WO2005098148A1 - 作業機械の油圧駆動装置 - Google Patents

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WO2005098148A1
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absorption torque
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Masami Naruse
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Komatsu Ltd.
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Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic drive device that is suitably mounted on a working machine such as a hydraulic shovel.
  • Patent Document 1 JP-A-2-38630
  • Patent Document 2 JP-A-2002-295408
  • the output torque of the engine in the rotational speed Na is set to Ta (hereinafter, "output torque point Ma 'the output torque point specified by the output torque Ta of the engine rotational speed Na and the engine referred.) 0 the variable capacitance
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic indicated by the line PLa in FIG. is set to be a monotonically increasing function using the engine speed as a variable. Then, at the output torque point Ma, the output torque of the engine and the absorption torque of the hydraulic pump are equal (hereinafter, referred to as Is referred to as “matching”.
  • the hydraulic pump absorbs the engine horsepower at the output torque point Ma, that is, the maximum horsepower of the engine, so that heavy excavation work can be performed with high efficiency.
  • the output torque Ta of the engine at the output torque point Ma and the engine speed Na are set as the target values, and the absorption torque of the hydraulic pump is calculated while calculating the deviation between the target engine speed and the actual speed.
  • a control method for matching the output torque of the engine with the absorption torque of the hydraulic pump at the output torque point Ma by increasing or decreasing it is called "engine speed sensing control" and is a known technique.
  • the engine when the operator selects the excavation mode or the adjustment mode, the engine is set to the partial load operation, and the engine indicated by the line ELc in Fig. 11 (b). Output torque characteristics are set.
  • a regulation line Rc is set toward the set engine speed NC.
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic indicated by the line PLc in FIG. 4B is set, and the absorption torque of the hydraulic pump is set according to the set engine speed of the engine. It is controlled by the value along the equal horsepower curve of the engine.
  • Such a matching method between the absorption torque of the hydraulic pump and the output torque of the engine is called "equal horsepower control”.
  • the output torque point Mc is referred to as the “matching point Mc.”
  • the fuel consumption rate (gZkwh) is lower than the matching point M at the set engine speed NA, and the matching At point Mc, the output torque of the engine and the absorption torque of the hydraulic pump can be matched, so that the engine is used in a region with the same horsepower but high fuel efficiency.
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic indicated by the line PLd in FIG. 11 (c) is set, and the absorption torque of the hydraulic pump is controlled to be constant. How to match the absorption torque of such a hydraulic pump with the output torque of the engine The equation is called “constant torque control”. In this case, the output torque of the engine and the absorption torque of the hydraulic pump are matched at an output torque point Md specified by the engine speed Nd and the engine output torque Td corresponding to the engine speed Nd.
  • the output torque point Md is referred to as the “matching point Md.”
  • the matching point Md the output of the hydraulic pump required for the work is limited, thereby reducing fuel consumption during light load work.
  • a primary object of the present invention is to provide a hydraulic drive device for a work machine capable of maintaining a good workability by suppressing variations in pump absorption horsepower while maintaining the first purpose.
  • a second object is to provide a drive device.
  • a hydraulic drive device for a working machine is operated by an engine, a hydraulic pump driven by the engine, and hydraulic oil discharged from the hydraulic pump.
  • a hydraulic drive for a working machine comprising a hydraulic actuator
  • Work condition determination means for determining work conditions, engine control means for controlling the output torque of the engine, and hydraulic pump control means for controlling the absorption torque of the hydraulic pump,
  • the engine control unit changes an output torque characteristic of the engine according to the one working condition.
  • the other engine output torque characteristic force is switched to another engine output torque characteristic according to the other work condition, and the hydraulic pump control means changes the absorption torque characteristic of the hydraulic pump according to the one work condition.
  • One hydraulic pump absorption torque characteristic force is switched to another hydraulic pump absorption torque characteristic according to the other working conditions.
  • a hydraulic drive device for a working machine including an engine, a hydraulic pump driven by the engine, and a hydraulic actuator operated by hydraulic oil discharged from the hydraulic pump,
  • Work condition determination means for determining work conditions, engine control means for controlling the output torque of the engine, and hydraulic pump control means for controlling the absorption torque of the hydraulic pump,
  • the engine control means may determine that the output torque characteristic of the engine is one engine output torque characteristic corresponding to the one work condition.
  • the output torque of the engine is controlled so that the output torque of the engine when the one output torque characteristic of the engine is set is the absorption torque characteristic of the hydraulic pump.
  • the hydraulic pump is designed to have one hydraulic pump absorption torque characteristic that matches the output torque of the engine corresponding to the maximum engine rotation speed or an engine rotation speed in the vicinity thereof with the absorption torque of the hydraulic pump. Control the absorption torque of
  • the engine control means sets the output torque characteristic of the engine to the other work condition.
  • the hydraulic pump control means controls the hydraulic pump's absorption torque characteristic force when the other engine output torque characteristic is set. Another hydraulic pump absorption torque characteristic that matches the output torque of the engine corresponding to the engine rotation speed at or near the engine rotation speed at which the output of the engine is maximized with the absorption torque of the hydraulic pump. Controlling the absorption torque of the hydraulic pump so that the working condition determined by the working condition determining means is earlier than the one working condition.
  • the engine control means switches the output torque characteristic of the engine to the one engine output torque characteristic and the hydraulic pump control means.
  • the present invention is characterized in that the absorption torque characteristic of the hydraulic pump is switched to the one hydraulic pump absorption torque characteristic force and the other hydraulic pump absorption torque characteristic.
  • a hydraulic drive device for a working machine including an engine, a hydraulic pump driven by the engine, and a hydraulic actuator operated by hydraulic oil discharged from the hydraulic pump,
  • Work condition determination means for determining work conditions, engine control means for controlling the output torque of the engine, and hydraulic pump control means for controlling the absorption torque of the hydraulic pump,
  • the engine control means may determine that the output torque characteristic of the engine is one engine output torque characteristic corresponding to the one work condition.
  • the hydraulic pump control means controls the output torque of the engine so that the absorption torque characteristic of the hydraulic pump is changed to the output torque characteristic of the engine when the one engine output torque characteristic is set.
  • the output torque of the engine corresponding to a predetermined engine speed between the engine speed at which the output of the engine becomes maximum and the engine speed at which the output of the engine becomes the maximum is made equal to the absorption torque of the hydraulic pump.
  • the hydraulic pressure is adjusted so as to have one hydraulic pump absorption torque characteristic that increases and decreases the absorption torque of the hydraulic pump as the engine speed increases and decreases. And it controls the absorption torque of the pump,
  • the engine control means sets the output torque characteristic of the engine to the other work condition.
  • the hydraulic pump control means controls the hydraulic pump's absorption torque characteristic force when the other engine output torque characteristic is set.
  • the output torque of the engine corresponding to a predetermined engine speed between the engine speed at which the engine output torque becomes maximum and the engine speed at which the engine output becomes maximum, and the hydraulic pump Another hydraulic pump absorption torque that matches the absorption torque and increases or decreases the absorption torque of the hydraulic pump as the engine speed increases or decreases.
  • the engine control means changes the output torque characteristic of the engine to the one engine output torque.
  • the characteristic power is also switched to the other engine output torque characteristic, and the hydraulic pump control means switches the absorption torque characteristic of the hydraulic pump to the one hydraulic pump absorption torque characteristic force and the other hydraulic pump absorption torque characteristic. It is characterized by changing.
  • the work condition determination means includes an operation state detection means for detecting an operation state of the hydraulic actuator and a discharge pressure detection means for detecting a discharge pressure of Z or the hydraulic pump. It is preferable that the operating condition is determined based on the detection result obtained by the operation state detecting means and the detection result obtained by Z or the discharge pressure detecting means (fourth invention).
  • the engine control means may switch the one engine output torque characteristic to the other engine output torque characteristic when switching the one engine output torque characteristic force to the other engine output torque characteristic.
  • the hydraulic pump control means gradually changes the one hydraulic pump absorption torque characteristic force to the other hydraulic pump absorption torque characteristic when switching the one hydraulic pump absorption torque characteristic force to the other hydraulic pump absorption torque characteristic. It is preferable to gradually change the value so as to approach the other hydraulic pump absorption torque characteristics (fifth invention).
  • the engine output torque characteristic of the engine is changed by the engine control means.
  • One engine output torque characteristic force according to one work condition is switched to another engine output torque characteristic according to the another work condition, and the absorption torque characteristic of the hydraulic pump is reduced by the hydraulic pump control means.
  • One hydraulic pump absorption torque characteristic force according to the work condition is switched to another hydraulic pump absorption torque characteristic according to the other work condition. Accordingly, the horsepower absorbed by the hydraulic pump from the engine (hereinafter referred to as “pump absorption horsepower”) can be optimally controlled according to changes in working conditions, thereby reducing unnecessary fuel consumption and reducing fuel consumption. Can be achieved.
  • the work condition determined by the work condition determining means is one work condition
  • one engine output torque characteristic corresponding to the one work condition is set and
  • the engine output torque corresponding to the engine speed at or near the engine speed at which the engine output (horsepower) is maximum, and the absorption torque of the hydraulic pump are
  • One hydraulic pump absorption torque characteristic to be matched is set, and even if the one hydraulic pump absorption torque characteristic fluctuates due to a problem in manufacturing the hydraulic pump, the one engine output torque characteristic is set.
  • the hydraulic pump always absorbs the engine horsepower in the vicinity of the maximum output point of the engine at the time of the engine operation.
  • the work condition determined by the work condition determining means is another work condition different from the one work condition
  • another engine output torque characteristic corresponding to the other work condition is set.
  • the other hydraulic pump absorption torque characteristics are set to match the acquisition torque, even if the other hydraulic pump absorption torque characteristics vary due to hydraulic pump manufacturing problems, the other engine output torque
  • the hydraulic pump always absorbs the engine horsepower near the maximum output point of the engine when the characteristics are set.
  • the work condition determined by the work condition determining means is one work condition
  • one engine output torque characteristic corresponding to the one work condition is set and
  • this one engine output torque characteristic is set, it corresponds to a predetermined engine speed between the engine speed at which the engine output torque is maximized and the engine speed at which the engine output (horsepower) is maximized.
  • One hydraulic pump absorption torque characteristic is set to match the output torque of the engine to be driven and the absorption torque of the hydraulic pump, and the one force of this hydraulic pump absorption torque characteristic is also increased as the engine speed increases and decreases. The characteristic is such that the absorption torque is increased or decreased.
  • the work condition determined by the work condition determination means is another work condition different from the one work condition
  • another engine output torque characteristic according to the other work condition is set.
  • a predetermined engine speed between the engine speed at which the engine output torque becomes maximum and the engine speed at which the engine output (horsepower) becomes maximum is obtained.
  • Other hydraulic pump absorption torque characteristics are set so that the output torque of the engine corresponding to the engine speed matches the absorption torque of the hydraulic pump. The characteristics are such as to increase or decrease the absorption torque.
  • variation in the absorption torque of a hydraulic pump is remarkably suppressed under any one of the working conditions and the other working conditions, and as a result, the dispersion
  • the variation in the pump absorption horsepower in the conventional technology shown in Figs. 11 (b) and 11 (c) which appears as the variation in the absorption torque of the hydraulic pump almost directly, And maintain good workability.
  • one engine output torque characteristic is different from the other engine output torque characteristic.
  • Switching to one hydraulic pump absorption torque characteristic force, and switching to another hydraulic pump absorption torque characteristic is performed gradually, so that sudden changes in engine speed, hydraulic actuators, etc. The applied impact and the like can be reduced.
  • FIG. 1 is a side view of a hydraulic shovel according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is an overall schematic system configuration diagram of a hydraulic drive device according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a functional block diagram of an engine / hydraulic pump control device according to the first embodiment.
  • FIG. 4 is a flowchart showing a processing procedure for determining a work condition.
  • FIG. 5 is a characteristic diagram showing a relationship between an output torque of an engine and an absorption torque of a hydraulic pump in the first embodiment.
  • FIG. 6 is a time chart of various command values in one working example.
  • FIG. 7 is a view for explaining the effect of suppressing variation in pump absorption horsepower in the first embodiment.
  • FIG. 8 is a characteristic diagram showing a relationship between an engine output torque and a hydraulic pump absorption torque when a partial throttle is set.
  • FIG. 9 is a characteristic diagram showing the relationship between the output torque of the engine and the absorption torque of the hydraulic pump in the second embodiment.
  • FIG. 10 is a view for explaining the effect of suppressing variation in pump absorption horsepower in the second embodiment.
  • FIG. 11 is an explanatory diagram of a conventional technique.
  • FIG. 1 shows a side view of a hydraulic shovel according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 shows an overall schematic system configuration diagram of the hydraulic drive device according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a functional block diagram of the engine / hydraulic pump control device according to the first embodiment.
  • the hydraulic excavator 1 of the present embodiment is driven by a lower traveling body 2 including a traveling device 2b driven by a traveling hydraulic motor 2a, and a turning hydraulic motor 3a.
  • An operator cab 6 is provided at a front left position of the upper rotating body 4.
  • the working machine 5 is configured such that a boom 7, an arm 8 and a packet 9 are rotatably connected in order from the upper revolving unit 4 side, so that the boom 7, the arm 8 and the packet 9 correspond to each of these.
  • Hydraulic cylinders (boom cylinder 10, arm cylinder 11, and bucket cylinder 12) are arranged at the bottom.
  • work implement operation levers 13, 14 for operating the swing operation of the upper swing body 4 and the bending and undulating movement of the work implement 5 are arranged.
  • a pair of traveling operation levers 15 and 15 for operating the traveling operation of the lower traveling body 2 are arranged in front of the driver's seat.
  • the hydraulic excavator 1 is provided with a hydraulic circuit 16 as shown in FIG.
  • the hydraulic circuit 16 supplies hydraulic oil discharged from a hydraulic pump 18 driven by an engine 17 to a hydraulic actuator 20 (a boom cylinder 10, an arm cylinder 11, a knocket cylinder 12, a traveling hydraulic oil) through an operation valve 19. It is configured to supply and discharge the motor 2a and the turning hydraulic motor 3a).
