JP6934454B2 - 建設機械 - Google Patents

Description

本発明は、エンジンで駆動される液圧ポンプで液圧アクチュエータに圧液を供給する液圧駆動装置が搭載された建設機械に関する。

近年、油圧ショベルなどの建設機械において、油圧シリンダなどの油圧アクチュエータを駆動させる油圧回路内の絞り要素を減らし燃料消費率を低減するために、油圧ポンプから作動油を油圧アクチュエータへ送り、油圧アクチュエータで仕事を行った作動油をタンクに戻さず油圧ポンプへ戻すように接続した油圧回路（以下、油圧閉回路）の開発が進められている。

エンジンを原動力として油圧ポンプを駆動する場合、エンジンの出力を効果的に使用しつつ、過負荷でエンジンが停止しないようにエンジンにかかる負荷馬力を制御する必要がある。油圧ポンプの馬力制御に関する先行技術を開示するものとして、例えば特許文献１がある。

特許文献１には、エンジンにより駆動される可変容量式の油圧ポンプと、前記油圧ポンプから作動油が供給される複数のアクチュエータとを有する作業機械に設けられる制御装置であって、前記各アクチュエータに対する作動指令を入力するために操作を受ける入力部（操作レバー）と、前記各アクチュエータのうち操作対象となるアクチュエータとこのアクチュエータについてなされる操作の方向とによって特定される操作内容ごとに、その操作量と前記油圧ポンプの吸収馬力の上限値とを関連付けた馬力情報を記憶する記憶部と、前記入力部によって少なくとも一つのアクチュエータに対する作動指令が入力された場合に、前記記憶部に記憶された馬力情報を用いて各アクチュエータ毎に前記吸収馬力の上限値を決定する操作馬力決定部と、前記操作馬力決定部により決定された吸収馬力の上限値のうち最も大きな吸収馬力の上限値を選択する高位選択部と、前記高位選択部により選択された吸収馬力以下の馬力となるように前記油圧ポンプの容量を調整する容量調整部とを備え、前記記憶部に記憶された馬力情報のうち、少なくとも一つの操作内容に係る馬力情報は、前記入力部の操作量の変化に応じて吸収馬力の上限値が変化する特性を有することを特徴とする作業機械の制御装置が記載されている。

特開２０１０―２７６１２６号公報

特許文献１に記載の作業機械の制御装置によれば、操作レバーの操作量及び操作方向に応じて油圧ポンプの吸収馬力の上限値が設定することにより、エンジンの負荷を抑えてエンスト等の不具合を抑制することができる。しかし、操作レバーの操作速度やアクチュエータの負荷状態を考慮していないため、例えば以下のような課題が生じる。

オペレータが操作レバーを高速で操作すると、操作対象となるアクチュエータに接続されている油圧ポンプの吐出流量が急速に増加し、当該アクチュエータの負荷圧に応じて当該油圧ポンプがエンジンに要求するトルク（要求トルク）が急激に上昇する。このとき、要求トルクの上昇に対してエンジン出力トルクの上昇が間に合わず、要求トルクの絶対値がエンジンの最大定格トルクを下回っている場合であっても、エンジン回転数が停止または一時的に低下する現象（ラグダウン）が発生するおそれがある。特に、油圧ポンプでアクチュエータを直接に駆動する油圧閉回路では、アクチュエータと油圧ポンプとの間に絞り要素が介在せず、アクチュエータの負荷が油圧ポンプに直接的に伝わるため、この傾向が顕著となる。

本発明は、上記の課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、オペレータの操作内容やアクチュエータの負荷状態にかかわらず、エンジンのラグダウンを抑制できる建設機械を提供することにある。

上記目的を達成するために、本発明は、エンジンと、前記エンジンによって駆動される可変容量型の第１液圧ポンプと、前記第１液圧ポンプから吐出された圧液によって駆動される第１液圧アクチュエータと、前記第１液圧アクチュエータの動作方向および要求速度を指示する第１操作装置と、前記操作装置からの入力に応じて前記第１液圧ポンプの吐出流量を制御するコントローラとを備えた建設機械において、前記第１液圧アクチュエータの負荷圧を検出する第１圧力検出装置を備え、前記コントローラは、前記第１液圧アクチュエータの要求速度と前記第１液圧アクチュエータの負荷圧とに基づき、前記第１液圧ポンプが前記エンジンに要求するトルクである要求トルクを推定する要求トルク推定部と、前記要求トルクの変化率である要求トルク変化率が所定の変化率を上回った場合に、前記要求トルク変化率が前記所定の変化率以下になるように前記要求速度を制限する要求速度制限部と、前記要求速度制限部によって制限された前記第１液圧アクチュエータの要求速度に基づき、前記第１液圧ポンプの吐出流量を演算する指令演算部とを有するものとする。

以上のように構成した本発明によれば、第１液圧アクチュエータの要求速度および第１液圧アクチュエータの負荷圧に基づいてエンジンに対する要求トルクが推定され、要求トルク変化率が所定の変化率を上回った場合に、要求トルク変化率が所定の変化率以下になるように第１液圧アクチュエータの要求速度が制限される。これにより、オペレータの操作内容や液圧アクチュエータの負荷状態にかかわらず、エンジンのラグダウンを抑制することが可能となる。

本発明によれば、エンジンで駆動される液圧ポンプで液圧アクチュエータに圧液を供給する液圧駆動装置が搭載された建設機械において、オペレータの操作内容やアクチュエータの負荷状態にかかわらず、エンジンのラグダウンを抑制することができる。

本発明の第１の実施例に係る建設機械の一例としての油圧ショベルの側面図である。 図１に示す油圧ショベルに搭載された液圧駆動装置の概略構成図である。 図２に示すコントローラの機能ブロック図である。 図２に示す液圧駆動装置のブーム上げ動作時の挙動を示す図である。 図２に示すコントローラの処理を示すフローチャートである。 一般的なターボ付きエンジンの負荷トルクと回転数との関係を示す図である。 図２に示す液圧駆動装置のブーム下げ＋アームダンプ動作時の挙動を示す図である。 図２に示す液圧駆動装置のブーム上げ＋アームダンプ動作時の挙動を示す図である。 本発明の第２の実施例における液圧駆動装置の概略構成図である。 本発明の第２の実施例におけるコントローラの処理を示すフローチャートである。 本発明の第２の実施例における液圧駆動装置のブーム上げ＋旋回動作時の挙動を示す図である。 本発明の第３の実施例における液圧駆動装置の概略構成図である。 本発明の第３の実施例におけるコントローラの機能ブロック図である。

以下、本発明の実施の形態に係る建設機械として油圧ショベルを例に挙げ、図面を参照して説明する。なお、各図中、同等の部材には同一の符号を付し、重複した説明は適宜省略する。

図１は、本発明の第１の実施例に係る油圧ショベルの側面図である。

図１において、油圧ショベル１００は、クローラ式の走行装置８を装備した下部走行体１０１と、下部走行体１０１上に旋回モータ７を介して旋回可能に取り付けられた上部旋回体１０２と、上部旋回体１０２の前部に上下方向に回動可能に取り付けられたフロント作業装置１０３とを備えている。上部旋回体１０２上には、オペレータが搭乗するキャブ１０４が設けられている。

フロント作業装置１０３は、上部旋回体１０２の前部に上下方向に回動可能に取り付けられたブーム２と、このブーム２の先端部に上下または前後方向に回動可能に連結された作業部材としてのアーム４と、このアーム４の先端部に上下または前後方向に回動可能に連結された作業部材としてのバケット６と、ブーム２を駆動する液圧シリンダ（以下、ブームシリンダ）１と、アーム４を駆動する液圧シリンダ（以下、アームシリンダ）３と、バケット６を駆動する液圧シリンダ（以下、バケットシリンダ）５とを備えている。

図２は、図１に示す油圧ショベル１００に搭載された液圧駆動装置の概略構成図である。なお、説明の簡略化のため、図２では、ブームシリンダ１およびアームシリンダ３の駆動に関わる部分のみを示し、その他のアクチュエータの駆動に関わる部分は省略している。

