CN103201522A - 具有排气净化装置的工程机械用液压驱动系统 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种工程机械的液压驱动系统，在进行负载感应控制的液压驱动系统中，在没有执行器操作的情况下能够通过泵输出上升控制高效地对排气净化装置(42)的过滤器堆积物进行燃烧除去，且即使同时进行执行器操作和泵输出上升控制也不会相互影响，且为简便、低成本的构成。具有：对发动机转速检测阀(13)的上游侧的先导泵(30)的排出压和油箱压进行切换并向梭阀(45)输出的电磁切换阀(46)；配置在将差压减压阀(11)的输出压向LS控制阀(17b)导入的油路(12b)中、对负载感应控制的有效、无效进行切换的电磁切换阀(48)，控制器(49)，在排气净化装置(42)需要进行再生时，电磁切换阀(46)将先导泵(30)的排出压作为假设负载压输出，电磁切换阀(48)以使负载感应控制无效的方式进行切换。

Description

具有排气净化装置的工程机械用液压驱动系统
技术领域
本发明涉及用于液压挖掘机等的工程机械、以液压泵的排出压比多个执行器的最高负载压仅高出目标差压的量的方式进行负载感应控制的工程机械的液压驱动系统，尤其涉及具有用于对发动机的排气中所含有颗粒状物质(微粒物质)进行净化的排气净化装置的工程机械的液压驱动系统。
背景技术
以液压泵的排出压比多个执行器的最高负载压仅高出目标差压的量的方式进行负载感应控制的液压驱动系统被称作负载感应系统，例如记载在专利文献1中。
专利文献1中记载的液压驱动系统具有：发动机；通过该发动机驱动的可变容量型的液压泵；通过从该液压泵排出的压力油驱动的多个执行器；对从液压泵向多个执行器供给的压力油的流量进行控制的多个流量及方向控制阀；检测多个执行器的最高负载压的检测回路；以液压泵的排出压比所述多个执行器的最高负载压仅高出目标差压的量的方式进行负载感应控制的控制机构；卸荷阀，设在将液压泵连接在多个流量及方向控制阀上的管路中，在液压泵的排出压比在最高负载压上加上设定压后的压力高时成为开状态、并使液压泵的排出油返回油箱，限制液压泵的排出压的上升。
另外，作为负载感应系统，专利文献2中记载了一种具有排气净化装置的结构。在该结构中，在设于排气管的排气净化装置中设置排气阻力传感器，当传感器的检测值为规定水平以上时，从控制装置输出信号，控制主泵的调节器和卸荷阀，使液压泵的排出量和排出压同时上升，并在发动机上作用液压负载。由此，提高发动机的输出并使排气温度上升，使氧化催化剂活性化从而使过滤器堆积物燃烧，对过滤器进行再生。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2001-193705号公报
专利文献2：日本专利第3073380号公报
发明的概要
发明欲解决的课题
液压挖掘机等的工程机械中，作为其驱动源搭载有柴油发动机。对从柴油发动机排出的颗粒状物质(以下称作PM)的排出量的限制，与NOx、CO、HC等一起逐年强化。对于这样的限制，一般在发动机中设置排气净化装置，通过发动机排气净化装置内的被称作柴油机微粒过滤器(DPF：Diesel Particulate Filter)的过滤器捕集PM，从而减少被向外部排出的PM的量。在该排气净化装置中，过滤器的PM补足量逐渐增加后，过滤器会发生阻塞，所以发动机的排压上升，会诱发燃耗的恶化等，因此，需要对过滤器所捕集的PM进行适当燃烧从而消除过滤器的阻塞，使过滤器再生。
对于过滤器的再生，通常使用氧化催化剂。存在氧化催化剂被配置在过滤器的上游侧的情况、和直接放置在过滤器上的情况这两种情况，但无论哪种情况，为了使氧化催化剂活性化，排气的温度都必须比氧化催化剂的活性温度高，因此，需要强制地使排气温度上升到比氧化催化剂的活性温度高的温度。
在专利文献1记载的液压驱动系统中，可变容量型的主泵为了进行负载感应控制，例如在全部的操作杆处于中立时，主泵的倾转角(容量)成为最小，排出流量也为最少。另外，主泵的排出压受到卸荷阀控制，当全部的操作杆处于中立时，主泵的排出压成为与卸荷阀的设定压大致相同的最小压力。其结果，主泵的吸收扭矩也成为最小。
在进行这样的负载感应控制的液压驱动系统的发动机中设置排气净化装置的情况下，在全部的操作杆处于中立时，发动机的负载降低，发动机的排气的温度降低。
在专利文献2记载的液压驱动系统中，在需要进行排气净化装置的过滤器的再生时，通过排气阻力传感器检测出该情况，并进行使主泵的排出流量和排出压同时上升的控制(以下，称作泵输出上升控制)，由此在发动机上施加液压负载，提高发动机的输出从而使排气温度上升，使氧化催化剂活性化并使过滤器堆积物燃烧。因此，即使在全部的操作杆处于中立时，主泵的吸收马力也不会减小，能够进行过滤器的再生。
但是，在专利文献2的技术中，在对某个操作杆进行操作并使执行器工作的状态下进行泵输出上升控制、或在泵输出上升控制中对操作杆进行操作从而使执行器动作等使执行器操作和泵输出上升控制同时进行的情况下，有可能会相互影响、损害执行器的操作性，在泵输出上升控制中产生不良情况。
即，专利文献2中，在排气净化装置需要进行再生的条件时，从控制装置输出信号并对主泵的调节器进行直接控制，由此，得到目标流量Q2，而通过来自控制装置的信号对卸荷阀进行直接控制，由此得到目标压力P2。由此，在全部的操作杆处于中立、没有执行器操作的情况下，由于能够得到目标压力P2和目标流量Q2，所以，能够使主泵的吸收扭矩与泵输出上升控制所需要的目标值一致。
但是，例如泵输出上升控制中，若进行低负载/大流量的执行器操作(例如斗杆铲装操作等)，则从主泵排出的压力油流入斗杆液压缸，但在斗杆液压缸的要求流量比通过基于泵输出上升控制进行的调节器的控制而得到的主泵的目标流量Q2多的情况下，斗杆液压缸不会达到目标速度。另外，主泵的排出压也降低从而达不到目标压力P2，主泵的吸收扭矩也从最佳值减少。
另外，例如泵输出上升控制中，若进行高负载/小流量的执行器操作(例如铲斗卸载操作等)，则在卸荷阀上作用有来自控制装置的信号和本来的执行器的负载压，所以，通过卸荷阀被控制的主泵的排出压变得比目标压力P2高，主泵的吸收扭矩也从最佳值增加。
基于该理由，在专利文献2中，推荐仅限于在操作杆处于中立时进行泵输出上升控制。
另外，卸荷阀是作用有较高的高压即主泵的排出压和执行器的负载压的构成，为了从控制装置输出信号从而对卸荷阀进行电控制，存在电机控制部变得非常昂贵的问题。
发明内容
本发明的目的在于提供一种工程机械的液压驱动系统，在进行负载感应控制的液压驱动系统中，在没有执行器操作的情况下能够通过泵输出上升控制高效地燃烧除去排气净化装置内的过滤器堆积物，且即使同时进行执行器操作和泵输出上升控制也不会相互影响，不会损害执行器的操作性，在泵输出上升控制中不会发生不良情况，而且能够简便且以低成本实现。
用于解决课题的手段
(1)本发明为了实现上述目的，为一种工程机械的液压驱动系统，具有：发动机；通过该发动机驱动的可变容量型的液压泵；通过从该液压泵排出的压力油被驱动的多个执行器；对从所述液压泵向多个执行器供给的压力油的流量进行控制的多个流量及方向控制阀；检测多个所述执行器的最高负载压的最高负载压检测回路；泵控制装置，具有：扭矩控制部，其随着所述液压泵的排出压升高减少所述液压泵的容量，并进行吸收扭矩恒定控制，该吸收扭矩恒定控制以所述液压泵的吸收扭矩不超过预先设定的最大扭矩的方式进行控制；及负载感应控制部，其以所述液压泵的排出压比多个所述执行器的最高负载压仅高出目标差压的方式进行控制；卸荷阀，设在将所述液压泵连接在多个所述流量及方向控制阀上的管路中，在所述液压泵的排出压比在所述最高负载压上加上设定压后的压力高时成为开状态，并使所述液压泵的排出油返回油箱，对所述液压泵的排出压的上升进行限制，其特征在于，具有：对规定压力和油箱压的某一方进行切换并输出，将其输出压作为假设负载压向所述最高负载压检测回路导入的第一切换阀；对基于所述泵控制装置的所述负载感应控制部的负载感应控制的有效、无效进行切换的第二切换阀；对所述发动机的排气进行净化的排气净化装置；控制装置，以如下方式对所述第一及第二切换阀进行切换，在所述排气净化装置不需要进行再生时，所述第一切换阀将所述油箱压作为假设负载压输出，所述第二切换阀使基于所述泵控制装置的负载感应控制有效，在所述排气净化装置需要进行再生时，所述第一切换阀将所述规定压力作为假设负载压输出，所述第二切换阀使基于所述泵控制装置的负载感应控制无效。
