駆動等の軽負荷の場合でも、エンジン出
力を100％近くまで利用することが可能となる。
力を100％近くまで利用することが可能となる。
［発明の効果］ 本発明のポンプトルク制御方法によれば、全ポンプ駆
動等の重負荷の場合は、エンジン実回転数がエンジン設
定回転数よりさらに低い値に整定されるようにポンプ吸
収トルクを補正することにより、エンジン出力を安定な
領域で100％利用でき、燃費の良いエンジンの運転が実
現できる。また、１ポンプ駆動等の軽負荷の場合は、ラ
ック指令値が最大ラック変位となるようにポンプ吸収ト
ルクを補正することによりエンジン出力を100％近くま
で利用することができる。
動等の重負荷の場合は、エンジン実回転数がエンジン設
定回転数よりさらに低い値に整定されるようにポンプ吸
収トルクを補正することにより、エンジン出力を安定な
領域で100％利用でき、燃費の良いエンジンの運転が実
現できる。また、１ポンプ駆動等の軽負荷の場合は、ラ
ック指令値が最大ラック変位となるようにポンプ吸収ト
ルクを補正することによりエンジン出力を100％近くま
で利用することができる。
第１図は本発明のポンプトルク制御方法に係るポンプト
ルク制御部のブロック図、第２図はそのポンプトルク制
御部を含むエンジン・ポンプ制御系の構成概略図、第３
図はエンジン−トルク特性および燃費特性を示したグラ
フ、第４図はポンプ馬力特性を示すグラフ、第５図は従
来のエンジン・ポンプ制御系の構成概略図である。 １……エンジン、2a,2b……ポンプ、3a,3b……ポンプ斜
板、８……ポンプトルク制御部、10……エンジン設定回
転数、11……エンジン実回転数、22……最大ラック変
位、23……ラック指令値、TE……エンジン出力トルク。
ルク制御部のブロック図、第２図はそのポンプトルク制
御部を含むエンジン・ポンプ制御系の構成概略図、第３
図はエンジン−トルク特性および燃費特性を示したグラ
フ、第４図はポンプ馬力特性を示すグラフ、第５図は従
来のエンジン・ポンプ制御系の構成概略図である。 １……エンジン、2a,2b……ポンプ、3a,3b……ポンプ斜
板、８……ポンプトルク制御部、10……エンジン設定回
転数、11……エンジン実回転数、22……最大ラック変
位、23……ラック指令値、TE……エンジン出力トルク。
Claims (1)
- 【請求項１】燃料噴射ポンプを有するエンジンにより複
数台の可変容量式ポンプを駆動するエンジン・ポンプ系
のポンプトルク制御方法であって、 エンジンの燃料噴射ポンプのコントロールラックを駆動
するラック指令値が予め設定したラック変位より大きい
場合は、エンジン設定回転数に対応するエンジン出力ト
ルクをポンプ吸収トルクとした信号と、エンジン実回転
数が上記エンジン設定回転数よりさらに低くなるように
ポンプ吸収トルクを補正する信号との加算値をポンプト
ルク指令とし、 上記ラック指令値が予め設定したラック変位より小さい
場合は、エンジン設定回転数に対応するエンジン出力ト
ルクをポンプ吸収トルクとした信号と、前記ラック指令
値が最大ラック変位となるようにポンプ吸収トルクを補
正する信号との加算値をポンプトルク指令とした ことを特徴とするポンプトルク制御方法。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1-159069 | 1989-06-21 | ||
| JP15906989 | 1989-06-21 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0396671A JPH0396671A (ja) | 1991-04-22 |
| JP2752501B2 true JP2752501B2 (ja) | 1998-05-18 |
Family
ID=15685539
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2128848A Expired - Fee Related JP2752501B2 (ja) | 1989-06-21 | 1990-05-18 | ポンプトルク制御方法 |
Country Status (5)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5111789A (ja) |
| EP (1) | EP0404540B1 (ja) |
| JP (1) | JP2752501B2 (ja) |
| CA (1) | CA2019420C (ja) |
| DE (2) | DE69007866T2 (ja) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2011078543A3 (ko) * | 2009-12-23 | 2011-11-24 | 두산인프라코어 주식회사 | 건설기계의 유압펌프 제어장치 및 제어방법 |
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| JPH05263687A (ja) * | 1992-03-23 | 1993-10-12 | Zexel Corp | 内燃機関の回転速度制御方法 |
| DE4308198C1 (de) * | 1993-03-15 | 1994-07-28 | Rexroth Mannesmann Gmbh | Drehmomentregelung über Schwenkwinkel bzw. Exzentrizität bei hydrostatischen Maschinen mit axialer und radialer Kolbenanordnung |
| US5623909A (en) * | 1994-05-03 | 1997-04-29 | Dresser-Rand | Injection timing and power balancing control for gaseous fuel engines |
| DE19535056C2 (de) * | 1995-09-21 | 2000-09-14 | Daimler Chrysler Ag | Verfahren zur Steuerung der Kraftstoffeinspritzung bei einem Dieselmotor |