図２において、液圧駆動装置３００は、ブームシリンダ１と、アームシリンダ３と、ブームシリンダ１およびアームシリンダ３の各動作方向および各要求速度を指示する操作装置としてのレバー５１と、動力源であるエンジン９と、エンジン９の動力を配分する動力伝達装置１０と、動力伝達装置１０によって配分された動力で駆動される第１〜第４の液圧ポンプ１２〜１５およびチャージポンプ１１と、第１〜第４の液圧ポンプ１２〜１５と液圧アクチュエータ１，３との接続を切換可能な切換弁４０〜４７と、比例弁４８，４９と、切換弁４０〜４７、比例弁４８，４９、および後述のレギュレータ１２ａ，１３ａ，１４ａ，１５ａを制御するコントローラ５０とを備えている。

動力源であるエンジン９は、動力を配分する動力伝達装置１０に接続されている。動力伝達装置１０には、第１〜第４の液圧ポンプ１２〜１５、およびチャージポンプ１１が接続されている。

第１〜第４の液圧ポンプ１２〜１５は、一対の入出力ポートを持つ傾転斜板機構と、傾転斜板の傾斜角を調整するレギュレータ１２ａ，１３ａ，１４ａ，１５ａを備えている。

レギュレータ１１ａ，１２ａ，１３ａ，１４ａは、コントローラ５０からの信号により、第１〜第４の液圧ポンプ１２〜１５の傾転斜板の傾転角を調整する。

第１および第２の液圧ポンプ１２，１３は、傾転斜板の傾転角を調整することにより、入出力ポートからの作動油の吐出流量と方向を制御できる。

チャージポンプ１１は、流路２１２に圧油を補充する。

第１および第２の液圧ポンプ１２，１３は、圧油の供給を受けると液圧モータとしても機能する。

第１の液圧ポンプ１２の一対の入出力ポートに流路２００，２０１が接続され、流路２００，２０１には、切換弁４０，４１が接続されている。切換弁４０，４１は、コントローラ５０からの信号により、流路の連通と遮断を切り換える。切換弁４０，４１は、コントローラ５０からの信号が無い場合は、遮断状態である。

切換弁４０は、流路２１０，２１１をそれぞれ介してブームシリンダ１に接続されている。コントローラ５０からの信号により、切換弁４０が連通状態になると、第１の液圧ポンプ１２は、流路２００，２０１、切換弁４０、および流路２１０，２１１を介して、ブームシリンダ１と接続されることにより閉回路を構成する。

切換弁４１は、流路２１３，２１４をそれぞれ介してアームシリンダ３に接続されている。コントローラ５０からの信号により、切換弁４１が連通状態になると、第１の液圧ポンプ１２は、流路２００，２０１、切換弁４１、および流路２１３，２１４を介して、アームシリンダ３と接続されることにより閉回路を構成する。

第２の液圧ポンプ１３の一対の入出力ポートに流路２０２，２０３が接続され、流路２０２，２０３には、切換弁４２，４３が接続されている。切換弁４２，４３は、コントローラ５０からの信号により、流路の連通と遮断を切り換える。切換弁４２，４３は、コントローラ５０からの信号が無い場合は、遮断状態である。

切換弁４２は、流路２１０，２１１をそれぞれ介してブームシリンダ１に接続されている。コントローラ５０からの信号により、切換弁４２が連通状態になると、第２の液圧ポンプ１３は、流路２０２，２０３、切換弁４２、および流路２１０，２１１を介して、ブームシリンダ１と接続されることにより閉回路を構成する。

切換弁４３は、流路２１３，２１４をそれぞれ介してアームシリンダ３に接続されている。コントローラ５０からの信号により、切換弁４３が連通状態になると、第２の液圧ポンプ１３は、流路２０２，２０３、切換弁４３、および流路２１３，２１４を介して、アームシリンダ３と接続されることにより閉回路を構成する。

第３の液圧ポンプ１４の一対の入出力ポートの片側は、流路２０４を介して切換弁４４，４５、比例弁４８、およびリリーフ弁２１に接続されている。第３の液圧ポンプ１４の一対の入出力ポートの反対側は、タンク２５へ接続されている。

リリーフ弁２１は、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油をタンク２５に逃がし回路を保護する。

切換弁４４，４５は、コントローラ５０からの信号により、流路の連通と遮断を切り換える。コントローラ５０からの信号が無い場合は、切換弁４４，４５は、遮断状態である。

切換弁４４は、流路２１０を介してブームシリンダ１に接続されている。

切換弁４５は、流路２１３を介してアームシリンダ３に接続されている。

比例弁４８は、コントローラ５０からの信号により、開口面積を変化させ、通過流量を制御する。コントローラ５０からの信号が無い場合、比例弁４８は最大開口面積に保持される。また、切換弁４４，４５が遮断状態の時、コントローラ５０は、第３の液圧ポンプ１４の吐出流量に応じてあらかじめ決めた開口面積となるように比例弁４８に信号を与える。

第４の液圧ポンプ１５の一対の入出力ポートの片側は、流路２０５を介して切換弁４６，４７、比例弁４９、およびリリーフ弁２２に接続されている。第４の液圧ポンプ１５の一対の入出力ポートの反対側は、タンク２５へ接続されている。

リリーフ弁２２は、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油をタンク２５に逃がし回路を保護する。

切換弁４６，４７は、コントローラ５０からの信号により、流路の連通と遮断を切り換える。コントローラ５０からの信号が無い場合は、切換弁４６，４７は、遮断状態である。

切換弁４６は、流路２１０を介してブームシリンダ１に接続されている。

切換弁４７は、流路２１３を介してアームシリンダ３に接続されている。

比例弁４９は、コントローラ５０からの信号により、開口面積を変化させ、通過流量を制御する。コントローラ５０からの信号が無い場合、比例弁４９は最大開口面積に保持される。また、切換弁４６，４７が遮断状態の時、コントローラ５０は、第４の液圧ポンプ１５の吐出流量に応じてあらかじめ決めた開口面積となるように比例弁４９に信号を与える。

チャージポンプ１１の吐出口は、流路２１２を介して、チャージ用リリーフ弁２０、およびチャージ用チェック弁２６，２７，２８ａ，２８ｂ，２９ａ，２９ｂに接続されている。

チャージポンプ１１の吸込口は、タンク２５に接続されている。

チャージ用リリーフ弁２０は、チャージ用チェック弁２６，２７，２８ａ，２８ｂ，２９ａ，２９ｂのチャージ圧力を調整する。

チャージ用チェック弁２６は、流路２００，２０１の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力下回った場合、流路２００，２０１にチャージポンプ１１の圧油を供給する。

チャージ用チェック弁２７は、流路２０２，２０３の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力下回った場合、流路２０２，２０３にチャージポンプ１１の圧油を供給する。

チャージ用チェック弁２８ａ，２８ｂは、流路２１０，２１１の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力下回った場合、流路２１０，２１１にチャージポンプ１１の圧油を供給する。
チャージ用チェック弁２９ａ，２９ｂは、流路２１３，２１４の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力下回った場合、流路２１３，２１４にチャージポンプ１１の圧油を供給する。

流路２００，２０１に設けられたリリーフ弁３０ａ，３０ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５に逃がし回路を保護する。

流路２０２，２０３に設けられたリリーフ弁３１ａ，３１ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５に逃がし回路を保護する。

流路２１０は、ブームシリンダ１のヘッド室１ａに接続されている。

流路２１１は、ブームシリンダ１のロッド室１ｂに接続されている。

ブームシリンダ１は、作動油の供給を受けて伸縮作動する液圧片ロッドシリンダである。ブームシリンダ１の伸縮方向は作動油の供給方向に依存する。

流路２１０，２１１に設けられたリリーフ弁３２ａ，３２ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５に逃がし回路を保護する。

流路２１０，２１１に設けられたフラッシング弁３４は、流路内の余剰油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５に排出する。

流路２１３は、アームシリンダ３のヘッド室３ａに接続されている。

流路２１４は、アームシリンダ３のロッド室３ｂに接続されている。

アームシリンダ３は、作動油の供給を受けて伸縮作動する液圧片ロッドシリンダである。アームシリンダ３の伸縮方向は作動油の供給方向に依存する。

流路２１３，２１４に設けられたリリーフ弁３３ａ，３３ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５に逃がし回路を保護する。

流路２１０，２１１に設けられたフラッシング弁３５は、流路内の余剰油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５に排出する。