  • the engine 17 is a diesel engine.
  • the engine 17 is provided with a fuel injection device 21 of a pressure accumulation (common rail) type.
  • This fuel injection device 21 is a device known per se, and although not shown in detail in the drawings, a system in which fuel is stored in a common rail chamber by a fuel pressure pump and fuel is injected from an injector by opening and closing a solenoid valve.
  • the fuel injection characteristic is determined by a drive signal from the engine controller 22 to the solenoid valve, so that an arbitrary injection characteristic can be obtained from a low speed range to a high speed range of the engine 17. I have.
  • a so-called electronic control injection system is constructed by devices including the fuel injection device 21, the engine controller 22, and various sensors.
  • the target injection characteristics are mapped into digital values so that the engine output torque characteristics as schematically shown in the engine controller 22 in FIG. 3 can be obtained.
  • a fuel dial 23 is provided to set the throttle amount of the engine 17, and a throttle signal (hereinafter, referred to as a "first throttle signal") from a potentiometer 23a attached to the fuel dial 23 is provided by a pump controller. 24 is to be entered.
  • the actual rotation speed of the engine 17 is detected by a rotation speed sensor 25, and the detection signal is input to the engine controller 22 and the pump controller 24, respectively.
  • the hydraulic pump 18 is a variable displacement hydraulic pump, and an electric-hydraulic servo mechanism 26 is attached to the hydraulic pump 18.
  • the electric / hydraulic servo mechanism 26 uses a pressure oil discharged from the hydraulic pump 18 to adjust the tilt angle of the swash plate 18 a of the hydraulic pump 18, and a control current from the pump controller 24.
  • an electromagnetic proportional control valve 28 for controlling the regulator 27 based on the control signal.
  • the pump controller 24 reads the set engine speed set by the first throttle signal from the potentiometer 23a attached to the fuel dial 23 and the work mode command signal from the monitor panel 39 described later, and further rotates the engine.
  • the actual engine speed is read from the actual engine speed signal from the number sensor 25, and the swash plate 18a of the hydraulic pump 18 is tilted in order to increase or decrease the absorption torque of the hydraulic pump 18 according to the deviation between the two engine speeds.
  • the control current value for controlling the angle is output to the electromagnetic proportional control valve 28.
  • a pressure sensor 29 for detecting the discharge pressure of the hydraulic pump 18 is provided, and a pump discharge pressure signal from the pressure sensor 29 is input to the pump controller 24.
  • the operation valve 19 is a hydraulic pilot-operated type that is provided corresponding to the hydraulic actuator 20 (the traveling hydraulic motor 2a, the turning hydraulic motor 3a, the boom cylinder 10, the arm cylinder 11, and the bucket cylinder 12).
  • a set of directional control valves 30,..., 30 is provided. Pilot pressure oil output from each of the pressure reducing valves 33, 34, 36 described later is supplied to each of the directional control valves 30 to perform a predetermined oil path switching operation. Is being performed! /
  • the work implement operation levers 13, 14 are provided with pressure reducing valves 33, 34 via operation units 31, 32 for outputting various operation commands corresponding to various lever operations.
  • the traveling Similarly, the operating levers 15 and 15 are provided with a pressure reducing valve 36 via an operating unit 35 that outputs various operation commands corresponding to various lever operations.
  • Each of the pressure reducing valves 33, 34, and 36 is supplied with pilot pressure oil having a pilot pump force (not shown) .
  • the pressure reducing valves 33, 34, and 36 supply the supplied pilot pressure oil with various types. The pressure is adjusted based on the operation command, and the adjusted pilot pressure oil is output to the operation valve 19.
  • the pilot pressure oil output from each of the pressure reducing valves 33, 34, and 36 is input to a predetermined pilot pressure oil input port of the operation valve 19, whereby a predetermined oil path switching operation is performed.
  • a predetermined oil path switching operation is performed.
  • the turning operation of the upper swing body 4 and the bending and undulating operation of the working machine 5 are performed by the predetermined operation of the work machine operation levers 13 and 14, and the predetermined operation of the traveling operation levers 15 and 15 is performed.
  • the operation of the lower traveling body 2 is performed by the operation of.
  • Operation signals indicating the operating states of the work implement operation levers 13 and 14 and the traveling operation levers 15 and 15 are transmitted via hydraulic switches 37, 37, 37 attached to the pressure reducing valves 33, 34, and 36, respectively.
  • Input to the pump controller 24 In the present embodiment, there are a total of 12 types of operation signals to be input to the pump controller 24 by predetermined operations of the operation levers 13, 1, 4, 15, and 15 described below.
  • the operating part 31 includes an arm dump among various lever operations of the work implement operating lever 13.
  • the operation amounts of the operation, arm excavation operation, packet dump operation, and packet excavation operation are replaced with electric signals and used as arm dump operation amount signals, arm excavation operation amount signals, bucket dump operation amount signals, and packet excavation operation amount signals.
  • a potentiometer 38 for output is provided, and various manipulated variable signals from the potentiometer 38 are input to the pump controller 24.
  • the operator cab 6 is provided with a monitor panel 39 functioning as a setting device for an operator to select a desired operation mode from a plurality of operation modes.
  • a monitor panel 39 functioning as a setting device for an operator to select a desired operation mode from a plurality of operation modes.
  • two types of work modes a heavy excavation mode and an economy mode, can be selected.
  • the hydraulic drive device of the present embodiment is mainly provided with an engine controller 22, a pump controller 24, an engine hydraulic pump control device 40 including various sensors and various setting devices.
  • the engine / hydraulic pump control device 40 will be described in detail below with reference to the functional block diagram of FIG.
  • the pump controller 24 includes a work condition determination unit (corresponding to “work condition determination means” in the present invention) 41, a pump absorption torque command control unit 42, a control current command control unit 43, a throttle A command control unit 44 is provided.
  • a work condition determination unit corresponding to “work condition determination means” in the present invention
  • the work condition determination unit 41 receives a first throttle signal from a potentiometer 23a attached to the fuel dial 23 and a work mode command signal from the monitor panel 39 via a throttle command control unit 44 described later. It is supposed to be. Further, the work condition determination section 41 receives various operation signals from the respective hydraulic switches 37, various operation amount signals from the potentiometer 38 attached to the operation section 31, and a pump discharge pressure signal from the pressure sensor 29. Is to be entered. Based on these input signals, the work condition discriminating section 41 discriminates the current work condition and uses the discrimination result as a work condition signal (“a” Z “bj”). Each of them is output to a throttle command control unit 44, which will be described later. The processing procedure up to the determination of the work condition by the work condition determination unit 41 will be described later in detail.
  • the pump absorption torque command control unit 42 includes an actual engine speed signal from a speed sensor 25, a work condition signal from the work condition determination unit 41, and a first throttle signal. Is entered.
  • the pump absorption torque command control unit 42 maps and stores a plurality of hydraulic pump absorption torque characteristics set based on work conditions and work modes.
  • Each hydraulic pump absorption torque characteristic relates the torque absorbed by the hydraulic pump 18 from the engine 17 (hereinafter simply referred to as “absorption torque”) to the engine speed.
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic indicated by the line PLa in the figure is set in accordance with the work condition (a) and the heavy excavation mode, and the work condition (b) and economy are set.
  • the hydraulic pump absorption torque characteristics indicated by the PLb line in the figure are set according to the mode. It is also possible to set more hydraulic pump absorption torque characteristics based on the working conditions and working modes.
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic line selected based on the work condition signal and the work mode command signal, and the actual engine speed signal from the speed sensor 25, The pump absorption torque command value determined on the basis of is output.
  • the working condition determined by the working condition determining unit 41 is the working condition (a) and the actual engine speed is Na
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLa is selected and the engine speed is determined.
  • the pump absorption torque value Ta corresponding to the number Na is output as the pump absorption torque command value.
  • the work condition determined by the work condition determination unit 41 is the work condition (b) and the actual engine speed force
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLb is selected, and the engine speed Nb is selected.
  • Pump absorption torque value Tb is output as a pump absorption torque command value.
  • the control current command control unit 43 is configured to receive a pump absorption torque command value from the pump absorption torque command control unit 42.
  • the control current command control unit 43 stores a control current value to the electromagnetic proportional control valve 28 corresponding to the pump absorption torque command value.
  • the control current command control unit 43 outputs a control current value determined based on the pump absorption torque command value from the pump absorption torque command control unit 42 to the electromagnetic proportional control valve 28. Have been. Now, for example, when the pump absorption torque command value from the pump absorption torque command control unit 42 is Ta, the control current value la corresponding to the pump absorption torque command value Ta is output to the electromagnetic proportional control valve 28. You.
  • the pump absorption torque command value from the pump absorption torque command control unit 42 is When Tb, the control current value lb corresponding to the pump absorption torque command value Tb is output to the electromagnetic proportional control valve 28.
  • the throttle command control unit 44 receives a work mode command signal from the monitor panel 39, a first throttle signal from a potentiometer 23a attached to the fuel dial 23, and a work condition signal from a work condition determination unit 41. Is to be entered. The throttle command control unit 44 determines a second throttle signal based on the input signals, and outputs the determined second throttle signal to the engine controller 22. Now, when the fuel dial 23 is set to the maximum position (FULL position), a first throttle signal “Thr” having a magnitude indicating NA as the set engine speed is set to the throttle finger.
  • a first throttle signal “Thr” is sent to the throttle command
  • the second throttle signal “NA” is output from the throttle command control unit 44 to the engine controller 22. Also, the first throttle signal “Thr” is sent to the throttle command
  • the second throttle signal ⁇ NB '' is output to the throttle command control unit 44 engine controller 22.
  • the first throttle signal “Thr ) '', The economy mode command signal ⁇ B '' and the work condition signal ⁇ a '' are input, the second throttle signal ⁇ NA '' is output from the throttle command control section 44 to the engine controller 22.
  • the first throttle signal “Thr”, the economy mode command signal “B” and the work condition signal “b” are input to the throttle command controller 44, respectively.
  • the second throttle signal “NB” is output from the throttle command control unit 44 to the engine controller 22.
  • the engine controller 22 receives a second throttle command signal from a throttle command control unit 44. Further, in the engine controller 22, a plurality of engine output torque characteristics having different output torque levels over the entire engine speed range are mapped and stored. In the present embodiment, an engine output torque characteristic indicated by a line ELa in the figure having a regulation line Ra is set corresponding to the second throttle command signal “NA”, and the second throttle command signal “NB” is set. Correspondingly, the engine output torque characteristic indicated by the line ELb in the figure having the regulation line Rb is set. The engine controller 22 determines the fuel injection amount by referring to an actual engine speed signal and a fuel injection characteristic map (not shown) based on each engine output torque characteristic map, and calculates the fuel injection amount. It is designed to output a satisfactory drive signal “FF ⁇ fuel injection device 21. It should be noted that even more engine output torque characteristics may be set based on work conditions and work modes. Good.
  • the engine control device 40a including the throttle command control unit 44, the engine controller 22, and the fuel injection device 21 corresponds to “engine control means” in the present invention.
  • a hydraulic pump control device 40b including a pump absorption torque command control unit 42, a control current command control unit 43, and an electromagnetic proportional control valve 28 is a hydraulic pump control device according to the present invention. Pump control means ”.
  • S1 to S6 It is determined whether or not the working machine operating levers 13, 14 and the traveling operating levers 15, 15 are in a neutral state (S1). When the work implement operation levers 13, 14 and the travel operation levers 15, 15 are in the neutral state, it is determined that the work condition (b) is satisfied (S2). When it is determined that the work implement operation levers 13 and 14 and the travel operation levers 15 and 15 are not in the neutral state, the travel operation is performed and it is determined whether or not the power is applied (S3). If it is determined that the traveling operation has been performed! /, It is determined that the work condition (a) is satisfied (S4). If it is determined that the traveling operation has not been performed, it is determined whether the work mode is the heavy excavation mode or not (S5).
  • the operation mode is the heavy excavation mode, it is determined that the operation condition (a) is satisfied (S4). If the work mode is not the heavy excavation mode, that is, if the work mode is the economy mode, it is determined whether or not the turning operation of the upper-part turning body 4 is being performed (S6).
  • step S7 to S8 If it is determined in step S6 that the swing operation of the upper swing body 4 has not been performed, it is determined whether or not the arm 8 and the packet 9 are operated (S7). . When it is determined that the arm 8 and the packet 9 are not operated, it is determined that the operation condition (b) is satisfied (S2). When the arm 8 and the packet 9 are operated, the discharge pressure (load pressure) P of the hydraulic pump 18 is equal to or higher than the predetermined pressure Pr, and the operation amount S of the lever operation related to the operation of the arm 8 and the packet 9 is reduced. It is determined whether it is equal to or more than the predetermined amount Sr (S8). If P ⁇ Pr and S ⁇ Sr, it is determined that the work condition (a) is satisfied (S4). If P is less than Pr and S is less than Sr, it is determined that the working condition (b) is satisfied (S2).
  • step S9 to S10 If it is determined in step S6 that the swing operation of the upper swing body 4 has been performed, it is determined whether or not the lowering operation of the boom 7 has been performed (S9). If the lowering operation of the boom 7 is performed, it is determined that the operation condition (b) is satisfied (S2). In the case where the lowering operation of the boom 7 is performed! /, Na! /, It is determined whether the raising operation of the boom 7 is performed! /, Or not (S10). When the raising operation of the boom 7 is not performed, it is determined that the operation condition (b) is satisfied (S2). When the raising operation of the boom 7 is performed, it is determined that the operation condition (a) is satisfied (S4).
  • FIG. 5 is a characteristic line representing the relationship between the output torque of the engine and the absorption torque of the hydraulic pump.
  • FIG. 6 is a time chart of various command values in one working example.
  • the earth and sand was excavated, the excavated earth and sand was scooped into the packet 9, the upper revolving unit 4 was swung while raising the boom 7, and the earth and sand in the packet 9 was loaded on the dump truck. Turn while boom 7 is lowered to return to the initial state, and one work cycle ends.
  • This working example is an example performed under the following prerequisites (1) to (3).
  • the excavator 1 works in a fixed position.