这样构成的本发明的作用如下。
在排气净化装置的过滤器的PM堆积量增加、且成为排气净化装置需要进行再生的状态后，控制装置对第一以及第二切换阀进行切换，第一切换阀在没有执行器操作的情况下，将规定压力作为假设负载压输出，第二切换阀使负载感应控制无效。
第一切换阀将规定压力作为假设负载压输出，由此，最高负载压检测回路，作为最高负载压，选择假设负载压(规定压力)和实际多个执行器的最高负载压中高的一方。因此，通过卸荷阀的作用，液压泵的排出压被保持于在假设负载压(规定压力)和实际的多个执行器的最高负载压中高的一方的压力上加上卸荷阀的设定压和由卸荷阀的过载特性所决定的压力后的压力。另外，负载感应控制无效，由此，泵控制装置中仅扭矩控制部发挥功能，液压泵的容量在扭矩控制部的吸收扭矩恒定控制的最大扭矩的范围内增加。因此，通过将规定压力(假设负载压)设定成适当的值，液压泵的吸收扭矩上升到基于扭矩控制部的吸收扭矩恒定控制的最大扭矩。即，能够进行利用基于扭矩控制部的吸收扭矩恒定控制的泵输出上升控制(泵吸收扭矩上升控制)。
在这样液压泵的吸收扭矩上升后，与之相应地，发动机的负载升高，排气温度上升。由此，设在排气净化装置中的氧化催化剂活性化，所以，通过向排气中供给未燃燃料，未燃燃料通过活性化的氧化催化剂而燃烧从而排气的温度上升，通过该高温的排气，堆积在过滤器中的PM被燃烧除去。
在泵输出上升控制中进行低负载/大流量的执行器操作，即使从液压泵排出的压力油流入执行器，由于使负载感应控制无效，所以，泵控制装置在扭矩控制部的吸收扭矩恒定控制的最大扭矩的范围内以使液压泵2的容量增大的方式持续进行控制。其结果，向执行器供给必要的流量，能够不受泵输出上升控制的影响地进行执行器操作。
另外，即使在执行器的负载压比假设负载压(规定压力)低的情况下，作为最高负载压选择假设负载压(规定压力)，液压泵的排出压通过卸荷阀的作用，被保持在与进行执行器操作前相同的值。因此，不会受到执行器操作的影响而导致液压泵的排出压降低，能够进行与执行器操作进行前相同的泵输出上升控制。
另外，在泵输出上升控制中，在进行高负载/小流量的执行器操作的情况下，其执行器的负载压作为最高负载压进行选择，液压泵的排出压通过卸荷阀的作用，根据执行器的负载压而上升。此时，液压泵的吸收扭矩通过扭矩控制部的吸收扭矩恒定控制以不超过最大扭矩的方式受到控制。由此，能够不受执行器操作的影响地进行与执行器操作进行前同样的泵输出上升控制。另一方面，由于液压泵的排出压根据负载压而上升，所以，能够不受泵输出上升控制的影响地进行执行器操作。
如以上那样，即使同时进行执行器操作和泵输出上升控制也不会相互影响，能够防止损害执行器的操作性、防止在泵输出上升控制中产生不良情况。
而且，第一切换阀和第二切换阀是比较廉价的切换阀，所以，能够简便地以低成本实现上述效果。
(2)在上述(1)中，优选地，还具有：通过所述发动机被驱动的先导泵；连接于该先导泵，供给用于控制多个所述流量及方向控制阀的压力油的先导压供给油路；具有设在所述先导压供给油路上的节流部，通过该节流部的压力损失生成依存于所述发动机转速的液压信号的发动机转速检测阀，所述泵控制装置的负载感应控制部以将所述发动机转速检测阀生成的所述液压信号作为所述负载感应控制的目标差压进行设定的方式构成，所述第一切换阀，作为所述规定压力，对所述发动机转速检测阀的上游侧的压力即所述先导泵的排出压进行输出。
由此，能够利用发动机转速检测阀的上游侧的压力等既存的压力生成作为假设压力的规定压力。
(3)在上述(1)或(2)中，优选地，还具有将所述液压泵的排出压和所述最高负载压的差压作为绝对压向所述泵控制装置输出的差压减压阀，所述第二切换阀配置在向所述泵控制装置的负载感应控制部导入所述差压减压阀的输出压的油路中，以在所述排气净化装置不需要进行再生时输出所述差压减压阀的输出压、且在所述排气净化装置需要进行再生时输出所述油箱压的方式进行切换。
由此，仅通过在将差压减压阀的输出压导向泵控制装置的负载感应控制部的油路中夹装第二切换阀的简单的构成，能够对负载感应控制的有效、无效进行切换。
(4)另外，上述(1)～(3)中，优选地，还具有用于检测所述排气净化装置的排气阻力的压力检测装置，所述控制装置基于所述压力检测装置的检测结果，以同时对所述第一及第二切换阀进行切换的方式进行控制。
由此，能够利用压力检测装置检测排气净化装置是否需要再生，并切换第一及第二切换阀。
(5)另外，在上述(1)～(4)中，优选地，所述泵控制装置的扭矩控制部，作为表示所述液压泵的排出压和容量的关系的特性，预先设有由最大容量恒定特性和最大吸收扭矩恒定特性构成的特性，扭矩控制部构成为，在所述液压泵的排出压为从所述最大容量恒定特性向所述最大吸收扭矩恒定特性的过渡点的压力即第一值以下时，即使所述液压泵的排出压上升，也使所述液压泵的最大容量恒定，在所述液压泵的排出压上升到超过所述第一值后，以所述液压泵的最大容量根据所述最大吸收扭矩恒定特性减少的方式对所述液压泵的容量进行控制，
所述规定压力被设定为，以在该规定压力上加上所述卸荷阀的设定压和所述卸荷阀的过载特性的压力后的压力成为从所述最大容量恒定特性向所述最大吸收扭矩恒定特性的过渡点附近的压力以上的值。
由此，无论在假设负载压作为最高负载压被选择的情况下还是实际的负载压作为最高负载压被选择的情况下，都能够以利用基于扭矩控制部的吸收扭矩恒定控制的最大扭矩进行泵输出上升控制。
发明的效果
在进行负载感应控制的液压驱动系统中，在没有执行器操作的情况下能够通过泵输出上升控制高效地对排气净化装置内的过滤器堆积物进行燃烧除去，且即使同时进行执行器操作和泵输出上升控制也不会相互影响，能够防止损害执行器的操作性、在泵输出上升控制中产生不良情况。另外，能够简便地以低成本实现上述效果。
附图说明
图1是表示本发明的第一实施方式的液压驱动系统的构成的图。
图2是表示基于马力控制倾转活塞的主泵的Pq(压力-泵容量)特性的图。
图3是表示主泵的吸收扭矩特性的图。
图4是表示搭载有本实施方式的液压驱动系统的液压挖掘机的外观的图。
图5是表示排气净化装置内的PM堆积量和通过排气阻力传感器检测的排气阻力(过滤器的前后差压)的关系的图。
图6是表示控制器的处理功能的流程图。
图7是表示假定油箱压为0MPa的情况下的卸荷阀的动作特性的图。
图8是表示本发明的第二实施方式的液压驱动系统的构成的图。
图9是表示本发明的第三实施方式的液压驱动系统的构成的图。
具体实施方式
以下，利用附图说明本发明的实施方式。
<第一实施方式>
～构成～
图1是表示本发明的第一实施方式中的液压驱动系统的构成的图。本实施方式是将本发明适用于前摆式的液压挖掘机的液压驱动系统的情况下的实施方式。