流路２１０に接続された圧力センサ６０ａは、流路２１０の圧力を計測し、コントローラ５０に入力する。圧力センサ６０ａは、流路２１０の圧力を計測することにより、ブームシリンダ１のヘッド室圧力を計測する。

流路２１１に接続された圧力センサ６０ｂは、流路２１１の圧力を計測し、コントローラ５０に入力する。圧力センサ６０ｂは、流路２１１の圧力を計測することにより、ブームシリンダ１のロッド室圧力を計測する。

流路２１３に接続された圧力センサ６１ａは、流路２１３の圧力を計測し、コントローラ５０に入力する。圧力センサ６１ａは、流路２１３の圧力を計測することにより、アームシリンダ３のヘッド室圧力を計測する。

流路２１４に接続された圧力センサ６１ｂは、流路２１４の圧力を計測し、コントローラ５０に入力する。圧力センサ６１ｂは、流路２１４の圧力を計測することにより、アームシリンダ３のロッド室圧力を計測する。

レバー５１は、オペレータからの各アクチュエータに対する操作量をコントローラ５０に入力する。

図３は、図２に示すコントローラ５０の機能ブロック図である。なお、図３では、図２と同様に、ブームシリンダ１およびアームシリンダ３の駆動に関わる部分のみを示し、その他のアクチュエータの駆動に関わる部分は省略している。

図３において、コントローラ５０は、要求速度演算部５０ａと、アクチュエータ圧力演算部５０ｂと、要求トルク推定部５０ｃと、要求速度制限部５０ｄと、指令演算部５０ｅとを備えている。

要求速度演算部５０ａは、オペレータのレバー入力に対して、各アクチュエータの動作方向、および要求速度を演算し、要求トルク推定部５０ｃ、および要求速度制限部５０ｄに出力する。

アクチュエータ圧力演算部５０ｂは、各部に設けた圧力センサ６０ａ，６０ｂ，６１ａ，６１ｂの値から、アクチュエータ１，３の圧力（以下、アクチュエータ圧力）を演算し、要求トルク推定部５０ｃ、および指令演算部５０ｅに出力する。

要求トルク推定部５０ｃは、要求速度演算部５０ａから入力された要求速度、およびアクチュエータ圧力演算部５０ｂから入力されたアクチュエータ圧力に基づいて、オペレータのレバー入力に応じてアクチュエータ１，３を駆動した場合にエンジン９にかかるトルク（以下、要求トルク）を推定する。

要求速度制限部５０ｄは、要求トルク推定部５０ｃから入力された要求トルクに基づき、要求トルクの変化率（以下、要求トルク変化率）を計算する。そして、要求トルク変化率がエンジン９の特性に基づいて予め設定された許容トルク変化率（後述）を超えないように、要求速度演算部５０ａから入力された要求速度を制限し、指令演算部５０ｅに出力する。

指令演算部５０ｅは、アクチュエータ圧力演算部５０ｂから入力されたアクチュエータ圧力、および要求速度制限部５０ｄから入力された要求速度に基づき、切換弁４０〜４７、比例弁４８，４９、およびレギュレータ１２ａ，１３ａ，１４ａ，１５ａへの指令値を演算する。

次に、図２に示した液圧駆動装置３００の動作を説明する。

(１)非操作時
図２において、レバー５１が非操作時は、第１〜第４の液圧ポンプ１２〜１５は全て最小傾転角に制御され、切換弁４０〜４７は全て閉じられ、ブームシリンダ１およびアームシリンダ３は停止状態で保持される。

(２)ブーム上げ動作時
図４に、液圧駆動装置３００でブームシリンダ１の伸長動作を行った場合のレバー５１の入力、レバー５１の入力に基づく要求シリンダ速度、第１の液圧ポンプ１２の要求吐出流量と第２の液圧ポンプ１３の要求吐出流量の和、第３の液圧ポンプ１４の要求吐出流量と第４の液圧ポンプ１５の要求吐出流量の和、圧力センサ６０ａ，６０ｂで計測したブームシリンダ１のヘッド室圧力とロッド室圧力、エンジン負荷トルク、第１の液圧ポンプ１２の吐出流量、第２の液圧ポンプ１３の吐出流量、第３の液圧ポンプ１４の吐出流量、および第４の液圧ポンプ１５の吐出流量の変化を示す。

時刻ｔ０から時刻ｔ１にかけて、レバー５１の入力は０であり、ブームシリンダ１は静止している。

時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて、レバー５１の入力はブームシリンダ１を伸長する指令値が最大値まで上げられる。

図５は、コントローラ５０のポンプ負荷トルク制御の流れを示すフローチャートである。

まず、ステップＳ１において、コントローラ５０は、レバー５１の入力値Linから要求シリンダ速度Vcyl_dを決定する。

次に、ステップＳ２において、コントローラ５０は、要求シリンダ速度Vcyl_dから、第１の液圧ポンプ１２の要求吐出流量と第２の液圧ポンプ１３の要求吐出流量の和Qcp_dと、第３の液圧ポンプ１４の要求吐出流量と第４の液圧ポンプ１５の要求吐出流量の和Qop_dを、例えば以下の様に計算する。

要求シリンダ速度Vcyl_dでシリンダを伸長する場合、ロッドから流出する流量Qcyl_rは、ロッド室の受圧面積をAcyl_rとすると、

であり、ヘッド室に流入する流量Qcyl_hは、ヘッド室の受圧面積をAcyl_hとすると、

となる。

シリンダと閉回路状に接続される第１の液圧ポンプ１２の要求吐出流量と第２の液圧ポンプ１３の要求吐出流量の和Qcp_dは、シリンダロッド室からの流出流量に等しいため、

となる。

また、シリンダのロッド室とヘッド室を閉回路状に接続する際に、受圧面積差によって生じる流量不足分を補償するため、第３の液圧ポンプ１４の要求吐出流量と第４の液圧ポンプ１５の要求吐出流量の和Qop_dは、

となる。ここで、ロッド室の受圧面積をAcyl_rと、ヘッド室の受圧面積をAcyl_hの比を、

とすると、式(5)は、

となる。

同じくステップＳ２において、コントローラ５０は、圧力センサ６０ａ，６０ｂで計測したブームシリンダ１のヘッド室圧力Pcyl_hとロッド室圧力Pcyl_rと、第１の液圧ポンプ１２の要求吐出流量と第２の液圧ポンプ１３の要求吐出流量の和Qcp_dと、第３の液圧ポンプ１４の要求吐出流量と第４の液圧ポンプ１５の要求吐出流量の和Qop_dから、レバー５１の入力通りにブームシリンダ１を駆動した場合に第１〜第４の液圧ポンプ１２〜１５が発生する要求トルクTp_dを、例えば以下の様に計算する。

まず、シリンダを伸長させる場合の第１の液圧ポンプ１２の要求トルクと第２の液圧ポンプ１３の要求トルクの和Tcp_dは、

となる。ここで、Nengはエンジン回転数、Plossはシリンダからポンプまでの管路で発生する圧力損失、ηcpは第１の液圧ポンプ１２と第２の液圧ポンプ１３のポンプ効率である。

また、シリンダを伸長させる場合の第３の液圧ポンプ１４の要求トルクと第４の液圧ポンプ１５の要求トルクの和Top_dは、

となる。ここで、ηopは第３の液圧ポンプ１４と第４の液圧ポンプ１５のポンプ効率である。

以上より、液圧ポンプ１２〜１５が発生させる要求トルクTp_dは、以下の式で表される。

次に、ステップＳ３において要求トルクTp_dの変化率（要求トルク変化率）を計算する。要求トルク変化率は、例えば、要求トルクTp_dからエンジン９が現在出力しているトルクを差し引いた値をコントローラ５０の制御周期で除算することにより求められる。

次に、ステップＳ４において、コントローラ５０は、ステップＳ３で計算した要求トルク変化率が許容トルクTp_limの変化率（以下、許容トルク変化率）以下である場合はステップＳ６に進み、そうでない場合はステップＳ５に進む。許容トルクTp_limは、エンジン９が出力可能なトルクであり、エンジン９の燃料噴射量、ターボ圧等の情報から計算することができる。ここで、許容トルクTp_limおよび許容トルク変化率は以下の様に求めても良い。