| DE19624824A1 (de) * | 1996-06-21 | 1998-01-08 | Daimler Benz Ag | Sicherheitssystem für ein Kraftfahrzeug |
| FR2751807B1 (fr) * | 1996-07-29 | 1998-08-28 | Schneider Electric Sa | Procede et dispositif de commande d'un moteur, notamment pour pompe |
| DE19847949A1 (de) * | 1998-10-09 | 2000-04-13 | Mannesmann Ag | Verfahren und Einrichtung zur Ansteuerung einer Hydraulikpumpe |
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| JP4315248B2 (ja) * | 2004-12-13 | 2009-08-19 | 日立建機株式会社 | 走行作業車両の制御装置 |
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| US8632741B2 (en) | 2010-01-07 | 2014-01-21 | Dresser-Rand Company | Exhaust catalyst pre-heating system and method |
| US9086143B2 (en) | 2010-11-23 | 2015-07-21 | Caterpillar Inc. | Hydraulic fan circuit having energy recovery |
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| CN113286939B (zh) | 2019-01-08 | 2023-08-15 | 康明斯有限公司 | 智能发动机和泵控制 |
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| KR870000168B1 (ko) * | 1980-10-09 | 1987-02-13 | 히다찌겡끼 가부시기가이샤 | 액압동력계의 제어장치 |
| JPS58210383A (ja) * | 1982-05-29 | 1983-12-07 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | 油圧ポンプの制御装置 |
| GB2171757B (en) * | 1985-02-28 | 1989-06-14 | Komatsu Mfg Co Ltd | Method of controlling an output of an internal combustion engine and a variabledisplacement hydraulic pump driven by the engine |
| JPS6229780A (ja) * | 1985-07-31 | 1987-02-07 | Tech Res Assoc Openair Coal Min Mach | エンジン駆動油圧ポンプの制御装置 |
| DE3780292T2 (de) * | 1986-08-15 | 1993-01-07 | Komatsu Mfg Co Ltd | Steuerungseinheit einer hydraulischen pumpe. |
-
1990
- 1990-05-18 JP JP2128848A patent/JP2752501B2/ja not_active Expired - Fee Related
- 1990-06-19 US US07/540,906 patent/US5111789A/en not_active Expired - Fee Related
- 1990-06-20 DE DE69007866T patent/DE69007866T2/de not_active Expired - Fee Related
- 1990-06-20 EP EP90306725A patent/EP0404540B1/en not_active Expired - Lifetime
- 1990-06-20 CA CA002019420A patent/CA2019420C/en not_active Expired - Fee Related
- 1990-06-20 DE DE199090306725T patent/DE404540T1/de active Pending
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| WO2011078543A3 (ko) * | 2009-12-23 | 2011-11-24 | 두산인프라코어 주식회사 | 건설기계의 유압펌프 제어장치 및 제어방법 |
| US9206798B2 (en) | 2009-12-23 | 2015-12-08 | Doosan Infracore Co., Ltd. | Hydraulic pump control apparatus and method of construction machine |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| CA2019420C (en) | 1997-10-07 |
| CA2019420A1 (en) | 1990-12-21 |
| EP0404540A1 (en) | 1990-12-27 |
| JPH0396671A (ja) | 1991-04-22 |
| EP0404540B1 (en) | 1994-04-06 |
| DE69007866D1 (de) | 1994-05-11 |
| DE404540T1 (de) | 1991-05-23 |
| DE69007866T2 (de) | 1994-10-27 |
| US5111789A (en) | 1992-05-12 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |