JP6430735B2 - Drive device for work machine - Google Patents

Description

本発明は、例えば油圧ショベル等の作業機械に用いられる駆動装置に関し、特に、油圧ポンプにて油圧アクチュエータを駆動させる駆動装置に関する。   The present invention relates to a drive device used for a work machine such as a hydraulic excavator, and more particularly to a drive device that drives a hydraulic actuator with a hydraulic pump.

近年、環境問題等から省エネルギ化が求められているものの、油圧ショベルやホイールローダ等の作業機械において省エネルギ化を行うためには、作業機械を駆動させるための油圧システム全体の省エネルギ化が重要である。一般的な油圧システムとして油圧開回路システムが挙げられる。油圧開回路システムは油圧ポンプとその吐出流量を方向切換弁（以降、コントロールバルブと呼ぶことがある）を介して油圧アクチュエータに供給しており、油圧アクチュエータに必要な流量確保や吐出圧の不要な増加を防止するために、例えば方向切換弁に設けられたセンターバイパス回路等を介し、圧油タンク（以降、作動油タンクと呼ぶこともある）に吐出流量を分流し逃がしている（以降、分流リークと呼ぶことがある）。   In recent years, energy savings have been demanded due to environmental problems, but in order to save energy in work machines such as hydraulic excavators and wheel loaders, it is necessary to save energy in the entire hydraulic system for driving the work machines. is important. As a general hydraulic system, there is a hydraulic open circuit system. The hydraulic open circuit system supplies the hydraulic pump and its discharge flow rate to the hydraulic actuator via a directional switching valve (hereinafter sometimes referred to as a control valve), ensuring the flow rate required for the hydraulic actuator and eliminating the need for discharge pressure. In order to prevent the increase, for example, the discharge flow rate is diverted to the pressure oil tank (hereinafter also referred to as a hydraulic oil tank) via a center bypass circuit or the like provided in the direction switching valve. Sometimes called a leak).

これに対し、省エネルギ化の観点から、油圧アクチュエータに対して油圧ポンプを直接接続した閉回路を構成し、油圧ポンプにて油圧アクチュエータを直接制御する油圧閉回路システムが開発されている。油圧閉回路システムは、両方向に吐出でき、またその吐出流量を制御できる可変容量機構（以降、傾転機構と呼ぶこともある）を備えた油圧ポンプを有するため、油圧アクチュエータにその油圧ポンプを閉回路接続することで、油圧ポンプにより油圧アクチュエータの駆動方向と吐出流量を得ることができる。これにより、油圧開回路システムで必要であったコントロールバルブや分流リークが必要ないため、圧力損失や流量損失を抑えることができ、省エネルギ化が実現できる。   On the other hand, from the viewpoint of energy saving, a hydraulic closed circuit system has been developed in which a closed circuit in which a hydraulic pump is directly connected to the hydraulic actuator is configured and the hydraulic actuator is directly controlled by the hydraulic pump. Since the hydraulic closed circuit system has a hydraulic pump having a variable displacement mechanism (hereinafter also referred to as a tilting mechanism) capable of discharging in both directions and controlling the discharge flow rate, the hydraulic pump is closed to the hydraulic actuator. By connecting the circuits, the drive direction and discharge flow rate of the hydraulic actuator can be obtained by the hydraulic pump. This eliminates the need for a control valve and a branch flow leak that are required in a hydraulic open circuit system, thereby reducing pressure loss and flow rate loss and realizing energy saving.

また、原動機、例えばエンジンにて油圧ポンプを駆動し、油圧ポンプから吐出される圧油にて油圧アクチュエータを駆動する油圧ショベルに関する従来技術が、特許文献１に開示されている。この特許文献１においては、エンジンの目標回転数と出力回転数との差が増大するにつれて、油圧ポンプ（液圧ポンプ）の吐出流量を可変とする傾転機構の傾転角を制御して、エンジンに過負荷がかかった際の回転数の低下に伴うエンストを防止等する構成とされている。   Further, Patent Document 1 discloses a conventional technique related to a hydraulic excavator in which a hydraulic pump is driven by a prime mover, for example, an engine, and a hydraulic actuator is driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump. In Patent Document 1, as the difference between the target engine speed and the output engine speed increases, the tilt angle of the tilt mechanism that makes the discharge flow rate of the hydraulic pump (hydraulic pump) variable is controlled, The engine is configured to prevent engine stall due to a decrease in rotational speed when the engine is overloaded.

特公昭６２−８６１８号公報Japanese Examined Patent Publication No. 62-8618

上述した特許文献１に開示された従来技術は、油圧ポンプのポンプ負荷に応じてエンジンの回転数が低下する場合のエンスト防止制御に関するものであり、例えば、ブームシリンダ等の油圧アクチュエータの駆動に応じて回生される回生動力にて原動機の回転数が増加する場合については考慮されていない。   The prior art disclosed in Patent Document 1 described above relates to engine stall prevention control when the engine speed decreases in accordance with the pump load of the hydraulic pump. For example, according to driving of a hydraulic actuator such as a boom cylinder. The case where the rotational speed of the prime mover is increased by the regenerative power that is regenerated is not considered.

すなわち、上述した油圧閉回路システムにおいては、油圧ショベルのブームシリンダをブーム下げ動作させる場合に、ブームシリンダから排出される作動油にて油圧ポンプをモータ作用させ、ブームが有する位置エネルギを油圧ポンプにて回生でき、油圧ポンプを駆動する原動機の負荷を小さくできるため、原動機でのエネルギ消費量（燃焼噴射量）を少なくでき、省エネルギ化できる。しかしながら、回生できるエネルギが大きい場合は、原動機の回転数が大幅に増加し、原動機の耐久性を低下させたり、油圧ポンプから吐出される作動油量が増え、オペレータの意に反してブームシリンダ等の油圧アクチュエータの速度が増加し、操作性が低下してしまうおそれがある。   That is, in the hydraulic closed circuit system described above, when the boom cylinder of the hydraulic excavator is operated to lower the boom, the hydraulic pump is operated by the hydraulic oil discharged from the boom cylinder, and the potential energy of the boom is transferred to the hydraulic pump. Since the load on the prime mover that drives the hydraulic pump can be reduced, the energy consumption (combustion injection amount) in the prime mover can be reduced, and the energy can be saved. However, if the energy that can be regenerated is large, the number of revolutions of the prime mover will increase significantly, reducing the durability of the prime mover, or the amount of hydraulic oil discharged from the hydraulic pump will increase. The speed of the hydraulic actuator may increase, and the operability may decrease.

本発明は、上述した従来技術における実状からなされたもので、その目的は、操作性を確保しつつ、油圧アクチュエータからの回生動力を油圧ポンプにて回生し、省エネを図ることができる作業機械の駆動装置を提供することにある。   The present invention has been made from the above-described actual state of the prior art, and an object of the present invention is to provide a work machine that can regenerate regenerative power from a hydraulic actuator with a hydraulic pump while ensuring operability and can save energy. It is to provide a driving device.

上記目的を達成するため、本発明は、複数の油圧アクチュエータと、圧油を供給して前記油圧アクチュエータを駆動する可変容量型の複数の油圧ポンプと、前記複数の油圧ポンプを駆動する原動機と、前記複数の油圧アクチュエータのうちのいずれか１つと前記油圧ポンプとが接続された閉回路と、前記閉回路上の前記油圧アクチュエータと前記油圧ポンプとが接続する複数の管路と、前記複数の管路のうち、前記油圧アクチュエータからの戻り油にて前記油圧ポンプを回生駆動させることができる側の管路に接続された流量調整弁と、前記複数の油圧ポンプの容量を制御するコントローラとを備えた作業機械の駆動装置であって、前記コントローラは、前記複数の油圧ポンプの合計出力を算出する出力算出部と、前記合計出力及び前記原動機の摩擦損失動力の和である負荷動力が前記原動機の許容馬力を超えたときに、前記複数の油圧ポンプのうち力行中の油圧ポンプの傾転角を減少させ、前記負荷動力が負の値になったときに、前記複数の油圧ポンプのうち回生中の油圧ポンプの傾転角を減少させるポンプ制御部と、前記負荷動力が負の値のときに前記流量調整弁を開動作させる流量調整弁制御部とを有することを特徴としている。
To achieve the above object, the present invention provides a plurality of hydraulic actuators, a plurality of variable displacement hydraulic pumps that supply hydraulic oil to drive the hydraulic actuators, and a prime mover that drives the plurality of hydraulic pumps; A closed circuit in which any one of the plurality of hydraulic actuators is connected to the hydraulic pump; a plurality of pipelines in which the hydraulic actuator on the closed circuit and the hydraulic pump are connected; and the plurality of pipes A flow rate adjusting valve connected to a pipe line on a side where the hydraulic pump can be regeneratively driven by return oil from the hydraulic actuator, and a controller for controlling the capacity of the plurality of hydraulic pumps. a working machine drive apparatus, wherein the controller includes an output calculation unit for calculating a sum output of said plurality of hydraulic pumps, the sum output and the motive When the load power that is the sum of the friction loss power of the motor exceeds the allowable horsepower of the prime mover, the tilt angle of the hydraulic pump that is in power running among the plurality of hydraulic pumps is decreased, and the load power becomes a negative value. A pump control unit that reduces a tilt angle of the regenerating hydraulic pump among the plurality of hydraulic pumps, and a flow control valve that opens the flow control valve when the load power is a negative value. And a control unit .

このように構成した本発明は、原動機の負荷動力が正の値となり、油圧ポンプにより原動機が回転されている状態（原動機にかかる負荷動力が負の状態）を回避することにより、オペレータの意に反する油圧アクチュエータの速度増加を防止しつつ原動機の損傷及び耐久性低下を抑制できる。
According to the present invention configured as described above, the load power of the prime mover becomes a positive value, and the state where the prime mover is rotated by the hydraulic pump (the load power applied to the prime mover is negative) is avoided by the operator. Damage to the prime mover and a decrease in durability can be suppressed while preventing an increase in the speed of the counteracting hydraulic actuator.

また、本発明は、上記発明において、前記油圧アクチュエータを操作する操作装置を備え、前記流量調整弁制御部は、前記油圧ポンプの容量が前記操作装置の操作量に応じた容量より少ない場合に、前記流量調整弁を開動作させることを特徴としている。
Further, in the above invention, an operation device for operating the hydraulic actuator, the flow rate adjusting valve control unit, when the capacity of the hydraulic pump is less than the capacity corresponding to the operation amount of the operating device, The flow rate adjusting valve is opened.

このように構成した本発明は、油圧アクチュエータからの動力を油圧ポンプにて回生する場合、原動機の回転増加を抑えるために回生する油圧ポンプの容量を低減するとともに、コントローラの流量調整弁制御部にて流量調整弁を開動作させることにより、流量調整弁から油圧アクチュエータからの流量を作動油タンクに排出するため、油圧アクチュエータの速度を維持し、操作性を確保することができる。   When the power from the hydraulic actuator is regenerated by the hydraulic pump, the present invention configured as described above reduces the capacity of the regenerated hydraulic pump in order to suppress the increase in the rotation of the prime mover, and the flow control valve control unit of the controller. By opening the flow rate adjustment valve, the flow rate from the hydraulic actuator is discharged from the flow rate adjustment valve to the hydraulic oil tank, so that the speed of the hydraulic actuator can be maintained and operability can be ensured.

本発明は、コントローラの出力算出部にて算出した複数の油圧ポンプの合計出力に基づいて原動機に対する負荷動力を算出し、この負荷動力が所定の動力以下かつ正の値となるように、油圧ポンプの容量をポンプ制御部にて制御する構成にしてある。この構成により本発明は、油圧アクチュエータからの動力を油圧ポンプにて回生する場合であっても、原動機の負荷動力が所定の動力以下かつ正の値と制限されるため、原動機の負荷動力が上昇し過ぎた場合に、油圧ポンプから吐出される作動油量が増加し過ぎることに伴う、オペレータの意に反した油圧アクチュエータの速度増加、すなわち操作性の低下を防止できるから、操作性を確保しつつ、油圧アクチュエータからの回生動力を油圧ポンプにて回生し、省エネを図ることができる。そして、前述した以外の課題、構成および効果は、以下の実施形態の説明より明らかにされる。   The present invention calculates the load power for the prime mover based on the total output of the plurality of hydraulic pumps calculated by the output calculation unit of the controller, and the hydraulic pump is less than the predetermined power and has a positive value. The capacity is controlled by the pump control unit. With this configuration, the present invention allows the load power of the prime mover to be increased below the predetermined power and a positive value even when the power from the hydraulic actuator is regenerated by the hydraulic pump. If this happens, it is possible to prevent an increase in the hydraulic actuator speed against the operator's will, that is, a decrease in operability caused by an excessive increase in the amount of hydraulic oil discharged from the hydraulic pump. On the other hand, the regenerative power from the hydraulic actuator can be regenerated by the hydraulic pump to save energy. Problems, configurations, and effects other than those described above will be made clear from the following description of embodiments.

本発明の第１実施形態に係る作業機械の駆動装置を示す油圧回路図である。1 is a hydraulic circuit diagram illustrating a drive device for a work machine according to a first embodiment of the present invention. 上記駆動装置が搭載される作業機械の一例である油圧ショベルを示す概略構成図である。It is a schematic block diagram which shows the hydraulic shovel which is an example of the working machine with which the said drive device is mounted. 上記駆動装置の構成およびその動作を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the structure of the said drive device, and its operation | movement. 上記駆動装置の動作を示すタイムチャートで、（ａ）はブームシリンダに対するレバー操作量、（ｂ）は第１油圧ポンプの流量、（ｃ）は比例弁の流量、（ｄ）はエンジン負荷動力、（ｅ）はエンジン回転数、（ｆ）はブームシリンダの速度である。FIG. 6 is a time chart showing the operation of the drive device, wherein (a) is a lever operation amount for the boom cylinder, (b) is a flow rate of the first hydraulic pump, (c) is a flow rate of the proportional valve, (d) is an engine load power, (E) is the engine speed, and (f) is the speed of the boom cylinder. 本発明の第２実施形態に係る作業機械の駆動装置を示す油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram which shows the drive device of the working machine which concerns on 2nd Embodiment of this invention. 本発明の第３実施形態に係る作業機械の駆動装置を示す油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram which shows the drive device of the working machine which concerns on 3rd Embodiment of this invention.

以下、本発明の実施の形態を図に基づいて説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

［第１実施形態］
図１は、本発明の第１実施形態に係る作業機械の駆動装置を示す油圧回路図である。図２は、駆動装置が搭載される作業機械の一例である油圧ショベルを示す概略構成図である。図３は、駆動装置の構成およびその動作を示すフローチャートである。 [First Embodiment]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a drive device for a work machine according to a first embodiment of the present invention. FIG. 2 is a schematic configuration diagram illustrating a hydraulic excavator that is an example of a work machine on which a drive device is mounted. FIG. 3 is a flowchart showing the configuration and operation of the driving device.

＜構成＞
本発明に係る油圧駆動装置１０が搭載される作業機械として、油圧ショベル１を例として説明する。油圧ショベル１は、図２に示すように、クローラ式の走行装置２ａを備えた下部走行体２と、下部走行体２上に旋回可能に取り付けられた本体としての上部旋回体３とを備えている。上部旋回体３上にはキャブ４が設けられ、下部走行体２と上部旋回体３とは、旋回装置５を介して旋回可能に接続されている。旋回装置５は、図１に示すように、油圧アクチュエータである旋回モータ５ａを備え、旋回モータ５ａの駆動にて上部旋回体３を旋回駆動させる。 <Configuration>
A hydraulic excavator 1 will be described as an example of a work machine on which the hydraulic drive device 10 according to the present invention is mounted. As shown in FIG. 2, the hydraulic excavator 1 includes a lower traveling body 2 having a crawler type traveling device 2 a and an upper revolving body 3 as a main body attached to the lower traveling body 2 so as to be able to swivel. Yes. A cab 4 is provided on the upper swing body 3, and the lower traveling body 2 and the upper swing body 3 are connected to each other via a swing device 5 so as to be capable of swinging. As shown in FIG. 1, the turning device 5 includes a turning motor 5a that is a hydraulic actuator, and drives the upper turning body 3 to turn by driving the turning motor 5a.

上部旋回体３の前側には、例えば掘削作業等を行うための作動装置であるフロント作業機６の基端部が回動可能に取り付けられている。ここで、前側とは、キャブ４に搭乗する操作者が向く方向をいう。フロント作業機６は、上部旋回体３の前側に基端部が俯仰動可能に連結されたブーム７を備えている。ブーム７は、供給される作動油（圧油）にて駆動する油圧アクチュエータであるブームシリンダ７ａを介して動作する。ブームシリンダ７ａは、ブームシリンダ７ａのロッド７ｂの先端部がブーム７に連結され、ブームシリンダ７ａのシリンダチューブ７ｃの基端部が上部旋回体３に連結されている。   On the front side of the upper swing body 3, for example, a base end portion of a front work machine 6 which is an operating device for performing excavation work or the like is rotatably attached. Here, the front side refers to the direction in which the operator boarding the cab 4 faces. The front work machine 6 includes a boom 7 whose base end is connected to the front side of the upper swing body 3 so as to be able to move up and down. The boom 7 operates via a boom cylinder 7a that is a hydraulic actuator driven by supplied hydraulic oil (pressure oil). In the boom cylinder 7a, the tip of the rod 7b of the boom cylinder 7a is connected to the boom 7, and the base end of the cylinder tube 7c of the boom cylinder 7a is connected to the upper swing body 3.

ブームシリンダ７ａは、図１に示すように、シリンダチューブ７ｃの基端側にボトム室７ｅを有し、ボトム室７ｅに供給される作動油がロッド７ｂに備えられたピストン７ｄを押圧することで、ロッド７ｂが伸長移動する。また、シリンダチューブ７ｃの先端側にロッド室７ｆを有し、ロッド室７ｆに供給される作動油がピストン７ｄを押圧することで、ロッド７ｂが縮退移動する。   As shown in FIG. 1, the boom cylinder 7a has a bottom chamber 7e on the base end side of the cylinder tube 7c, and hydraulic oil supplied to the bottom chamber 7e presses a piston 7d provided on the rod 7b. The rod 7b is extended and moved. Also, the cylinder tube 7c has a rod chamber 7f on the distal end side, and the hydraulic oil supplied to the rod chamber 7f presses the piston 7d, whereby the rod 7b moves in a contracted manner.

ブーム７の先端部には、アーム８の基端部が俯仰動可能に連結されている。アーム８は、供給される作動油にて駆動する油圧アクチュエータであるアームシリンダ８ａを介して動作する。アームシリンダ８ａのロッド８ｂの先端部は、アーム８に連結され、アームシリンダ８ａのシリンダチューブ８ｃの基端部が、ブーム７に連結されている。アームシリンダ８ａは、シリンダチューブ８ｃの基端側にボトム室８ｅを有し、ボトム室８ｅに供給される作動油がロッド８ｂに備えられたピストン８ｄを押圧することで、ロッド８ｂが伸長移動する。また、シリンダチューブ８ｃの先端側にロッド室８ｆを有し、ロッド室８ｆに供給される作動油がピストン８ｄを押圧することで、ロッド８ｂが縮退移動する。   The base end portion of the arm 8 is connected to the tip end portion of the boom 7 so as to move up and down. The arm 8 operates via an arm cylinder 8a that is a hydraulic actuator that is driven by supplied hydraulic oil. The distal end portion of the rod 8 b of the arm cylinder 8 a is connected to the arm 8, and the proximal end portion of the cylinder tube 8 c of the arm cylinder 8 a is connected to the boom 7. The arm cylinder 8a has a bottom chamber 8e on the base end side of the cylinder tube 8c, and the hydraulic oil supplied to the bottom chamber 8e presses the piston 8d provided in the rod 8b, so that the rod 8b extends and moves. . The cylinder tube 8c has a rod chamber 8f on the tip side, and the hydraulic oil supplied to the rod chamber 8f presses the piston 8d, so that the rod 8b moves in a contracted manner.

アーム８の先端部には、バケット９の基端部が俯仰動可能に連結されている。バケット９は、供給される作動油にて駆動する油圧アクチュエータであるバケットシリンダ９ａを介して動作する。バケットシリンダ９ａのロッド９ｂの先端部は、バケット９に連結され、バケットシリンダ９ａのシリンダチューブ９ｃの基端部は、アーム８に連結されている。バケットシリンダ９ａは、シリンダチューブ９ｃの基端側にボトム室９ｅを有し、ボトム室９ｅに供給される作動油がロッド９ｂに備えられたピストン９ｄを押圧することで、ロッド９ｂが伸長移動する。また、シリンダチューブ９ｃの先端側にロッド室９ｆを有し、ロッド室９ｆに供給される作動油がピストン９ｄを押圧することで、ロッド９ｂが縮退移動する。なお、これらブームシリンダ７ａ、アームシリンダ８ａおよびバケットシリンダ９ａはそれぞれ、油圧片ロッドシリンダである。   The base end portion of the bucket 9 is connected to the distal end portion of the arm 8 so as to be able to move up and down. The bucket 9 operates via a bucket cylinder 9a that is a hydraulic actuator that is driven by supplied hydraulic oil. The distal end portion of the rod 9 b of the bucket cylinder 9 a is connected to the bucket 9, and the proximal end portion of the cylinder tube 9 c of the bucket cylinder 9 a is connected to the arm 8. The bucket cylinder 9a has a bottom chamber 9e on the base end side of the cylinder tube 9c, and the hydraulic oil supplied to the bottom chamber 9e presses the piston 9d provided in the rod 9b, whereby the rod 9b extends and moves. . Also, the cylinder tube 9c has a rod chamber 9f on the distal end side, and the hydraulic oil supplied to the rod chamber 9f presses the piston 9d, so that the rod 9b moves in a contracted manner. The boom cylinder 7a, arm cylinder 8a, and bucket cylinder 9a are hydraulic single rod cylinders.

油圧駆動装置１０は、油圧ショベル１の上部旋回体３に搭載され、油圧ショベル１を駆動する。油圧駆動装置１０は、フロント作業機６に含まれるブームシリンダ７ａ、アームシリンダ８ａおよびバケットシリンダ９ａに加え、油圧アクチュエータであり、旋回装置５および走行装置２ａを駆動する油圧モータを含む。油圧駆動装置１０は、キャブ４内に設置された操作装置としての操作レバー装置１１の操作に応じて、ブームシリンダ７ａ、アームシリンダ８ａ、バケットシリンダ９ａ、旋回装置５および走行装置２ａを駆動する。ブームシリンダ７ａ、アームシリンダ８ａおよびバケットシリンダ９ａの動作方向および動作速度は、操作レバー装置１１の所定のレバー１１ａ，１１ｂの操作方向および操作量によって設定される。   The hydraulic drive device 10 is mounted on the upper swing body 3 of the excavator 1 and drives the excavator 1. The hydraulic drive device 10 is a hydraulic actuator in addition to the boom cylinder 7a, the arm cylinder 8a, and the bucket cylinder 9a included in the front work machine 6, and includes a hydraulic motor that drives the turning device 5 and the traveling device 2a. The hydraulic drive device 10 drives the boom cylinder 7a, the arm cylinder 8a, the bucket cylinder 9a, the turning device 5 and the traveling device 2a according to the operation of the operation lever device 11 as an operation device installed in the cab 4. The operation direction and operation speed of the boom cylinder 7a, the arm cylinder 8a, and the bucket cylinder 9a are set by the operation direction and operation amount of predetermined levers 11a and 11b of the operation lever device 11.

油圧駆動装置１０は、原動機であるエンジン１２を備えている。エンジン１２には、例えば所定のギヤ等で構成された動力伝達装置１３を介して可変容量型の第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７が接続されている。第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７には、エンジン１２から出力される動力が動力伝達装置１３にて適宜配分されて供給される。エンジン１２には、動力伝達装置１３を介してチャージポンプ１８が接続されている。チャージポンプ１８の吐出側は管路１９に接続され、管路１９はリリーフ弁２１を介して作動油タンク２２に接続されている。リリーフ弁２１は、管路１９内の作動油圧が予め定めた所定圧以上になった場合に、管路１９内の作動油を作動油タンク２２へ排出させる。チャージポンプ１８の吸入側は、作動油タンク２２に接続され、作動油タンク２２内の作動油を吸入して吐出させる。   The hydraulic drive device 10 includes an engine 12 that is a prime mover. For example, variable displacement first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 are connected to the engine 12 via a power transmission device 13 configured with, for example, predetermined gears. The first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 are supplied with the power output from the engine 12 as appropriately distributed by the power transmission device 13. A charge pump 18 is connected to the engine 12 via a power transmission device 13. The discharge side of the charge pump 18 is connected to a conduit 19, and the conduit 19 is connected to a hydraulic oil tank 22 via a relief valve 21. The relief valve 21 discharges the hydraulic oil in the pipeline 19 to the hydraulic oil tank 22 when the hydraulic pressure in the pipeline 19 exceeds a predetermined pressure. The suction side of the charge pump 18 is connected to the hydraulic oil tank 22 and sucks and discharges the hydraulic oil in the hydraulic oil tank 22.

第１油圧ポンプ１４は、作動油を吸入または吐出するための一対の入出力ポート１４ａ，１４ｂと、入出力ポート１４ａ，１４ｂへの作動油の入出量および入出方向を調整するための両傾転式の斜板１４ｃとを備えた両傾転斜板機構を備えている。第１油圧ポンプ１４には、斜板１４ｃの傾斜角を調整するための流量調整部であるレギュレータ１４ｄが接続されている。レギュレータ１４ｄは、信号線２３を介してコントローラ２４に接続されている。第１油圧ポンプ１４の各入出力ポート１４ａ，１４ｂからの作動油の吸吐出流量および吸吐出方向は、コントローラ２４から出力され信号線２３を介してレギュレータ１４ｄに入力される電気的な制御信号にて制御される。   The first hydraulic pump 14 has a pair of input / output ports 14a and 14b for sucking or discharging the hydraulic oil, and both tilts for adjusting the amount of hydraulic oil entering and exiting the input / output ports 14a and 14b. A bi-tilt swash plate mechanism including a swash plate 14c of the type is provided. The first hydraulic pump 14 is connected to a regulator 14d that is a flow rate adjusting unit for adjusting the inclination angle of the swash plate 14c. The regulator 14 d is connected to the controller 24 via the signal line 23. The hydraulic oil suction / discharge flow rate and the suction / discharge direction from the input / output ports 14a, 14b of the first hydraulic pump 14 are electrical control signals output from the controller 24 and input to the regulator 14d via the signal line 23. Controlled.

第１油圧ポンプ１４は、一方の入出力ポート１４ａが管路３１に接続され、他方の入出力ポート１４ｂが管路３２に接続されている。管路３１は、ブームシリンダ７ａのロッド室７ｆに接続され、管路３２はブームシリンダ７ａのボトム室７ｅに接続されている。ブームシリンダ７ａと第１油圧ポンプ１４とは、管路３１，３２を介して閉回路状に接続され、ブームシリンダ７ａを第１油圧ポンプ１４にて直接駆動する第１閉回路３３を構成している。ブームシリンダ７ａは、第１油圧ポンプ１４から供給される作動油によって伸縮駆動する。ブームシリンダ７ａの伸縮方向、すなわち伸長方向および縮退方向は、第１油圧ポンプ１４から吐出される作動油の吐出方向に応じている。   The first hydraulic pump 14 has one input / output port 14 a connected to the conduit 31 and the other input / output port 14 b connected to the conduit 32. The pipeline 31 is connected to the rod chamber 7f of the boom cylinder 7a, and the pipeline 32 is connected to the bottom chamber 7e of the boom cylinder 7a. The boom cylinder 7a and the first hydraulic pump 14 are connected in a closed circuit shape via pipes 31 and 32, and constitute a first closed circuit 33 that directly drives the boom cylinder 7a by the first hydraulic pump 14. Yes. The boom cylinder 7a is extended and contracted by the hydraulic fluid supplied from the first hydraulic pump 14. The expansion / contraction direction of the boom cylinder 7a, that is, the extension direction and the contraction direction, correspond to the discharge direction of the hydraulic oil discharged from the first hydraulic pump 14.

ブームシリンダ７ａのボトム室７ｅおよびロッド室７ｆ内の作動油圧は、ブームシリンダ７ａのピストン７ｄのボトム側の受圧面またはロッド側の受圧面に作用する。そして、ピストン７ｄの各受圧面に作用する力の差が、ピストン７ｄを駆動させる駆動力となる。なお、アームシリンダ８ａおよびバケットシリンダ９ａについても、ブームシリンダ７ａと同様に構成され、ボトム室８ｅおよびロッド室８ｆ内の圧力にて駆動する原理は同様である。   The hydraulic pressure in the bottom chamber 7e and the rod chamber 7f of the boom cylinder 7a acts on the pressure receiving surface on the bottom side or the pressure receiving surface on the rod side of the piston 7d of the boom cylinder 7a. And the difference of the force which acts on each pressure-receiving surface of piston 7d becomes the driving force which drives piston 7d. The arm cylinder 8a and the bucket cylinder 9a are configured in the same manner as the boom cylinder 7a, and the principle of driving with the pressure in the bottom chamber 8e and the rod chamber 8f is the same.

第１閉回路３３の管路３１，３２間には、管路３１，３２内、低圧側管路を管路１９に接続し、作動油の排出、もしくは吸入するフラッシング弁３４と、管路３１，３２内の作動油圧が予め定めた所定圧以上になった場合に、管路３１，３２内の作動油を排出するリーフ弁３５ａ，３５ｂと、管路３１，３２内の作動油圧が予め定めた所定圧より低くなった場合に、チャージポンプ１８から吐出される作動油を管路３１，３２内へ供給するチェック弁３６ａ，３６ｂとがそれぞれ接続されている。フラッシング弁３４、リリーフ弁３５ａ，３５ｂ、およびチェック弁３６ａ，３６ｂは、管路１９にそれぞれ接続されている。   Between the pipe lines 31 and 32 of the first closed circuit 33, the low pressure side pipe line in the pipe lines 31 and 32 is connected to the pipe line 19, and the flushing valve 34 for discharging or sucking the hydraulic oil and the pipe line 31 are connected. , 32 when the hydraulic pressure in the pipes 31, 32 exceeds a predetermined pressure, the leaf valves 35 a, 35 b for discharging the hydraulic oil in the pipes 31, 32 and the hydraulic pressure in the pipes 31, 32 are predetermined. When the pressure is lower than the predetermined pressure, check valves 36a and 36b for supplying hydraulic oil discharged from the charge pump 18 into the pipelines 31 and 32 are connected. The flushing valve 34, the relief valves 35a and 35b, and the check valves 36a and 36b are connected to the pipe line 19, respectively.

第２油圧ポンプ１５は、一方の入出力ポート１５ａが管路４１に接続され、他方の入出力ポート１５ｂが管路４２に接続されている。第２油圧ポンプ１５は、両傾転式の斜板１５ｃを備えた両傾転斜板機構を備え、斜板１５ｃの傾斜角を調整するためのレギュレータ１５ｄが接続されている。管路４１は、アームシリンダ８ａのロッド室８ｆに接続され、管路４２はアームシリンダ８ａのボトム室８ｅに接続されている。アームシリンダ８ａと第２油圧ポンプ１５とは、管路４１、４２を介して閉回路状に接続され第２閉回路４３を構成している。第２閉回路４３には、第１閉回路３３と同様、フラッシング弁４４、リリーフ弁４５ａ，４５ｂおよびチェック弁４６ａ，４６ｂを備えている。   The second hydraulic pump 15 has one input / output port 15 a connected to the pipeline 41 and the other input / output port 15 b connected to the pipeline 42. The second hydraulic pump 15 includes a bi-tilt swash plate mechanism including a bi-tilt swash plate 15c, and a regulator 15d for adjusting the tilt angle of the swash plate 15c is connected. The pipeline 41 is connected to the rod chamber 8f of the arm cylinder 8a, and the pipeline 42 is connected to the bottom chamber 8e of the arm cylinder 8a. The arm cylinder 8 a and the second hydraulic pump 15 are connected in a closed circuit shape via pipe lines 41 and 42 to form a second closed circuit 43. Similar to the first closed circuit 33, the second closed circuit 43 includes a flushing valve 44, relief valves 45a and 45b, and check valves 46a and 46b.

第３油圧ポンプ１６は、一方の入出力ポート１６ａが管路５１に接続され、他方の入出力ポート１６ｂが管路５２に接続されている。第３油圧ポンプ１６は、両傾転式の斜板１６ｃを備えた両傾転斜板機構を備え、斜板１６ｃの傾斜角を調整するためのレギュレータ１６ｄが接続されている。管路５１は、バケットシリンダ９ａのロッド室９ｆに接続され、管路５２はバケットシリンダ９ａのボトム室９ｅに接続されている。バケットシリンダ７と第３油圧ポンプとは、管路５１、５２を介して閉回路状に接続された第３閉回路５３を構成している。第３閉回路５３には、第１閉回路３３と同様、フラッシング弁５４、リリーフ弁５５ａ，５５ｂおよびチェック弁５６ａ，５６ｂを備えている。   The third hydraulic pump 16 has one input / output port 16 a connected to the pipeline 51 and the other input / output port 16 b connected to the pipeline 52. The third hydraulic pump 16 includes a bi-tilt swash plate mechanism including a bi-tilt swash plate 16c, and is connected to a regulator 16d for adjusting the tilt angle of the swash plate 16c. The pipeline 51 is connected to the rod chamber 9f of the bucket cylinder 9a, and the pipeline 52 is connected to the bottom chamber 9e of the bucket cylinder 9a. The bucket cylinder 7 and the third hydraulic pump constitute a third closed circuit 53 that is connected in a closed circuit shape via pipe lines 51 and 52. Similar to the first closed circuit 33, the third closed circuit 53 includes a flushing valve 54, relief valves 55a and 55b, and check valves 56a and 56b.

第４油圧ポンプ１７は、一方の入出力ポート１７ａが管路６１に接続され、他方の入出力ポート１７ｂが管路６２に接続されている。第４油圧ポンプ１７は、両傾転式の斜板１７ｃを備えた両傾転斜板機構を備え、斜板１７ｃの傾斜角を調整するためのレギュレータ１７ｄが接続されている。管路６１，６２は、旋回モータ５ａの一対の入出力ポート５ｂ，５ｃに接続されている。旋回モータ５ａと第４油圧ポンプ１７とは、管路６１，６２を介して閉回路状に接続された第４閉回路６３を構成している。第４閉回路６３には、第１閉回路３３と同様、フラッシング弁６４、リリーフ弁６５ａ，６５ｂおよびチェック弁６６ａ，６６ｂを備えている。   The fourth hydraulic pump 17 has one input / output port 17 a connected to the pipeline 61 and the other input / output port 17 b connected to the pipeline 62. The fourth hydraulic pump 17 includes a bi-tilt swash plate mechanism including a bi-tilt swash plate 17c, and a regulator 17d for adjusting the tilt angle of the swash plate 17c is connected. The pipes 61 and 62 are connected to a pair of input / output ports 5b and 5c of the turning motor 5a. The turning motor 5a and the fourth hydraulic pump 17 constitute a fourth closed circuit 63 connected in a closed circuit shape via pipe lines 61 and 62. Similar to the first closed circuit 33, the fourth closed circuit 63 includes a flushing valve 64, relief valves 65a and 65b, and check valves 66a and 66b.

第１閉回路３３の管路３２には、分岐して作動油タンク２２に接続した管路が設けられ、その管路上にブームシリンダ７ａのボトム室７ｅ内の作動油を作動油タンク２２に排出させる、流量調整弁である比例弁３７が取り付けられている。管路３２はブームシリンダ７ａが伸縮動作する際に、ブーム７の自重落下により油圧ポンプ１４を回生駆動する戻り油が流れる管路である。比例弁３７は、信号線２３を介してコントローラ２４に接続され、コントローラ２４にて比例弁３７の開度が調整され、この開度調整により比例弁３７を通過する作動油量が調整される。なお、ここでは比例弁３７をブームシリンダ７ａを有する閉回路３３に設けたが、これに拘ることなく、他に回生する油圧アクチュエータを有する閉回路、例えばアームシリンダ８ａを有する閉回路４３などに設けてもよい。   The pipe 32 of the first closed circuit 33 is provided with a pipe branched and connected to the hydraulic oil tank 22, and the hydraulic oil in the bottom chamber 7 e of the boom cylinder 7 a is discharged to the hydraulic oil tank 22 on the pipe. A proportional valve 37 which is a flow rate adjusting valve is attached. The pipe 32 is a pipe through which return oil for regeneratively driving the hydraulic pump 14 flows when the boom cylinder 7a expands and contracts by its own weight dropping. The proportional valve 37 is connected to the controller 24 via the signal line 23, and the controller 24 adjusts the opening of the proportional valve 37, and the amount of hydraulic fluid passing through the proportional valve 37 is adjusted by adjusting the opening. Here, the proportional valve 37 is provided in the closed circuit 33 having the boom cylinder 7a. However, regardless of this, the proportional valve 37 is provided in another closed circuit having a regenerative hydraulic actuator, for example, the closed circuit 43 having the arm cylinder 8a. May be.

コントローラ２４は、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７から吐出される作動油量（容量）を制御するものであって、図３に示すように、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７から吐出される作動油量の目標流量指令値を算出する流量指令算出回路２４ａを備えている。流量指令算出回路２４ａは、各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａ毎に、これら油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａを駆動させる油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の流量の割当量が定められ、レバー装置１１の各レバー１１ａ，１１ｂの操作量に対し各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａの駆動に必要なポンプ流量の目標流量指令値を算出する。図３においては、油圧アクチュエータ７ａ，８ａ，９ａの伸長方向に操作する際の操作量、およびボトム室７ｅ，８ｅ，９ｅ側へ流入するポンプ流量とポンプ流量の目標流量を各々正とし、さらに縮退方向に操作する際の操作量、およびロッド室７ｆ，８ｆ，９ｆ側へ流入するポンプ流量とポンプ流量の目標流量を各々負として表し、［−Ｘ１］のレバー操作量が入力され、ブームシリンダ７ａに流量［−Ｑ１］の要求が入力された場合を示している。また旋回モータ５ａに対しては、右旋回へ操作する際の操作量、および入出力ポート５ｂへの流入流量を各々正、さらに左旋回へ操作する際の操作量、および入出力ポート５ｃへ流入するポンプ流量とポンプ流量の目標流量を各々負、とする。   The controller 24 controls the amount (capacity) of hydraulic fluid discharged from the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17, and as shown in FIG. 3, the first to fourth hydraulic pumps A flow rate command calculation circuit 24a for calculating a target flow rate command value for the amount of hydraulic oil discharged from 14, 15, 16, and 17 is provided. In the flow rate command calculation circuit 24a, for each hydraulic actuator 5a, 7a, 8a, 9a, an allocation amount of the flow rate of the hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 for driving the hydraulic actuators 5a, 7a, 8a, 9a is determined. The target flow rate command value of the pump flow rate required for driving the hydraulic actuators 5a, 7a, 8a, 9a is calculated with respect to the operation amounts of the levers 11a, 11b of the lever device 11. In FIG. 3, the operation amount when the hydraulic actuators 7a, 8a, 9a are operated in the extending direction, and the pump flow rate flowing into the bottom chambers 7e, 8e, 9e side and the target flow rate of the pump flow rate are respectively positive, and further degeneration is performed. The operation amount when operating in the direction, the pump flow rate flowing into the rod chambers 7f, 8f, and 9f and the target flow rate of the pump flow rate are each expressed as negative, and the lever operation amount [−X1] is input, and the boom cylinder 7a Shows a case where a request for the flow rate [−Q1] is input. For the turning motor 5a, the amount of operation when turning to the right and the amount of flow into the input / output port 5b are positive, and the amount of operation when turning to the left and further to the input / output port 5c. Let the inflow pump flow rate and the target flow rate of the pump flow rate be negative.

コントローラ２４は、流量指令算出回路２４ａにて目標流量指令値が算出された、すなわち駆動が選択された各油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の合計出力である、合計馬力Ｌ_{ｔｏｔａｌ}を算出する馬力演算回路２４ｂを備えている。第１ないし第４閉回路３３，４３，５３，６３は、それぞれ閉回路システムであるため、各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａと各油圧ポンプ１４，１５，１６，１７との間で絞りによる圧力損失が存在しない。よって、各油圧ポンプ１４，１５，１６，１７から出力される作動油圧と油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａへ供給される作動油圧とがほぼ等しくなる。各油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の出力であるポンプ馬力Ｌは、各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａにかかる前後差圧である負荷圧力をΔＰとし、これら各油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のポンプ流量をＱとすると、Ｌ＝ΔＰ・Ｑの式で求めることができる。 The controller 24 calculates the total horsepower L _total that is the total output of the hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 for which the target flow command value is calculated by the flow command calculation circuit 24a, that is, the drive is selected. An arithmetic circuit 24b is provided. Since the first to fourth closed circuits 33, 43, 53, and 63 are closed circuit systems, the throttling is performed between the hydraulic actuators 5a, 7a, 8a, and 9a and the hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17, respectively. There is no pressure loss due to. Therefore, the hydraulic pressure output from each hydraulic pump 14, 15, 16, 17 is substantially equal to the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuators 5a, 7a, 8a, 9a. The pump horsepower L that is the output of each of the hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 is ΔP, which is the load pressure that is the differential pressure across the hydraulic actuators 5a, 7a, 8a, 9a. When the pump flow rate of 16 and 17 is Q, it can be obtained by the equation L = ΔP · Q.

馬力演算回路２４ｂにて演算される各油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の合計馬力Ｌ_{ｔｏｔａｌ}は、Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＝Ｌ_ＳＰ１＋Ｌ_ＳＰ２＋Ｌ_ＳＰ３＋Ｌ_ＳＰ４＝（ΔＰ_ＢＭ・Ｑ_ＳＰ１）＋（ΔＰ_ＡＭ・Ｑ_ＳＰ２）＋（ΔＰ_ＢＫ・Ｑ_ＳＰ３）＋（ΔＰ_ＳＷ・Ｑ_ＳＰ４）の式から算出される。ΔＰ_ＢＭはブームシリンダ７ａの負荷圧力、ΔＰ_ＡＭはアームシリンダ８ａの負荷圧力、ΔＰ_ＢＫはバケットシリンダ９ａの負荷圧力、ΔＰ_ＳＷは旋回モータ５ａの負荷圧力である。Ｑ_ＳＰ１、Ｑ_ＳＰ２、Ｑ_ＳＰ３およびＱ_ＳＰ４は、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の流量（ポンプ流量）である。ここで、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のポンプ効率については無視している。 Total horsepower _{L total} of the hydraulic pumps 14, 15, 16 and 17 are calculated in horsepower calculation circuit 24b _{is, L total = L SP1 + L} SP2 + L SP3 + L SP4 = (ΔP BM · Q SP1) + (ΔP AM · Q _SP2 ) + (ΔP _BK · Q _SP3 ) + (ΔP _SW · Q _SP4 ) ΔP _BM is the load pressure of the boom cylinder 7a, ΔP _AM is the load pressure of the arm cylinder 8a, ΔP _BK is the load pressure of the bucket cylinder 9a, and ΔP _SW is the load pressure of the swing motor 5a. Q _SP1 , Q _SP2 , Q _SP3, and Q _SP4 are flow rates (pump flow rates) of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17. Here, the pump efficiency of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 is ignored.

ΔＰは、油圧アクチュエータ７ａ，８ａ，９ａのボトム室７ｅ，８ｅ，９ｅ内の圧力と、ロッド室７ｆ，８ｆ，９ｆ内の圧力との差、および旋回モータ５ａの入出力ポート５ｂ側の圧力と入出力ポート５ｃ側の圧力との差で、油圧アクチュエータ７ａ，８ａ，９ａの駆動方向毎に演算する。駆動方向の判定は、第１ないし第４ポンプ１４，１５，１６，１７の目標流量Ｑ_ＳＰ１，Ｑ_ＳＰ２，Ｑ_ＳＰ３およびＱ_ＳＰ４の極性で判断する。すなわち、ブーム上げ動作の場合、Ｑ_ＳＰ１は正の値を取ることから、ΔＰ_ＢＭ＝（ブームシリンダ７ａのボトム室７ｅ側圧力）−（ブームシリンダ７ａのロッド室７ｆ側圧力）と演算し、ボトム室７ｅ側圧力が１７ＭＰａ、ロッド室７ｆ側圧力が２ＭＰａの場合にΔＰ_ＢＭ＝１５ＭＰａとなる。一方、ブーム下げ動作の場合は、Ｑ_ＳＰ１は負の値を取ることから、ΔＰ_ＢＭ＝（ブームシリンダ７ａのロッド室７ｆ側圧力）−（ブームシリンダ７ａのボトム室７ｅ側圧力）と演算する。ブーム下げの場合、ブーム７の自重が加わるため、ブームボトム室７ｅ側圧力が、ロッド室７ｆ側圧力より大きくなることから、ブームボトム室７ｅ側圧力が１７ＭＰａ、ロッド室７ｆ側圧力が２ＭＰａの場合に、ΔＰ_ＢＭ＝−１５ＭＰａとなり、負荷圧力（ポンプ動力）が回生されることを示す。なお、他の油圧アクチュエータ８ａ，９ａも同様に演算する。 ΔP is the difference between the pressure in the bottom chambers 7e, 8e, 9e of the hydraulic actuators 7a, 8a, 9a and the pressure in the rod chambers 7f, 8f, 9f, and the pressure on the input / output port 5b side of the swing motor 5a. Calculation is performed for each driving direction of the hydraulic actuators 7a, 8a, and 9a based on a difference from the pressure on the input / output port 5c side. The drive direction is determined by the polarities of the target flow rates Q _SP1 , Q _SP2 , Q _SP3 and Q _SP4 of the first to fourth pumps 14, 15, 16 and 17. That is, in the case of the boom raising operation, Q _SP1 takes a positive value, so that ΔP _BM = (pressure in the bottom chamber 7e side of the boom cylinder 7a) − (pressure in the rod chamber 7f side of the boom cylinder 7a) is calculated. When the pressure on the chamber 7e side is 17 MPa and the pressure on the rod chamber 7f side is 2 MPa, ΔP _BM = 15 MPa. On the other hand, in the case of the boom lowering operation, Q _SP1 takes a negative value, and therefore, ΔP _BM = (pressure in the rod chamber 7f of the boom cylinder 7a) − (pressure in the bottom chamber 7e of the boom cylinder 7a) is calculated. In the case of lowering the boom, since the weight of the boom 7 is added, the pressure on the boom bottom chamber 7e side becomes larger than the pressure on the rod chamber 7f side. Therefore, the pressure on the boom bottom chamber 7e side is 17MPa and the pressure on the rod chamber 7f side is 2MPa. , ΔP _BM = −15 MPa, indicating that the load pressure (pump power) is regenerated. The other hydraulic actuators 8a and 9a perform the same calculation.

コントローラ２４は、ポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃを備えている。ポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃは、馬力演算回路２４ｂにて算出した合計馬力に基づいてエンジン１２に対する負荷動力を算出し、この負荷動力が所定の動力以下かつ正の値となるように、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の作動油量を制御するポンプ制御部であると同時に、第１油圧ポンプ１４の作動油量がレバー操作量に応じた作動油量より少ない場合に、比例弁３７を開動作させる比例弁制御部である。また、ポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃは、エンジン回転数がエンジン１２の所定の回転数、例えば許容回転数以上の場合に、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の合計馬力が正の値となるように、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の作動油量を制御する。   The controller 24 includes a pump command / proportional valve command calculation circuit 24c. The pump command / proportional valve command calculation circuit 24c calculates load power to the engine 12 based on the total horsepower calculated by the horsepower calculation circuit 24b, and the load power is equal to or less than a predetermined power and a positive value. At the same time as the pump control unit for controlling the hydraulic oil amount of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17, the hydraulic oil amount of the first hydraulic pump 14 is smaller than the hydraulic oil amount corresponding to the lever operation amount. In this case, the proportional valve control unit opens the proportional valve 37. Further, the pump command / proportional valve command calculation circuit 24c is configured to sum the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 when the engine speed is equal to or higher than a predetermined speed of the engine 12, for example, an allowable speed. The hydraulic oil amount of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 is controlled so that the horsepower becomes a positive value.

ポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃは、第１条件分岐部２４ｄを備え、第１条件分岐部２４ｄにおいて、各第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の合計馬力Ｌ_{ｔｏｔａｌ}と、エンジン１２の摩擦損失動力Ｌ_ｅｆｒｃとの和、すなわちエンジン１２に対する負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）がエンジン１２の所定の動力である許容馬力Ｌ_ｅｍａｘを超えていないかどうかを判定する。第１条件分岐部２４ｄにて、エンジン負荷動力がエンジン１２の許容馬力を越えていると判定された（Ｎｏの）場合（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ≧Ｌ_ｅｍａｘ）は、第１演算部２４ｅへ移る。第１演算部２４ｅは、力行動作している第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の斜板１４ｃ，１５ｃ，１６ｃ，１７ｃの傾転角を減少させ、力行動作している第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の流量をそれぞれ減らして、エンジン負荷動力をＬ_ｅｍａｘ以下に調整し、エンジン１２のエンストを防止する。 The pump command / proportional valve command calculation circuit 24c includes a first condition branching unit 24d. In the first condition branching unit 24d, the total horsepower L _{total of} each of the fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 and the engine 12 It is determined whether the sum of the friction loss power L _efrc , that is, the load power (L _total + L _efrc ) to the engine 12 does not exceed the allowable horsepower L _emax that is the predetermined power of the engine 12. When the first condition branching unit 24d determines that the engine load power exceeds the allowable horsepower of the engine 12 (No) (L _total + L _efrc ≧ L _emax ), the _{process proceeds to} the first calculation unit 24e. The first computing unit 24e reduces the tilt angles of the swash plates 14c, 15c, 16c, and 17c of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 that are in a power running operation, and performs a power running operation. The flow rates of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 are reduced, and the engine load power is adjusted to be equal to or lower than _Lemax , thereby preventing the engine 12 from stalling.

第１条件分岐部２４ｄにて、エンジン負荷動力がエンジン１２の許容馬力Ｌ_ｅｍａｘ以下と判定された（Ｙｅｓ）の場合（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ＜Ｌ_ｅｍａｘ）は、第２条件分岐部２４ｆに移る。第２条件分岐部２４ｆは、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）の正負を判定する。第２条件分岐部２４ｆにて、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）が負と判定された（Ｎｏの）場合（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ≦０）は、第２演算部２４ｇに移る。エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）が負であることは、閉回路３３，４３，５３，６３のいずれかが回生し、エンジン１２に対し動力を与えていることを示す。第２演算部２４ｇは、回生動作している第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の傾転角を減少させて、回生動作している第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の流量を減少させ、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の回生動力を減らし、エンジン回転数の増加を防止する。 When the engine load power is determined to be equal to or lower than the allowable horsepower L _{emax of the} engine 12 (Yes, L _total + L _efrc <L _emax ) in the first conditional branching unit 24d, the _{process proceeds to} the second conditional branching unit 24f. The second conditional branch section 24f determines the sign of engine load power _(L total _{+ L efrc).} When the engine load power (L _total + L _efrc ) is determined to be negative (No) (L _total + L _efrc ≦ 0) in the second conditional branching unit 24f, the _{process proceeds to} the second calculation unit 24g. A negative engine load power (L _total + L _efrc ) indicates that any one of the closed circuits 33, 43, 53, and 63 is regenerating and supplying power to the engine 12. The second calculation unit 24g reduces the tilt angle of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 that are performing the regenerative operation, and the first to fourth hydraulic pumps 14 and 15 that are performing the regenerative operation. , 16 and 17, the regenerative power of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16 and 17 is reduced, and an increase in the engine speed is prevented.

ここで閉回路３３で回生動作が発生した場合、レバー操作量に基づくブームシリンダ７ａへの要求流量に対応させる観点から、第２演算部２４ｇにて減少させた分に相当する流量が比例弁３７から作動油タンク２２へ排出されるように比例弁３７の開度がコントローラ２４にて制御されて、第１油圧ポンプ１４の流量が制御され、レバー操作量に基づく要求通りのアクチュエータ速度が確保される。   Here, when the regenerative operation occurs in the closed circuit 33, the flow rate corresponding to the amount reduced by the second calculation unit 24g is proportional valve 37 from the viewpoint of corresponding to the required flow rate to the boom cylinder 7a based on the lever operation amount. The opening of the proportional valve 37 is controlled by the controller 24 so as to be discharged from the hydraulic oil tank 22, the flow rate of the first hydraulic pump 14 is controlled, and the required actuator speed based on the lever operation amount is ensured. The

第２条件分岐２４ｆにて、エンジン負荷動力が正（Ｙｅｓ）と判定された場合（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ＞０）は、第３条件分岐部２４ｈに移る。第３条件分岐部２４ｈは、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）が、エンジン１２において予め設定された所定の回転数、例えば許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えていないかどうかを判定する。第３条件分岐部２４ｈにて、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）が、エンジン１２の許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えていないと判定された（Ｙｅｓの）場合（Ｎ_ｅｎｇ＜Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）は、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のポンプ指令を、レバー操作量に基づく要求通りのポンプ流量が出力されるようにする。これに対し、第３条件分岐部２４ｈにて、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）が、エンジン１２の許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）以下と判定された（Ｎｏの）場合（Ｎ_ｅｎｇ≦Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）は、上述した第２演算部２４ｇへ進む。 When it is determined in the second conditional branch 24f that the engine load power is positive (Yes) (L _total + L _efrc > 0), the _{process proceeds to} the third conditional branch unit 24h. The third condition branching unit 24h determines whether or not the engine speed (N _eng ) exceeds a predetermined speed set in advance in the engine 12, for example, an allowable speed (N _limit ). When the third condition branching unit 24h determines that the engine speed (N _eng ) does not exceed the allowable speed (N _limit ) of the engine 12 (Yes) (N _eng <N _limit ), The pump commands of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 are set so that the pump flow rate as requested based on the lever operation amount is output. On the other hand, when the third condition branching unit 24h determines that the engine speed (N _eng ) is equal to or lower than the allowable speed (N _limit ) of the engine 12 (No) (N _eng ≦ N _limit ). Then, the process proceeds to the second calculation unit 24g described above.

コントローラ２４は、第１および第２演算部２４ｅ、２４ｇおよび第３条件分岐部２４ｈにて演算されたポンプ出力および比例弁開度情報が入力される指令生成部２４ｉを備えている。比例生成部２４ｉは、入力されるポンプ出力および比例弁制御情報に基づき、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のレギュレータ１４ｄ，１５ｄ，１６ｄ，１７ｄや比例弁３７に出力する各ポンプ指令および比例弁指令を生成して出力する。指令生成部２４ｉにて生成された各ポンプ指令および比例弁指令は、信号線２３を介して第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７および比例弁３７へ送られ、これら第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の斜板１４ｃ，１５ｃ，１６ｃ，１７ｃの傾転角を制御するとともに、比例弁３７の開度を制御する。   The controller 24 includes a command generation unit 24i to which the pump output and proportional valve opening information calculated by the first and second calculation units 24e and 24g and the third conditional branching unit 24h are input. The proportional generation unit 24i outputs each to the regulators 14d, 15d, 16d, 17d of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 and the proportional valve 37 based on the input pump output and proportional valve control information. Generate and output pump command and proportional valve command. Each pump command and proportional valve command generated by the command generation unit 24i is sent to the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 and the proportional valve 37 via the signal line 23, and these first to fourth hydraulic pumps and proportional valve commands are sent. The tilt angles of the swash plates 14c, 15c, 16c, and 17c of the fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 are controlled, and the opening degree of the proportional valve 37 is controlled.

＜動作＞
次に、上記第１実施形態に係る油圧ショベル１の油圧駆動装置１０の動作の一例としてブーム下げ動作を行う場合について、図３を参照して説明する。 <Operation>
Next, a case where the boom lowering operation is performed as an example of the operation of the hydraulic drive device 10 of the excavator 1 according to the first embodiment will be described with reference to FIG.

操作レバー装置１１のレバー１１ａ，１１ｂが操作されると（Ｓ１）、コントローラ２４の流量指令算出回路２４ａにより、各レバー１１ａ，１１ｂの操作量に対し各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａの駆動に必要なポンプ流量の目標流量指令値が算出された後、馬力演算回路２４ｂにて第１ないし第４液圧ポンプ１４，１５，１６，１７の合計馬力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}）が算出される。 When the levers 11a and 11b of the operation lever device 11 are operated (S1), the flow rate command calculation circuit 24a of the controller 24 drives the hydraulic actuators 5a, 7a, 8a and 9a with respect to the operation amounts of the levers 11a and 11b. After the target flow rate command value necessary for the flow rate is calculated, the total horsepower ( _Ltotal ) of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 is calculated by the horsepower calculation circuit 24b.

この後、ポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃの第１条件分岐部２４ｄにより、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）がエンジン１２の許容馬力（Ｌ_ｅｍａｘ）を超えていないかどうかが判定され、エンジン負荷動力がエンジン１２の許容馬力を越えている（Ｎｏの）場合は、第１演算部２４ｅにより、力行動作している第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の斜板１４ｃ，１５ｃ，１６ｃ，１７ｃの傾転角を減少させ、エンジン負荷動力をＬ_ｅｍａｘ以下に調整する、いわゆる一般的な馬力制御を行っている。なお、エンジン１２の許容馬力（Ｌ_ｅｍａｘ）は一例で、定格馬力などを用いてもよい。 Thereafter, whether or not the engine load power (L _total + L _efrc ) exceeds the allowable horsepower (L _emax ) of the engine 12 is determined by the first condition branching unit 24d of the pump command / proportional valve command calculation circuit 24c. When the engine load power exceeds the allowable horsepower of the engine 12 (No), the swash plate 14 c of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 that is operating by the first calculation unit 24 e. 15c, 16c, and 17c, so-called general horsepower control is performed in which the engine load power is adjusted to be equal to or less than _Lemax . The allowable horsepower (L _emax ) of the engine 12 is an example, and rated horsepower may be used.

一方、第１条件分岐部２４ｄにて、エンジン負荷動力がエンジン１２の許容馬力以下と判定された（Ｙｅｓの）場合は、第２条件分岐部２４ｆにより、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）の正負が判定される。第２条件分岐部２４ｆにより、エンジン負荷動力が負と判定された（Ｎｏの）場合は、第２演算部２４ｇにより、回生動作している第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の傾転角を減少させ、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の回生動力を減らし、エンジン回転数の増加を防止する。 On the other hand, if the first condition branching unit 24d determines that the engine load power is equal to or less than the allowable horsepower of the engine 12 (Yes), the second condition branching unit 24f determines the engine load power (L _total + L _efrc ). Positive / negative is determined. If the engine load power is determined to be negative (No) by the second condition branching unit 24f, the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 that are performing regenerative operation are performed by the second calculation unit 24g. Is reduced, the regenerative power of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 is reduced, and the increase of the engine speed is prevented.

このとき、ブームシリンダ７ａについては、レバー操作量に基づくブームシリンダ７ａへの要求流量に対し、第１油圧ポンプ１４のポンプ流量のうちの第２演算部２４ｇにて減少させた分の作動油量が比例弁３７から作動油タンク２２へ排出され、レバー操作量に基づく要求通りのアクチュエータ速度を確保させる比例弁２２の開度が算出される。   At this time, for the boom cylinder 7a, the amount of hydraulic oil that is reduced by the second arithmetic unit 24g of the pump flow rate of the first hydraulic pump 14 with respect to the required flow rate to the boom cylinder 7a based on the lever operation amount. Is discharged from the proportional valve 37 to the hydraulic oil tank 22, and the opening degree of the proportional valve 22 that secures the actuator speed as required based on the lever operation amount is calculated.

また、第２条件分岐部２４ｆにより、エンジン負荷動力が正と判定された（Ｙｅｓの）場合は、第３条件分岐部２４ｈにより、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）がエンジン許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えていないかどうかが判定される。第３条件分岐部２４ｈにより、エンジン回転数がエンジン許容回転数を超えていないと判定された（Ｙｅｓの）場合は、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のポンプ流量が、レバー操作量に基づく要求通りのポンプ流量となるようにする。これに対し、第３条件分岐部２４ｈにより、エンジン回転数がエンジン許容回転数以下と判定された（Ｎｏの）場合は、第２演算部２４ｇへ進む。 Further, the second conditional branch portion 24f, the engine load power is determined as positive (Yes in), then the third conditional branch unit 24h, an engine rotational speed _{(N eng)} is engine permissible speed _{(N limit)} It is determined whether or not the maximum value is exceeded. When the third condition branching unit 24h determines that the engine speed does not exceed the engine allowable speed (Yes), the pump flow rates of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 are Make the pump flow rate as required based on the lever operation amount. In contrast, if the third condition branching unit 24h determines that the engine speed is equal to or lower than the engine allowable speed (No), the process proceeds to the second calculation unit 24g.

次いで、第１および第２演算部２４ｅ，２４ｇ、および第３条件分岐部２４ｈにて演算されたポンプ出力および比例弁開度情報が指令生成部２４ｉへ入力される。比例生成部２４ｉにより、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のレギュレータ１４ｄ，１５ｄ，１６ｄ，１７ｄや比例弁３７に出力する各ポンプ指令および比例弁指令が生成されて信号線２３を介して第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７および比例弁３７へ送られ、これら第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の斜板１４ｃ，１５ｃ，１６ｃ，１７ｃの傾転角が制御され、かつ比例弁３７の開度が制御される（Ｓ２）。   Next, the pump output and proportional valve opening information calculated by the first and second calculation units 24e and 24g and the third conditional branching unit 24h are input to the command generation unit 24i. The proportional generation unit 24 i generates pump commands and proportional valve commands to be output to the regulators 14 d, 15 d, 16 d, 17 d of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 and the proportional valve 37. Through the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 and the proportional valve 37, and the swash plates 14c, 15c, 16c, 17c of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 are provided. And the opening degree of the proportional valve 37 is controlled (S2).

以上により、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の馬力計算の精度が低い場合や、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のポンプ傾転の応答が遅いなどの原因で、エンジン回転数が増加してしまう場合であっても、エンジン回転数をエンジン許容回転数以下に保つことができるから、過負荷によるエンジン１２のエンストを防止できる。また、ブームシリンダ７ａの動力回生時にエンジン負荷が負にならないよう、回生中の第１油圧ポンプ１４の傾転を減少させるため、エンジン回転数の増加を防止でき、安定した操作性を確保しつつ、最大限の省エネ効果を得ることができる。   As described above, when the accuracy of the horsepower calculation of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 is low, the response of the pump tilting of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 is slow, etc. For this reason, even if the engine speed increases, the engine speed can be kept below the allowable engine speed, so that engine stall due to overload can be prevented. Further, in order to reduce the tilt of the first hydraulic pump 14 during regeneration so that the engine load does not become negative during power regeneration of the boom cylinder 7a, it is possible to prevent an increase in the engine speed and ensure stable operability. , You can get the maximum energy saving effect.