ターボ付きエンジンの場合、無負荷状態からエンジンに負荷が掛かると、ターボ圧が上昇するまで設計最大トルクが出力できない。例えば、図６に示す通り、エンジンにｔ１からｔ２にかけて最小値から最大値まで負荷を上げると、要求トルクの上昇に対してエンジン出力トルクの上昇が間に合わず、エンジン回転数が許容最小回転数を下回ってしまう。一方、ｔ１からｔ３にかけて最小値から最大値まで負荷を上げると、負荷トルクの上昇に対してエンジン出力トルクの上昇が間に合うため、エンジン回転数は許容最小回転数を下回ることはない。そこで、エンジン回転数の低下が許容最小回転数までに抑えられる最大トルク変化率を許容トルク変化率とし、許容トルク変化率を満たす最大出力トルクを許容トルクTp_limとする。例えば、現時点のエンジン出力トルクに許容トルク変化率とコントローラ５０の制御周期との積を加算することにより求められる。すなわち、本発明における許容トルクTp_limは、現時点のエンジン出力トルクに応じて時々刻々と変化する。なお、ステップＳ４では、要求トルク変化率が許容トルク変化率以下であるか否かを判定しているが、この判定は、要求トルクTp_dが許容トルクTp_lim以下であるか否かの判定と同じである。

ステップＳ５において、コントローラ５０は、要求トルク変化率が許容トルク変化率以下になるように（すなわち、要求トルクTp_dが許容トルクTp_lim以下になるように）、要求シリンダ速度Vcyl_dを制限する。制限した要求シリンダ速度Vcyl_d’を、例えば以下の様に求めることができる。

ステップＳ２において求めた要求トルクTp_dに対して、エンジン９は許容トルクTp_limまでしか出力できないため、第１の液圧ポンプ１２の要求トルクと第２の液圧ポンプ１３の要求トルクの和Tcp_dと、第３の液圧ポンプ１４の要求トルクと第４の液圧ポンプ１５の要求トルクの和Top_dを、

となるように抑制する必要がある。式(7)，(8)，(9)より、

となる。ここで、

である。更に式(2)より、

となるから、制限したシリンダ速度Vcyl_d’は、

と求めることができる。

ステップＳ６において、コントローラ５０は、要求シリンダ速度Vcyl_dに基づき、第１の液圧ポンプ１２の要求吐出流量Qcp1_d、第２の液圧ポンプ１３の要求吐出流量Qcp2_d、第３の液圧ポンプ１４の要求吐出流量Qop1_d、および第４の液圧ポンプ１５の要求吐出流量Qop2_dを計算する。

図５に示す処理フローによれば、図４に示す時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて、レバー５１の入力がブームシリンダ１を伸長する指令値が最大値まで上げられると、コントローラ５０は、レバー５１の入力から要求シリンダ速度Vcyl_dを計算する。次に、コントローラ５０は、要求シリンダ速度Vcyl_dから、式(2)，(4)を用いて、第１の液圧ポンプ１２の要求吐出流量と第２の液圧ポンプ１３の要求吐出流量の和Qcp_dを計算し、式(3)，(5)を用いて、第３の液圧ポンプ１４の要求吐出流量と第４の液圧ポンプ１５の要求吐出流量の和Qop_dを計算する。コントローラ５０は、計算した要求吐出流量と、圧力センサ６０ａ，６０ｂで計測したブームシリンダ１のヘッド室圧力とロッド室圧力から、式(8)，(9)，(10)を用いて、要求トルクTp_dを計算する。

図４に示す通り、要求トルクTp_dが時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて最大値に増加するのに対して、エンジン９の許容トルクTp_limが、エンジン９の定格最大トルクになるのに時刻ｔ１から時刻ｔ３までかかるとすると、時刻ｔ１から時刻ｔ３にかけて、コントローラ５０は、要求トルクTp_dがエンジン９の許容トルクTp_lim以下になるように、式(15)を用いて、制限したシリンダ速度Vcyl_d’を計算する。

コントローラ５０は、制限したシリンダ速度Vcyl_d’に基づき、第１の液圧ポンプ１２の吐出流量Qcp12、第２の液圧ポンプ１３の吐出流量Qcp13、第３の液圧ポンプ１４の要求吐出流量Qop14、および第４の液圧ポンプ１５の要求吐出流量Qop15を計算する。

以上の様に制御することにより、エンジン９をラグダウンさせることなく油圧ショベル１００を動作させることが可能になる。

なお、アクチュエータ圧に基づいて馬力を計算する場合、アクチュエータ圧の変動によりポンプ傾転角が振動的になってしまうのを防ぐため、例えば、エンジン回転数が安定し、圧力変動が規定値以下の間は移動平均等のフィルター処理によりアクチュエータ圧の変動を抑制してもよい。また、本実施例では、ポンプを１台ずつ立ち上げたが、同時に立ち上げてもよい。

(３)ブーム下げ＋アームダンプ動作時
図７に、液圧駆動装置３００でブームシリンダ１の収縮動作とアームシリンダ３の収縮動作とを同時に行った場合のレバー５１の入力、レバー５１の入力に基づく要求シリンダ速度、圧力センサ６０ａ，６０ｂで計測したブームシリンダ１のヘッド室圧力とロッド室圧力、圧力センサ６１ａ，６１ｂで計測したアームシリンダ３のヘッド室圧力とロッド室圧力、第１および第２の液圧ポンプ１２，１３の各要求吐出流量、比例弁４８，４９の各要求通過流量、エンジン負荷トルク、第１および第２の液圧ポンプ１２，１３の各吐出流量、比例弁４８，４９の各通過流量の変化を示す。

時刻ｔ０から時刻ｔ１にかけて、レバー５１の入力は０であり、ブームシリンダ１とアームシリンダ３は静止している。

時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて、レバー５１の入力はブームシリンダ１とアームシリンダ３を収縮する指令値が最大値まで上げられる。

図５に示す処理フローによれば、図７に示す時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて、レバー５１の入力がブームシリンダ１と、アームシリンダ３を収縮する指令値が最大値まで上げられると、コントローラ５０は、レバー５１の入力から要求ブームシリンダ速度Vcyl_boom_dと、要求アームシリンダ速度Vcyl_arm_dを計算する。

ここで、コントローラ５０は、ブームシリンダ１の駆動用に第１の液圧ポンプ１２を割り当て、アームシリンダ３の駆動用に第２の液圧ポンプ１３を割り当てる。

コントローラ５０は、要求ブームシリンダ速度Vcyl_boom_dから、式(2)，(4)を用いて、第１の液圧ポンプ１２の要求吐出流量Qcp12_dを計算する。また、コントローラ５０は、要求アームシリンダ速度Vcyl_arm_dから、式(2)，(4)を用いて、第２の液圧ポンプ１３の要求吐出流量Qcp13_dを計算する。

シリンダを収縮する場合、ヘッド室から流出する流量Qcyl_hと、ロッド室に流入する流量Qcyl_rの差分によって生じる余剰流量は、第１および第２比例弁４８，４９によりタンク２５に排出される。第１および第２比例弁４８，４９の要求通過流量Qpv_dは、

となり、式(6)より、

となる。

ここで、コントローラ５０は、ブームシリンダ１の余剰流量排出用に比例弁４８を割り当て、アームシリンダ３の余剰流量排出様に比例弁４９を割り当てる。

コントローラ５０は、要求ブームシリンダ速度Vcyl_boom_dから、式(3)，(16)を用いて、比例弁４８の要求通過流量Qpv48_dを計算する。また、コントローラ５０は、要求アームシリンダ速度Vcyl_arm_dから、式(3)，(16)を用いて、比例弁４９の要求通過流量Qpv49_dを計算する。

シリンダを収縮する場合、第３の液圧ポンプ１４と第４の液圧ポンプ１５を使用しないため、第３の液圧ポンプ１４の要求トルクと第４の液圧ポンプ１５の要求トルクの和Top_dは、0になる。

コントローラ５０は、計算した要求流量と、圧力センサ６０ａ，６０ｂで計測したブームシリンダ１のヘッド室圧力とロッド室圧力、圧力センサ６１ａ，６１ｂで計測したアームシリンダ３のヘッド室圧力とロッド室圧力から、式(8)，(10)を用いて、要求トルクTp_dを計算する。