图1中，本实施方式的液压驱动系统具有：发动机1；被该发动机1驱动的作为主泵的可变容量型的液压泵(以下称为主泵)2及固定容量型的先导泵30；通过从主泵2排出的压力油驱动的多个执行器3a、3b、3c…；中立关闭型的多个流量及方向控制阀6a、6b、6c…，连接在与主泵2的排出油的供给油路5上所连接的执行器3a、3b、3c…对应的油路8a、8b、8c…上，分别对从主泵2向执行器3a、3b、3c…供给的压力油的流量和方向进行控制；在流量及方向控制阀6a、6b、6c…的上游侧连接于油路8a、8b、8c…、对流量及方向控制阀6a、6b、6c…的入口节流部的前后差压进行控制的压力补偿阀7a、7b、7c…；在执行器3a、3b、3c…的负载压中选择最高压力并输出的梭阀9a、9b、9c…；将主泵2的排出压和所述最高负载压的差压作为绝对压并向油路12a、12b输出的差压减压阀11；连接于主泵2的排出油的供给油路5、以不使供给油路5的压力(主泵2的最高排出压-最高回路压力)成为设定压力以上的方式进行限制的主溢流阀14；卸荷阀15，连接在主泵2的排出油的供给油路5上，当供给油路5的压力比在最高负载压上加上由弹簧15a设定的启开压(设定压)Pun后的压力高时，成为开状态，并使供给油路5的压力油回到油箱T，限制供给油路相对于最高负载压的压力的上升；控制主泵2的倾转角(容量或排量)的泵控制装置17；连接于先导泵30，对用于控制多个流量及方向控制阀6a、6b、6c…的压力油进行供给的先导压供给油路31；配置于先导压供给油路31、基于与发动机1的转速成比例的先导泵30的排出流量，将依存于发动机转速的液压信号作为绝对压Pgr输出的发动机转速检测阀13；连接于先导压供给油路31的发动机转速检测阀13的下游侧油路部分即先导油路31b、保持先导油路31b的压力恒定的先导溢流阀32；通过门锁定杆24被操作，使先导压供给油路31的更下游侧的油路部分即先导油路31c选择性地与先导油路31b及油箱T的一方连通的作为安全阀的门锁定阀100；连接于先导油路31c、对流量及方向控制阀6a、6b、6c…进行操作从而产生用于使对应的执行器3a、3b、3c…动作的指令先导压(指令信号)的操作杆装置122、123(参照图4)。
执行器3a、3b、3c为例如液压挖掘机的旋转马达、动臂液压缸及斗杆液压缸，流量及方向控制阀6a、6b、6c分别为例如旋转用、动臂用、斗杆用的流量及方向控制阀。为了图示的方便，省略了铲斗液压缸、动臂摆动液压缸、行驶马达等其他的执行器及涉及这些执行器的流量及方向控制阀的图示。
压力补偿阀7a、7b、7c…具有：作为其目标补偿差压而经由油路12a导入差压减压阀11的输出压的开方向动作的受压部21a、21b、21c…；对流量及方向控制阀6a、6b、6c…的入口节流部的前后差压进行检测的受压部22a、23a、22b、23b、22c、23c…，以流量及方向控制阀6a、6b、6c…的入口节流部的前后差压与差压减压阀11的输出压(主泵2的排出压和执行器3a、3b、3c…的最高负载压的差压)相等的方式进行控制。即，压力补偿阀7a、7b、7c…的各目标补偿差压以与主泵2的排出压和执行器3a、3b、3c…的最高负载压的差压相等的方式被设定。
流量及方向控制阀6a、6b、6c…分别具有负载端口26a、26b、26c…，这些负载端口26a、26b、26c…，在流量及方向控制阀6a、6b、6c…位于中立位置时与油箱T连通，作为负载压而输出油箱压，在流量及方向控制阀6a、6b、6c…从中立位置被向图示左右的操作位置切换时，与各执行器3a、3b、3c…连通，并输出执行器3a、3b、3c…的负载压。
梭阀9a、9b、9c…连接成并排(tournament)形式，与负载端口26a、26b、26c…一起构成最高负载压检测回路。即，梭阀9a对经由梭阀45(后述)而导入的流量及方向控制阀6a的负载端口26a的压力和流量及方向控制阀6b的负载端口26b的压力中的高压侧进行选择并输出，梭阀9b对梭阀9a的输出压和流量及方向控制阀6c的负载端口26c的压力中的高压侧进行选择并输出，梭阀9c对梭阀9b的输出压和未图示的其他同样的梭阀的输出压中的高压侧进行选择并输出。梭阀9c为最后阶段的梭阀，其输出压作为最高负载压而经由信号油路27、27a被导入差压减压阀11及卸荷阀15。
差压减压阀11是这样一种阀：先导油路31b的压力经由油路33、34被引导，通过将该压力作为源压而将主泵2的排出压和最高负载压的差压作为绝对压生成，差压减压阀11具有：导入主泵2的排出压的受压部11a；导入最高负载压的受压部11b；导入自身的输出压的受压部11c。
卸荷阀15具有：设定卸荷阀的启开压Pun的闭方向动作的上述的弹簧15a；导入供给油路5的压力(主泵2的排出压)的开方向动作的受压部15b；最高负载压经由信号油路27a被引导的闭方向动作的受压部15c，该卸荷阀15，在供给油路5的压力比在最高负载压上加上弹簧15a的设定压Pun后的压力高时，成为开状态并使供给油路5的压力油返回油箱T，对供给油路5的压力的上升进行限制。对于卸荷阀15的弹簧15a的设定压，一般被设定成与发动机1为额定最高转速时的由发动机转速检测阀13的差压减压阀13b的输出压所设定的负载感应控制的目标差压(后述)大致相同的值或比其稍高的压力，本实施方式中，被设定成与负载感应控制的目标差压相同的值。
流量及方向控制阀6a、6b、6c…、压力补偿阀7a、7b、7c…、梭阀9a、9b、9c…及后述的梭阀45、差压减压阀11、主溢流阀14、卸荷阀15被配置在控制阀4内。
发动机转速检测阀13包括：具有其节流量根据来自先导泵30的排出流量可变的特性的可变节流阀13a；将其可变节流阀13a的前后差压作为绝对压Pgr输出的差压减压阀13b。由于先导泵30的排出流量根据发动机转速而发生变化，所以，可变节流阀13a的前后差压也根据发动机转速发生变化，其结果为，差压减压阀13b所输出的绝对压Pgr也根据发动机转速而发生变化。差压减压阀13b的输出压(可变节流阀13a的前后差压的绝对压)经由油路40而作为负载感应控制的目标差压被向控制主泵2的倾转角(容量或排量)的泵控制装置17引导。由此，能够谋求与发动机转速相应的饱和现象的改善，在将发动机转速设定较低的情况下能够得到良好的微操作性。这点在日本特开平10-196604号公报中有详细说明。
泵控制装置17具有：扭矩控制倾转活塞17a(扭矩控制部)；LS控制阀17b及LS控制倾转活塞17c(负载感应控制部)。
扭矩控制倾转活塞17a随着主泵2的排出压升高而减小主泵2的倾转角，以主泵2的吸收扭矩(输入扭矩)不超过预先设定的最大扭矩的方式进行控制，由此主泵2的吸收扭矩以不超过发动机1的限制扭矩(图2的限制扭矩TEL)的方式受到控制，限制了主泵2的消耗马力，且防止因过负载导致的发动机1的停止(发动机失速)。
LS控制阀17b具有相对的受压部17d、17e，发动机转速检测阀13的差压减压阀13b的输出压作为负载感应控制的目标差压(目标LS差压)经由油路40被导入受压部17d，差压减压阀11的输出压(主泵2的排出压和最高负载压的差压的绝对压)经由油路12b被导入受压部17e。LS控制阀17b进行如下控制，在差压减压阀11的输出压比差压减压阀13b的输出压高时，将先导油路31b的压力经由油路33导向LS控制倾转活塞17c并减小主泵2的倾转角，在差压减压阀11的输出压比差压减压阀13b的输出压低时，使LS控制倾转活塞17c与油箱T连通并增加主泵2的倾转角，由此，以使主泵2的排出压比最高负载压高出差压减压阀13b的输出压(目标差压)的量的方式控制主泵2的倾转角。由此，LS控制阀17b及LS控制倾转活塞17c以主泵2的排出压Pd比多个执行器3a、3b、3c…的最高负载压PLmax高出目标差压的量的方式进行负载感应控制。
利用图2及图3说明扭矩控制倾转活塞17a的扭矩控制的详细情况。图2是表示以下特性(以下，称作Pq(压力-泵容量)特性)的图，该特性是表示基于扭矩控制倾转活塞17a的主泵2的排出压和容量(倾转角)的关系的特性，图3是表示主泵2的吸收扭矩特性的图。图2及图3的横轴表示主泵2的排出压P。图2的纵轴表示主泵2的容量(或倾转角)q，图3的纵轴表示主泵2的吸收扭矩Tp。