  • the work condition determining unit 41 determines that the work condition is the work condition (b). Therefore, the engine 17 is operated based on the engine output torque characteristic line ELb, and the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLb is selected as the absorption torque characteristic of the hydraulic pump 18.
  • the engine 17 is operated on the line of the regulation line Rb in the engine output torque characteristic line ELb according to the magnitude of the load, and as the pump load pressure increases, It is specified by the engine speed Nb at which the output (horsepower) of the engine 17 becomes maximum when the engine output torque characteristic line ELb is set, and the output torque Tb of the engine 17 corresponding to the engine speed Nb.
  • the output torque point Mb the output torque of the engine 17 and the absorption torque of the hydraulic pump 18 are matched (hereinafter, such a state is referred to as “matching”), and the output of the engine 17 and the hydraulic pump 18 By suppressing the output, wasteful fuel consumption as a whole is reduced.
  • the discharge pressure of the hydraulic pump 18 is detected at time t When it is detected that (load pressure) is equal to or higher than the predetermined pressure Pr, the work condition
  • the determination unit 41 determines that the work condition is the work condition (a). Then, in response to this determination result, the throttle command control unit 44 sends the second throttle signal during the time t force t to the NB force.
  • the control current is gradually reduced from lb to la during 3 4.
  • the engine output torque characteristic line ELa corresponding to the working condition (b) is switched from the engine output torque characteristic line ELb corresponding to the working condition (a) by modulation and switched to the working condition (b).
  • Modulation is applied to the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLa corresponding to the working condition (a) from the corresponding hydraulic pump absorption torque characteristic line PLb and switched.
  • the swinging and boom raising operation can be performed with high efficiency.
  • the work condition determining unit 41 determines that the work condition is the work condition (b). Then, in response to the result of this determination, the throttle command control unit 44 transmits the second throttle signal between time t and t.
  • the engine output torque characteristic line ELb corresponding to the working condition (b) is switched by modulation from the corresponding engine output torque characteristic line ELa, and the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLa corresponding to the working condition (a) is switched. Modulation is applied to the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLb corresponding to the working condition (b), and switching is performed.
  • the output torque point Mb the output torque of the engine 17 and the absorption torque of the hydraulic pump 18 are matched, and the output of the engine 17 and the output of the hydraulic pump 18 are respectively suppressed. Fuel consumption is reduced.
  • the hydraulic pump is controlled by the hydraulic pump control device 40b.
  • the absorption torque of the hydraulic pump 18 is controlled so that the absorption torque characteristic line PLa becomes a characteristic line that increases the absorption torque of the hydraulic pump 18 as the engine speed increases and decreases, and the time ( tt) and time (tt), the hydraulic pump control
  • the absorption torque of the hydraulic pump 18 is controlled such that the absorption line of the hydraulic pump characteristic line PLb becomes a characteristic line that increases the absorption torque of the hydraulic pump 18 and decreases the Z as the engine speed increases.
  • the matching point force between the output torque of the engine 17 and the absorption torque of the hydraulic pump 18 is, as shown in FIG. 5, the output torque points Ma and Mb in the engine output torque characteristic lines ELa and ELb.
  • the absorption torque of the hydraulic pump 18 may be matched.
  • the engine speed on the low-speed side near each of the engine speeds Na and Nb is set so that the hydraulic pump absorption torque characteristic lines PLa and PLb do not intersect with the regulations Ra and Rb even if they slightly vary.
  • the engine output torque characteristic line (ELa; ELb) and the hydraulic pump absorption torque characteristic line (P La; PLb) are changed according to the change in the work condition determined by the work condition determination unit 41.
  • the pump absorption horsepower (the horsepower absorbed by the hydraulic pump 18 from the engine 17) determined by the above is changed, so that the pump absorption horsepower can be optimally controlled according to changes in working conditions. Fuel consumption can be reduced by eliminating wasteful fuel consumption as a whole.
  • modulation is applied to the engine output torque characteristic line (ELa; ELb). And the impact applied to the hydraulic actuator 20 and the like can be reduced.
  • the engine corresponding to the work condition (a) is set, and the engine output torque characteristic line ELa is set.
  • the engine 17 A hydraulic pump absorption torque characteristic line PLa that matches the output torque of the hydraulic pump with the absorption torque of the hydraulic pump 18 is set.
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLa fluctuates due to manufacturing problems of the hydraulic pump 18, etc., and varies in the width ⁇ Q! / Even if the engine output torque characteristic line ELa corresponds to the engine output torque characteristic line ELa
  • the hydraulic pump 18 always absorbs the engine horsepower near the maximum output point Wa on the characteristic line WLa.
  • the variation width APS of the engine horsepower when the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLa varies with the variation width AQ and the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLd set on the regulation line Ra have the variation width AQ.
  • the former end compared to the variation in engine horsepower APS when there is variation, the former end
  • Jin horsepower variation APS is greater than the latter engine horsepower variation APS
  • the variation width APS of the pump absorption horsepower is changed to the variation in the pump absorption horsepower in the conventional technology shown in Fig. 11 (b). Needless to say, it can be significantly suppressed compared to the width.
  • the setting position of the fuel dial 23 and the first throttle signal have a linear relationship. For example, when the fuel dial 23 is set at a position 70% of the FULL position. As shown in Fig. 3, the throttle command control "Thr" is output as the first throttle signal to 44. This first throttle signal "
  • the throttle command control unit 44 issues a second stroke to the engine controller 22.
  • an engine output torque characteristic line ELb ' having a regulation line Rb' at a predetermined rotation speed lower than the regulation Rb of the engine output torque characteristic line ELb is set. Further, the first throttle signal “Thr” output from the potentiometer 23a to the throttle command control unit 44 is controlled by the throttle command control.
  • the control unit 42 sets a hydraulic pump absorption torque characteristic line PLa ⁇ and a hydraulic pump absorption torque characteristic line PL1 in place of the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLa and the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLb, respectively.
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic line PL is obtained by translating the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLa in parallel to the predetermined rotation speed low speed side, and as shown in FIG.
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLb ′ is a line in which the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLb has been moved in parallel to the predetermined rotation speed low speed side, and as shown in FIG.
  • the work condition determined by the work condition determination unit 41 is the work condition (a)
  • the output torque of the engine 17 and the absorption torque of the hydraulic pump 18 are matched at the output torque point M
  • the work condition determined by the work condition determination unit 41 is the work condition (b)
  • the output torque of the engine 17 and the absorption torque of the hydraulic pump 18 are matched at the output torque point Mb ′.
  • the output torque characteristic line of the engine 17 becomes the engine output torque characteristic line.
  • ELa (ELa ') force Engine output torque characteristic line ELb (ELI) is switched to the hydraulic pump 18 absorption torque characteristic line force Hydraulic pump absorption torque characteristic line PLa (PLa') force Hydraulic pump absorption torque characteristic line PLb ( P Lb ′) .
  • the working condition (a) is changed to “one working condition” in the present invention
  • the working condition (b) is changed to “other working condition” in the present invention.
  • the characteristic line ELa (ELa ') corresponds to the "one engine output torque characteristic” in the present invention
  • the engine output torque characteristic line ELb (ELI) corresponds to the "other engine output torque characteristic” in the present invention.
  • the pump absorption torque characteristic line PLa (PL) corresponds to “one hydraulic pump absorption torque characteristic” in the present invention
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLb (PLb ′) corresponds to “another hydraulic pump absorption torque characteristic” in the present invention.
  • the work condition determined by the work condition determination unit 41 changes from the work condition (b) to the work condition ( a )
  • the output torque characteristic line force of the engine 17 is changed to the engine output torque characteristic line ELb (EL1).
  • the output torque characteristic line ELa (EL) and the hydraulic pump 18 absorption torque characteristic line force The hydraulic pump absorption torque characteristic line PLb (PL1) is switched to the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLa (PL)
  • the working condition (b) is the "one working condition” in the present invention
  • the working condition (a) is the “other working condition” in the present invention
  • the engine output torque characteristic line ELb (ELb ') is the "one working condition” in the present invention.
  • the engine output torque characteristic line ELa (ELa ') is added to the "Other engine output torque characteristics" in the present invention
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic is added to the "Other engine output torque characteristics" in the present invention.
  • Line PLb (PLb ′) corresponds to “one hydraulic pump absorption torque characteristic” in the present invention
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLa (PL) corresponds to “other hydraulic pump absorption torque characteristics” in the present invention.
  • FIG. 9 is a characteristic diagram showing a relationship between the output torque of the engine and the absorption torque of the hydraulic pump in the second embodiment.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating the effect of suppressing variation in pump absorption horsepower in the second embodiment.
  • This embodiment differs from the first embodiment only in the relationship between the output torque characteristic of the engine 17 and the absorption torque characteristic of the hydraulic pump 18, and is basically the same as the first embodiment in other points. Since they are the same, the following description focuses on the differences from the first embodiment.
  • the work condition determined by the work condition determining unit 41 is the work condition (a), as shown in FIGS. 9 and 10, the work condition (a) ).
  • the engine output torque characteristic line ELa is set. Further, when the engine output torque characteristic line ELa is set, a predetermined engine speed between the engine speed Nf at which the output torque of the engine 17 becomes maximum and the engine speed Na at which the output (horsepower) of the engine 17 becomes maximum is obtained.
  • the output torque of the engine 17 and the absorption torque of the hydraulic pump 18 are matched.
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLe to be set is set.
  • the hydraulic pump 18 absorbs the engine horsepower at the output (horsepower) point We of the engine 17 corresponding to the engine speed Ne on the engine output characteristic line WLa.
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLe is a characteristic line that increases and decreases the absorption torque of the hydraulic pump as the engine speed increases and decreases. Therefore, as shown in FIG. 10, even if the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLe fluctuates in the variation width AQ due to a manufacturing problem of the hydraulic pump 18, etc., the absorption torque of the hydraulic pump 18 is not changed.
  • the variation width ⁇ is significantly suppressed as compared with the variation width ⁇ ⁇ ⁇ of the hydraulic pump absorption torque in the conventional technology (see FIG. 11 (c)) in which the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLd is set on the regulation line Ra. Can result in pump suction
  • the variation in horsepower APS is calculated as the variation in pump absorption horsepower ⁇ ⁇ in the prior art.
  • the work condition determined by the work condition determination unit 41 is the work condition (b), as shown in FIG.
  • the engine output torque characteristic line ELb is set in accordance with.
  • a predetermined engine speed between the engine speed Nh at which the output torque of the engine 17 becomes maximum and the engine speed Nb at which the output (horsepower) of the engine 17 becomes maximum is obtained.
  • the output torque of the engine 17 and the absorption torque of the hydraulic pump 18 are calculated.
  • a matching hydraulic pump absorption torque characteristic line PLg is set.
  • fuel efficiency can be reduced by optimizing the pump absorption horsepower, and the workability can be improved by the effect of suppressing variations in the pump absorption horsepower. Can be kept good.
  • the output torque characteristic line of the engine 17 is changed.
  • the engine output torque characteristic line ELa is switched to the engine output torque characteristic line ELb, and the hydraulic pump 18 absorption torque characteristic line force is switched from the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLe to the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLg.
  • the working condition (a) corresponds to the “one working condition” in the present invention
  • the working condition (b) corresponds to the “other working condition” in the present invention
  • the engine output torque characteristic line ELa corresponds to the present invention.
  • the engine output torque characteristic line ELb is shown in “One engine output torque characteristic” and the hydraulic pump absorption torque characteristic line is shown in “Other engine output torque characteristics” in the present invention.
  • PLe The hydraulic pump absorption torque characteristic line PLg corresponds to “another hydraulic pump absorption torque characteristic” in the present invention.
  • the work condition determined by the work condition determining unit 41 changes from the work condition (b) to the work condition ( a )
  • the output torque characteristic line force of the engine 17 is output from the engine output torque characteristic line ELb.
  • the absorption torque characteristic line of the hydraulic pump 18 is switched from the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLg to the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLe.
  • the engine condition (a) corresponds to the “other engine condition” in the present invention
  • the engine output torque characteristic line ELb corresponds to the “one engine output torque characteristic” in the present invention
  • the output torque characteristic line ELa corresponds to “other engine output torque characteristics” in the present invention
  • the hydraulic pump absorption torque characteristic line PLg corresponds to the present invention.