図７に示す通り、ブームシリンダ１のヘッド室圧力がロッド室圧力より高い場合、ブームシリンダ１を伸長するブーム上げの時は、第１の液圧ポンプ１２の吐出圧が吸込圧より高くなるため、第１の液圧ポンプ１２はポンプとして動作する。一方で、ブームシリンダ１を収縮するブーム下げ時は、第１の液圧ポンプ１２の吸込圧が吐出圧より高くなるため、第１の液圧ポンプ１２はモータとして動作する。

図７に示す通り、アームシリンダ３のロッド室圧力がヘッド室圧力より高い場合、アームシリンダ３を収縮するアームダンプの時は、第２の液圧ポンプ１３の吐出圧が吸込圧より高くなるため、第２の液圧ポンプ１３はポンプとして動作する。一方で、ブーム下げ時は、第２の液圧ポンプ１３の吸込圧が吐出圧より高くなるため、第２の液圧ポンプ１３はモータとして動作する。

従って、レバー５１の入力がブーム下げ、アームダンプの場合、第１の液圧ポンプ１２はモータとして動作し、第２の液圧ポンプ１３はポンプとして動作するため、第１の液圧ポンプ１２の要求トルクと第２の液圧ポンプ１３の要求トルクの和Tcp_dは、第１の液圧ポンプ１２と第２の液圧ポンプ１３が共にポンプとして動作するブーム単独動作時よりも低くなる。

図７に示す通り、要求トルクTp_dが時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて最大値に増加するのに対して、エンジン９の許容トルクTp_limが、時刻ｔ１から時刻ｔ２までに要求トルクを出力可能である場合、図５に示す処理フローによれば、要求速度通りに出力可能になる。コントローラ５０は、要求ブームシリンダ速度Vcyl_boom_dと、要求アームシリンダ速度Vcyl_arm_dから、第１の液圧ポンプ１２の吐出流量Qcp1、第２の液圧ポンプ１３の吐出流量Qcp2、比例弁４８の通過流量Qpv48、および比例弁４９の通過流量Qpv49を計算する。

以上の様に制御することにより、エンジン９をラグダウンさせることなく油圧ショベル１００を動作させることが可能になる。

式(15)に示した通り、アクチュエータ圧に基づいて制限したシリンダ速度Vcyl_d’を計算する場合、アクチュエータ圧の振動により、シリンダ速度Vcyl_d’が振動的になってしまうのを防ぐため、例えば、エンジン回転数が安定し、圧力変動が規定値以下の間は移動平均等のフィルター処理によりアクチュエータ圧の振動を抑制してもよい。

(４)ブーム上げ＋アームダンプ動作時
図８に、液圧駆動装置３００でブームシリンダ１の伸長動作とアームシリンダ３の収縮動作とを同時に行った場合のレバー５１の入力、レバー５１の入力に基づく要求シリンダ速度、圧力センサ６０ａ，６０ｂで計測したブームシリンダ１のヘッド室圧力とロッド室圧力、圧力センサ６１ａ，６１ｂで計測したアームシリンダ３のヘッド室圧力とロッド室圧力、第１〜第３の液圧ポンプ１２〜１４の各要求吐出流量、比例弁４９の要求通過流量、エンジン負荷トルク、第１〜第３の液圧ポンプ１２〜１４の各吐出流量、比例弁４９の通過流量の変化を示す。

時刻ｔ０から時刻ｔ１にかけて、レバー５１の入力は０であり、ブームシリンダ１とアームシリンダ３は静止している。

時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて、レバー５１の入力はブームシリンダ１を伸長する指令値と、アームシリンダ３を収縮する指令値が最大値まで上げられる。

図５に示す処理フローによれば、図８に示す時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて、レバー５１の入力がブームシリンダ１と、アームシリンダ３を収縮する指令値が最大値まで上げられると、コントローラ５０は、レバー５１の入力から要求ブームシリンダ速度Vcyl_boom_dと、要求アームシリンダ速度Vcyl_arm_dを計算する。

ここで、コントローラ５０は、ブームシリンダ１の駆動用に第１の液圧ポンプ１２と第３の液圧ポンプ１４を、アームシリンダ３の駆動用に第２の液圧ポンプ１３と比例弁４９を割り当てる。

コントローラ５０は、要求ブームシリンダ速度Vcyl_boom_dから、式(2)，(4)を用いて、第１の液圧ポンプ１２の要求吐出流量Qcp12_dを計算する。また、コントローラ５０は、要求アームシリンダ速度Vcyl_arm_dから、式(2)，(4)を用いて、第２の液圧ポンプ１３の要求吐出流量Qcp13_dを計算する。

式(3)，(5)を用いて、第３の液圧ポンプ１４の要求吐出流量と第４の液圧ポンプ１５の要求吐出流量の和Qop_dを計算する。

コントローラ５０は、要求ブームシリンダ速度Vcyl_boom_dから、式(3)，(5)を用いて、第３の液圧ポンプ１４の要求吐出流量Qop14_dを計算する。

コントローラ５０は、要求アームシリンダ速度Vcyl_arm_dから、式(3)，(16)を用いて、比例弁４９の要求通過流量Qpv49_dを計算する。

コントローラ５０は、計算した要求流量と、圧力センサ６０ａ，６０ｂで計測したブームシリンダ１のヘッド室圧力とロッド室圧力、圧力センサ６１ａ，６１ｂで計測したアームシリンダ３のヘッド室圧力とロッド室圧力から、式(8)，(9)を用いて、第１の液圧ポンプ１２の要求トルクTcp12_d、第２の液圧ポンプ１３の要求トルクTcp13_d、第３の液圧ポンプ１４の要求トルクTop14_dを計算する。この時、要求トルクTp_dは、

となる。

図８に示す通り、要求トルクTp_dが時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて最大値に増加するのに対して、エンジン９の許容トルクTp_limが、エンジン９の定格最大トルクになるのに時刻ｔ１から時刻ｔ３までかかるとすると、時刻ｔ１から時刻ｔ３にかけて、コントローラ５０は、

となるように、制限したブームシリンダ速度Vcyl_boom_d’と、制限したアームシリンダ速度Vcyl_arm_d’を計算する。式(2)，(7)，(8)，(9)より、

となる。ここで、

である。要求ブームシリンダ速度Vcyl_boom_dと要求アームシリンダ速度Vcyl_arm_dの比を、

とし、これを一定に保つように制限したブームシリンダ速度Vcyl_boom_d’と、制限したアームシリンダ速度Vcyl_arm_d’を計算する。式(20)，(22)より、制限したブームシリンダ速度Vcyl_boom_d’は、

となり、制限したアームシリンダ速度Vcyl_arm_d’は、

となる。コントローラ５０は、制限したブームシリンダ速度Vcyl_boom_d’に基づき、第１の液圧ポンプ１２の吐出流量Qcp12と第３の液圧ポンプ１４の要求吐出流量Qop14を計算し、制限したアームシリンダ速度Vcyl_arm_d’に基づき、第２の液圧ポンプ１３の吐出流量Qcp13、および比例弁４９の通過流量Qpv49を計算する。

以上の様に制御することにより、レバー５１の入力によって決定した各アクチュエータの要求速度比を保ったまま、エンジン９をラグダウンさせることなく油圧ショベル１００を動作させることが可能になる。

本実施例では、エンジン９と、エンジン９によって駆動される可変容量型の液圧ポンプ１２〜１５と、液圧ポンプ１２〜１５から吐出された圧液によって駆動される液圧アクチュエータ１，３と、液圧アクチュエータ１，３と液圧ポンプ１２〜１５との接続を切換可能な制御弁４０〜４７と、液圧アクチュエータ１，３の各負荷圧を検出する圧力検出装置６０ａ，６０ｂ，６１ａ，６１ｂと、液圧アクチュエータ１，３の各動作方向および各要求速度を指示する操作装置５１と、操作装置５１からの入力に応じて液圧ポンプ１２〜１５の各吐出流量を制御するコントローラ５０とを備えた油圧ショベル１００において、コントローラ５０は、液圧アクチュエータ１，３の各要求速度と各負荷圧とに基づき、液圧ポンプ１２〜１５がエンジン９に要求する各トルクの合計である要求トルクTp_dを推定する要求トルク推定部５０ｃと、要求トルクTp_dの変化率である要求トルク変化率が所定の変化率（許容トルク変化率）を上回った場合に、前記要求トルク変化率が前記所定の変化率以下になるように液圧アクチュエータ１，３の各要求速度を制限する要求速度制限部５０ｄと、前記要求トルクの変化率である要求トルク変化率が前記所定の変化率を上回った場合に、前記要求トルク変化率が前記所定の変化率以下になるように液圧アクチュエータ１，３の各要求速度を制限する要求速度制限部５０ｄと、要求速度制限部５０ｄによって制限された液圧アクチュエータ１，３の各要求速度に基づき、液圧アクチュエータ１，３に対する液圧ポンプ１２〜１５の割り当てを決定し、液圧ポンプ１２〜１５の各吐出流量を演算する指令演算部５０ｅとを有する。