图2中，主泵2的Pq特性由最大容量恒定特性Tp0和最大吸收扭矩恒定特性Tp1、Tp2构成。
在主泵2的排出压P为从最大容量恒定特性Tp0过渡到最大吸收扭矩恒定特性Tp1、Tp2的拐点(过渡点)的压力即第一值P0以下时，即使主泵2的排出压P上升，主泵2的最大容量也以q0恒定。此时，如图3所示，随着主泵2的排出压P上升，泵排出压和泵容量的积即主泵2的最大吸收扭矩增加。在主泵2的排出压P超过第一值P0地上升后，主泵2的最大容量沿最大吸收扭矩恒定特性TP1、TP2的特性线减少，主泵2的吸收扭矩被保持在由TP1、TP2的特性所决定的最大扭矩Tmax。TP1、TP2的特性线以近似吸收扭矩恒定曲线(双曲线)的方式通过未图示的两个弹簧被设定，最大扭矩Tmax大致恒定。另外，其最大扭矩Tmax以比发动机1的限制扭矩TEL小的方式被设定。由此，主泵2的排出压P超过第一值P0地上升后，减少主泵2的最大容量，以主泵2的吸收扭矩(输入扭矩)不超过预先设定的最大扭矩Tmax的方式进行控制，并以主泵2的吸收扭矩不超过发动机1的限制扭矩TEL的方式进行控制。将基于该特性TP1、TP2的最大吸收扭矩的控制称作吸收扭矩恒定控制(或吸收马力恒定控制)。
回到图1，本实施方式的液压驱动系统，除了上述构成以外，还具有以下的构成。
即，液压驱动系统具有：排气净化装置42，配置在构成发动机1的排气系统的排气管路41上；检测排气净化装置42内的排气阻力的排气阻力传感器43；指令对排气净化装置42进行强制再生的强制再生开关44；梭阀45，配置于将流量及方向控制阀6a的负载端口26a的压力导向梭阀9a的油路，选择负载端26a的压力和外部压力(后述)的高压侧并输出；对先导压供给油路31的发动机转速检测阀13的上游侧油路部分即先导泵30的排出压(先导油路31a的压力)和油箱压进行切换，并输出其一方的压力，将该输出压作为外部压力导向梭阀45的电磁切换阀46(第一切换阀)；配置在将差压减压阀11的输出压导向LS控制阀17b的受压部17e的油路12b中、对差压减压阀11的输出压(主泵2的排出压和最高负载压的差压的绝对压)和油箱压进行切换，并将其一方的压力导向LS控制阀17b的受压部17e的电磁切换阀48(第二切换阀)；输入排气阻力传感器43的检测信号和强制再生开关44的指令信号，并进行规定的运算处理，输出用于切换电磁切换阀46、48的电信号的控制器49(控制装置)。
排气净化装置42通过内置的过滤器对排气所包含的颗粒状物质(PM)进行捕集。另外，排气净化装置42具有氧化催化剂，在排气温度达到规定温度以上后，氧化催化剂活性化，通过该氧化催化剂使排气中所添加的未燃燃料燃烧，由此，使排气温度上升，对过滤器所捕集并堆积的PM进行燃烧处理。
排气阻力传感器43是例如对排气净化装置42的过滤器的上游侧和下游侧的前后差压(排气净化装置42的排气阻力)进行检测的差压检测装置。
电磁切换阀46在从控制器49输出的电信号为OFF时位于图示的位置，将油箱压作为外部压力输出，且在电信号成为ON后从图示的位置切换，将先导泵30的排出压(规定压力)作为外部压力输出。电磁切换阀48在从控制器49输出的电信号为OFF时位于图示的位置，并输出差压减压阀11的输出压(主泵2的排出压和最高负载压的差压的绝对压)，在电信号成为ON后从图示的位置切换，并输出油箱压。
先导压供给油路31中设有将与发动机转速成比例的压力作为绝对压Pgr输出的发动机转速检测阀13，发动机转速检测阀13的上游侧的压力即先导油路31a的压力被保持在以下压力，即在由先导溢流阀32决定的先导油路31b的压力(例如3.9MPa)上加上发动机转速检测阀13输出的绝对压Pgr(例如2.0MPa)后的压力(例如3.9MPa+2.0MPa＝5.9MPa)。对于该先导泵30的排出压，在全部操作杆位于中立时，在该压力(5.9MPa)上加上卸荷阀15的设定压(例如2.0MPa)和卸荷阀的过载特性的压力(例如2.0MPa)后的压力(约10MPa)为与从基于扭矩控制倾转活塞17a的主泵2的最大容量恒定特性向最大吸收扭矩恒定特的过渡点附近的压力(约10MPa)相等的压力或值比其高的压力，由此，在全部操作杆位于中立时，通过将该压力(先导泵30的排出压)作为假设负载压输出，能够以利用基于扭矩控制倾转活塞17a的吸收扭矩恒定控制的最大扭矩Tmax实施泵吸收扭矩上升控制(后述)。
图4是表示搭载有本实施方式的液压驱动系统的液压挖掘机的外观的图。
液压挖掘机具有：下部行驶体101；能够旋转地搭载在该下部行驶体101上的上部旋转体102；经由摆柱103以能够在上下以及左右方向上转动的方式连结在该上部旋转体102的前端部分上的前作业机104。下部行驶体101为履带式，在履带架105的前方侧设有能够上下动的排土用的刮板106。上部旋转体102具有：成为基础下部构造的旋转台107；设在旋转台107上的顶篷型的驾驶室108。前作业机104具有动臂111、斗杆112、铲斗113，动臂111的基端销结合于摆柱103，动臂111的前端销结合于斗杆112的基端，斗杆112的前端销结合于铲斗113。
上部旋转体102通过旋转马达3a相对于下部行驶体101被旋转驱动，动臂111、斗杆112、铲斗113分别通过伸缩动臂液压缸3b、斗杆液压缸3c、铲斗液压缸3d而转动。下部行驶体101通过左右的行驶马达3f、3g被驱动。刮板106通过刮板液压缸3h沿上下被驱动。图1中省略了铲斗液压缸3d、左右的行驶马达3f、3g、刮板液压缸3h及其它们的回路要素的图示。
驾驶室108中设有驾驶席121、操作杆装置122、123(图2中仅图示右侧)及门锁定杆24。
图5是表示排气净化装置42内的PM堆积量和通过排气阻力传感器43所检测的排气阻力(过滤器的前后差压)的关系的图。
图5中，随着排气净化装置42内的PM堆积量增加，排气净化装置42的排气阻力上升。图中，Wb为需要自动再生控制的PM堆积量，ΔPb为PM堆积量为Wb时的排气阻力。Wa是可以使再生控制结束的PM堆积量，ΔPa是PM堆积量为Wa时的排气阻力。
控制器49的存储装置(未图示)中，ΔPb作为用于开始自动再生控制的阈值而被存储，ΔPa作为用于使再生控制结束的阈值而被存储。
图6是表示控制器49的处理功能的流程图。根据图6说明基于控制器49进行的排气净化装置42的再生处理顺序。
首先，控制器49基于来自排气阻力传感器43的检测信号和来自强制再生开关44的指令信号，对排气净化装置42内的排气阻力ΔP和用于开始自动再生控制的阈值ΔPb进行比较，判定是否ΔP＞ΔPb，且判定强制再生开关44是否从OFF切换到ON(步骤S100)。在ΔP＞ΔPb的情况下，或在强制再生开关44为ON的情况下，进入接下来的处理。在并非ΔP＞ΔPb、且强制再生开关44不为ON的情况下，不动作，重复其判定处理。
在ΔP＞ΔPb的情况下，或在强制再生开关44为ON的情况下，控制器49使向电磁切换阀46、48输出的电信号为ON，将电磁切换阀46、48从图示的位置切换，开始泵吸收扭矩上升控制(步骤S110)。另外，控制器49进行向排气中供给未燃燃料的处理。该处理中，例如，对发动机1的电子调节器(未图示)进行控制，通过实施发动机主喷射后的膨胀行程中的二次喷射(追加喷射)而进行。
泵吸收扭矩上升控制是对主泵2的排出压和容量进行控制并使主泵2的吸收扭矩增加的控制(后述)，通过使主泵2的吸收扭矩增加，主泵2的输出(马力)也增加。即，泵吸收扭矩上升控制与泵输出上升控制同义。