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Abstract

　作業条件の変化に応じてポンプ吸収馬力を最適に制御することができ、これによって燃費低減を図ることのできる作業機械の油圧駆動装置を提供することを第１の目的とし、この第１の目的を踏まえつつポンプ吸収馬力のばらつきを抑制することのできる作業機械の油圧駆動装置を提供することを第２の目的とする。 　作業条件判別部４１にて判別される作業条件が、例えば、作業条件（ａ）から作業条件（ｂ）に変化したときに、エンジン制御装置４０ａによりエンジン出力トルク特性ラインＥＬａからエンジン出力トルク特性ラインＥＬｂに切り換えるとともに、油圧ポンプ制御装置４０ｂにより油圧ポンプ吸収トルク特性ラインＰＬａから油圧ポンプ吸収トルク特性ラインＰＬｂに切り換える。また、エンジン１７の出力が最大となる出力トルク点Ｍａ，Ｍｂにおいて、エンジン１７の出力トルクと油圧ポンプ１８の吸収トルクとをマッチングさせる。

Description

明 細 書
作業機械の油圧駆動装置
技術分野
[0001] 本発明は、油圧ショベル等の作業機械に搭載されて好適な油圧駆動装置に関する ものである。
背景技術
[0002] この種の従来の油圧駆動装置として、例えば特許文献 1, 2にて提案されているも のが知られている。特許文献 1に係る油圧駆動装置では、オペレータが選択した作 業モードに適合するエンジン出力トルク特性および油圧ポンプ吸収トルク特性をそれ ぞれ設定するようにされている。一方、特許文献 2に係る油圧駆動装置では、操作レ バーの特定の操作状態を検知することで作業機等が特定の操作状態にあることを検 知し、作業機等が特定の操作状態にあるときに油圧ポンプの吸収トルクの最大値を その操作状態に合わせて所定値に設定するようにされている。
[0003] 特許文献 1 :特開平 2— 38630号公報
特許文献 2：特開 2002— 295408号公報
[0004] 前記特許文献 1に係る油圧駆動装置において、オペレータが重掘削モードを選択 した場合には、エンジンは全負荷運転とされ、図 11 (a)において記号 ELaのラインで 示されるエンジン出力トルク特性が設定される。このエンジン出力トルク特性ライン EL aにおいては、設定エンジン回転数 NAに向けてレギュレーションライン Raが設定さ れるとともに、エンジン回転数 Naにおいてエンジンの出力（馬力）が最大となるように 設定され、このエンジン回転数 Naにおいてエンジンの出力トルクは Taとされる（以下 、エンジン回転数 Naとエンジンの出力トルク Taとにより特定される出力トルク点を「出 力トルク点 Ma」称する。 ) 0また、可変容量型油圧ポンプ (以下、単に「油圧ポンプ」と いう。）の吐出油量調整により、同図（a)において記号 PLaのラインで示される油圧ポ ンプ吸収トルク特性が設定される。ここで、この油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLa は、エンジン回転数を変数とする単調増加関数になるようにされる。そして、出力トル ク点 Maにおいてエンジンの出力トルクと油圧ポンプの吸収トルクとがー致（以下、こ のような状態を「マッチング」と称する。）され、出力トルク点 Maにおけるエンジン馬力 、つまりエンジンの最大馬力を油圧ポンプが吸収することで、重掘削作業を高効率で 行えるようにされている。このように、例えば、出力トルク点 Maにおけるエンジンの出 力トルク Taとエンジン回転数 Naとを目標値とし、エンジンの目標回転数と実回転数と の偏差を演算しながら油圧ポンプの吸収トルクを増減させて、出力トルク点 Maにお いてエンジンの出力トルクと油圧ポンプの吸収トルクとをマッチングさせる制御方式を 「エンジン回転数センシング制御」と称し、既に公知の技術である。
[0005] また、同油圧駆動装置において、オペレータが掘削モードもしくは整正モードを選 択した場合には、エンジンは部分負荷運転とされ、図 11 (b)において記号 ELcのライ ンで示されるエンジン出力トルク特性が設定される。このエンジン出力トルク特性ライ ン ELcにおいては、設定エンジン回転数 NCに向けてレギュレーションライン Rcが設 定される。また、油圧ポンプの吐出油量調整により、同図（b)において記号 PLcのラ インで示される油圧ポンプ吸収トルク特性が設定され、油圧ポンプの吸収トルクはェ ンジンの設定エンジン回転数に応じてエンジンの等馬力カーブに沿った値で制御さ れる。このような油圧ポンプの吸収トルクとエンジンの出力トルクとのマッチング方式を 「等馬力制御」と称している。同図（b)の場合には、エンジン回転数 Ncとそのェンジ ン回転数 Ncに対応するエンジンの出力トルク Tcとにより特定される出力トルク点 Mc においてエンジンの出力トルクと油圧ポンプの吸収トルクとがマッチングされる（以下 において、出力トルク点 Mcを「マッチング点 Mc」と称する。 ) oこの場合、設定ェンジ ン回転数 NA時におけるマッチング点 M よりも燃料消費率 (gZkwh)が低 、マツ チング点 Mcにおいてエンジンの出力トルクと油圧ポンプの吸収トルクとをマッチング させることができるので、同馬力でありながら燃料効率の良い領域でエンジンを使用 するようにされている。
[0006] 一方、前記特許文献 2に係る油圧駆動装置において、例えば前述の重掘削モード が選択されている状態で、操作レバーが特定の操作状態にあることが検知された場 合には、油圧ポンプの吐出油量調整により、図 11 (c)において記号 PLdのラインで 示される油圧ポンプ吸収トルク特性が設定され、油圧ポンプの吸収トルクが一定に制 御される。このような油圧ポンプの吸収トルクとエンジンの出力トルクとのマッチング方 式を「定トルク制御」と称している。同図その場合には、エンジン回転数 Ndとそのェ ンジン回転数 Ndに対応するエンジンの出力トルク Tdとにより特定される出力トルク点 Mdにおいてエンジンの出力トルクと油圧ポンプの吸収トルクとがマッチングされる（以 下において、出力トルク点 Mdを「マッチング点 Md」と称する。 )0そして、作業機等が 特定の操作状態にあるときに油圧ポンプの吸収トルクの最大値をその操作状態に合 わせてマッチング点 Mdに設定することにより、作業に必要とされる油圧ポンプの出力 に制限するようにされ、これによつて軽負荷作業時の燃費低減を図るようにされて ヽ る。
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0007] ところで、油圧ショベルにより行われる作業において、例えば、土砂を掘削しその掘 肖 IJされた土砂をパケットに掬い込み、ブームを上げながら上部旋回体を旋回させてそ のパケット内の土砂をダンプトラックに積み込む場合と、土砂の積み込みが終わって 次の作業サイクルに移るために、ブームを下げつつ旋回する場合とでは、必要とされ るエンジン出力およびポンプ出力が大幅に異なる。
[0008] しかしながら、前記特許文献 1に係る油圧駆動装置では、重掘削モードが選択され ている図 11 (a)に示されるような状態で前述の一連の作業が行われる場合に、その 一連の作業中に刻々と変化する作業内容や操作レバーの操作量などに応じて、言 い換えれば作業条件の変化に応じて、エンジン出力およびポンプ出力を変化させる ことができないため、作業条件によっては無駄なエネルギを消費することになるという 問題点がある。
[0009] また、前記特許文献 2に係る油圧駆動装置では、前述の一連の作業が行われる場 合に、図 11 (c)に示されるように、作業条件の変化に応じてポンプ出力を制限するこ とで、無駄なエネルギ消費を抑制するようにされてはいるものの、その一連の作業中 にお 、てエンジンはレギュレーションライン Ra上（エンジン回転数 NA〜Nd)の範囲 で運転されることになり、常に燃料消費率の悪い状態が続き、無駄な燃料消費がなさ れるという問題点がある。
[0010] また、図 11 (b)および (c)においてそれぞれ示されるように、エンジンの出力トルクと 油圧ポンプの吸収トルクとをレギュレーションライン Rc, Ra上のマッチング点 Mc, Md においてマッチングさせると、油圧ポンプの製造上の問題等に起因する油圧ポンプ 吸収トルク特性のばらつき（図中二点鎖線で示されるライン幅 A Q)に比例してポンプ 吸収馬力（油圧ポンプがエンジンから吸収する馬力）のばらつきが顕著に現れて所 望のポンプ吸収馬力を得ることができず、作業性を良好に保つことができな 、と 、う 問題点がある。
[0011] 本発明は、このような問題点に鑑みてなされたもので、作業条件の変化に応じてポ ンプ吸収馬力を最適に制御することができ、これによつて燃費低減を図ることのでき る作業機械の油圧駆動装置を提供することを第 1の目的とし、この第 1の目的を踏ま えつつポンプ吸収馬力のばらつきを抑制して作業性を良好に保つことのできる作業 機械の油圧駆動装置を提供することを第 2の目的とするものである。
課題を解決するための手段
[0012] 前記第 1の目的を達成するために、第 1発明による作業機械の油圧駆動装置は、 エンジンと、このエンジンにより駆動される油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出さ れる圧油により作動される油圧ァクチユエ一タとを備える作業機械の油圧駆動装置に おいて、
作業条件を判別する作業条件判別手段と、前記エンジンの出力トルクを制御する エンジン制御手段と、前記油圧ポンプの吸収トルクを制御する油圧ポンプ制御手段 とを設け、
前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が一の作業条件から他の作業条 件に変化したときに、前記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク特性を、 前記一の作業条件に応じた一のエンジン出力トルク特性力 前記他の作業条件に 応じた他のエンジン出力トルク特性に切り換えるとともに、前記油圧ポンプ制御手段 は、前記油圧ポンプの吸収トルク特性を、前記一の作業条件に応じた一の油圧ボン プ吸収トルク特性力 前記他の作業条件に応じた他の油圧ポンプ吸収トルク特性に 切り換えることを特徴とするものである。
[0013] 次に、前記第 2の目的を達成するために、第 2発明による作業機械の油圧駆動装 置は、 エンジンと、このエンジンにより駆動される油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出さ れる圧油により作動される油圧ァクチユエ一タとを備える作業機械の油圧駆動装置に おいて、
作業条件を判別する作業条件判別手段と、前記エンジンの出力トルクを制御する エンジン制御手段と、前記油圧ポンプの吸収トルクを制御する油圧ポンプ制御手段 とを設け、
前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が一の作業条件であるときに、前 記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク特性が前記一の作業条件に応じ た一のエンジン出力トルク特性となるように前記エンジンの出力トルクを制御するとと もに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの吸収トルク特性が、前記一の エンジン出力トルク特性が設定された際における前記エンジンの出力が最大となるェ ンジン回転数またはその近傍のエンジン回転数に対応する前記エンジンの出力トル クと、前記油圧ポンプの吸収トルクとを一致させる一の油圧ポンプ吸収トルク特性とな るように前記油圧ポンプの吸収トルクを制御し、
前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が前記一の作業条件とは異なる 他の作業条件であるときに、前記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク特 性が前記他の作業条件に応じた他のエンジン出力トルク特性となるように前記ェンジ ンの出力トルクを制御するとともに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの 吸収トルク特性力 前記他のエンジン出力トルク特性が設定された際における前記ェ ンジンの出力が最大となるエンジン回転数またはその近傍のエンジン回転数に対応 する前記エンジンの出力トルクと、前記油圧ポンプの吸収トルクとを一致させる他の 油圧ポンプ吸収トルク特性となるように前記油圧ポンプの吸収トルクを制御し、 前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が前記一の作業条件から前記他 の作業条件に変化したときに、前記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク 特性を、前記一のエンジン出力トルク特性力も前記他のエンジン出力トルク特性に切 り換えるとともに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの吸収トルク特性を 、前記一の油圧ポンプ吸収トルク特性力 前記他の油圧ポンプ吸収トルク特性に切り 換えることを特徴とするものである。 次に、前記第 2の目的を達成するために、第 3発明による作業機械の油圧駆動装 置は、
エンジンと、このエンジンにより駆動される油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出さ れる圧油により作動される油圧ァクチユエ一タとを備える作業機械の油圧駆動装置に おいて、
作業条件を判別する作業条件判別手段と、前記エンジンの出力トルクを制御する エンジン制御手段と、前記油圧ポンプの吸収トルクを制御する油圧ポンプ制御手段 とを設け、
前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が一の作業条件であるときに、前 記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク特性が前記一の作業条件に応じ た一のエンジン出力トルク特性となるように前記エンジンの出力トルクを制御するとと もに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの吸収トルク特性が、前記一の エンジン出力トルク特性が設定された際における前記エンジンの出力トルクが最大と なるエンジン回転数と前記エンジンの出力が最大となるエンジン回転数との間の所 定のエンジン回転数に対応する前記エンジンの出力トルクと、前記油圧ポンプの吸 収トルクとを一致させ、かつエンジン回転数の増減に伴 、前記油圧ポンプの吸収トル クを増減させる一の油圧ポンプ吸収トルク特性となるように前記油圧ポンプの吸収ト ルクを制御し、
前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が前記一の作業条件とは異なる 他の作業条件であるときに、前記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク特 性が前記他の作業条件に応じた他のエンジン出力トルク特性となるように前記ェンジ ンの出力トルクを制御するとともに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの 吸収トルク特性力 前記他のエンジン出力トルク特性が設定された際における前記ェ ンジンの出力トルクが最大となるエンジン回転数と前記エンジンの出力が最大となる エンジン回転数との間の所定のエンジン回転数に対応する前記エンジンの出力トル クと、前記油圧ポンプの吸収トルクとを一致させ、かつエンジン回転数の増減に伴い 前記油圧ポンプの吸収トルクを増減させる他の油圧ポンプ吸収トルク特性となるよう に前記油圧ポンプの吸収トルクを制御し、 前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が前記一の作業条件から前記他 の作業条件に変化したときに、前記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク 特性を、前記一のエンジン出力トルク特性力も前記他のエンジン出力トルク特性に切 り換えるとともに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの吸収トルク特性を 、前記一の油圧ポンプ吸収トルク特性力 前記他の油圧ポンプ吸収トルク特性に切り 換えることを特徴とするものである。