また、液圧ポンプ１１，１２は、それぞれ、一対の入出力ポートを有する両吐出型の液圧ポンプであり、制御弁４０〜４３は、液圧ポンプ１１，１２と液圧アクチュエータ１，３との接続を切換可能な切換弁である。

以上のように構成した本実施例によれば、片吐出型の液圧ポンプ１１，１２からアクチュエータ１，３に供給される圧油の流れを切換弁４０〜４３で制御する液圧駆動装置３００を搭載した油圧ショベル１００において、液圧アクチュエータ１，３の要求速度および液圧アクチュエータ１，３の負荷圧に基づいてエンジン９に対する要求トルクTp_dが推定され、要求トルク変化率が所定の変化率（許容トルク変化率）を上回った場合に、要求トルク変化率が所定の変化率以下になるように液圧アクチュエータ１，３の要求速度が制限される。これにより、オペレータの操作内容や液圧アクチュエータ１，３の負荷状態にかかわらず、エンジン９のラグダウンを抑制することが可能となる。

また、指令演算部５０ｅは、液圧アクチュエータ１，３のうちの１つの液圧アクチュエータに２台以上の液圧ポンプを割り当てた状態で、要求トルク変化率が所定の変化率（許容トルク変化率）を上回った場合に、要求速度制限部５０ｄによって制限された前記１つの液圧アクチュエータの要求速度に応じて前記１つの液圧アクチュエータに割り当てる液圧ポンプの台数を減らすように構成されている。これにより、使用中の液圧ポンプの燃費効率を向上するとともに、未使用の液圧ポンプの台数を増やすことにより、新たに操作されるアクチュエータに対する液圧ポンプの割り当てが容易となる。

なお、本実施例では、式(1)によりレバー５１の入力から要求シリンダ速度Vcyl_dが一意に決まるものとしたが、各アクチュエータの負荷状態や、レバー５１の入力値のバランスにより、要求シリンダ速度Vcyl_dを変化させる計算機能をコントローラ５０に持たせてもよい。

本発明の第２の実施例に係る油圧ショベル１００について、第１の実施例との相違点を中心に説明する。

図９は、本実施例における液圧駆動装置の概略構成図である。図９において、第１の実施例（図２に示す）との相違点は、アームシリンダ３を旋回モータ７に置き換えた点である。

流路２１５は、旋回モータ７のａポートに接続されている。

流路２１６は、旋回モータ７のｂポートに接続されている。

旋回モータ７は、作動油の供給を受けて回転する液圧モータである。旋回モータ７の回転方向は作動油の供給方向に依存する。

流路２１５，２１６に設けられたリリーフ弁３７ａ，３７ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５に逃がし回路を保護する。

流路２１５，２１６に設けられたフラッシング弁３８は、流路内の余剰油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５に排出する。

流路２１５に接続された圧力センサ６２ａは、流路２１５の圧力を計測し、コントローラ５０に入力する。圧力センサ６２ａは、流路２１５の圧力を計測することにより、旋回モータ７のａポート圧力Pswing_aを計測する。

流路２１６に接続された圧力センサ６２ｂは、流路２１６の圧力を計測し、コントローラ５０に入力する。圧力センサ６２ｂは、流路２１６の圧力を計測することにより、旋回モータ７のｂポート圧力Pswing_bを計測する。

図１０は、図９に示すコントローラ５０のポンプ負荷トルク制御の流れを示すフローチャートである。図１０において、第１の実施例（図５に示す）との相違点は、ステップＳ５に代えて、ステップＳ５ａ〜Ｓ５ｆを備えている点である。以下、相違点を説明する。

ステップＳ５ａにおいて、コントローラ５０は、ブーム及び旋回の複合操作が行われている場合はステップＳ５ｂに進み、そうでない場合はステップＳ５ｆに進む。

ステップＳ５ｂにおいて、コントローラ５０は、旋回モータ７の要求トルクが全体の許容トルクTp_limの所定の割合以下になるように旋回モータ７の要求速度を制限する。

ステップＳ５ｃにおいて、コントローラ５０は、要求速度を制限した旋回モータ７の要求トルクと他の旋回モータ７以外のアクチュエータの要求トルクの合計が全体の許容トルクTp_limを超える場合はステップＳ５ｄに進み、そうでない場合はステップＳ５ｅに進む。

ステップＳ５ｄにおいて、コントローラ５０は、レバー５１の入力値Linから旋回モータ７以外のアクチュエータの要求速度を決定する。

ステップＳ５ｅにおいて、コントローラ５０は、各アクチュエータの要求速度比を保ったまま各アクチュエータの要求トルクの合計が全体の許容トルクTp_lim以下になるように、旋回モータ７以外のアクチュエータの要求速度を制限する。

ステップＳ５ｆにおいて、コントローラ５０は、各アクチュエータの要求速度比を保ったまま各アクチュエータの要求トルクの合計が全体の許容トルクTp_lim以下となるように、各アクチュエータの要求速度を制限する。

次に、図９に示した液圧駆動装置３００Ａの動作を説明する。

(１)非操作時
図９において、レバー５１が非操作時は、第１〜第４の液圧ポンプ１２〜１５は全て最小傾転角に制御され、切換弁４０〜４４，４６は全て閉じられ、ブームシリンダ１および旋回モータ７は停止状態で保持される。

(２)ブーム上げ＋旋回動作時
図１１に、液圧駆動装置３００でブームシリンダ１の伸長動作と旋回モータ７の旋回動作とを同時に行った場合のレバー５１の入力、レバー５１の入力に基づく要求シリンダ速度と要求旋回速度、圧力センサ６０ａ，６０ｂで計測したブームシリンダ１のヘッド室圧力とロッド室圧力、圧力センサ６２ａ，６２ｂで計測した旋回モータ７のａポート圧力とｂポート圧力、第１〜第３の液圧ポンプ１２〜１４の各要求吐出流量、エンジン負荷トルク、および第１〜第３の液圧ポンプ１２〜１４の各吐出流量の変化を示す。

時刻ｔ０から時刻ｔ１にかけて、レバー５１の入力は０であり、ブームシリンダ１と旋回モータ７は静止している。

時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて、レバー５１の入力はブームシリンダ１を伸長する指令値と、旋回モータ７を回転する指令値が最大値まで上げられる。

図５に示す処理フローによれば、図１１に示す時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて、レバー５１の入力がブームシリンダ１と、旋回モータ７を回転する指令値が最大値まで上げられると、コントローラ５０は、レバー５１の入力から要求ブームシリンダ速度Vcyl_boom_dと、要求旋回速度Wswing_dを計算する。

ここで、コントローラ５０は、ブームシリンダ１の駆動用に第１の液圧ポンプ１２と第３の液圧ポンプ１４を、旋回モータ７の駆動用に第２の液圧ポンプ１３を割り当てる。

コントローラ５０は、要求ブームシリンダ速度Vcyl_boom_dから、式(2)，(4)を用いて、第１の液圧ポンプ１２の要求吐出流量Qcp12_dを計算する。

ここで、旋回モータ７の吐出容積をDswingとすると、旋回モータ７から流出する流量Qswingは、

となる。旋回モータ７と閉回路状に接続される第２の液圧ポンプ１３の要求吐出流量Qcp_dは、旋回モータ７からの流出流量に等しいため、

となる。式(25)，(26)を用いて、第２の液圧ポンプ１３の要求吐出流量Qcp13_dを計算する。

コントローラ５０は、要求ブームシリンダ速度Vcyl_boom_dから、式(3)，(5)を用いて、第３の液圧ポンプ１４の要求吐出流量Qop14_dを計算する。

コントローラ５０は、計算した要求流量と、圧力センサ６０ａ，６０ｂで計測したブームシリンダ１のヘッド室圧力とロッド室圧力、圧力センサ６２ａ，６２ｂで計測した旋回モータ７のａポート圧力Pswing_aとｂポート圧力Pswing_aから、式(8)，(9)を用いて、第１の液圧ポンプ１２の要求トルクTcp12_d、第２の液圧ポンプ１３の要求トルクTcp13_d、および第３の液圧ポンプ１４の要求トルクTop14_dを計算する。この時、要求トルクTp_dは、