泵吸收扭矩上升控制开始后，发动机1的液压负载升高，发动机1的排气的温度上升。由此，设在排气净化装置42中的氧化催化剂活性化。在这样的状况下，通过向排气中供给未燃燃料，未燃燃料通过活性化的氧化催化剂而燃烧从而使排气的温度上升，通过该高温的排气，对堆积在过滤器中的PM进行燃烧除去。
此外，未燃燃料的供给还可以通过在排气管中设置再生控制用的燃料喷射装置、并通过使该燃料喷射装置动作来进行。
在泵吸收扭矩上升控制期间，控制器49基于来自设于排气净化装置42的排气阻力传感器43的检测信号，对排气净化装置42内的排气阻力ΔP和用于结束自动再生控制的阈值ΔPa进行比较，判定是否成为ΔP＜ΔPa(步骤S120)，在并非ΔP＜ΔPa的情况下，返回步骤S110，继续泵吸收扭矩上升控制。在成为ΔP＜ΔPa后，控制器49使向电磁切换阀46、48输出的电信号为OFF，将电磁切换阀46、48切换到图示的位置，停止泵吸收扭矩上升控制(步骤S130)。另外，与此同时地停止未燃燃料的供给。
～动作～
接下来，包括泵吸收扭矩上升控制(泵输出上升控制)的详细情况，对本实施方式的动作进行说明。
1.全部操作杆中立且电磁切换阀46、48OFF的情况
首先，全部的操作杆(操作杆装置122、123等的操作杆)位于中立，在图6的步骤S100的判定为否定时，电磁切换阀46、48分别位于图示的位置。在电磁切换阀46位于图示的位置时，电磁切换阀46将油箱压作为外部压力输出，该油箱压被导入梭阀45。在全部的操作杆位于中立时，流量及方向控制阀6a、6b、6c…被保持在图示的中立位置，它们的负载端口26a、26b、26c…的压力也成为油箱压。因此，通过梭阀45及梭阀9a、9b、9c…检测的最高负载压成为油箱压。另一方面，在电磁切换阀48位于图示的位置时，电磁切换阀48输出差压减压阀11的输出压(主泵2的排出压和最高负载压的差压的绝对压)，该输出压被导入LS控制阀17b的受压部17e。因此，被导入LS控制阀17b的受压部17e的压力成为差压减压阀11的输出压。因此，此时的液压驱动系统的动作与以往的系统相同，主泵2的倾转角(容量)变成最小，排出流量也变得最少。另外，主泵2的排出压受到卸荷阀15控制，主泵2的排出压成为与卸荷阀15的设定压大致相等的最小压力。其结果为，主泵2的吸收扭矩也成为最小。
此时的各部分的动作的详细如下。
通过梭阀45及梭阀9a、9b、9c…所检测的最高负载压为油箱压，差压减压阀11将主泵2的排出压(供给油路5的压力)和油箱压的差作为绝对压力输出，并向泵控制装置17的LS切换阀17b导入发动机转速检测阀13的输出压和差压减压阀11的输出压。主泵2的排出压(供给油路5的压力)上升，在变得比发动机转速检测阀13的输出压大后，LS切换阀17b被切换到图示右侧的位置，被导入主泵2的倾转角控制活塞17c的压力上升，以主泵2的倾转角变小的方式进行控制。但是，主泵2中由于设有规定其最小倾转角的止挡件，所以，主泵2被保持在由止挡件所规定的最小倾转角，排出最少流量。
另一方面，在供给油路5中设有卸荷阀15，在卸荷阀15的受压部15c导入油箱压(最高负载压)，对于卸荷阀15，在供给油路5的压力变得比在油箱压(最高负载压)上加上弹簧15a的设定压Pun后的压力高后成为开状态，并使供给油路5的压力油返回油箱T，限制供给油路5的压力的上升。
图7是表示假定油箱压为0MPa的情况下的卸荷阀15的动作特性的图。图中，通过虚线表示在油箱压导入卸荷阀15的受压部15c的情况下的供给油路5的通过流量(主泵2的排出流量)和压力(主泵2的排出压)的关系。供给油路5的压力，如图7中A点所示，以成为在作为最高负载压所检测的油箱压(0MPa)上加上卸荷阀15的设定压(启开压)Pun和卸荷阀15的过载特性的压力后的压力Pra的方式被控制。
作为一例，使发动机转速检测阀13作为负载感应目标差压输出的绝对压Pgr为2.0MPa，使卸荷阀15的设定压(启开压)Pun为与差压减压阀13b输出的绝对压Pgr(负载感应目标差压)相等的2.0MPa。卸荷阀15的过载特性根据主泵2的排出流量发生变化。此时，主泵2的排出流量为最少流量Qra(Qmin)，所以，卸荷阀15的过载特性的压力很小。其结果，供给油路5的压力(主泵2的排出压)Pra成为比2.0MPa稍高的压力。该压力为图2及图3中由A点所示的压力，相当于最小压力Pmin。另外，此时的主泵2的吸收扭矩为最小扭矩Tmin。
2.全部操作杆中立且电磁切换阀46、48ON的情况
在全部的操作杆(操作杆装置122、123等的操作杆)位于中立时，需要进行排气净化装置42的再生，在图6的步骤S100的判定为肯定的情况下，电磁切换阀46、48分别通过ON的电信号从图示的位置被切换。
在先导压供给油路31的油路部分(先导油路)31b中设有先导溢流阀32，将先导压油路31b的压力保持在某恒定的压力(例如3.9MPa)。另外，先导压供给油路31中设有将与发动机转速成比例的压力作为绝对压Pgr输出的发动机转速检测阀13。位于发动机转速检测阀13的上游侧的先导泵30的排出压(先导油路31a的压力)被保持为在由先导溢流阀32的调定压Pio所决定的先导油路31b的压力(例如3.9MPa)上加上发动机转速检测阀13输出的绝对压Pgr(例如2.0MPa)后的压力(例如3.9MPa+2.0MPa＝5.9MPa)。
在电磁切换阀46从图示的位置被切换后，电磁切换阀46输出先导泵30的排出压，向梭阀45导入该压力。因此，通过梭阀45及梭阀9a、9b、9c…检测的最高负载压选择多个执行器3a、3b、3c…的最高负载压和先导泵30的排出压中较高一方的压力。此时，全部的操作杆装置位于中立，由于流量及方向控制阀6a、6b、6c…的负载端口26a、26b、26c…的压力为油箱压，所以，作为最高负载压，检测先导泵30的排出压，该压力作为假设负载压被导入卸荷阀15的受压部15c。
图7的实线表示假设负载压被导入卸荷阀15的受压部15c的情况下的供给油路5的通过流量(主泵2的排出流量)和压力(主泵2的排出压)的关系。供给油路5的压力如图7中B点所示，以成为在假设负载压(先导泵30的排出压)上加上卸荷阀15的设定压(启开压)Pun和卸荷阀15的过载特性的压力后的压力Prb的方式受到控制。
作为一例，使先导溢流阀32的调定压Pio成为3.9MPa。另外，如前所述，使发动机转速检测阀13作为负载感应目标差压输出的绝对压Pgr为2.0MPa，使卸荷阀15的设定压(启开压)Pun成为与绝对压(负载感应目标差压)Pgr相等的2.0MPa。另外，使此时的卸荷阀15的过载特性的压力为约2.0MPa左右。该情况下，供给油路5的压力(主泵2的排出压)Prb到达约10MPa。
另一方面，在电磁切换阀48从图示的位置被切换后，向掌管主泵2的负载感应控制的LS控制阀17b的受压部17e导入油箱压，LS控制阀17b被切换到图示左侧的位置。由此，负载感应控制变得无效，且LS控制倾转活塞17c的压力油经由LS控制阀17b返回油箱T，主泵2的倾转(容量)通过弹簧力而增加，主泵2的排出流量增加。
这里，通常，在为液压挖掘机等的工程机械的情况下，基于扭矩控制倾转活塞17a的主泵2的Pq(压力-泵容量)特性中的拐点的压力P0通常被设定在10MPa左右。结果为，将电磁切换阀46和电磁切换阀48从图示位置切换时的主泵2的排出压(图2、图3、图7中Prb)成为主泵2的Pq特性的拐点附近的压力，如图2的B点所示，主泵2的容量成为由基于扭矩控制倾转活塞17a的吸收扭矩恒定控制所决定的值qb，主泵2的排出流量成为图7的B点的值Qrb。另外，此时的主泵2的吸收扭矩如图3中B点所示那样成为最大扭矩Tmax。
这样，通过切换电磁切换阀46和电磁切换阀48，主泵2的吸收扭矩上升至吸收扭矩恒定控制的最大扭矩Tmax，且能够以利用基于扭矩控制倾转活塞17a的吸收扭矩恒定控制的最大扭矩Tmax进行泵吸收扭矩上升控制。