[0015] 前記各発明にお!/、て、前記作業条件判別手段は、前記油圧ァクチユエータの操作 状態を検知する操作状態検知手段および Zまたは前記油圧ポンプの吐出圧を検出 する吐出圧検出手段を有し、前記操作状態検知手段により得られる検知結果および Zまたは前記吐出圧検出手段により得られる検出結果に基づいて作業条件を判別 するのが好ましい (第 4発明）。
[0016] 前記各発明において、前記エンジン制御手段は、前記一のエンジン出力トルク特 性力も前記他のエンジン出力トルク特性への切り換えに際して、当該一のエンジン出 力トルク特性を当該他のエンジン出力トルク特性に近づけるように漸次に変化させる とともに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記一の油圧ポンプ吸収トルク特性力も前記 他の油圧ポンプ吸収トルク特性への切り換えに際して、当該一の油圧ポンプ吸収ト ルク特性を当該他の油圧ポンプ吸収トルク特性に近づけるように漸次に変化させる のが好ましい（第 5発明）。
発明の効果
[0017] 第 1発明においては、作業条件判別手段にて判別される作業条件が一の作業条 件力 他の作業条件に変化したときに、エンジン制御手段によりエンジンの出力トル ク特性が、前記一の作業条件に応じた一のエンジン出力トルク特性力 前記他の作 業条件に応じた他のエンジン出力トルク特性に切り換えられるとともに、油圧ポンプ 制御手段により油圧ポンプの吸収トルク特性が、前記一の作業条件に応じた一の油 圧ポンプ吸収トルク特性力 前記他の作業条件に応じた他の油圧ポンプ吸収トルク 特性に切り換えられる。したがって、油圧ポンプがエンジンから吸収する馬力（以下、 「ポンプ吸収馬力」という。）を作業条件の変化に応じて最適に制御することができ、こ れによって無駄な燃料消費をなくして燃費の低減を図ることができる。 [0018] 第 2発明によれば、第 1発明と同様の作用効果を得ることができるのは言うまでもな い。さらに、この第 2発明においては、作業条件判別手段にて判別される作業条件が 一の作業条件であるときに、当該一の作業条件に応じた一のエンジン出力トルク特 性が設定されるとともに、この一のエンジン出力トルク特性が設定された際における エンジンの出力（馬力）が最大となるエンジン回転数またはその近傍のエンジン回転 数に対応するエンジンの出力トルクと、油圧ポンプの吸収トルクとを一致させる一の 油圧ポンプ吸収トルク特性が設定され、油圧ポンプの製造上の問題等に起因して当 該一の油圧ポンプ吸収トルク特性がばらついたとしても、当該一のエンジン出力トル ク特性が設定された際におけるエンジンの最大出力点近傍のエンジン馬力を油圧ポ ンプが常に吸収するようにされる。また、作業条件判別手段にて判別される作業条件 が前記一の作業条件とは異なる他の作業条件であるときに、当該他の作業条件に応 じた他のエンジン出力トルク特性が設定されるとともに、この他のエンジン出力トルク 特性が設定された際におけるエンジンの出力（馬力）が最大となるエンジン回転数ま たはその近傍のエンジン回転数に対応するエンジンの出力トルクと、油圧ポンプの吸 収トルクとを一致させる他の油圧ポンプ吸収トルク特性が設定され、油圧ポンプの製 造上の問題等に起因して当該他の油圧ポンプ吸収トルク特性がばらついたとしても、 当該他のエンジン出力トルク特性が設定された際におけるエンジンの最大出力点近 傍のエンジン馬力を油圧ポンプが常に吸収するようにされる。ここで、エンジンの最 大出力点近傍におけるエンジン馬力の変化の度合と、エンジンの調速域におけるェ ンジン馬力の変化の度合とを比較した場合、前者の最大出力点近傍におけるェンジ ン馬力の変化の度合の方が、後者の調速域におけるエンジン馬力の変化の度合より も著しく小さい。したがって、本発明によれば、一の作業条件および他の作業条件の いずれにおいても、ポンプ吸収馬力のばらつきを、エンジンの調速域においてェンジ ンの出力トルクと油圧ポンプの吸収トルクとを一致させるような油圧ポンプ吸収トルク 特性が設定されている図 11 (b)や同図（c)に示される従来技術におけるポンプ吸収 馬力のばらつきと比較して著しく抑制することができ、作業性を良好に保つことができ る。
[0019] 第 3発明によれば、第 1発明と同様の作用効果を得ることができるのは言うまでもな い。さらに、この第 3発明においては、作業条件判別手段にて判別される作業条件が 一の作業条件であるときに、当該一の作業条件に応じた一のエンジン出力トルク特 性が設定されるとともに、この一のエンジン出力トルク特性が設定された際における エンジンの出力トルクが最大となるエンジン回転数とエンジンの出力（馬力）が最大と なるエンジン回転数との間の所定のエンジン回転数に対応するエンジンの出力トルク と、油圧ポンプの吸収トルクとを一致させる一の油圧ポンプ吸収トルク特性が設定さ れ、し力もこの一の油圧ポンプ吸収トルク特性はエンジン回転数の増減に伴 、油圧 ポンプの吸収トルクを増減させるような特性とされる。したがって、油圧ポンプの製造 上の問題等に起因して前記一の油圧ポンプ吸収トルク特性がばらついたとしても、油 圧ポンプの吸収トルクのばらつきが著しく抑制される。また、作業条件判別手段にて 判別される作業条件が前記一の作業条件とは異なる他の作業条件であるときに、当 該他の作業条件に応じた他のエンジン出力トルク特性が設定されるとともに、この他 のエンジン出力トルク特性が設定された際におけるエンジンの出力トルクが最大とな るエンジン回転数とエンジンの出力（馬力）が最大となるエンジン回転数との間の所 定のエンジン回転数に対応するエンジンの出力トルクと、油圧ポンプの吸収トルクと を一致させる他の油圧ポンプ吸収トルク特性が設定され、し力もこの他の油圧ポンプ 吸収トルク特性はエンジン回転数の増減に伴い油圧ポンプの吸収トルクを増減させ るような特性とされる。したがって、油圧ポンプの製造上の問題等に起因して前記他 の油圧ポンプ吸収トルク特性がばらついたとしても、油圧ポンプの吸収トルクのばら つきが著しく抑制される。本発明によれば、一の作業条件および他の作業条件のい ずれにおいても油圧ポンプの吸収トルクのばらつきが著しく抑制され、その結果、ポ ンプ吸収馬力のばらつきを、油圧ポンプ吸収トルク特性のばらつきがほぼそのまま油 圧ポンプの吸収トルクのばらつきとして出現してしまうような図 11 (b)や同図（c)に示 される従来技術におけるポンプ吸収馬力のばらつきと比較して著しく抑制することが でき、作業性を良好に保つことができる。
[0020] 第 4発明の構成を採用することにより、刻々と変化する作業条件を容易かつ確実に 判別することができる。
[0021] 第 5発明によれば、一のエンジン出力トルク特性力も他のエンジン出力トルク特性 への切り換えが漸次に行われるとともに、一の油圧ポンプ吸収トルク特性力 他の油 圧ポンプ吸収トルク特性への切り換えが漸次に行われるので、エンジン回転数の急 激な変化や、油圧ァクチユエータ等に加えられる衝撃などを緩和することができる。 図面の簡単な説明
[0022] [図 1]図 1は本発明の第 1の実施形態に係る油圧ショベルの側面図である。
[図 2]図 2は第 1の実施形態における油圧駆動装置の全体概略システム構成図であ る。
[図 3]図 3は第 1の実施形態におけるエンジン ·油圧ポンプ制御装置の機能ブロック図 である。
[図 4]図 4は作業条件の判別の処理手順を表わすフローチャートである。
[図 5]図 5は第 1の実施形態におけるエンジンの出力トルクと油圧ポンプの吸収トルク との関係を表わす特性線図である。
[図 6]図 6は一作業例における各種指令値のタイムチャートである。
[図 7]図 7は第 1の実施形態におけるポンプ吸収馬力のばらつきの抑制効果を説明 する図である。
[図 8]図 8はパーシャルスロットル設定時におけるエンジンの出力トルクと油圧ポンプ の吸収トルクとの関係を表わす特性線図である。
[図 9]図 9は第 2の実施形態におけるエンジンの出力トルクと油圧ポンプの吸収トルク との関係を表わす特性線図である。
[図 10]図 10は第 2の実施形態におけるポンプ吸収馬力のばらつきの抑制効果を説 明する図である。
[図 11]図 11は従来技術の説明図である。
符号の説明
[0023] 1 油圧ショベル
17 エンジン
18 油圧ポンプ
20 油圧ァクチユエータ
21 燃料噴射装置 22 エンジンコントローラ
24 ポンプコントローラ
25 回転数センサ
28 電磁比例制御弁
29 圧力センサ（吐出圧検出手段）
37 油圧スィッチ (操作状態検知手段）
38 ポテンショメータ (操作状態検知手段）
39 モニタパネル
40 エンジン '油圧ポンプ制御装置
40a エンジン制御装置
40b 油圧ポンプ制御装置
41 作業条件判別部
42 ポンプ吸収トルク指令制御部
43 制御電流指令制御部
44 スロットル指令制御部
ELa, ELa' , ELb, ELb' エンジン出力トルク特性ライン
PLa, PLa , PLb, PLb, 油圧ポンプ吸収トルク特性ライン
PLe, PLg 油圧ポンプ吸収トルク特性ライン
WLa エンジン出力特性ライン
発明を実施するための最良の形態
[0024] 次に、本発明による作業機械の油圧駆動装置の具体的な実施の形態について、 図面を参照しつつ説明する。なお、以下の各実施形態は、作業機械として油圧ショ ベルに本発明が適用された例である。
[0025] 〔第 1の実施形態〕
図 1には、本発明の第 1の実施形態に係る油圧ショベルの側面図が示されている。 また、図 2には、第 1の実施形態における油圧駆動装置の全体概略システム構成図 が示されている。また、図 3には、第 1の実施形態におけるエンジン '油圧ポンプ制御 装置の機能ブロック図が示されている。 [0026] 本実施形態の油圧ショベル 1は、図 1に示されるように、走行用油圧モータ 2aにより 駆動される走行装置 2bを備えてなる下部走行体 2と、旋回用油圧モータ 3aにより駆 動される旋回装置 3と、この旋回装置 3を介して前記下部走行体 2上に配される上部 旋回体 4と、この上部旋回体 4の前部中央位置に取着される作業機 5と、その上部旋 回体 4の前部左方位置に設けられる運転室 6を備えて構成されている。ここで、前記 作業機 5は、上部旋回体 4側から順にブーム 7、アーム 8およびパケット 9がそれぞれ 回動可能に連結されてなり、これらブーム 7、アーム 8およびパケット 9のそれぞれに 対応するように油圧シリンダ（ブームシリンダ 10、アームシリンダ 11およびバケツトシリ ンダ 12)が配置されている。また、前記運転室 6における運転席（図示省略)の両側 には、上部旋回体 4の旋回動作および作業機 5の屈曲起伏動作を操作する作業機 操作レバー 13, 14 (図 2参照）が配置されるとともに、同運転席の前方には、下部走 行体 2の走行動作を操作する一対の走行操作レバー 15, 15 (図 2参照）が配置され ている。
[0027] この油圧ショベル 1には、図 2に示されるような油圧回路 16が組まれている。この油 圧回路 16は、エンジン 17により駆動される油圧ポンプ 18から吐出される作動圧油を 操作弁 19を介して油圧ァクチユエータ 20 (ブームシリンダ 10、アームシリンダ 11、ノ ケットシリンダ 12、走行用油圧モータ 2a、旋回用油圧モータ 3a)に給排するように構 成されている。そして、この油圧回路 16の作動により、前記作業機 5の屈曲起伏動作 、上部旋回体 4の旋回動作、および下部走行体 2の走行動作がそれぞれ行われるよ うになつている。
[0028] 前記エンジン 17は、ディーゼル式のエンジンであり、このエンジン 17には、蓄圧（コ モンレール)式の燃料噴射装置 21が付設されている。この燃料噴射装置 21は、それ 自体公知のものであって、図示による詳細説明は省略するが、燃料圧送ポンプにより コモンレール室に燃料を蓄圧し、電磁弁の開閉によりインジェクタから燃料を噴射す る方式のものであり、エンジンコントローラ 22から前記電磁弁への駆動信号により燃 料噴射特性が決定され、エンジン 17の低速域カゝら高速域まで任意の噴射特性を得 ることができるようにされている。本実施形態では、燃料噴射装置 21、エンジンコント ローラ 22および各種センサ類を含む機器にて所謂電子制御噴射システムが構築さ れており、カゝかる電子制御噴射システムでは、 目標噴射特性をデジタル値でマップ 化することにより、図 3のエンジンコントローラ 22における略図に示すようなエンジン出 力トルク特性を得ることができるようにされている。ここで、エンジン 17のスロットル量を 設定するために燃料ダイヤル 23が設けられ、この燃料ダイヤル 23に付設されるポテ ンショメータ 23aからのスロットル信号（以下、「第 1スロットル信号」という。）がポンプコ ントローラ 24に入力されるようになっている。また、エンジン 17の実回転数は回転数 センサ 25にて検出され、その検出信号はエンジンコントローラ 22およびポンプコント ローラ 24にそれぞれ入力されるようになって!/、る。
[0029] 前記油圧ポンプ 18は可変容量型の油圧ポンプであり、この油圧ポンプ 18には、電 気-油圧サーボ機構 26が付設されている。この電気 ·油圧サーボ機構 26は、油圧ポ ンプ 18から吐出される圧油を利用してその油圧ポンプ 18の斜板 18aの傾転角を調 整するレギユレータ 27と、ポンプコントローラ 24からの制御電流に基づいてそのレギ ユレータ 27を制御する電磁比例制御弁 28とを備えて構成されている。ここで、ポンプ コントローラ 24では、前述の燃料ダイヤル 23に付設のポテンショメータ 23aからの第 1スロットル信号および後述するモニタパネル 39からの作業モード指令信号により設 定された設定エンジン回転数を読み取り、さらに回転数センサ 25からの実エンジン 回転数信号により実エンジン回転数を読み取り、この両エンジン回転数の偏差に応 じて油圧ポンプ 18の吸収トルクを増減するため、油圧ポンプ 18の斜板 18aの傾転角 を制御する制御電流値を前記電磁比例制御弁 28に出力する。また、油圧ポンプ 18 の吐出圧力を検出する圧力センサ 29が設けられ、この圧力センサ 29からのポンプ吐 出圧信号はポンプコントローラ 24に入力される。
[0030] 前記操作弁 19は、前記油圧ァクチユエータ 20 (走行用油圧モータ 2a、旋回用油圧 モータ 3a、ブームシリンダ 10、アームシリンダ 11、バケツトシリンダ 12)に対応して設 けられる油圧パイロット操作式の方向制御弁 30, · · , 30の集合体であり、後述する各 減圧弁 33, 34, 36から出力されるパイロット圧油の前記各方向制御弁 30への供給 により所定の油路切換動作が行われるようになって!/、る。