次に、上述したブーム下げ動作時の時間経過に伴う油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａ、油圧ポンプ１４，１５，１６，１７およびエンジン１２等の動作について、図４を参照して説明する。図４は、油圧駆動装置１０の動作を示すタイムチャートで、（ａ）はブームシリンダ７ａに対するレバー操作量、（ｂ）は第１油圧ポンプ１４の流量、（ｃ）は比例弁３７の流量、（ｄ）はエンジン負荷動力、（ｅ）はエンジン回転数、（ｆ）はブームシリンダ７ａの速度である。図４は、「ブーム上げ動作」から「ブーム下げ動作」を行う間の各構成機器の時刻歴応答を示している。図４では、レバー１１ａ，１１ｂの操作量Ｘ１における第１油圧ポンプ１４への要求流量がＱ１とし、流量Ｑ１が流れた場合のブームシリンダ７ａの速度がＶ１という関係となっている。   Next, operations of the hydraulic actuators 5a, 7a, 8a, 9a, the hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 and the engine 12 with the passage of time during the boom lowering operation described above will be described with reference to FIG. FIG. 4 is a time chart showing the operation of the hydraulic drive device 10, where (a) is the lever operation amount for the boom cylinder 7 a, (b) is the flow rate of the first hydraulic pump 14, (c) is the flow rate of the proportional valve 37, (D) is the engine load power, (e) is the engine speed, and (f) is the speed of the boom cylinder 7a. FIG. 4 shows a time history response of each component device during the “boom raising operation” to “boom lowering operation”. In FIG. 4, the required flow rate to the first hydraulic pump 14 at the operation amount X1 of the levers 11a and 11b is Q1, and the speed of the boom cylinder 7a when the flow rate Q1 flows is V1.

時刻ｔ０においては、図４（ａ）に示すように、ブームシリンダ７ａを駆動させるレバー操作がされず、図４（ｂ）、図４（ｃ）および図４（ｆ）に示すように、第１油圧ポンプ１４の流量、比例弁３７を通過する作動油の流量、およびブームシリンダ７ａの速度、各々がゼロ（０）である。このとき、図４（ｅ）に示すように、エンジン１２は、目標回転数Ｎ_ｒｅｆで略一定駆動しており、エンジン１２には摩擦損失動力Ｌ_ｅｆｒｃが作用している。摩擦損失動力Ｌ_ｅｆｒｃには、エンジン１２自体の摩擦損失のほか、オルタネータやエアコン用コンプレッサ等の補機類（図示せず）を駆動する動力も含まれている。 At time t0, as shown in FIG. 4A, the lever operation for driving the boom cylinder 7a is not performed, and as shown in FIG. 4B, FIG. 4C, and FIG. 1 The flow rate of the hydraulic pump 14, the flow rate of hydraulic oil passing through the proportional valve 37, and the speed of the boom cylinder 7a are each zero (0). At this time, as shown in FIG. 4 (e), the engine 12 is driven at a substantially constant target rotational speed N _ref , and the friction loss power L _efrc acts on the engine 12. In addition to the friction loss of the engine 12 itself, the friction loss power L _efrc includes power for driving auxiliary machines (not shown) such as an alternator and an air conditioner compressor.

時刻ｔ１において、図４（ａ）に示すように、ブーム上げ動作させるレバー操作量が入力されると、コントローラ２４の流量指令演算回路２４ａ、馬力演算回路２４ｂおよびポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃでの演算結果に従い、レバー操作量に比例して第１油圧ポンプ１４の流量がプラス側に増加していき、ブームシリンダ７ａの速度が上昇していく。ブーム７を空中で動作させる場合においては、ブームシリンダ７ａの圧力が略一定であるため、図４（ｂ）に示すように、第１油圧ポンプ１４の流量の増加に応じて動力Ｌ_ＳＰ１が、Ｌ_ＳＰ１＝ΔＰ_ＢＭ×Ｑ_ＳＰ１の関係で増加していき、図４（ｄ）に示すように、動力の増加分ほどエンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）が増えていく。 At time t1, as shown in FIG. 4A, when a lever operation amount for raising the boom is input, a flow rate command calculation circuit 24a, a horsepower calculation circuit 24b, and a pump command / proportional valve command calculation circuit 24c of the controller 24 are input. In accordance with the calculation result in, the flow rate of the first hydraulic pump 14 increases to the plus side in proportion to the lever operation amount, and the speed of the boom cylinder 7a increases. When the boom 7 is operated in the air, the pressure of the boom cylinder 7a is substantially constant. Therefore, as shown in FIG. 4B, the power L _SP1 is increased according to the increase in the flow rate of the first hydraulic pump 14. As shown in FIG. 4D, the engine load power (L _total + L _efrc ) increases as the power increases, as L _SP1 = ΔP _BM × Q _SP1 .

時刻ｔ２において、図４（ｄ）に示すように、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）がエンジン許容馬力（Ｌ_ｅｍａｘ）を超えると、コントローラ２４の指令・比例弁指令演算回路２４ｃでの演算によって、第１油圧ポンプ１４の斜板１４ｃの傾転角が絞られて流量が減少され、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）がエンジン許容馬力（Ｌ_ｅｍａｘ）以下に抑えられる。この結果、エンジン１２のエンストが防止されるとともに、エンジン１２の馬力を有効に利用しブームシリンダ７ａに対し最適なアクチュエータ速度を確保することができる。 At time t2, as shown in FIG. 4 (d), when the engine load power (L _total + L _efrc ) exceeds the engine allowable horsepower (L _emax ), the calculation by the command / proportional valve command calculation circuit 24c of the controller 24 is performed. The tilt angle of the swash plate 14c of the first hydraulic pump 14 is reduced, the flow rate is reduced, and the engine load power (L _total + L _efrc ) is suppressed to an engine allowable horsepower (L _emax ) or less. As a result, engine stall can be prevented, and an optimum actuator speed for the boom cylinder 7a can be ensured by effectively using the horsepower of the engine 12.

時刻ｔ３において、図４（ａ）に示すように、ブームシリンダ７ａを駆動させるレバー操作がゼロ（０）に戻され、図４（ｂ）および図４（ｆ）に示すように、第１油圧ポンプ１４の流量がゼロ（０）とされ、ブームシリンダ７ａの速度がゼロ（０）となる。このとき、図４（ｅ）に示すように、エンジン１２は、目標回転数Ｎ_ｒｅｆで略一定駆動した元の負荷状態に戻る。 At time t3, as shown in FIG. 4A, the lever operation for driving the boom cylinder 7a is returned to zero (0), and as shown in FIGS. 4B and 4F, the first hydraulic pressure is obtained. The flow rate of the pump 14 is zero (0), and the speed of the boom cylinder 7a is zero (0). At this time, as shown in FIG. 4 (e), the engine 12 returns to the original load state in which the engine 12 is driven at a substantially constant speed _Nref .

時刻ｔ４において、ブーム下げ動作させるレバー操作量が入力されると、コントローラ２４の流量指令演算回路２４ａ、馬力演算回路２４ｂおよびポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃでの演算結果に従い、レバー操作量に比例して第１油圧ポンプ１４の流量がマイナス側に増加していき、ブームシリンダ７ａの速度が上昇していく。第１油圧ポンプ１４は、ブームシリンダ７ａのボトム室７ｅ側である高圧ライン側の管路３２から作動油を吸い込んでロッド室７ｆ側である低圧ライン側の管路３１に作動油を吐出し、油圧モータとして動作され、図４（ｄ）に示すように、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）を下げる方向に作用させる。すなわち、第１油圧ポンプ１４にて動力回生が行われるため、図４（ｅ）に示すように、エンジン負荷動力が減少し、より少ない燃料噴射量でエンジンを目標回転数Ｎ_ｒｅｆに保持でき、エンジンの燃費を向上させることができる。 When the lever operation amount for boom lowering operation is input at time t4, the lever operation amount is set according to the calculation results in the flow rate command calculation circuit 24a, horsepower calculation circuit 24b and pump command / proportional valve command calculation circuit 24c of the controller 24. In proportion to this, the flow rate of the first hydraulic pump 14 increases to the negative side, and the speed of the boom cylinder 7a increases. The first hydraulic pump 14 sucks hydraulic oil from the high pressure line side pipe line 32 on the bottom chamber 7e side of the boom cylinder 7a, and discharges the hydraulic oil to the low pressure line side pipe line 31 on the rod chamber 7f side, It is operated as a hydraulic motor, and acts on the engine load power (L _total + L _efrc ) to be lowered as shown in FIG. That is, since power regeneration is performed by the first hydraulic pump 14, the engine load power is reduced as shown in FIG. 4E, and the engine can be held at the target rotational speed N _ref with a smaller amount of fuel injection. The fuel consumption of the engine can be improved.

一般に、ブーム７は大きな位置エネルギを有しており、特にバケット９に土砂等の積荷が満載の状態においては、この積荷の位置エネルギが加わり、ブーム下げ動作時の回生動力が非常に大きくなってしまい、この位置エネルギのすべてを回生動力した場合には、図４（ｅ）中の点線（従来）で示すように、エンジン回転数を増速させてしまう。   In general, the boom 7 has a large potential energy, and particularly when the bucket 9 is fully loaded with a load such as earth and sand, the potential energy of the load is added, and the regenerative power during the boom lowering operation becomes very large. Therefore, when all of this potential energy is regenerated, the engine speed is increased as shown by the dotted line (conventional) in FIG.

そこで、時刻ｔ５において、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）がゼロ（０）になった場合、すなわちコントローラ２４の第２条件分岐部２４ｆにて、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）が負と判定された場合（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ≦０）に、エンジン１２での燃料噴射量をカットし、エンジン１２が惰性で回る状態とする。このとき、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）がマイナスに転じた場合には、エンジン回転数が増加し始め、従来の技術のように、第１油圧ポンプ１４の流量をレバー操作量通りにし続けると、図４（ｅ）中の点線（従来）で示すように、エンジン回転数がエンジン許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えてしまう。すなわち、エンジン回転数が増加すると第１油圧ポンプ１４の流量も増加するためブームシリンダ７ａの速度がさらに上昇し、オペレータの意思に反してブームシリンダ７ａの速度が上昇してしまい操作性の低下に繋がるという課題がある。また、エンジン回転数がエンジン許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を越えてしまうおそれがあるため、エンジン１２や、エンジン１２にて駆動される補器類の耐久性が低下しまうという課題もある。 Therefore, when the engine load power (L _total + L _efrc ) becomes zero (0) at time t5, that is, in the second conditional branching section 24f of the controller 24, the engine load power (L _total + L _efrc ) is negative. When it is determined (L _total + L _efrc ≦ 0), the fuel injection amount in the engine 12 is cut, and the engine 12 is in a state of rotating by inertia. At this time, when the engine load power (L _total + L _efrc ) turns to minus, the engine speed starts to increase, and the flow rate of the first hydraulic pump 14 continues to follow the lever operation amount as in the conventional technique. Then, as indicated by a dotted line (conventional) in FIG. 4 (e), the engine speed exceeds the engine allowable speed (N _limit ). That is, when the engine speed increases, the flow rate of the first hydraulic pump 14 also increases, so that the speed of the boom cylinder 7a further increases, and the speed of the boom cylinder 7a increases against the operator's intention, resulting in a decrease in operability. There is a problem of being connected. Moreover, since there exists a possibility that an engine speed may exceed engine allowable speed ( _Nlimit ), there also exists a subject that durability of the engine 12 and the auxiliary devices driven by the engine 12 falls.

これに対し、上述した本発明の第１実施形態に係るコントローラ２４においては、第２条件分岐部２４ｆにて、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）が負と判定された場合（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ≦０）に、第２演算部２４ｇにて、回生動作している第１油圧ポンプ１４の傾転角を減少させて流量を減少させる。このため、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）を略ゼロに保持でき、エンジン回転数の増加を抑制しつつ、ブームシリンダ７ａから供給される作動油の動力回生を効率良く行うことができる。 In contrast, in the controller 24 according to the first embodiment of the present invention described above, in the second conditional branch unit 24f, if the engine load power _(L total _{+ L efrc)} is determined negative _(L total _{+ L efrc} ≦ 0), the second computing unit 24g reduces the tilt angle of the first hydraulic pump 14 that is performing the regenerative operation to reduce the flow rate. For this reason, the engine load power (L _total + L _efrc ) can be kept substantially zero, and the power regeneration of the hydraulic oil supplied from the boom cylinder 7a can be efficiently performed while suppressing an increase in the engine speed.

ここで、コントローラ２４の馬力演算回路２４ｂでの第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の馬力演算の精度が、作動油の油温変化や第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７自体の経年劣化等で低下し、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）がその許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えた場合であっても、コントローラ２４の第３条件分岐部２４ｈにて、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）がエンジン許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えていないかどうかを比較する。そして、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）がエンジン許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えた場合に、第１油圧ポンプ１４の傾転を減少させるため、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）を順次に許容回転数以下に保持でき、第１油圧ポンプ１４からの動力回生を安定して行うことができる。 Here, the accuracy of the horsepower calculation of the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 in the horsepower calculation circuit 24 b of the controller 24 depends on the oil temperature change of the hydraulic oil and the first to fourth hydraulic pumps 14, 15. , 16, 17 itself, etc., even if the engine speed (N _eng ) exceeds the allowable speed (N _limit ), the third condition branching unit 24h of the controller 24 It is compared whether or not the engine speed (N _eng ) exceeds the engine allowable speed (N _limit ). When the engine speed (N _eng ) exceeds the allowable engine speed (N _limit ), the engine speed (N _eng ) is sequentially set to the allowable speed to reduce the tilt of the first hydraulic pump 14. The power regeneration from the first hydraulic pump 14 can be stably performed.