这样在主泵2的吸收扭矩上升后，与其相应地发动机1的负载升高，排气温度上升。由此，设在排气净化装置42中的氧化催化剂活性化，所以，如前所述，通过向排气中供给未燃燃料，未燃燃料通过活性化的氧化催化剂而燃烧并使排气的温度上升，通过该高温的排气，堆积在过滤器中的PM被燃烧除去。
该泵吸收扭矩上升控制一直继续到通过设在排气净化装置42中的排气阻力传感器43检测的排气净化装置42内的排气阻力ΔP变得比阈值ΔPa小。
3.电磁切换阀46、48ON时对操作杆进行操作的情况
下面，对上述2的电磁切换阀46、48为ON的状态的再生中对操作杆进行操作的情况进行说明。
在对任意的执行器，例如动臂用的操作杆进行操作的情况下，流量及方向控制阀6b被切换，向动臂液压缸3b供给压力油，动臂液压缸3b被驱动。此时，流量及方向控制阀6b的负载端口26b成为动臂液压缸3b的负载压。
另外，由于电磁切换阀46、48从图示的位置被切换，所以，通过梭阀45及梭阀9a、9b、9c…检测的最高负载压成为动臂液压缸3b的负载压和先导泵30的排出压中较高一方的压力。
首先，对动臂液压缸3b的负载压比先导泵30的排出压低的情况进行说明。
在动臂液压缸3b的负载压比先导泵30的排出压低的情况下，与全部的操作杆为中立的上述2的情况下相同，作为最高负载压，先导泵30的排出压作为假设负载压而被检测，该假设负载压被导入卸荷阀15的受压部15c。此时，主泵2的排出压通过卸荷阀15的作用，被保持在与进行执行器操作前相同的值。另外，由于电磁切换阀48从图示的位置被切换，所以，与上述2的情况下相同地，向掌管主泵2的负载感应控制的LS控制阀17b的受压部17e导入油箱压，负载感应控制变得无效，且主泵2的容量增加，主泵2的排出流量增加。因此，主泵2的排出压(供给油路5的压力)和排出流量(供给油路5的通过流量)与进行执行器操作前同样地，如图2及图7中B点所示那样受到控制，能够进行利用与进行执行器操作前同样的吸收扭矩恒定控制的泵吸收扭矩上升控制。
另外，负载感应控制变为无效，主泵2的排出流量增加，所以，向动臂液压缸3b供给需要的流量，能够不受到泵吸收扭矩上升控制的影响地进行执行器操作。
而且，在流量及方向控制阀6b中流通的流量由流量及方向控制阀6b的入口节流的开口面积和入口节流的前后差压决定，入口节流的前后差压通过压力补偿阀7b以成为与差压减压阀11的输出压相等的方式受到控制，所以，在流量及方向控制阀6b中流通的流量(因此为动臂液压缸3b的驱动速度)根据操作杆的操作量受到控制。
下面，对动臂液压缸3b的负载压比先导泵30的排出压高的情况进行说明。
在动臂液压缸3b的负载压比先导泵30的排出压高的情况下，作为最高负载压检测出动臂液压缸3b的负载压PL，该负载压PL被导入卸荷阀15的受压部15c。因此，供给油路5的压力(主泵2的排出压)如图7中C点所示，以成为在动臂液压缸3b的负载压PL上加上卸荷阀15的设定压(启开压)Pun和卸荷阀15的过载特性的压力后的压力Prc的方式受到控制，变得比全部操作杆为中立时的压力Prb高。另一方面，由于电磁切换阀48从图示的位置被切换，所以，与上述2的情况相同，在掌管主泵2的负载感应控制的LS控制阀17b的受压部17e中导入油箱压，负载感应控制变得无效，且主泵2的容量增加。
其结果，主泵2的吸收扭矩通过扭矩控制倾转活塞17a(扭矩控制部)的吸收扭矩恒定控制以不超过最大扭矩Tmax的方式受到控制，如图2的C点所示，主泵2的容量成为通过基于扭矩控制倾转活塞17a的吸收扭矩恒定控制而决定的值qc，主泵2的排出流量成为图7的C点所示的Qrc。因此，能够不受执行器操作的影响地进行与进行执行器操作之前同样的泵吸收扭矩上升控制。
另一方面，主泵2的排出压根据负载压上升，所以，能够不受泵吸收扭矩上升控制的影响地进行执行器操作。
而且，在流量及方向控制阀6b中流通的流量由流量及方向控制阀6b的入口节流的开口面积和入口节流的前后差压决定，由于入口节流的前后差压通过压力补偿阀7b以与差压减压阀11的输出压相等的方式受到控制，所以，在流量·方向控制阀6b中流通的流量(因此为动臂液压缸3b的驱动速度)根据操作杆的操作量而受到控制。
单独对动臂以外的操作杆进行操作的情况下的动作也相同。
下面，对操作两个以上的执行器的操作杆的情况进行说明。
在对两个以上的执行器的操作杆，例如动臂用的操作杆和斗杆用的操作杆进行操作的情况下，流量及方向控制阀6b、6c被切换，向动臂液压缸3b及斗杆液压缸3c供给压力油，动臂液压缸3b及斗杆液压缸3c被驱动。
另外，由于电磁切换阀46从图示的位置被切换，所以，通过梭阀45及梭阀9a、9b、9c…被检测的最高负载压成为动臂液压缸3b及斗杆液压缸3c的负载压和先导泵30的排出压中较高一方的压力。
这里，在动臂液压缸3b及斗杆液压缸3c的负载压比先导泵30的排出压低的情况下，作为最高负载压，先导泵30的排出压作为假设负载压而被检测，所以，此时的主泵2的排出压(供给油路5的压力)、容量和排出流量(供给油路5的通过流量)的控制与在上述的执行器的单独操作中执行器的负载压比假设负载压低的情况下相同。
另外，在动臂液压缸3b及斗杆液压缸3c的负载压比先导泵30的排出压高的情况下，作为最高负载压检测出动臂液压缸3b和斗杆液压缸3c的负载压中的较高的一方的负载压PLH，该负载压PLH被导入卸荷阀15的受压部15c。此时的主泵2的排出压(供给油路5的压力)、容量和排出流量(供给油路5的通过流量)的控制与在上述的执行器的单独操作中执行器的负载压比假设负载压高的情况下相同，主泵2的排出压、容量和排出流量根据此时的负载压PLH的大小，例如图2及图7中D点所示那样受到控制，主泵2的吸收扭矩如图3中D点所示以成为大致最大扭矩Tmax的方式受到控制。
另外，在流量及方向控制阀6b、6c中流通的流量由流量及方向控制阀6b、6c的入口节流的开口面积和入口节流的前后差压决定，入口节流的前后差压通过压力补偿阀7b、7c以成为与差压减压阀11的输出压相等的方式受到控制。由此，无论动臂液压缸3b和斗杆液压缸3c的负载压的大小，能够以与流量及方向控制阀6b、6c的入口节流部的开口面积相应的比率将压力油向动臂液压缸3b和斗杆液压缸3c供给。
而且，此时，即使主泵2的排出流量成为不满足流量及方向控制阀6b、6c所要求的流量的饱和状态，由于根据饱和的程度，差压减压阀11的输出压(主泵2的排出压和执行器3a、3b、3c…的最高负载压的差压)降低，与之相伴地压力补偿阀7a、7b、7c…的目标补偿差压也减小，所以，能够以流量及方向控制阀6b、6c所要求的流量的比对主泵2的排出流量进行再分配。
对动臂和斗杆以外的多个操作杆同时进行操作的情况下的动作也同样。
如以上那样，在排气净化装置42的再生中无论怎样对执行器进行操作的情况下，都与没有执行器操作的情况下相同，能够进行利用吸收扭矩恒定控制的泵吸收扭矩上升控制，使发动机1的负载增加从而能够使排气温度上升。
～效果～
通过以上那样构成的本实施方式，能够得到如下的效果。
1.在排气净化装置42的过滤器的PM堆积量增加、且成为排气净化装置42需要进行再生的状态后，控制器49对电磁切换阀46、48进行切换，电磁切换阀46将先导泵30的排出压(规定压力)作为假设负载压输出，电磁切换阀48使负载感应控制无效。由此，如前述那样，即使在全部的操作杆中立、没有执行器操作的情况下，主泵2的吸收扭矩也会上升直到基于扭矩控制倾转活塞17a的吸收扭矩恒定控制的最大扭矩Tmax。即，能够进行利用吸收扭矩恒定控制的泵吸收扭矩上升控制(泵输出上升控制)。这样，在主泵2的吸收扭矩上升后，发动机1的负载升高，排气温度上升，能够高效地燃烧除去排气净化装置42内的过滤器堆积物。
