JP2008185099A - Control system in working machine - Google Patents

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JP2008185099A JP2007018166A JP2007018166A JP2008185099A JP 2008185099 A JP2008185099 A JP 2008185099A JP 2007018166 A JP2007018166 A JP 2007018166A JP 2007018166 A JP2007018166 A JP 2007018166A JP 2008185099 A JP2008185099 A JP 2008185099A
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JP2007018166A
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Inventor
Hideto Furuta
秀人 古田
Original Assignee
Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd
新キャタピラー三菱株式会社
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To achieve desired reduction in fuel consumption by preventing consumption torque of a hybrid pump from increasing, in a control system of an working machine provided with a hybrid pump sucking accumulated oil of an accumulator to supply it to a weight holding-side oil chamber of a hydraulic cylinder in lifting a working part, and sucking oil discharged from the weight holding-side oil chamber of the hydraulic cylinder in lowering the working part to supply it to an anti-weight holding-side oil chamber. <P>SOLUTION: This control system of a working machine is structured to execute, in lifting/lowering a boom, capacity control of the hybrid pump to prevent torque supplied to the hybrid pump from exceeding a hybrid pump torque limit value Thu in lifting the boom and a hybrid pump torque limit value Thd in lowering the boom. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、作業部を昇降せしめる油圧シリンダを備えた作業機械における制御システムの技術分野に属するものである。   The present invention belongs to a technical field of a control system in a work machine provided with a hydraulic cylinder that raises and lowers a working part.
一般に、油圧ショベルやクレーン等の作業機械は、昇降自在な作業部を備えると共に、該作業部の昇降は、油圧ポンプから圧油供給される油圧シリンダの伸縮作動に基づいて行うように構成されているが、このものにおいて、従来、作業部の下降時に油圧シリンダの重量保持側油室から油タンクに排出される油は、作業部の自重による急激な落下を防止するため、油圧シリンダの油供給排出制御を行うコントロールバルブに設けられた絞りによってメータアウト制御されるように構成されている。つまり、地面より上方に位置している作業部は位置エネルギーを有しているが、該位置エネルギーは、前記コントロールバルブの絞りを通過するときに熱エネルギーに変換され、さらに該熱エネルギーはオイルクーラーによって大気中に放出されることになって、無駄なエネルギー損失となる。
そこで、作業部の有する位置エネルギーを回収、再利用するために、作業部昇降用の油圧シリンダに加えて補助油圧シリンダ(アシストシリンダ)を設け、作業部の下降時に、補助油圧シリンダの重量保持側油室から排出される油をアキュムレータに蓄圧すると共に、作業部の上昇時に、アキュムレータに蓄圧された圧油を補助シリンダの重量保持側油室に供給するようにした技術が開示されている(例えば、特許文献1参照。)。
特許第2582310号公報
In general, a work machine such as a hydraulic excavator or a crane includes a working unit that can freely move up and down, and the working unit is configured to be lifted and lowered based on an expansion and contraction operation of a hydraulic cylinder supplied with pressure oil from a hydraulic pump. However, in this case, conventionally, the oil discharged from the hydraulic cylinder weight holding side oil chamber to the oil tank when the working unit is lowered is supplied to the hydraulic cylinder in order to prevent a sudden drop due to its own weight. Meter-out control is performed by a throttle provided in a control valve that performs discharge control. That is, the working unit located above the ground has potential energy, but the potential energy is converted into thermal energy when passing through the throttle of the control valve, and the thermal energy is further converted into an oil cooler. Will be discharged into the atmosphere, resulting in wasted energy loss.
Therefore, in order to collect and reuse the potential energy of the working unit, an auxiliary hydraulic cylinder (assist cylinder) is provided in addition to the hydraulic cylinder for lifting and lowering the working unit. A technique is disclosed in which the oil discharged from the oil chamber is accumulated in the accumulator, and the pressure oil accumulated in the accumulator is supplied to the weight holding side oil chamber of the auxiliary cylinder when the working unit is raised (for example, , See Patent Document 1).