さらに、時刻ｔ５においては、第１油圧ポンプ１４の流量が、レバー操作量−Ｘ１に応じた−Ｑ１に対し−Ｑ２（＞−Ｑ１）ほど減っているため、このままの状態では、ブームシリンダ７ａの速度は、レバー操作量−Ｘ１に応じた−Ｖ１に対し、図４（ｆ）中の一点鎖線で示すように、−Ｖ２（＞−Ｖ１）に低下してしまうことが考えられる。   Further, at time t5, the flow rate of the first hydraulic pump 14 is reduced by -Q2 (> -Q1) with respect to -Q1 corresponding to the lever operation amount -X1, so in this state, the boom cylinder 7a It is conceivable that the speed decreases to −V2 (> −V1) as shown by a one-dot chain line in FIG. 4F with respect to −V1 corresponding to the lever operation amount −X1.

そこで、上記第１実施形態に係るコントローラ２４の第２演算部２４ｇでは、比例弁３７の開度を制御し、第１油圧ポンプ１４の流量のうちの減少した分の流量（−｜Ｑ１−Ｑ２｜）をブームシリンダ７ａのボトム室７ｅ側から排出される作動油を、比例弁３７を介して作動油タンク２２へ排出させることにより、レバー１１ａ，１１ｂの操作にて要求された通りのブームシリンダ７ａの速度−Ｖ１にできる。よって、省エネ効果を得つつ、油圧ショベル１の操作性と操作速度を確保できるから、油圧ショベル１の作業量を確保できる。   Therefore, in the second calculation unit 24g of the controller 24 according to the first embodiment, the opening degree of the proportional valve 37 is controlled, and the reduced flow rate of the flow rate of the first hydraulic pump 14 (-| Q1-Q2). |) Is discharged from the bottom chamber 7e side of the boom cylinder 7a to the hydraulic oil tank 22 through the proportional valve 37, so that the boom cylinder as requested by the operation of the levers 11a and 11b. The speed of 7a can be -V1. Therefore, since the operability and operation speed of the hydraulic excavator 1 can be secured while obtaining an energy saving effect, the work amount of the hydraulic excavator 1 can be secured.

［第２実施形態］
図５は、本発明の第２実施形態に係る油圧駆動装置を示す油圧回路図である。本第２実施形態が前述した第１実施形態と異なるのは、第１実施形態は、各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａと第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７とがそれぞれ閉回路状に接続された油圧駆動装置１０に対し、第２実施形態は、これら油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａのうちの旋回モータ５ａとバケットシリンダ９ａとが開回路状に接続された油圧駆動装置１０Ａとされている。なお、本第２実施形態において、第１実施形態と同一又は対応する部分には同一符号を付している。 [Second Embodiment]
FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing a hydraulic drive apparatus according to the second embodiment of the present invention. The second embodiment differs from the first embodiment described above in that the first embodiment includes hydraulic actuators 5a, 7a, 8a, 9a and first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17, 17. In the second embodiment, the swing motor 5a and the bucket cylinder 9a among these hydraulic actuators 5a, 7a, 8a, and 9a are connected in an open circuit form with respect to the hydraulic drive device 10 connected in a closed circuit form. The hydraulic drive device 10A is used. In the second embodiment, the same or corresponding parts as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals.

＜構成＞
本第２実施形態においては、ブームシリンダ７ａが第１油圧ポンプ１４に閉回路状に接続されて第１閉回路３３とし、アームシリンダ８ａが第２油圧ポンプ１５に閉回路状に接続され第２閉回路４３としている。バケットシリンダ９ａのボトム室９ｅおよびロッド室９ｆに接続された管路５１，５２間に、コントロールバルブ７１が接続され、管路５２が開回路用油圧ポンプ７２の出力ポート７２ａに接続され開回路７３としている。コントロールバルブ７１は、信号線７４を介してコントローラ２４に接続され、コントローラ２４にてコントロールバルブ７１のバルブ位置が制御され、コントロールバルブ７１は通過する流量を調整する。 <Configuration>
In the second embodiment, the boom cylinder 7a is connected to the first hydraulic pump 14 in a closed circuit form as a first closed circuit 33, and the arm cylinder 8a is connected to the second hydraulic pump 15 in a closed circuit form. A closed circuit 43 is provided. A control valve 71 is connected between the pipelines 51 and 52 connected to the bottom chamber 9e and the rod chamber 9f of the bucket cylinder 9a, and the pipeline 52 is connected to the output port 72a of the hydraulic pump for open circuit 72 to open circuit 73. It is said. The control valve 71 is connected to the controller 24 via the signal line 74, and the controller 24 controls the valve position of the control valve 71, and the control valve 71 adjusts the flow rate passing therethrough.

開回路用油圧ポンプ７２は、入力ポート７２ｂが作動油タンク２２に接続され、入力ポート７２ｂから吸い込んだ作動油を出力ポート７２ａから吐出させる可変容量型の油圧ポンプである。開回路用油圧ポンプ７２は、片傾転式の斜板７２ｃを備えた片傾転斜板機構であり、斜板７２ｃの傾斜角を調整するためのレギュレータ７２ｄを備えている。レギュレータ７２ｄは、信号線２３を介してコントローラ２４に接続され、コントローラ２４にてレギュレータ７２ｄによる斜板７２ｃの傾転角を制御し、開回路用油圧ポンプ７２の吐出流量が調整される。   The open circuit hydraulic pump 72 is a variable displacement hydraulic pump having an input port 72b connected to the hydraulic oil tank 22 and discharging hydraulic oil sucked from the input port 72b from the output port 72a. The open circuit hydraulic pump 72 is a unidirectionally inclined swash plate mechanism including a unidirectionally inclined swash plate 72c, and includes a regulator 72d for adjusting the inclination angle of the swash plate 72c. The regulator 72d is connected to the controller 24 via the signal line 23, and the controller 24 controls the tilt angle of the swash plate 72c by the regulator 72d to adjust the discharge flow rate of the open circuit hydraulic pump 72.

バケットシリンダ９ａとコントロールバルブ７１との間の管路５１，５２間には、管路５１，５２内の作動油圧が予め定めた所定圧以上になった場合に、管路５１，５２内の作動油を排出させるリリーフ弁７５ａ，７５ｂが接続されている。リリーフ弁７５ａ，７５ｂ間は、管路７６を介して開回路用油圧ポンプ７２の出力ポート７２ａに接続され、管路７６と管路５２との間には、ブリードオフバルブ７７とリリーフ弁７８とが接続されている。ブリードオフバルブ７７およびリリーフ弁７８は、作動油タンク２２に接続されている。ブリードオフバルブ７７は、管路５２内の作動油圧を管路７６へ逃がし、管路５２内の作動油圧を制御する。リリーフ弁７８は、管路５２内の作動油圧が予め定めた所定圧以上になった場合に、管路５２内の作動油を作動油タンク２２へ排出する。   Between the pipelines 51 and 52 between the bucket cylinder 9a and the control valve 71, when the hydraulic pressure in the pipelines 51 and 52 exceeds a predetermined pressure, the operation in the pipelines 51 and 52 is performed. Relief valves 75a and 75b for discharging oil are connected. The relief valves 75a and 75b are connected to an output port 72a of the open circuit hydraulic pump 72 via a conduit 76. Between the conduit 76 and the conduit 52, a bleed-off valve 77 and a relief valve 78 are connected. Is connected. The bleed-off valve 77 and the relief valve 78 are connected to the hydraulic oil tank 22. The bleed-off valve 77 releases the hydraulic pressure in the pipeline 52 to the pipeline 76 and controls the hydraulic pressure in the pipeline 52. The relief valve 78 discharges the hydraulic oil in the pipeline 52 to the hydraulic oil tank 22 when the hydraulic pressure in the pipeline 52 becomes equal to or higher than a predetermined pressure.

旋回モータ５ａの入出力ポート５ｂ，５ｃに接続された管路６１，６２間には、コントロールバルブ８１が接続されている。管路５２は、開回路用油圧ポンプ７２の出力ポート７２ａに接続され、管路５１は、管路７６に接続されている。コントロールバルブ８１は、信号線７４を介してコントローラ２４に接続され、コントローラ２４にてコントロールバルブ８１のバルブ位置が制御され、コントロールバルブ８１は通過する流量を調整する。   A control valve 81 is connected between the pipelines 61 and 62 connected to the input / output ports 5b and 5c of the swing motor 5a. The pipeline 52 is connected to the output port 72 a of the open circuit hydraulic pump 72, and the pipeline 51 is connected to the pipeline 76. The control valve 81 is connected to the controller 24 via a signal line 74, and the controller 24 controls the valve position of the control valve 81, and the control valve 81 adjusts the flow rate passing therethrough.

以上により、本第２実施形態に係る油圧駆動装置１０Ａのように、油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａのうちの旋回モータ５ａおよびバケットシリンダ９ａを開回路用油圧ポンプ７２に開回路状に接続して開回路７３としても、エンジン負荷動力が負の場合に、第１油圧ポンプ１４の傾転角を減少させて流量を減少させることにより、エンジン負荷動力を略ゼロに保持することができる。また、比例弁３７の開度を制御することにより、レバー１１ａ，１１ｂの操作にて要求された通りのブームシリンダ７ａの速度にできる。よって、一部が開回路７３とされた油圧駆動装置１０Ａであっても、上述した第１実施形態と同様の作用効果を奏することができる。   As described above, the swing motor 5a and the bucket cylinder 9a among the hydraulic actuators 5a, 7a, 8a, and 9a are connected to the open circuit hydraulic pump 72 in an open circuit like the hydraulic drive device 10A according to the second embodiment. Even in the case of the open circuit 73, when the engine load power is negative, the engine load power can be kept substantially zero by decreasing the tilt angle of the first hydraulic pump 14 and decreasing the flow rate. Further, by controlling the opening degree of the proportional valve 37, the speed of the boom cylinder 7a as required by the operation of the levers 11a and 11b can be achieved. Therefore, even if it is the hydraulic drive device 10A in which a part is an open circuit 73, the same operational effects as those of the first embodiment described above can be achieved.

［第３実施形態］
図６は、本発明の第３実施形態に係る油圧駆動装置を示す油圧回路図である。本第３実施形態が前述した第１実施形態と異なるのは、第１実施形態は、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７をエンジン１２にて駆動させる油圧駆動装置１０に対し、第３実施形態は、これら第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７を原動機である電動モータ９１にて駆動させる油圧駆動装置１０Ｂとしている。なお、本第３実施形態において、第１実施形態と同一又は対応する部分には同一符号を付している。 [Third Embodiment]
FIG. 6 is a hydraulic circuit diagram showing a hydraulic drive apparatus according to the third embodiment of the present invention. The third embodiment differs from the first embodiment described above in that the first embodiment is different from the hydraulic drive device 10 that drives the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 by the engine 12. In the third embodiment, the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 are driven by an electric motor 91 that is a prime mover. In the third embodiment, the same or corresponding parts as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals.

本第３実施形態に係る油圧駆動装置１０Ｂのように、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７を、動力伝達装置１３を介して電動モータ９１で駆動する油圧駆動装置１０Ｂとしても、電動モータ９１の負荷動力が負の場合に、第１油圧ポンプ１４の傾転角を減少させて流量を減少させることにより、電動モータ９１の負荷電力を略ゼロに保持できる。また、比例弁３７の開度を制御することにより、レバー１１ａ，１１ｂの操作にて要求された通りのブームシリンダ７ａの速度にできる。よって、電動モータ９１を用いた油圧駆動装置１０Ｂであっても、上述した第１実施形態と同様の作用効果を奏することができる。   As in the hydraulic drive device 10B according to the third embodiment, the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 may be used as the hydraulic drive device 10B that is driven by the electric motor 91 via the power transmission device 13. When the load power of the electric motor 91 is negative, the load power of the electric motor 91 can be kept substantially zero by decreasing the tilt angle of the first hydraulic pump 14 and decreasing the flow rate. Further, by controlling the opening degree of the proportional valve 37, the speed of the boom cylinder 7a as required by the operation of the levers 11a and 11b can be achieved. Therefore, even if it is the hydraulic drive device 10B using the electric motor 91, there can exist an effect similar to 1st Embodiment mentioned above.

［その他］
なお、本発明は前述した実施形態に限定されるものではなく、様々な変形態様が含まれる。例えば、前述した実施形態は、本発明を分りやすく説明するために説明したものであり、本発明は、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。 [Others]
In addition, this invention is not limited to embodiment mentioned above, Various deformation | transformation aspects are included. For example, the above-described embodiments have been described in order to explain the present invention in an easy-to-understand manner, and the present invention is not necessarily limited to those having all the configurations described.