となる。

図１１に示す通り、要求トルクTp_dが時刻ｔ１から時刻ｔ２にかけて最大値に増加するのに対して、エンジン９の許容トルクTp_limが、エンジン９の定格最大トルクになるのに時刻ｔ１から時刻ｔ３までかかるとすると、時刻ｔ１から時刻ｔ３にかけて、コントローラ５０は、

となるように、制限したブームシリンダ速度Vcyl_boom_d’と、制限した旋回速度Wswing_d’を計算する。

ここで、一般的な建設機械が平地で旋回動作を行う場合、図１１に示すとおり、停止中にはａポート圧とｂポート圧が低く、旋回加速中に片側ポートの圧力が上がるという特徴がある。特に最大加速度で旋回する場合、片側のポート圧力は、リリーフ弁３７ａ，３７ｂの設定圧力まで上昇する。従って、最大加速度を越えるような要求速度が入力される場合、要求通りの流量をポンプから供給すると、一部の流量はリリーフ弁３７ａ，３７ｂの一方からタンク２５へ排出され無駄になってしまう。

例えば、第１の実施例の(４)ブーム上げ＋アームダンプ動作時の様に、２つのアクチュエータの要求速度比を合わせようと制御する場合、旋回モータ７においては、一部の流量がリリーフ弁３７ａ、または３７ｂから排出され、旋回速度が出ないのみならず、ブームシリンダ１の速度も低くなってしまうことがある。

これを抑制するために、ブームシリンダ１と旋回モータ７を組み合わせて動かす場合、旋回モータ７に割り当てる馬力の比率をブームシリンダ１に割り当てる馬力の比率よりも低く設定する。すなわち、エンジン９が出力可能な馬力の５０％以下（例えば２０％）を旋回モータ７に割り当てる。式(28)より、

となり、

となる。

式(2)，(7)，(8)，(9)，(24)，(25)より、

となる。ここで、

である。式(29)，(30)，(31)より、制限したブームシリンダ速度Vcyl_boom_d’は、

となり、制限した旋回速度Wswing_d’は、

となる。コントローラ５０は、制限したブームシリンダ速度Vcyl_boom_d’に基づき、第１の液圧ポンプ１２の吐出流量Qcp12と第３の液圧ポンプ１４の要求吐出流量Qop14を計算し、制限した旋回速度Wswing_d’に基づき、第２の液圧ポンプ１３の吐出流量Qcp13を計算する。

本実施例では、液圧アクチュエータ１，７は、１つ以上の液圧シリンダ１と、１つ以上の液圧モータ７とを含み、指令演算部５０ｅは、液圧シリンダ１と液圧モータ７とを同時に駆動している状態で、要求トルク変化率が所定の変化率（許容トルク変化率）を上回った場合に、液圧モータ７に割り当てた液圧ポンプの要求トルクがエンジン９の出力トルクの所定の割合（例えば２０％）以下となるように液圧ポンプ１２〜１５の各吐出流量を演算する。

以上のように構成した本実施例に係る油圧ショベル１００によれば、旋回開始時の旋回モータ７の圧力上昇に伴いブームシリンダ１の速度が著しく低下することを抑制しつつ、エンジン９をラグダウンさせることなく油圧ショベル１００を動作させることが可能になる。

本発明の第３の実施例に係る油圧ショベル１００について、第１の実施例との相違点を中心に説明する。

図１２は、本実施例における液圧駆動装置の概略構成図であり、図１３は、本実施例におけるコントローラ５０の機能ブロック図である。図１２および図１３において、第１の実施例（図２および図３に示す）との相違点は、閉回路の構成要素を除いた点と、液圧ポンプ１３，１４と液圧アクチュエータ１，３との接続を切換可能な切換弁４４〜４７を流量制御弁７１〜７４に置き換えた点である。

流量制御弁７１は、流路２０４、タンク２５、流路２１０、および流路２１１に接続される。流量制御弁７１に信号が入力されてない場合、流量制御弁７２は、流路２０４とタンク２５を接続し、流路２１０と流路２１１に接続されたポートを閉じる。流量制御弁７１に正の信号が入力されると、流量制御弁７１は、流路２０４と流路２１０を接続し、タンク２５と流路２１１を接続する。また、負の信号が入力されると、流量制御弁７１は、流路２０４と流路２１１を接続し、タンク２５と流路２１０を接続する。正負の信号の大きさに応じて、各流路を接続する流路の開口面積が変化する。

流量制御弁７２は、流路２０４、タンク２５、流路２１３、および流路２１４に接続される。流量制御弁７２に信号がない場合、流量制御弁７２は、流路２０４とタンク２５を接続し、流路２１３と流路２１４に接続されたポートを閉じる。流量制御弁７２に正の信号が入力されると、流量制御弁７２は、流路２０４と流路２１３を接続し、タンク２５と流路２１４を接続する。また、負の信号が入力されると、流量制御弁７１は、流路２０４と流路２１４を接続し、タンク２５と流路２１３を接続する。正負の信号の大きさに応じて、各流路を接続する流路の開口面積が変化する。

流量制御弁７３は、流路２０５、タンク２５、流路２１０、および流路２１１に接続される。流量制御弁７３に信号が入力されていない場合、流量制御弁７３は、流路２０５とタンク２５を接続し、流路２１０と流路２１１に接続されたポートを閉じる。流量制御弁７３に正の信号が入力されると、流量制御弁７３は、流路２０５と流路２１０を接続し、タンク２５と流路２１１を接続する。また、負の信号が入力されると、流量制御弁７３は、流路２０５と流路２１１を接続し、タンク２５と流路２１０を接続する。正負の信号の大きさに応じて、各流路を接続する流路の開口面積が変化する。

流量制御弁７４は、流路２０５、タンク２５、流路２１３、および流路２１４に接続される。流量制御弁７４に信号が入力されていない場合、流量制御弁７２は、流路２０５とタンク２５を接続し、流路２１３と流路２１４に接続されたポートを閉じる。流量制御弁７４に正の信号が入力されると、流量制御弁７４は、流路２０５と流路２１３を接続し、タンク２５と流路２１４を接続する。また、負の信号が入力されると、流量制御弁７４は、流路２０５と流路２１４を接続し、タンク２５と流路２１３を接続する。正負の信号の大きさに応じて、各流路を接続する流路の開口面積が変化する。

図１２に示す液圧駆動装置３００Ｂにおいて、流量制御弁７１〜７４で発生する圧力損失を見積もれば、第１の実施例に示したのと同様に、レバー５１の入力によって決定した各アクチュエータの要求速度比を保ったまま、エンジン９をラグダウンさせることなく油圧ショベル１００を動作させることが可能となる。なお、流量制御弁７１〜７４を最大開口面積で使用し、液圧ポンプ１４，１５の吐出流量で、ブームシリンダ１、およびアームシリンダ３の速度を制御すれば、流量制御弁７１〜７４で発生する圧力損失は推定しやすくなる。

本実施例に係る油圧ショベル１００は、液圧ポンプ１３，１４と、液圧アクチュエータ１，３と、液圧アクチュエータ１，３と液圧ポンプ１３，１４との接続を切換可能な制御弁７１〜７４とを備え、圧力検出装置６０ａ，６０ｂ，６１ａ，６１ｂは、液圧アクチュエータ１，３の各負荷圧を検出可能であり、操作装置５１は、液圧アクチュエータ１，３の各動作方向および各要求速度を指示可能であり、要求トルク推定部５０ｃは、液圧アクチュエータ１，３の各要求速度と各負荷圧とに基づき、液圧ポンプ１３，１４がエンジン９に要求する各トルクの合計である要求トルクを推定し、要求速度制限部５０ｄは、前記要求トルクの変化率である要求トルク変化率が所定の変化率（許容トルク変化率）を上回った場合に、前記要求トルク変化率が前記所定の変化率以下になるように液圧アクチュエータ１，３の各要求速度を制限し、指令演算部５０ｅは、要求速度制限部５０ｄによって制限された液圧アクチュエータ１，３の各要求速度に基づき、液圧アクチュエータ１，３に対する液圧ポンプ１３，１４の割り当てを決定し、液圧ポンプ１３，１４の各吐出流量を演算する。