Japanese Patent No. 2582310
しかるに、前記特許文献1のものは、作業部の下降時に、補助油圧シリンダからの排出油はアキュムレータに蓄圧されるものの、作業部昇降用油圧シリンダからの排出油はコントロールバルブを経由して油タンクに排出されるようになっており、作業部の有する位置エネルギーの一部しか回収されないことになる。しかも、アキュムレータに蓄圧された圧油を補助油圧シリンダに供給するにあたり、該供給圧油の圧力や流量を制御するための油圧機器が設けられていない。このため、作業部の上昇速度を正確にコントロールすることができず、作業性に劣るという問題がある。
そこで、補助油圧シリンダを設けることなく、作業部の下降時に、作業部昇降用油圧シリンダからの排出油をアキュムレータに蓄圧すると共に、作業部の上昇時に該アキュムレータに蓄圧された圧油を、油圧ポンプを介して作業部昇降用油圧シリンダに供給するように構成することが提唱される。この場合、上記油圧ポンプには、アキュムレータの高圧の蓄圧油によってトルクが供給されることになる。
ところで、一般に、油圧ショベルやクレーン等の作業機械には、作業部昇降用油圧シリンダだけでなく、走行モータや旋回モータ、あるいは作業部を前後せしめる油圧シリンダ等の複数の油圧アクチュエータが設けられると共に、これら油圧アクチュエータに圧油供給するべく、エンジンから供給されるトルクによって駆動する油圧ポンプ(メインポンプ)が設けられている。このように、エンジンからトルク供給される油圧ポンプが設けられている作業機械において、前述したようにアキュムレータの蓄圧油を油圧ポンプを介して作業部昇降油圧シリンダに供給するように構成する場合、作業機械には、複数の油圧ポンプにトルクを供給するトルク供給源として、エンジンとアキュムレータとが設けられていることになる。
しかるに、前記トルク供給源としてエンジンとアキュムレータとが設けられている場合、作業機械全体が消費するトルクとしては、エンジンからの供給トルクにアキュムレータからの供給トルクがプラスされることになって、作業機械全体としてのトルク消費量が増加してしまい、所期の燃費低減を達成できないという問題がある。さらに、アキュムレータから油圧ポンプに供給できるトルクは、アキュムレータの蓄圧量の増減によって変動するため、これに対応した制御を行う必要があり、ここに本発明が解決しようとする課題がある。
However, according to the technique disclosed in Patent Document 1, the discharged oil from the auxiliary hydraulic cylinder is accumulated in the accumulator when the working unit is lowered, but the discharged oil from the working unit elevating hydraulic cylinder is supplied to the oil tank via the control valve. Thus, only a part of the potential energy of the working unit is recovered. In addition, when supplying the pressure oil accumulated in the accumulator to the auxiliary hydraulic cylinder, there is no hydraulic device for controlling the pressure and flow rate of the supplied pressure oil. For this reason, there is a problem that the ascending speed of the working unit cannot be accurately controlled and the workability is poor.
Therefore, without providing an auxiliary hydraulic cylinder, when the working part is lowered, the discharged oil from the working part raising and lowering hydraulic cylinder is accumulated in the accumulator, and when the working part is raised, the pressure oil accumulated in the accumulator is accumulated in the hydraulic pump. It is proposed to be configured to be supplied to the working unit lifting hydraulic cylinder via In this case, torque is supplied to the hydraulic pump by the high-pressure accumulated oil of the accumulator.
Incidentally, in general, work machines such as excavators and cranes are provided with a plurality of hydraulic actuators such as a traveling motor, a swing motor, or a hydraulic cylinder that moves the working part back and forth, as well as a working part lifting hydraulic cylinder. In order to supply pressure oil to these hydraulic actuators, a hydraulic pump (main pump) that is driven by torque supplied from the engine is provided. In this way, in a working machine provided with a hydraulic pump that is supplied with torque from the engine, as described above, when the accumulated oil of the accumulator is supplied to the working unit lifting hydraulic cylinder via the hydraulic pump, The machine is provided with an engine and an accumulator as a torque supply source for supplying torque to a plurality of hydraulic pumps.