2.在泵吸收扭矩上升控制中进行低负载/大流量的执行器操作(例如基于斗杆液压缸3c的斗杆铲装操作等)，即使从主泵2排出的压力油流入执行器，由于使负载感应控制无效，所以，泵控制装置17在扭矩控制倾转活塞17a(扭矩控制部)的吸收扭矩恒定控制的最大扭矩的范围内以使主泵2的容量增大的方式持续进行控制。其结果，向执行器供给必要的流量，能够不受泵吸收扭矩上升控制的影响地进行执行器操作。
另外，即使在执行器的负载压比假设负载压(规定压力)低的情况下，作为最高负载压选择假设负载压，主泵2的排出压通过卸荷阀15的作用，被保持在与进行执行器操作前相同的值。因此，不会受到执行器操作的影响而导致主泵2的排出压降低，能够进行与执行器操作进行前相同的泵吸收扭矩上升控制。
另外，在泵吸收扭矩上升控制中，在进行高负载/小流量的执行器操作(例如基于铲斗液压缸3d进行的铲斗卸载操作等)的情况下，通过由梭阀9a、9b、9c…构成的最高负载压检测回路将其执行器的负载压作为最高负载压进行选择，主泵2的排出压通过卸荷阀15的作用，根据执行器的负载压而上升。此时，主泵2的吸收扭矩通过扭矩控制倾转活塞17a(扭矩控制部)的吸收扭矩恒定控制以不超过最大扭矩Tmax的方式受到控制。由此，能够不受执行器操作的影响地进行与执行器操作进行前同样的泵吸收扭矩上升控制。另一方面，主泵2的排出压由于根据负载压而上升，所以，能够不受泵吸收扭矩上升控制的影响地进行执行器操作。
如以上那样，即使同时进行执行器操作和泵吸收扭矩上升控制(泵输出上升控制)也不会相互影响，能够防止损害执行器的操作性、防止在泵吸收扭矩上升控制中产生不良情况。
3.由于电磁切换阀46和电磁切换阀48是比较廉价的切换阀，所以，能够简便地以低成本实现上述效果。
4.电磁切换阀46由于构成为对先导压供给油路31的发动机转速检测阀13的上游侧油路部分即先导泵30的排出压(先导油路31a的压力)和油箱压进行切换，并输出其中一方的压力，且将该输出压作为外部压力导入梭阀45，所以，能够利用既存的压力作为用于泵吸收扭矩上升控制的假设负载压(规定压力)，能够使系统构成更廉价。
5.在将差压减压阀11的输出压导入泵控制装置17的LS控制阀17b的受压部17e的油路12b中夹装有电磁切换阀48，对差压减压阀11的输出压和油箱压进行切换并导入LS控制阀17b的受压部17e，因此，能够使负载感应控制可靠地停止，仅进行扭矩控制。另外，能够通过简单的构成，对负载感应控制的有效、无效进行切换。
<第二实施方式>
利用图8说明本发明的第二实施方式。图8是表示本发明的第二实施方式的液压驱动系统的构成的图。本实施方式表示对负载感应控制的有效/无效进行切换的第二切换阀的其他的例子。
图8中，液压驱动系统具有电磁切换阀51，其配置在将发动机转速检测阀13的差压减压阀13b的输出压Pgr导入LS控制阀17b的受压部17d的油路40中，对差压减压阀13b的输出压和先导油路31b的压力进行切换，将一方的压力导入LS控制阀17b的受压部17d。在图1的液压驱动系统中，不具有位于油路12b的电磁切换阀48。如前所述，差压减压阀13b的输出压Pgr例如为2.0MPa左右，先导油路31b的压力例如为3.9MPa左右。
控制器49，在图6所示的步骤S110中，在ΔP＞ΔPb的情况下，或在强制再生开关44为ON的情况下，使向电磁切换阀46和电磁切换阀51输出的电信号为ON，将电磁切换阀46、51从图示的位置开始切换。另外，在图6所示的步骤S130中，成为ΔP＜ΔPa后，使向电磁切换阀46和电磁切换阀51输出的电信号为OFF，将电磁切换阀46、51切换到图示的位置。
电磁切换阀51在来自控制器49的电信号为OFF时位于图示的位置，将差压减压阀13b的输出压Pgr作为负载感应控制的目标差压输出至LS控制阀17b的受压部17d。当来自控制器49的电信号被切换成ON后，电磁切换阀51从图示的位置被切换，将先导油路31b的压力向LS控制阀17b的受压部17d输出。如前所述，先导油路31b的压力为比差压减压阀13b的输出压Pgr(2.0MPa)高的3.9MPa左右，该压力是比导入LS控制阀17b的受压部17e的减压阀11的输出压(主泵2的排出压和最高负载压的差压)高的压力。其结果，以如下方式进行控制，即LS控制阀17b被向图示左侧的位置切换，负载感应控制变成无效，且LS控制倾转活塞17c与油箱T连通，主泵2的倾转(容量)增加。
但是，在将电磁切换阀46、51从图示的位置切换时，与第一实施方式同样地，主泵2的排出压(供给油路5的压力)、容量和排出流量(供给油路5的通过流量)以图2及图7中B点、C点、D点所示那样受到控制，主泵2的吸收扭矩以图3中B点、C点、D点所示那样以成为大致最大扭矩Tmax的方式受到控制。
由此，在本实施方式中，与第一实施方式同样地能够进行泵吸收扭矩上升控制，能够得到与第一实施方式同样的效果。
<第三实施方式>
利用图9说明本发明的第三实施方式。图9是表示本发明的第三实施方式的液压驱动系统的构成的图。
在第一及第二实施方式中，在电磁切换阀46从图示的位置被切换时，利用先导泵30的排出压作为规定压力，所述规定压力作为假设负载压而输出。本实施方式是表示规定压力发生源的其他的例子的实施方式。
图9中，液压驱动系统具有增压器52，该增压器52使通过先导溢流阀32生成的先导油路31b的压力(通常，如前所述为3.9MPa左右)增压至规定压力，增压机52的输出压Pioh作为一个电磁切换阀46的输入，代替图1的液压驱动系统中的先导泵30的排出压(先导油路31a的压力)而被导入。
增压器52所输出的规定压力以如下方式被设定，即在该压力上加上卸荷阀15的设定压(启开压)Pun和卸荷阀15的过载特性的压力后的压力与基于扭矩控制倾转活塞17a的主泵2的Pq(压力-泵容量)特性中的从最大容量恒定特性Tp0向最大吸收扭矩恒定特性Tp1、Tp2的过渡点附近的压力相等或为比其高的值，在图示的例中，增压器52所输出的规定压力与先导泵30的排出压同为例如5.9MPa。
控制器49，在图6所示的步骤S110中，在成为ΔP＞ΔPb的情况下，或在强制再生开关44为ON的情况下，使向电磁切换阀46、48输出的电信号为ON，将电磁切换阀46、48从图示的位置切换。另外，在图6所示的步骤S130中，成为ΔP＜ΔPa后，使向电磁切换阀46、48输出的电信号为OFF，将电磁切换阀46、48切换到图示的位置。
电磁切换阀46，在位于图示的位置时，将油箱压作为假设负载压向梭阀45输出，在从图示的位置切换后，将增压器52的输出压Pioh作为假设负载压向梭阀45输出。
在这样构成的本实施方式中，能够与第一实施方式同样地进行泵吸收扭矩上升控制，能够得到与第一实施方式同样的效果。
另外，本实施方式中，作为全部操作杆中立时的假设负载压，能够利用由先导溢流阀32生成那样的比较低的低压，本发明还能够适用于不具有发动机转速检测阀13的液压驱动系统。
<其他的实施方式>
此外，上述实施方式中，将主泵2的排出压和最高负载压的差压通过差压减压阀11的输出压而作为绝对压输出、并导入压力补偿阀7b、7c…的受压部21b、21c…及切换阀17b的受压部17e，还可以构成为分别代替受压部21b、21c…及受压部17e而在压力补偿阀7b、7c…及切换阀17b上设置相对的受压部，将液压泵2的排出压和最高负载压分别导入这些受压部。
另外，在上述实施方式中，使旋转马达3a的压力补偿阀7a具有负载依存特性，但在旋转马达3a的负载压临时升高时，且在还可以不使向旋转马达3a的供给流量减少的情况下，或在通过其他的机构使其具有相同的功能的情况下，压力补偿阀7a还可以是不具有负载依存特性的通常的压力补偿阀。