また、上記各実施形態においては、油圧駆動装置１０，１０Ａ，１０Ｂを油圧ショベル１に搭載させた場合を例として説明したが、本発明はこれに限定されず、例えば油圧式クレーンやホイールローダなどの油圧駆動装置１０，１０Ａ，１０Ｂで駆動可能な油圧アクチュエータの駆動装置を備えた建設機械であれば、油圧ショベル１以外の作業機械についても適用可能である。   Moreover, in each said embodiment, although the case where the hydraulic drive unit 10, 10A, 10B was mounted in the hydraulic shovel 1 was demonstrated as an example, this invention is not limited to this, For example, a hydraulic crane, a wheel loader, etc. Any construction machine other than the hydraulic excavator 1 can be used as long as it is a construction machine including a hydraulic actuator drive device that can be driven by the hydraulic drive devices 10, 10 </ b> A, and 10 </ b> B.

さらに、上記各実施形態においては、ブームシリンダ７ａを駆動する第１閉回路３３に比例弁３７を接続し、ブーム下げ動作を例として説明した。しかしながら、本発明はこれに限定されず、その他のアームシリンダ８ａ、バケットシリンダ９ａ等のいずれの油圧アクチュエータを閉回路状とし、閉回路上の回生時に高圧側となる管路に比例弁３７を接続し、レバー操作量に応じた油圧アクチュエータの動作速度が確保されない場合に、比例弁３７を開動作させることにより、油圧アクチュエータの動作速度を落とすことなく安定した回生動作を得ることができる。   Furthermore, in each said embodiment, the proportional valve 37 was connected to the 1st closed circuit 33 which drives the boom cylinder 7a, and boom lowering operation was demonstrated as an example. However, the present invention is not limited to this, and any other hydraulic actuators such as the arm cylinder 8a and the bucket cylinder 9a are closed circuit-like, and the proportional valve 37 is connected to the high-pressure side pipe line during regeneration on the closed circuit. When the operation speed of the hydraulic actuator corresponding to the lever operation amount is not ensured, by opening the proportional valve 37, a stable regenerative operation can be obtained without decreasing the operation speed of the hydraulic actuator.

また、上記各実施形態においては、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７について、エンジン負荷動力が負になる場合に、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のうちの回生動作する油圧ポンプの傾転角を減少させることもできる。さらに、ブームシリンダ７ａのボトム室側７ｅの作動油圧を計測し、計測した作動油圧に基づいて比例弁３７の開度を調整して流量制御したり、圧力補償型の比例弁３７を用いて流量制御してもよい。   In each of the above embodiments, when the engine load power is negative for the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17, the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 The tilt angle of the regenerative hydraulic pump can be reduced. Furthermore, the hydraulic pressure of the bottom chamber side 7e of the boom cylinder 7a is measured, and the flow rate is controlled by adjusting the opening of the proportional valve 37 based on the measured hydraulic pressure, or the flow rate is controlled using the pressure compensation type proportional valve 37. You may control.

上記第１および第３実施形態においては、各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａと第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７とがそれぞれ閉回路状に接続された油圧駆動装置１０，１０Ｂとし、上記第２実施形態において、油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａのうちの旋回モータ５ａとバケットシリンダ９ａとが開回路状に接続された油圧駆動装置１０Ａとした。しかしながら、油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａと油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の少なくとも１つが閉回路状に接続された閉回路とされ、この閉回路に比例弁３７が接続された構成とすることにより、上記第１ないし第３実施形態と同様に、比例弁３７が接続された油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａの動作速度を落とすことなく安定した回生動作を得ることができる。   In the first and third embodiments, each hydraulic actuator 5a, 7a, 8a, 9a and the first to fourth hydraulic pumps 14, 15, 16, 17 are connected in a closed circuit form, respectively. 10B, and in the second embodiment, the hydraulic drive device 10A in which the swing motor 5a and the bucket cylinder 9a among the hydraulic actuators 5a, 7a, 8a, and 9a are connected in an open circuit shape is used. However, the hydraulic actuators 5a, 7a, 8a, and 9a and the hydraulic pumps 14, 15, 16, and 17 are closed circuits connected in a closed circuit shape, and the proportional valve 37 is connected to the closed circuit. Thus, as in the first to third embodiments, a stable regenerative operation can be obtained without reducing the operating speed of the hydraulic actuators 5a, 7a, 8a, 9a to which the proportional valve 37 is connected.

１ 油圧ショベル（作業機械）
２ 下部走行体
２ａ 走行装置
３ 上部旋回体
４ キャブ
５ 旋回装置
５ａ 旋回モータ（油圧アクチュエータ）
５ｂ，５ｃ 入出力ポート
６ フロント作業機
７ ブーム
７ａ ブームシリンダ（油圧アクチュエータ）
７ｂ ロッド
７ｃ シリンダチューブ
７ｄ ピストン
７ｅ ボトム室
７ｆ ロッド室
８ アーム
８ａ アームシリンダ（油圧アクチュエータ）
８ｂ ロッド
８ｃ シリンダチューブ
８ｄ ピストン
８ｅ ボトム室
８ｆ ロッド室
９ バケット
９ａ バケットシリンダ（油圧アクチュエータ）
９ｂ ロッド
９ｃ シリンダチューブ
９ｄ ピストン
９ｅ ボトム室
９ｆ ロッド室
１０，１０Ａ，１０Ｂ 油圧駆動装置（駆動装置）
１１ 操作レバー装置（操作装置）
１１ａ，１１ｂ レバー
１２ エンジン（原動機）
１３ 動力伝達装置
１４ 第１油圧ポンプ
１４ａ，１４ｂ 入出力ポート
１４ｃ 斜板
１４ｄ レギュレータ
１５ 第２油圧ポンプ
１５ａ，１５ｂ 入出力ポート
１５ｃ 斜板
１５ｄ レギュレータ
１６ 第３油圧ポンプ
１６ａ，１６ｂ 入出力ポート
１６ｃ 斜板
１６ｄ レギュレータ
１７ 第４油圧ポンプ
１７ａ，１７ｂ 入出力ポート
１７ｃ 斜板
１７ｄ レギュレータ
１８ チャージポンプ
１９ 管路
２１ リリーフ弁
２２ 作動油タンク
２３ 信号線
２４ コントローラ
２４ａ 流量指令算出回路
２４ｂ 馬力演算回路（出力算出部）
２４ｃ ポンプ指令・比例弁指令演算回路（ポンプ制御部、流量調整弁制御部）
２４ｄ 第１条件分岐部
２４ｅ 第１演算部
２４ｆ 第２条件分岐部
２４ｇ 第２演算部
２４ｈ 第３条件分岐部
３１，３２ 管路
３３ 第１閉回路
３４ フラッシング弁
３５ａ，３５ｂ リリーフ弁
３６ａ，３６ｂ チェック弁
３７ 比例弁（流量調整弁）
４１，４２ 管路
４３ 第２閉回路
４４ フラッシング弁
４５ａ，４５ｂ リリーフ弁
４６ａ，４６ｂ チェック弁
５１，５２ 管路
５３ 第３閉回路
５４ フラッシング弁
５５ａ，５５ｂ リリーフ弁
５６ａ，５６ｂ チェック弁
６１，６２ 管路
６３ 第４閉回路
６４ フラッシング弁
６５ａ，６５ｂ リリーフ弁
６６ａ，６６ｂ チェック弁
７１ コントロールバルブ
７２ 開回路用油圧ポンプ
７２ａ 出力ポート
７２ｂ 入力ポート
７２ｃ 斜板
７２ｄ レギュレータ
７３ 開回路
７４ 信号線
７５ａ，７５ｂ リリーフ弁
７６ 管路
７７ ブリードオフバルブ
７８ リリーフ弁
８１ コントロールバルブ
９１ 電動モータ（原動機） 1 Excavator (work machine)
2 Lower traveling body 2a Traveling apparatus 3 Upper revolving body 4 Cab 5 Turning apparatus 5a Swing motor (hydraulic actuator)
5b, 5c I / O port 6 Front work machine 7 Boom 7a Boom cylinder (hydraulic actuator)
7b Rod 7c Cylinder tube 7d Piston 7e Bottom chamber 7f Rod chamber 8 Arm 8a Arm cylinder (hydraulic actuator)
8b Rod 8c Cylinder tube 8d Piston 8e Bottom chamber 8f Rod chamber 9 Bucket 9a Bucket cylinder (hydraulic actuator)
9b Rod 9c Cylinder tube 9d Piston 9e Bottom chamber 9f Rod chamber 10, 10A, 10B Hydraulic drive device (drive device)
11 Operation lever device (operation device)
11a, 11b Lever 12 Engine (Motor)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 13 Power transmission device 14 1st hydraulic pump 14a, 14b Input / output port 14c Swash plate 14d Regulator 15 2nd hydraulic pump 15a, 15b Input / output port 15c Swash plate 15d Regulator 16 3rd hydraulic pump 16a, 16b Input / output port 16c Swash plate 16d regulator 17 4th hydraulic pump 17a, 17b input / output port 17c swash plate 17d regulator 18 charge pump 19 pipe 21 relief valve 22 hydraulic oil tank 23 signal line 24 controller 24a flow rate command calculation circuit 24b horsepower calculation circuit (output calculation unit)
24c Pump command / proportional valve command calculation circuit (pump control unit, flow control valve control unit)
24d 1st conditional branch part 24e 1st calculating part 24f 2nd conditional branching part 24g 2nd calculating part 24h 3rd conditional branching part 31 and 32 Pipe line 33 1st closed circuit 34 Flushing valve 35a, 35b Relief valve 36a, 36b Check Valve 37 Proportional valve (Flow adjustment valve)
41, 42 Pipe line 43 Second closed circuit 44 Flushing valve 45a, 45b Relief valve 46a, 46b Check valve 51, 52 Pipe line 53 Third closed circuit 54 Flushing valve 55a, 55b Relief valve 56a, 56b Check valve 61, 62 Pipe Path 63 Fourth closed circuit 64 Flushing valve 65a, 65b Relief valve 66a, 66b Check valve 71 Control valve 72 Open circuit hydraulic pump 72a Output port 72b Input port 72c Swash plate 72d Regulator 73 Open circuit 74 Signal lines 75a, 75b Relief valve 76 Pipe line 77 Bleed-off valve 78 Relief valve 81 Control valve 91 Electric motor (motor)

Claims (2)

複数の油圧アクチュエータと、
圧油を供給して前記油圧アクチュエータを駆動する可変容量型の複数の油圧ポンプと、
前記複数の油圧ポンプを駆動する原動機と、
前記複数の油圧アクチュエータのうちのいずれか１つと前記油圧ポンプとが接続された閉回路と、
前記閉回路上の前記油圧アクチュエータと前記油圧ポンプとが接続する複数の管路と、
前記複数の管路のうち、前記油圧アクチュエータからの戻り油にて前記油圧ポンプを回生駆動させることができる側の管路に接続された流量調整弁と、
前記複数の油圧ポンプの容量を制御するコントローラとを備えた作業機械の駆動装置であって、
前記コントローラは、前記複数の油圧ポンプの合計出力を算出する出力算出部と、前記合計出力及び前記原動機の摩擦損失動力の和である負荷動力が前記原動機の許容馬力を超えたときに、前記複数の油圧ポンプのうち力行中の油圧ポンプの傾転角を減少させ、前記負荷動力が負の値になったときに、前記複数の油圧ポンプのうち回生中の油圧ポンプの傾転角を減少させるポンプ制御部と、前記負荷動力が負の値のときに前記流量調整弁を開動作させる流量調整弁制御部とを有する
ことを特徴とする作業機械の駆動装置。 A plurality of hydraulic actuators;
A plurality of variable displacement hydraulic pumps for supplying hydraulic oil to drive the hydraulic actuators;
A prime mover for driving the plurality of hydraulic pumps;
A closed circuit in which any one of the plurality of hydraulic actuators and the hydraulic pump are connected;
A plurality of conduits connecting the hydraulic actuator and the hydraulic pump on the closed circuit;
Of the plurality of pipes, a flow rate adjustment valve connected to a pipe on the side where the hydraulic pump can be regeneratively driven by return oil from the hydraulic actuator;
A drive device for a work machine comprising a controller for controlling the capacity of the plurality of hydraulic pumps,
The controller includes an output calculation unit that calculates a total output of the plurality of hydraulic pumps, and a load power that is a sum of the total output and the friction loss power of the prime mover exceeds an allowable horsepower of the prime mover. The tilt angle of the hydraulic pump being powered is reduced among the hydraulic pumps, and when the load power becomes a negative value, the tilt angle of the hydraulic pump being regenerated among the plurality of hydraulic pumps is decreased. A work machine drive device comprising: a pump control unit; and a flow rate adjustment valve control unit that opens the flow rate adjustment valve when the load power has a negative value . 請求項１に記載の作業機械の駆動装置において、
前記油圧アクチュエータを操作する操作装置を備え、
前記流量調整弁制御部は、前記油圧ポンプの容量が前記操作装置の操作量に応じた容量より少ない場合に、前記流量調整弁を開動作させることを特徴とする作業機械の駆動装置。
In the work machine drive device according to claim 1 ,
An operating device for operating the hydraulic actuator;
The flow rate adjusting valve control unit opens the flow rate adjusting valve when the capacity of the hydraulic pump is less than the capacity corresponding to the operation amount of the operating device.