[0031] 前記作業機操作レバー 13, 14には、各種レバー操作に対応する各種操作指令を 出力する操作部 31, 32を介して減圧弁 33, 34が付設されている。一方、前記走行 操作レバー 15, 15にも同様に、各種レバー操作に対応する各種操作指令を出力す る操作部 35を介して減圧弁 36が付設されている。各減圧弁 33, 34, 36には、図示 省略されるパイロットポンプ力 のパイロット圧油が供給されるようになっており、各減 圧弁 33, 34, 36は、供給されたパイロット圧油を各種操作指令に基づいて調圧しそ の調圧されたパイロット圧油を操作弁 19に向けて出力する。そして、各減圧弁 33, 3 4, 36から出力されたパイロット圧油は前記操作弁 19における所定のパイロット圧油 入力ポートに入力され、これによつて所定の油路切換動作が行われる。こうして、作 業機操作レバー 13, 14の所定の操作にて上部旋回体 4の旋回動作と作業機 5の屈 曲起伏動作とが行われるようにされるとともに、走行操作レバー 15, 15の所定の操作 にて下部走行体 2の走行動作が行われるようにされている。また、作業機操作レバー 13, 14および走行操作レバー 15, 15のそれぞれの操作状態を示す操作信号は、 各減圧弁 33, 34, 36に付設される油圧スィッチ 37, · · · , 37を介してポンプコント口 ーラ 24に入力されるようになっている。本実施形態においてそれら操作レバー 13, 1 4, 15, 15の所定の操作にてポンプコントローラ 24に入力される操作信号は、以下 に述べる計 12種類である。
(1)上部旋回体 4の右旋回動作に対応する右旋回操作信号
(2)上部旋回体 4の左旋回動作に対応する左旋回操作信号
(3)ブーム 7の上げ動作に対応するブーム上げ操作信号
(4)ブーム 7の下げ動作に対応するブーム下げ操作信号
(5)アーム 8を前方に送り出す動作に対応するアームダンプ操作信号
(6)アーム 8を手前に引き込む動作に対応するアーム掘削操作信号
(7)パケット 9を前方に送り出す動作に対応するパケットダンプ操作信号
(8)パケット 9を手前に引き込む動作に対応するパケット掘削操作信号
(9)下部走行体 2の右前進走行動作に対応する右前進走行操作信号
(10)下部走行体 2の右後進走行動作に対応する右後進走行操作信号
(11)下部走行体 2の左前進走行動作に対応する左前進走行操作信号
(12)下部走行体 2の左後進走行動作に対応する左後進走行操作信号
前記操作部 31には、作業機操作レバー 13の各種レバー操作のうちアームダンプ 操作、アーム掘削操作、パケットダンプ操作およびパケット掘削操作のそれぞれの操 作量を電気信号に置き換えてアームダンプ操作量信号、アーム掘削操作量信号、バ ケットダンプ操作量信号およびパケット掘削操作量信号として出力するポテンショメ一 タ 38が付設され、このポテンショメータ 38からの各種操作量信号がポンプコントロー ラ 24に入力されるようになって 、る。
[0033] 前記運転室 6には、複数の作業モードの中からオペレータが所望の作業モードを 選択するための設定器として機能するモニタパネル 39が設けられている。本実施形 態では、説明の都合上、重掘削モードおよびエコノミーモードの 2種類の作業モード が選択可能にされて 、るものとする。
[0034] 本実施形態の油圧駆動装置には、主に、エンジンコントローラ 22、ポンプコントロー ラ 24、各種センサおよび各種設定器により構成されるエンジン '油圧ポンプ制御装置 40が設けられている。このエンジン '油圧ポンプ制御装置 40について、図 3の機能ブ ロック図を用いて以下に詳述することとする。
[0035] 前記ポンプコントローラ 24は、作業条件判別部 (本発明における「作業条件判別手 段」に相当する。）41と、ポンプ吸収トルク指令制御部 42と、制御電流指令制御部 43 と、スロットル指令制御部 44とを備えて構成されて 、る。
[0036] 前記作業条件判別部 41には、燃料ダイヤル 23に付設のポテンショメータ 23aから の第 1スロットル信号およびモニタパネル 39からの作業モード指令信号が後述するス ロットル指令制御部 44を介してそれぞれ入力されるようになっている。さらに、この作 業条件判別部 41には、各油圧スィッチ 37からの各種操作信号と、操作部 31に付設 のポテンショメータ 38からの各種操作量信号と、圧力センサ 29からのポンプ吐出圧 信号とが入力されるようになっている。この作業条件判別部 41においては、それら入 力信号に基づ!、て現在の作業条件を判別しその判別結果を作業条件信号（「a」 Z「 bj )としてポンプ吸収トルク指令制御部 42および後述するスロットル指令制御部 44に 向けてそれぞれ出力するようにされている。なお、この作業条件判別部 41による作業 条件の判別に至るまでの処理手順については後に詳述する。
[0037] 前記ポンプ吸収トルク指令制御部 42には、回転数センサ 25からの実エンジン回転 数信号と、前記作業条件判別部 41からの作業条件信号および第 1スロットル信号と が入力されるようになっている。また、このポンプ吸収トルク指令制御部 42には、作業 条件や作業モードに基づいて設定される複数の油圧ポンプ吸収トルク特性がマップ 化されて記憶されている。各油圧ポンプ吸収トルク特性は、油圧ポンプ 18がエンジン 17から吸収するトルク（以下、単に「吸収トルク」という。）と、エンジン回転数とを関係 付けてなるものである。本実施形態においては、作業条件 (a)や重掘削モードに対 応して図中記号 PLaのラインで示される油圧ポンプ吸収トルク特性が設定されるとと もに、作業条件 (b)やエコノミーモードに対応して図中記号 PLbのラインで示される 油圧ポンプ吸収トルク特性が設定されている。なお、作業条件や作業モードに基づ V、てより多くの油圧ポンプ吸収トルク特性を設定するようにしても良!、。
[0038] このポンプ吸収トルク指令制御部 42においては、作業条件信号や作業モード指令 信号に基づ 、て選択される油圧ポンプ吸収トルク特性ラインと、回転数センサ 25から の実エンジン回転数信号とに基づいて決定されるポンプ吸収トルク指令値を出力す るようにされている。今、例えば、作業条件判別部 41により判別される作業条件が作 業条件 (a)で、実エンジン回転数が Naであるときには、油圧ポンプ吸収トルク特性ラ イン PLaが選択されるとともに、エンジン回転数 Naに対応するポンプ吸収トルク値 Ta がポンプ吸収トルク指令値として出力される。また、作業条件判別部 41により判別さ れる作業条件が作業条件 (b)で、実エンジン回転数力 であるときには、油圧ボン プ吸収トルク特性ライン PLbが選択されるとともに、エンジン回転数 Nbに対応するポ ンプ吸収トルク値 Tbがポンプ吸収トルク指令値として出力される。
[0039] 前記制御電流指令制御部 43には、前記ポンプ吸収トルク指令制御部 42からのポ ンプ吸収トルク指令値が入力されるようになっている。また、この制御電流指令制御 部 43には、ポンプ吸収トルク指令値に対応する前記電磁比例制御弁 28への制御電 流値が記憶されている。そして、この制御電流指令制御部 43においては、ポンプ吸 収トルク指令制御部 42からのポンプ吸収トルク指令値に基づいて決定される制御電 流値を電磁比例制御弁 28へ向けて出力するようにされている。今、例えば、ポンプ 吸収トルク指令制御部 42からのポンプ吸収トルク指令値が Taであるときには、そのポ ンプ吸収トルク指令値 Taに対応する制御電流値 laが電磁比例制御弁 28へ向けて 出力される。また、ポンプ吸収トルク指令制御部 42からのポンプ吸収トルク指令値が Tbであるときには、そのポンプ吸収トルク指令値 Tbに対応する制御電流値 lbが電磁 比例制御弁 28へ向けて出力される。ここで、この制御電流指令制御部 43は、モジュ レーシヨン機能を有しており、制御電流値を laから lbに切り換える際には所定時間 Δ t ( = t—t )の間において電流値を漸増し、制御電流値を lbから laに切り換える際
B 6 5
には所定時間 A t (=t—t )の間において電流値を漸減するようにされている（図 6
A 4 3
参照)。なお、本実施形態では A t > A tである。
A B
[0040] 前記スロットル指令制御部 44には、モニタパネル 39からの作業モード指令信号と、 燃料ダイヤル 23に付設のポテンショメータ 23aからの第 1スロットル信号と、作業条件 判別部 41からの作業条件信号が入力されるようになっている。このスロットル指令制 御部 44においては、それら入力信号に基づいて第 2スロットル信号を決定し、決定さ れた第 2スロットル信号をエンジンコントローラ 22に向けて出力するようにされている。 今、燃料ダイヤル 23が最大位置 (FULL位置）にセットされている状態では、設定ェ ンジン回転数として NAを示す大きさの第 1スロットル信号「Thr 」がスロットル指
(100%)
令制御部 44に入力される。この状態において、スロットル指令制御部 44に入力され る作業モード指令信号が重掘削モード指令信号「A」である場合には、設定エンジン 回転数として NAを示す大きさの第 2スロットル信号「NA」がスロットル指令制御部 44 力もエンジンコントローラ 22に向けて出力される。また、燃料ダイヤル 23のセット位置 が同様の状態において、スロットル指令制御部 44に入力される作業モード指令信号 がエコノミーモード指令信号「B」である場合には、設定エンジン回転数として NB (N B<NA)を示す大きさの第 2スロットル信号「NB」がスロットル指令制御部 44からェン ジンコントローラ 22に向けて出力される。
[0041] さらに、スロットル指令制御部 44に対して第 1スロットル信号「Thr 」、重掘削モ
(100%)
ード指令信号「A」および作業条件信号「a」がそれぞれ入力された場合には、第 2ス ロットル信号「NA」がスロットル指令制御部 44からエンジンコントローラ 22に向けて出 力される。また、スロットル指令制御部 44に対して第 1スロットル信号「Thr 」、重
(100%) 掘削モード指令信号「A」および作業条件信号「b」がそれぞれ入力された場合には、 第 2スロットル信号「NB」がスロットル指令制御部 44力 エンジンコントローラ 22に向 けて出力される。また、スロットル指令制御部 44に対して第 1スロットル信号「Thr )」、エコノミーモード指令信号「B」および作業条件信号「a」がそれぞれ入力された場 合には、第 2スロットル信号「NA」がスロットル指令制御部 44からエンジンコントローラ 22に向けて出力される。また、スロットル指令制御部 44に対して第 1スロットル信号「 Thr 」、エコノミーモード指令信号「B」および作業条件信号「b」がそれぞれ入力
(100%)
された場合には、第 2スロットル信号「NB」がスロットル指令制御部 44からエンジンコ ントローラ 22に向けて出力される。
[0042] ここで、このスロットル指令制御部 44は、モジュレーション機能を有しており、第 2ス ロットル信号を「NA」から「NB」に切り換える際には所定時間 A t (=t— t )の間に
B 6 5 おいて第 2スロットル信号を漸減し、第 2スロットル信号を「NB」から「NA」に切り換え る際には所定時間 A t (=t t )の間において第 2スロットル信号を漸増するように
A 4 3
されている（図 6参照)。
[0043] 前記エンジンコントローラ 22には、スロットル指令制御部 44からの第 2スロットル指 令信号が入力されるようになっている。また、このエンジンコントローラ 22には、ェンジ ン回転数の全域において出力トルク水準が異なる複数のエンジン出力トルク特性が マップィ匕されて記憶されている。本実施形態においては、第 2スロットル指令信号「N A」に対応して、レギュレーションライン Raを有する図中記号 ELaのラインで示される エンジン出力トルク特性が設定され、第 2スロットル指令信号「NB」に対応して、レギ ユレーシヨンライン Rbを有する図中記号 ELbのラインで示されるエンジン出力トルク 特性が設定される。そして、このエンジンコントローラ 22においては、各エンジン出力 トルク特性マップに基づき実エンジン回転数信号と燃料噴射特性マップ（図示省略） とを参照することで燃料噴射量を求め、求められた燃料噴射量を満足するような駆動 信号「FF^燃料噴射装置 21に向けて出力するようにされている。なお、作業条件 や作業モードに基づ 、てより多くのエンジン出力トルク特性を設定するようにしても良 い。
[0044] なお、ここで、スロットル指令制御部 44、エンジンコントローラ 22および燃料噴射装 置 21を含んでなるエンジン制御装置 40aが、本発明における「エンジン制御手段」に 相当する。また、ポンプ吸収トルク指令制御部 42、制御電流指令制御部 43および電 磁比例制御弁 28を含んでなる油圧ポンプ制御装置 40bが、本発明における「油圧ポ ンプ制御手段」に相当する。
[0045] 次に、前記作業条件判別部 41による作業条件の判別の処理手順について図 4の フローチャートを用いて以下に説明する。なお、図中記号「S」はステップを表わす。
[0046] S1〜S6 :作業機操作レバー 13, 14および走行操作レバー 15, 15が中立状態で ある力否かを判断する（Sl)。作業機操作レバー 13, 14および走行操作レバー 15, 15が中立状態である場合には、作業条件 (b)であると判定する (S2)。作業機操作レ バー 13, 14および走行操作レバー 15, 15が中立状態でないと判断した場合には、 走行操作が行われて 、る力否かを判断する（S3)。走行操作が行われて!/、ると判断 した場合には、作業条件 (a)であると判定する（S4)。走行操作が行われていないと 判断した場合には、作業モードが重掘削モードである力否かを判断する（S5)。作業 モードが重掘削モードである場合には、作業条件 (a)であると判定する（S4)。作業 モードが重掘削モードでな 、場合、つまり作業モードがエコノミーモードである場合 には、上部旋回体 4の旋回操作が行われているカゝ否かを判断する（S6)。
[0047] S7〜S8 :前記ステップ S6において、上部旋回体 4の旋回操作が行われていないと 判断した場合には、アーム 8およびパケット 9が操作されている力否かを判断する（S7 )。アーム 8およびパケット 9が操作されていないと判断した場合には、作業条件 (b) であると判定する（S2)。アーム 8およびパケット 9が操作されている場合には、油圧ポ ンプ 18の吐出圧力（負荷圧力） Pが所定圧力 Pr以上で、かつアーム 8およびパケット 9の操作に関わるレバー操作の操作量 Sが所定量 Sr以上であるか否かを判断する（ S8)。 P≥Prで、かつ S≥Srである場合には、作業条件 (a)であると判定する（S4)。 Pく Prで、かつ Sく Srの場合には、作業条件 (b)であると判定する（S2)。
[0048] S9〜S10 :前記ステップ S6において、上部旋回体 4の旋回操作が行われていると 判断した場合には、ブーム 7の下げ操作が行われているか否かを判断する（S9)。ブ ーム 7の下げ操作が行われて 、る場合には、作業条件 (b)であると判定する (S2)。 ブーム 7の下げ操作が行われて!/、な!/、場合には、ブーム 7の上げ操作が行われて!/、 るカゝ否かを判断する（S10)。ブーム 7の上げ操作が行われていない場合には、作業 条件 (b)であると判定する（S2)。ブーム 7の上げ操作が行われている場合には、作 業条件 (a)であると判定する (S4)。 [0049] 次に、本実施形態における油圧駆動装置の作動について、油圧ショベル 1による 一作業例に基づいて図 5および図 6を参照しつつ以下に説明することとする。ここで、 図 5には、エンジンの出力トルクと油圧ポンプの吸収トルクとの関係を表わす特性線 図力 図 6には、一作業例における各種指令値のタイムチャートがそれぞれ示されて いる。また、本作業例においては、土砂を掘削しその掘削された土砂をパケット 9に 掬い込み、ブーム 7を上げながら上部旋回体 4を旋回させてそのパケット 9内の土砂 をダンプトラックに積み込み、その後ブーム 7を下げつつ旋回して初期状態に戻り 1 作業サイクルが終了する。なお、この作業例は、以下の（1)〜（3)の前提条件のもと で行われる例である。
前提条件：
(1)油圧ショベル 1は定位置で作業を行う。
(2)燃料ダイヤル 23は FULL位置にセットされている。
(3)エコノミーモードが選択されて ヽる。