また、液圧ポンプ１４，１５は、それぞれ、吸込ポートと吐出ポートとを有する片吐出型の液圧ポンプであり、液圧アクチュエータ１，３と液圧ポンプ１４，１５との接続を切換可能な制御弁７１〜７４は、液圧ポンプ１４，１５から液圧アクチュエータ１，３に供給される圧液の方向および流量を調整可能な流量制御弁である。

以上のように構成した本実施例によれば、液圧アクチュエータ１，３と液圧ポンプ１３，１４との接続を流量制御弁７１〜７４で切換可能な液圧駆動装置３００Ｂが搭載された油圧ショベル１００において、第１の実施例と同様に、オペレータの操作内容やアクチュエータ１，３の負荷状態にかかわらず、エンジン９のラグダウンを抑制することが可能となる。

以上、本発明の実施例について詳述したが、本発明は、上記した実施例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施例は、本発明を分かり易く説明するために詳細に説明したものであり、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。また、ある実施例の構成に他の実施例の構成の一部を加えることも可能であり、ある実施例の構成の一部を削除し、あるいは、他の実施例の一部と置き換えることも可能である。

１…ブームシリンダ（液圧シリンダ、液圧アクチュエータ）、１ａ…ヘッド室、１ｂ…ロッド室、２…ブーム、３…アームシリンダ（液圧シリンダ、液圧アクチュエータ）、３ａ…ヘッド室、３ｂ…ロッド室、４…アーム、５…バケットシリンダ（液圧シリンダ、液圧アクチュエータ）、６…バケット、７…旋回モータ（液圧モータ、液圧アクチュエータ）、８…走行装置、９…エンジン、１０…動力伝達装置、１１…チャージポンプ、１２…第１の液圧ポンプ、１２ａ…レギュレータ、１３…第２の液圧ポンプ、１３ａ…レギュレータ、１４…第３の液圧ポンプ、１４ａ…レギュレータ、１５…第４の液圧ポンプ、１５ａ…レギュレータ、２０…チャージ用リリーフ弁、２１，２２…リリーフ弁、２５…タンク、２６，２７，２８ａ，２８ｂ，２９ａ，２９ｂ…チャージ用チェック弁、３０ａ，３０ｂ，３１ａ，３１ｂ，３２ａ，３２ｂ，３３ａ，３３ｂ…リリーフ弁、３４，３５…フラッシング弁、３６ａ，３６ｂ…チャージ用チェック弁、３７ａ，３７ｂ…リリーフ弁、３８…フラッシング弁、４０〜４７…切換弁（制御弁）、４８，４９…比例弁、５０…コントローラ、５０ａ…要求速度演算部、５０ｂ…アクチュエータ圧力演算部、５０ｃ…要求トルク推定部、５０ｄ…要求速度制限部、５０ｅ…指令演算部、５１…レバー（操作装置）、６０ａ，６０ｂ，６１ａ，６１ｂ，６２ａ，６２ｂ…圧力センサ（圧力検出装置）、７１〜７４…流量制御弁（制御弁）、１００…油圧ショベル、１０１…下部走行体、１０２…上部旋回体、１０３…フロント作業装置、１０４…キャブ、２００〜２１６…流路、３００，３００Ａ，３００Ｂ…液圧駆動装置。

Claims (7)

1. エンジンと、
   前記エンジンによって駆動される可変容量型の第１液圧ポンプと、
   前記第１液圧ポンプから吐出された圧液によって駆動される第１液圧アクチュエータと、
   前記第１液圧アクチュエータの動作方向および要求速度を指示する操作装置と、
   前記操作装置からの入力に応じて前記第１液圧ポンプの吐出流量を制御するコントローラとを備えた建設機械において、
   前記第１液圧アクチュエータの負荷圧を検出する圧力検出装置を備え、
   前記コントローラは、
   前記第１液圧アクチュエータの要求速度と前記第１液圧アクチュエータの負荷圧とに基づき、前記第１液圧ポンプが前記エンジンに要求するトルクである要求トルクを推定する要求トルク推定部と、
   前記要求トルクの変化率である要求トルク変化率が所定の変化率を上回った場合に、前記要求トルク変化率が前記所定の変化率以下になるように前記要求速度を制限する要求速度制限部と、
   前記要求速度制限部によって制限された前記第１液圧アクチュエータの要求速度に基づき、前記第１液圧ポンプの吐出流量を演算する指令演算部とを有する
   ことを特徴とする建設機械。
2. 請求項１に記載の建設機械において、
   前記第１液圧ポンプを含む複数の液圧ポンプと、
   前記第１液圧アクチュエータを含む複数の液圧アクチュエータと、
   前記複数の液圧アクチュエータと前記複数の液圧ポンプとの接続を切換可能な複数の制御弁とを備え、
   前記圧力検出装置は、前記複数の液圧アクチュエータの各負荷圧を検出可能であり、
   前記操作装置は、前記複数の液圧アクチュエータの各動作方向および各要求速度を指示可能であり、
   前記要求トルク推定部は、前記複数の液圧アクチュエータの各要求速度と各負荷圧とに基づき、前記複数の液圧ポンプが前記エンジンに要求する各トルクの合計である要求トルクを推定し、
   前記要求速度制限部は、前記要求トルクの変化率である要求トルク変化率が前記所定の変化率を上回った場合に、前記要求トルク変化率が前記所定の変化率以下になるように前記複数の液圧アクチュエータの各要求速度を制限し、
   前記指令演算部は、前記要求速度制限部によって制限された前記複数の液圧アクチュエータの各要求速度に基づき、前記複数の液圧アクチュエータに対する前記複数の液圧ポンプの割り当てを決定し、前記複数の液圧ポンプの各吐出流量を演算する
   ことを特徴とする建設機械。
3. 請求項２に記載の建設機械において、
   前記指令演算部は、前記複数の液圧アクチュエータのうちの１つの液圧アクチュエータに２台以上の液圧ポンプを割り当てた状態で、前記要求トルク変化率が前記所定の変化率を上回った場合に、前記要求速度制限部によって制限された前記１つの液圧アクチュエータの要求速度に応じて前記１つの液圧アクチュエータに割り当てる液圧ポンプの台数を減らすように構成されている
   ことを特徴とする建設機械。
4. 請求項２に記載の建設機械において、
   前記複数の液圧アクチュエータは、１つ以上の液圧シリンダと、１つ以上の液圧モータとを含み、
   前記指令演算部は、前記液圧シリンダと前記液圧モータとを同時に駆動している状態で、前記要求トルク変化率が前記所定の変化率を上回った場合に、前記液圧モータに割り当てた液圧ポンプの要求トルクが前記エンジンの出力トルクの所定の割合以下となるように前記複数の液圧ポンプの各吐出流量を演算する
   ことを特徴とする建設機械。
5. 請求項４に記載の建設機械において、
   前記所定の割合が５０％以下に設定されている
   ことを特徴する建設機械。
6. 請求項２に記載の建設機械において、
   前記複数の液圧ポンプは、それぞれ、一対の入出力ポートを有する両吐出型の液圧ポンプであり、
   前記複数の制御弁は、前記複数の液圧ポンプと前記複数の液圧アクチュエータとの接続を切換可能な複数の切換弁である
   ことを特徴とする建設機械。
7. 請求項２に記載の建設機械において、
   前記複数の液圧ポンプは、それぞれ、吸込ポートと吐出ポートとを有する片吐出型の液圧ポンプであり、
   前記複数の制御弁は、前記複数の液圧ポンプから前記複数の液圧アクチュエータに供給される圧液の方向および流量を調整可能な複数の流量制御弁である
   ことを特徴とする建設機械。

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