而且，上述实施方式中，在主泵2中设置止挡件，以主泵2的最少排出流量比与流量及方向控制阀6a的最大开口面积对应的旋转马达3a的最大流量大的方式对主泵2的最小倾转进行限制，但在能够通过其他的机构消除因液压泵的负载感应控制和压力补偿阀的控制的干涉导致的系统的不稳定性的情况下，还可以将主泵2的最少排出流量设定为比旋转马达3a的最大要求流量小的通常的值。
<其他的实施方式>
以上的实施方式能够在本发明的技术思想的范围内进行各种变更。例如，在上述实施方式中，将差压减压阀11的输出压(主泵2的排出压和最高负载压的差压的绝对压)导入压力补偿阀7a、7b、7c…和LS控制阀17b，但还可以将主泵2的排出压和最高负载压分别导入压力补偿阀7a、7b、7c…和LS控制阀17b。该情况下，只要在将主泵2的排出压导向LS控制阀17b的油路中配置电磁切换阀48，就能够与第一实施方式的电磁切换阀48同样地，通过切换电磁切换阀48，对负载感应控制的有效、无效进行切换。
另外，上述实施方式中，对工程机械为液压挖掘机的情况进行了说明，但对于液压挖掘机以外工程机械(例如液压起重机、轮式挖掘机等)，只要是具有柴油发动机和排气净化装置、且搭载进行负载感应控制和扭矩控制的液压驱动系统的工程机械，就能够与上述实施方式同样地适用本发明，并得到相同的效果。
附图标记的说明
1  发动机
2  液压泵(主泵)
3a、3b、3c…  执行器
4  控制阀
5  供给油路
6a、6b、6c…  流量及方向控制阀
7a、7b、7c…  压力补偿阀
8a、8b、8c…  油路
9a、9b、9c…  梭阀(最高负载压检测回路)
11  差压减压阀
12a、12b  油路
13  发动机转速检测阀
13a  可变节流阀
13b  差压减压阀
14  主溢流阀
15  卸荷阀
15a  弹簧
17  泵控制装置
17a  扭矩控制倾转活塞(扭矩控制部)
17b  LS控制阀(负载感应控制部)
17c  LS控制倾转活塞(负载感应控制部)
17d、17e  受压部
21a、21b、21c…  受压部
22a、23a、22b、23b、22c、23c…  受压部
24  门锁定杆
26a、26b、26c…  负载端口(最高负载压检测回路)
30  先导泵
31  先导压供给油路
31a～31c  先导油路
32  先导溢流阀
33、34  油路
40  油路
41  排气管路
42  排气净化装置
43  排气阻力传感器
44  强制再生开关
45  梭阀
46  电磁切换阀(第一切换阀)
48  电磁切换阀(第二切换阀)
49  控制器(控制装置)
51  电磁切换阀(第二切换阀)
52  增压器
100  门锁定阀
101  下部行驶体
102  上部旋转体
103  摆柱
104  前作业机
105  履带架
106  刮板
107  旋转体
108  驾驶室
111  动臂
112  斗杆
113  铲斗
122、123  操作杆装置

Claims (5)

1.一种工程机械的液压驱动系统，具有：
发动机(1)；
通过该发动机(1)驱动的可变容量型的液压泵(2)；
通过从该液压泵(2)排出的压力油被驱动的多个执行器(3a、3b、3c…)；
对从所述液压泵(2)向多个执行器(3a、3b、3c…)供给的压力油的流量进行控制的多个流量及方向控制阀(6a、6b、6c…)；
检测多个所述执行器(3a、3b、3c…)的最高负载压的最高负载压检测回路(9a、9b、9c…)；
泵控制装置(17)，具有：扭矩控制部(17a)，其随着所述液压泵(2)的排出压升高而减少所述液压泵(2)的容量，并进行吸收扭矩恒定控制，该吸收扭矩恒定控制以所述液压泵(2)的吸收扭矩不超过预先设定的最大扭矩的方式进行控制；及负载感应控制部(17b、17c)，其以所述液压泵(2)的排出压比多个所述执行器(3a、3b、3c…)的最高负载压仅高出目标差压的方式进行控制；
卸荷阀(15)，设在将所述液压泵(2)连接在多个所述流量及方向控制阀(6a、6b、6c…)上的管路中，在所述液压泵(2)的排出压比在所述最高负载压上加上设定压后的压力高时成为开状态，并使所述液压泵(2)的排出油返回油箱，对所述液压泵(2)的排出压的上升进行限制，其特征在于，具有：
对规定压力和油箱压的某一方进行切换并输出，将其输出压作为假设负载压向所述最高负载压检测回路(9a、9b、9c…)导入的第一切换阀(46)；
对基于所述泵控制装置(17)的所述负载感应控制部(17b、17c)的负载感应控制的有效、无效进行切换的第二切换阀(48)；
对所述发动机(1)的排气进行净化的排气净化装置(42)；
控制装置(49)，以如下方式对所述第一及第二切换阀(46、48)进行切换，在所述排气净化装置(42)不需要进行再生时，所述第一切换阀(46)将所述油箱压作为假设负载压输出，所述第二切换阀(48)使基于所述泵控制装置(17)的负载感应控制有效，在所述排气净化装置(42)需要进行再生时，所述第一切换阀(46)将所述规定压力作为假设负载压输出，所述第二切换阀(48)使基于所述泵控制装置(17)的负载感应控制无效。
2.如权利要求1所述的工程机械的液压驱动系统，其特征在于：
还具有：
通过所述发动机(1)被驱动的先导泵(30)；
连接于该先导泵(30)，供给用于控制多个所述流量及方向控制阀(6a、6b、6c…)的压力油的先导压供给油路(31)；
具有设在所述先导压供给油路(31)上的节流部、通过该节流部的压力损失生成依存于所述发动机转速的液压信号的发动机转速检测阀(13)，
所述泵控制装置(17)的负载感应控制部(17b、17c)构成将所述发动机转速检测阀(13)生成的所述液压信号作为所述负载感应控制的目标差压进行设定，
所述第一切换阀(46)，作为所述规定压力，对所述发动机转速检测阀(13)的上游侧的压力即所述先导泵(30)的排出压进行输出。
3.如权利要求1或2所述的工程机械的液压驱动系统，其特征在于：
还具有将所述液压泵(2)的排出压和所述最高负载压的差压作为绝对压向所述泵控制装置(17)输出的差压减压阀(11)，
所述第二切换阀(48)配置在向所述泵控制装置(17)的负载感应控制部(17b、17c)导入所述差压减压阀(11)的输出压的油路(12b)中，以在所述排气净化装置(42)不需要进行再生时输出所述差压减压阀(11)的输出压、在所述排气净化装置(42)需要进行再生时输出所述油箱压的方式进行切换。
4.如权利要求1～3的任一项所述的工程机械的液压驱动系统，其特征在于：
还具有用于检测所述排气净化装置(42)的排气阻力的压力检测装置，
所述控制装置(49)基于所述压力检测装置的检测结果，以同时对所述第一及第二切换阀(46、48)进行切换的方式进行控制。
5.如权利要求1～4的任一项所述的工程机械的液压驱动系统，其特征在于：
所述泵控制装置(17)的扭矩控制部(17a)，作为表示所述液压泵(2)的排出压和容量的关系的特性，预先设有由最大容量恒定特性和最大吸收扭矩恒定特性构成的特性，扭矩控制部(17a)构成为，在所述液压泵(2)的排出压为从所述最大容量恒定特性向所述最大吸收扭矩恒定特性的过渡点的压力即第一值以下时，即使所述液压泵(2)的排出压上升，也使所述液压泵(2)的最大容量恒定，在所述液压泵(2)的排出压上升到超过所述第一值后，以所述液压泵(2)的最大容量根据所述最大吸收扭矩恒定特性减少的方式对所述液压泵(2)的容量进行控制，
所述规定压力被设定为，在该规定压力上加上所述卸荷阀(15)的设定压和所述卸荷阀(15)的过载特性的压力后的压力成为从所述最大容量恒定特性向所述最大吸收扭矩恒定特性的过渡点附近的压力以上的值。
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