[0050] 時刻 において作業が開始され、土砂の掘削動作が開始される。ここで、作業開始 前および作業開始直後にお!、て、作業条件判別部 41は作業条件が作業条件 (b)で あると判定する。したがって、エンジン 17はエンジン出力トルク特性ライン ELbに基づ いて運転されるとともに、油圧ポンプ 18の吸収トルク特性として油圧ポンプ吸収トルク 特性ライン PLbが選択される。ここで、負荷が軽くポンプ吐出圧が低い間、エンジン 1 7はその負荷の大きさに応じてエンジン出力トルク特性ライン ELbにおけるレギユレ一 シヨンライン Rbの線上で運転され、ポンプ負荷圧が高まるにつれて、エンジン出力ト ルク特性ライン ELbが設定された際におけるエンジン 17の出力（馬力）が最大となる エンジン回転数 Nbと、このエンジン回転数 Nbに対応するエンジン 17の出力トルク T bとにより特定される出力トルク点 Mbにおいて、エンジン 17の出力トルクと油圧ボン プ 18の吸収トルクとがー致 (以下、このような状態を「マッチング」と称する。）され、ェ ンジン 17の出力および油圧ポンプ 18の出力がそれぞれ抑制されることで、総量とし て無駄な燃料消費が低減される。
[0051] 時刻 tにおいてアーム 8およびパケット 9の操作に関わるレバー操作の操作量が所
2
定量 Sr以上であることが検知され、その後時刻 tにおいて油圧ポンプ 18の吐出圧力 (負荷圧力）が所定圧力 Pr以上であることが検知されると、時刻 tにおいて作業条件
3
判別部 41は作業条件が作業条件 (a)であると判定する。そして、この判定結果を受 けてスロットル指令制御部 44は時刻 t力 tの間に第 2スロットル信号を NB力も NA
3 4
に漸増させるとともに、同判定結果を受けて制御電流指令制御部 43は時刻 t力 t
3 4 の間に制御電流を lbから laに漸減させる。これにより、作業条件 (b)に対応するェン ジン出力トルク特性ライン ELbから作業条件 (a)に対応するエンジン出力トルク特性 ライン ELaにモジュレーションがかけられて切り換えられるとともに、作業条件 (b)に対 応する油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLbから作業条件 (a)に対応する油圧ポンプ 吸収トルク特性ライン PLaにモジュレーションがかけられて切り換えられる。この切換 動作により、エンジン出力トルク特性ライン ELaが設定された際におけるエンジン 17 の出力（馬力）が最大となるエンジン回転数 Naと、このエンジン回転数 Naに対応す るエンジン 17の出力トルク Taとにより特定される出力トルク点 Maにおいて、エンジン 17の出力トルクと油圧ポンプ 18の吸収トルクとがマッチングされ、エンジン 17の最大 馬力を有効に油圧ポンプ 18が吸収することができ、土砂の掘削動作および旋回 'ブ ーム上げ動作を高効率で行うことができる。
[0052] 時刻 tにおいて旋回 ·ブーム上げ動作力 旋回 ·ブーム下げ動作に変化された瞬
5
間に作業条件判別部 41は作業条件が作業条件 (b)であると判定する。そして、この 判定結果を受けてスロットル指令制御部 44は時刻 tから tの間に第 2スロットル信号
5 6
を NAから NBに漸減させるとともに、同判定結果を受けて制御電流指令制御部 43は 時刻 tから tの間に制御電流を laから lbに漸増させる。これにより、作業条件 (a)に
5 6
対応するエンジン出力トルク特性ライン ELaから作業条件 (b)に対応するエンジン出 力トルク特性ライン ELbにモジュレーションがかけられて切り換えられるとともに、作業 条件 (a)に対応する油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLaから作業条件 (b)に対応す る油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLbにモジュレーションがかけられて切り換えられ る。この切換動作により、出力トルク点 Mbにおいてエンジン 17の出力トルクと油圧ポ ンプ 18の吸収トルクとがマッチングされ、エンジン 17の出力および油圧ポンプ 18の 出力がそれぞれ抑制されることで、総量として無駄な燃料消費が低減される。
[0053] ここで、時間（t〜t )にお!/、ては、油圧ポンプ制御装置 40bにより、油圧ポンプ吸 収トルク特性ライン PLaが、エンジン回転数の増加 Z減少に伴 、油圧ポンプ 18の吸 収トルクを増加 Z減少させる特性ラインとなるように油圧ポンプ 18の吸収トルクが制 御されるとともに、時間（t〜t )および時間（t〜t )においては、油圧ポンプ制御装
1 3 6 7
置 40bにより、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLbが、エンジン回転数の増加 Z減 少に伴 、油圧ポンプ 18の吸収トルクを増加 Z減少させる特性ラインとなるように油圧 ポンプ 18の吸収トルクが制御される。なお、本実施形態においては、エンジン 17の 出力トルクと油圧ポンプ 18の吸収トルクとのマッチング点力 図 5に示されるように、 各エンジン出力トルク特性ライン ELa, ELbにおける出力トルク点 Ma, Mbに設定さ れているが、これに限定されるものではなぐ各出力トルク点 Ma, Mbに対応する各 エンジン回転数 Na, Nbの近傍のエンジン回転数に対応する出力トルク点において エンジン 17の出力トルクと油圧ポンプ 18の吸収トルクとをマッチングさせても良い。こ の際、より好ましくは、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLa, PLbが多少ばらついて もレギュレーション Ra, Rbと交わらないように、前記各エンジン回転数 Na, Nbの近傍 における低速側のエンジン回転数に対応する例えば出力トルク点 Ma , Mbにおい てエンジン 17の出力トルクと油圧ポンプ 18の吸収トルクとをマッチングさせるのが良 い。
[0054] 本実施形態によれば、作業条件判別部 41により判別される作業条件の変化に応じ て、エンジン出力トルク特性ライン (ELa ; ELb)と油圧ポンプ吸収トルク特性ライン (P La ;PLb)とにより決定されるポンプ吸収馬力（油圧ポンプ 18がエンジン 17から吸収 する馬力）が変化されるので、作業条件の変化に応じてポンプ吸収馬力を最適に制 御することができ、これによつて総量として無駄な燃料消費をなくして燃費を低減する ことができる。また、エンジン出力トルク特性ライン (ELa ;ELb)の切り換えの際、およ び油圧ポンプ吸収トルク特性ライン (PLa; PLb)の切り換えの際にはそれぞれモジュ レーシヨンがかけられるので、エンジン回転数の急激な変化や、油圧ァクチユエータ 2 0等に加えられる衝撃などを緩和することができる。
[0055] さらに、本実施形態において、作業条件判別部 41にて判別される作業条件が作業 条件 (a)であるときには、図 7に示されるように、この作業条件 (a)に応じたエンジン出 力トルク特性ライン ELaが設定されるとともに、このエンジン出力トルク特性ライン ELa が設定された際におけるエンジン 17の出力（馬力）が最大となるエンジン回転数 Na と、このエンジン回転数 Naに対応するエンジン 17の出力トルク Taとにより特定される 出力トルク点 Maで、エンジン 17の出力トルクと油圧ポンプ 18の吸収トルクとをマッチ ングさせる油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLaが設定される。これにより、油圧ボン プ 18の製造上の問題等に起因して油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLaがばらつき 幅 Δ Qでばらつ!/、たとしても、エンジン出力トルク特性ライン ELaに対応するエンジン 出力特性ライン WLa上における最大出力点 Wa近傍のエンジン馬力を油圧ポンプ 1 8が常に吸収するようにされる。ここで、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLaがばら つき幅 A Qでばらついた際のエンジン馬力のばらつき幅 A PSと、レギュレーションラ イン Ra上において設定される油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLdがばらつき幅 A Q でばらついた際のエンジン馬力のばらつき幅 A PS とを比較した場合、前者のェン
11
ジン馬力のばらつき幅 A PSの方が、後者のエンジン馬力のばらつき幅 A PS よりも
1 11 著しく小さい。したがって、このエンジン出力トルク特性ライン ELaと油圧ポンプ吸収ト ルク特性ライン PLaとの関係により、作業条件 (a)においてポンプ吸収馬力のばらつ き幅 A PSを、レギュレーションライン Ra上において油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLdが設定されている従来技術（図 11 (c)参照）におけるポンプ吸収馬力のばらつき 幅 Δ PS と比較して著しく抑制することができ、作業性を良好に保つことができる。な
11
お、今述べたポンプ吸収馬力のばらつきの抑制効果の説明の主旨と同様の主旨に より、ポンプ吸収馬力のばらつき幅 A PSを、図 11 (b)に示される従来技術における ポンプ吸収馬力のばらつき幅と比較して著しく抑制することができるのは言うまでもな い。
[0056] また、図示による説明は省略するが、作業条件判別部 41にて判別される作業条件 が作業条件 (b)であるときに設定されるエンジン出力トルク特性ライン ELbと油圧ボン プ吸収トルク特性ライン PLbとの関係により、前述したポンプ吸収馬力のばらつきの 抑制効果と同様の効果を得ることができる。
[0057] なお、本実施形態にぉ ヽて、燃料ダイヤル 23のセット位置と第 1スロットル信号とは 線形関係にあり、例えば燃料ダイヤル 23が FULL位置に対し 70%の位置にセットさ れた場合には、図 3に示されるように、ポテンショメータ 23aからスロットル指令制御部 44に対し第 1スロットル信号として「Thr 」が出力される。この第 1スロットル信号「
(70%)
Thr 」を受けてスロットル指令制御部 44は、エンジンコントローラ 22に対し第 2ス
(70%)
ロットル信号として「NA」および「NB」に代えて「ΝΑ' 」および「ΝΒ' 」をそれぞれ出 力する。エンジンコントローラ 22は、第 2スロットル信号「ΝΑ' 」を受けると、第 2スロッ トル信号「ΝΑ」に対応するエンジン出力トルク特性ライン ELaに代えてそのエンジン 出力トルク特性ライン ELaのレギュレーション Raよりも所定回転数低速側にレギユレ ーシヨンライン Ra' を有するエンジン出力トルク特性ライン EL を設定する一方、 第 2スロットル信号「ΝΒ' 」を受けると、第 2スロットル信号「ΝΒ」に対応するエンジン 出力トルク特性ライン ELbに代えてそのエンジン出力トルク特性ライン ELbのレギユレ ーシヨン Rbよりも所定回転数低速側にレギュレーションライン Rb' を有するエンジン 出力トルク特性ライン ELb' を設定する。さらに、ポテンショメータ 23aからスロットル 指令制御部 44に向けて出力された第 1スロットル信号「Thr 」はスロットル指令制
(70%)
御部 44および作業条件判別部 41をそれぞれ通ってポンプ吸収トルク指令制御部 4 2に与えられる。この第 1スロットル信号「Thr 」を受けてポンプ吸収トルク指令制
(70%)
御部 42は、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLaおよび油圧ポンプ吸収トルク特性ラ イン PLbに代えて油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLa^ および油圧ポンプ吸収トル ク特性ライン PL1 をそれぞれ設定する。ここで、前記油圧ポンプ吸収トルク特性ライ ン PL は、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLaが所定回転数低速側に平行移動 したものであって、図 8に示されるように、エンジン出力トルク特性ライン EL が設定 された際におけるエンジン 17の出力（馬力）が最大となるエンジン回転数 N と、こ のエンジン回転数 N に対応するエンジン 17の出力トルク Ta' とにより特定される 出力トルク点 Ma^ において、エンジン 17の出力トルクと油圧ポンプ 18の吸収トルク とをマッチングさせるために、エンジン回転数の増減に伴い油圧ポンプ 18の吸収トル クを増減させる特性ラインである。一方、前記油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLb' は、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLbが所定回転数低速側に平行移動したもの であって、図 8に示されるように、エンジン出力トルク特性ライン EL1 が設定された 際におけるエンジン 17の出力（馬力）が最大となるエンジン回転数 N1 と、このェン ジン回転数 N1 に対応するエンジン 17の出力トルク Tb' とにより特定される出力ト ルク点 Ml において、エンジン 17の出力トルクと油圧ポンプ 18の吸収トルクとをマ ツチングさせるために、エンジン回転数の増減に伴い油圧ポンプ 18の吸収トルクを 増減させる特性ラインである。そして、作業条件判別部 41により判別される作業条件 が作業条件 (a)である場合には、出力トルク点 M においてエンジン 17の出力トル クと油圧ポンプ 18の吸収トルクとがマッチングされる一方、作業条件判別部 41により 判別される作業条件が作業条件 (b)である場合には、出力トルク点 Mb' においてェ ンジン 17の出力トルクと油圧ポンプ 18の吸収トルクとがマッチングされる。
また、本実施形態において、作業条件判別部 41にて判別される作業条件が作業 条件 (a)から作業条件 (b)に変化したときには、エンジン 17の出力トルク特性ラインが 、エンジン出力トルク特性ライン ELa (ELa' )力 エンジン出力トルク特性ライン ELb (ELI )に切り換えられるとともに、油圧ポンプ 18の吸収トルク特性ライン力 油圧ポ ンプ吸収トルク特性ライン PLa (PLa' )力 油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLb (P Lb' )に切り換えられるが、この場合、作業条件 (a)が本発明における「一の作業条 件」に、作業条件 (b)が本発明における「他の作業条件」に、エンジン出力トルク特性 ライン ELa (ELa' )が本発明における「一のエンジン出力トルク特性」に、エンジン出 力トルク特性ライン ELb (ELI )が本発明における「他のエンジン出力トルク特性」 に、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLa (PL )が本発明における「一の油圧ボン プ吸収トルク特性」に、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLb (PLb' )が本発明にお ける「他の油圧ポンプ吸収トルク特性」に、それぞれ対応する。一方、作業条件判別 部 41にて判別される作業条件が作業条件 (b)から作業条件 (a)に変化したときには 、エンジン 17の出力トルク特性ライン力 エンジン出力トルク特性ライン ELb (EL1 )からエンジン出力トルク特性ライン ELa (EL ）に切り換えられるとともに、油圧ボン プ 18の吸収トルク特性ライン力 油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLb (PL1 )から 油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLa (PL )に切り換えられる力 この場合、作業 条件 (b)が本発明における「一の作業条件」に、作業条件 (a)が本発明における「他 の作業条件」に、エンジン出力トルク特性ライン ELb (ELb' )が本発明における「一 のエンジン出力トルク特性」に、エンジン出力トルク特性ライン ELa (ELa' )が本発 明における「他のエンジン出力トルク特性」に、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLb (PLb' )が本発明における「一の油圧ポンプ吸収トルク特性」に、油圧ポンプ吸収ト ルク特性ライン PLa (PL )が本発明における「他の油圧ポンプ吸収トルク特性」に 、それぞれ対応する。
[0059] 〔第 2の実施形態〕
次に、本発明の第 2の実施形態について説明する。図 9には、第 2の実施形態にお けるエンジンの出力トルクと油圧ポンプの吸収トルクとの関係を表わす特性線図が示 されている。また、図 10には、第 2の実施形態におけるポンプ吸収馬力のばらつきの 抑制効果を説明する図が示されている。本実施形態は、前記第 1の実施形態に対し てエンジン 17の出力トルク特性と油圧ポンプ 18の吸収トルク特性との関係が異なる のみでその他の点については前記第 1の実施形態と基本的に同じであるため、以下 においては前記第 1の実施形態と異なる点を中心に説明することとする。
[0060] 本実施形態にお!、て、作業条件判別部 41にて判別される作業条件が作業条件 (a )であるときには、図 9および図 10に示されるように、この作業条件（a)に応じたェンジ ン出力トルク特性ライン ELaが設定される。また、エンジン出力トルク特性ライン ELa が設定された際におけるエンジン 17の出力トルクが最大となるエンジン回転数 Nfと エンジン 17の出力（馬力）が最大となるエンジン回転数 Naとの間の所定のエンジン 回転数 Neと、この所定のエンジン回転数 Neに対応するエンジン 17の出力トルク Te とにより特定される出力トルク点 Meにお 、て、エンジン 17の出力トルクと油圧ポンプ 18の吸収トルクとをマッチングさせる油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLeが設定さ れる。これにより、エンジン出力特性ライン WLa上におけるエンジン回転数 Neに対応 するエンジン 17の出力（馬力）点 Weのエンジン馬力を油圧ポンプ 18が吸収するよう にされる。ここで、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLeはエンジン回転数の増減に 伴い油圧ポンプの吸収トルクを増減させるような特性ラインとされる。したがって、図 1 0に示されるように、油圧ポンプ 18の製造上の問題等に起因して油圧ポンプ吸収トル ク特性ライン PLeがばらつき幅 A Qでばらついたとしても、油圧ポンプ 18の吸収トル クのばらつき幅 ΔΤを、レギュレーションライン Ra上において油圧ポンプ吸収トルク 特性ライン PLdが設定されている従来技術（図 11 (c)参照）における油圧ポンプの吸 収トルクのばらつき幅 ΔΤ と比較して著しく抑制することができ、その結果、ポンプ吸 収馬力のばらつき幅 A PSを、従来技術におけるポンプ吸収馬力のばらつき幅 Δ Ρ
3
s と比較して著しく抑制することができ、作業性を良好に保つことができる。なお、今
13
述べたポンプ吸収馬力のばらつきの抑制効果の説明の主旨と同様の主旨により、ポ ンプ吸収馬力のばらつき幅 A PSを、図 11 (b)に示される従来技術におけるポンプ
3
吸収馬力のばらつき幅と比較して著しく抑制することができるのは言うまでもない。
[0061] また、本実施形態にお!、て、作業条件判別部 41にて判別される作業条件が作業 条件 (b)であるときには、図 9に示されるように、この作業条件 (b)に応じたエンジン出 力トルク特性ライン ELbが設定される。また、エンジン出力トルク特性ライン ELb設定 された際におけるエンジン 17の出力トルクが最大となるエンジン回転数 Nhとェンジ ン 17の出力（馬力）が最大となるエンジン回転数 Nbとの間の所定のエンジン回転数 Ngと、この所定のエンジン回転数 Ngに対応するエンジン 17の出力トルク Tgとにより 特定される出力トルク点 Mgにお 、て、エンジン 17の出力トルクと油圧ポンプ 18の吸 収トルクとをマッチングさせる油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLgが設定される。こ のエンジン出力トルク特性ライン ELbと油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLgとの関係 により、前述したポンプ吸収馬力のばらつきの抑制効果と同様の効果を得ることがで きる。
[0062] 本実施形態によれば、前記第 1の実施形態と同様に、ポンプ吸収馬力の最適化に よって燃費の低減を図ることができるとともに、ポンプ吸収馬力のばらつきの抑制効 果によって作業性を良好に保つことができる。
[0063] なお、本実施形態にお!、て、作業条件判別部 41にて判別される作業条件が作業 条件 (a)から作業条件 (b)に変化したときには、エンジン 17の出力トルク特性ラインが 、エンジン出力トルク特性ライン ELaからエンジン出力トルク特性ライン ELbに切り換 えられるとともに、油圧ポンプ 18の吸収トルク特性ライン力 油圧ポンプ吸収トルク特 性ライン PLeから油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLgに切り換えられる力 この場合 、作業条件 (a)が本発明における「一の作業条件」に、作業条件 (b)が本発明におけ る「他の作業条件」に、エンジン出力トルク特性ライン ELaが本発明における「一のェ ンジン出力トルク特性」に、エンジン出力トルク特性ライン ELbが本発明における「他 のエンジン出力トルク特性」に、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLeが本発明にお ける「一の油圧ポンプ吸収トルク特性」に、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLgが本 発明における「他の油圧ポンプ吸収トルク特性」に、それぞれ対応する。一方、作業 条件判別部 41にて判別される作業条件が作業条件 (b)から作業条件 (a)に変化し たときには、エンジン 17の出力トルク特性ライン力 エンジン出力トルク特性ライン EL bからエンジン出力トルク特性ライン ELaに切り換えられるとともに、油圧ポンプ 18の 吸収トルク特性ラインが、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLgから油圧ポンプ吸収ト ルク特性ライン PLeに切り換えられるが、この場合、作業条件 (b)が本発明における「 一の作業条件」に、作業条件 (a)が本発明における「他の作業条件」に、エンジン出 力トルク特性ライン ELbが本発明における「一のエンジン出力トルク特性」に、ェンジ ン出力トルク特性ライン ELaが本発明における「他のエンジン出力トルク特性」に、油 圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLgが本発明における「一の油圧ポンプ吸収トルク特 性」に、油圧ポンプ吸収トルク特性ライン PLeが本発明における「他の油圧ポンプ吸 収トルク特性」に、それぞれ対応する。

Claims

請求の範囲
[1] エンジンと、このエンジンにより駆動される油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出さ れる圧油により作動される油圧ァクチユエ一タとを備える作業機械の油圧駆動装置に おいて、
作業条件を判別する作業条件判別手段と、前記エンジンの出力トルクを制御する エンジン制御手段と、前記油圧ポンプの吸収トルクを制御する油圧ポンプ制御手段 とを設け、
前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が一の作業条件から他の作業条 件に変化したときに、前記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク特性を、 前記一の作業条件に応じた一のエンジン出力トルク特性力 前記他の作業条件に 応じた他のエンジン出力トルク特性に切り換えるとともに、前記油圧ポンプ制御手段 は、前記油圧ポンプの吸収トルク特性を、前記一の作業条件に応じた一の油圧ボン プ吸収トルク特性力 前記他の作業条件に応じた他の油圧ポンプ吸収トルク特性に 切り換えることを特徴とする作業機械の油圧駆動装置。
[2] エンジンと、このエンジンにより駆動される油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出さ れる圧油により作動される油圧ァクチユエ一タとを備える作業機械の油圧駆動装置に おいて、
作業条件を判別する作業条件判別手段と、前記エンジンの出力トルクを制御する エンジン制御手段と、前記油圧ポンプの吸収トルクを制御する油圧ポンプ制御手段 とを設け、
前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が一の作業条件であるときに、前 記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク特性が前記一の作業条件に応じ た一のエンジン出力トルク特性となるように前記エンジンの出力トルクを制御するとと もに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの吸収トルク特性が、前記一の エンジン出力トルク特性が設定された際における前記エンジンの出力が最大となるェ ンジン回転数またはその近傍のエンジン回転数に対応する前記エンジンの出力トル クと、前記油圧ポンプの吸収トルクとを一致させる一の油圧ポンプ吸収トルク特性とな るように前記油圧ポンプの吸収トルクを制御し、 前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が前記一の作業条件とは異なる 他の作業条件であるときに、前記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク特 性が前記他の作業条件に応じた他のエンジン出力トルク特性となるように前記ェンジ ンの出力トルクを制御するとともに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの 吸収トルク特性力 前記他のエンジン出力トルク特性が設定された際における前記ェ ンジンの出力が最大となるエンジン回転数またはその近傍のエンジン回転数に対応 する前記エンジンの出力トルクと、前記油圧ポンプの吸収トルクとを一致させる他の 油圧ポンプ吸収トルク特性となるように前記油圧ポンプの吸収トルクを制御し、 前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が前記一の作業条件から前記他 の作業条件に変化したときに、前記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク 特性を、前記一のエンジン出力トルク特性力も前記他のエンジン出力トルク特性に切 り換えるとともに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの吸収トルク特性を 、前記一の油圧ポンプ吸収トルク特性力 前記他の油圧ポンプ吸収トルク特性に切り 換えることを特徴とする作業機械の油圧駆動装置。
エンジンと、このエンジンにより駆動される油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出さ れる圧油により作動される油圧ァクチユエ一タとを備える作業機械の油圧駆動装置に おいて、
作業条件を判別する作業条件判別手段と、前記エンジンの出力トルクを制御する エンジン制御手段と、前記油圧ポンプの吸収トルクを制御する油圧ポンプ制御手段 とを設け、
前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が一の作業条件であるときに、前 記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク特性が前記一の作業条件に応じ た一のエンジン出力トルク特性となるように前記エンジンの出力トルクを制御するとと もに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの吸収トルク特性が、前記一の エンジン出力トルク特性が設定された際における前記エンジンの出力トルクが最大と なるエンジン回転数と前記エンジンの出力が最大となるエンジン回転数との間の所 定のエンジン回転数に対応する前記エンジンの出力トルクと、前記油圧ポンプの吸 収トルクとを一致させ、かつエンジン回転数の増減に伴 、前記油圧ポンプの吸収トル クを増減させる一の油圧ポンプ吸収トルク特性となるように前記油圧ポンプの吸収ト ルクを制御し、
前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が前記一の作業条件とは異なる 他の作業条件であるときに、前記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク特 性が前記他の作業条件に応じた他のエンジン出力トルク特性となるように前記ェンジ ンの出力トルクを制御するとともに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの 吸収トルク特性力 前記他のエンジン出力トルク特性が設定された際における前記ェ ンジンの出力トルクが最大となるエンジン回転数と前記エンジンの出力が最大となる エンジン回転数との間の所定のエンジン回転数に対応する前記エンジンの出力トル クと、前記油圧ポンプの吸収トルクとを一致させ、かつエンジン回転数の増減に伴い 前記油圧ポンプの吸収トルクを増減させる他の油圧ポンプ吸収トルク特性となるよう に前記油圧ポンプの吸収トルクを制御し、
前記作業条件判別手段にて判別される作業条件が前記一の作業条件から前記他 の作業条件に変化したときに、前記エンジン制御手段は、前記エンジンの出力トルク 特性を、前記一のエンジン出力トルク特性力も前記他のエンジン出力トルク特性に切 り換えるとともに、前記油圧ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの吸収トルク特性を 、前記一の油圧ポンプ吸収トルク特性力 前記他の油圧ポンプ吸収トルク特性に切り 換えることを特徴とする作業機械の油圧駆動装置。
[4] 前記作業条件判別手段は、前記油圧ァクチユエータの操作状態を検知する操作 状態検知手段および Zまたは前記油圧ポンプの吐出圧を検出する吐出圧検出手段 を有し、前記操作状態検知手段により得られる検知結果および Zまたは前記吐出圧 検出手段により得られる検出結果に基づいて作業条件を判別する請求項 1〜3のい ずれかに記載の作業機械の油圧駆動装置。
[5] 前記エンジン制御手段は、前記一のエンジン出力トルク特性力 前記他のエンジン 出力トルク特性への切り換えに際して、当該一のエンジン出力トルク特性を当該他の エンジン出力トルク特性に近づけるように漸次に変化させるとともに、前記油圧ポンプ 制御手段は、前記一の油圧ポンプ吸収トルク特性力 前記他の油圧ポンプ吸収トル ク特性への切り換えに際して、当該一の油圧ポンプ吸収トルク特性を当該他の油圧 ポンプ吸収トルク特性に近づけるように漸次に変化させる請求項 1〜4のいずれかに 記載の作業機械の油圧駆動装置。
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