However, when an engine and an accumulator are provided as the torque supply source, the torque consumed by the entire work machine is such that the supply torque from the accumulator is added to the supply torque from the engine. There is a problem that the torque consumption as a whole increases and the expected reduction in fuel consumption cannot be achieved. Furthermore, since the torque that can be supplied from the accumulator to the hydraulic pump varies depending on the increase or decrease in the accumulator pressure accumulation amount, it is necessary to perform control corresponding to this, and there is a problem to be solved by the present invention.
本発明は、上記の如き実情に鑑みこれらの課題を解決することを目的として創作されたものであって、請求項1の発明は、作業部を昇降せしめる油圧シリンダと、作業部の下降時に油圧シリンダの重量保持側油室から排出される油を蓄圧するアキュムレータと、作業部の上昇時に前記アキュムレータに蓄圧された油を吸込んで油圧シリンダの重量保持側油室に供給するハイブリッドポンプとを設けてなる作業機械の制御システムにおいて、前記ハイブリッドポンプは、制御装置から出力される制御指令によってハイブリッドポンプの容量を可変せしめる容量可変手段を備える一方、前記制御装置は、作業部の上昇時に、ハイブリッドポンプに供給されるトルクが、予め設定される上昇時出力制限値に基づいて求められる上昇時トルク制限値を越えないように、ハイブリッドポンプの容量制御を行うことを特徴とする作業機械における制御システムである。
そして、この様にすることにより、作業部の上昇時にハイブリッドポンプに供給されるトルクは、上昇時トルク制限値を越えないように制限されることになり、而して、アキュムレータからトルク供給されるハイブリッドポンプが設けられていても、該ハイブリッドポンプの消費トルクを抑えることができると共に、アキュムレータの蓄圧油からトルク供給される分、エンジンからの供給トルクを低減できることになって、低燃費化を確実に達成することができる。
請求項2の発明は、制御装置は、アキュムレータの蓄圧量の増減に応じて、ハイブリッドポンプへの供給トルクを増減せしめるようにハイブリッドポンプの容量制御を行うことを特徴とする請求項1に記載の作業機械における制御システムである。
そして、この様にすることにより、アキュムレータからハイブリッドポンプに供給されるトルクを、効率よく使用することができる。
請求項3の発明は、制御装置は、上昇時出力制限値とエンジン回転数とアキュムレータの蓄圧量とに基づいて、作業部の上昇時にハイブリッドポンプに供給される目標トルクを演算するトルク演算手段と、該トルク演算手段で演算された目標トルクとハイブリッドポンプの吐出圧とに基づいてハイブリッドポンプの目標容量を演算するポンプ容量制御手段とを有することを特徴とする請求項1または2に記載の作業機械における制御システムである。
そして、この様にすることにより、作業部の上昇時のハイブリッドポンプの容量は、トルク演算手段において上昇時出力制限値とエンジン回転数とアキュムレータの蓄圧量とに基づいて演算された目標トルクを基にして、ポンプ容量制御手段においてハイブリッドポンプの吐出圧に応じた容量となるように演算されることになって、ハイブリッドポンプの目標容量を的確に演算することができる。
請求項4の発明は、ハイブリッドポンプは、作業部の下降時に、油圧シリンダの重量保持側油室から排出される油を吸込んで油圧シリンダの反重量保持側油室に供給する一方、制御装置は、作業部の下降時に、ハイブリッドポンプに供給されるトルクが、予め設定される下降時出力制限値に基づいて求められる下降時トルク制限値を越えないように、ハイブリッドポンプの容量制御を行うことを特徴とする請求項1乃至3の何れか一項に記載の作業機械における制御システムである。
そして、この様にすることにより、作業部の下降時にハイブリッドポンプに供給されるトルクは、下降時トルク制限値を越えないように制限されることになり、而して、油圧シリンダの排出油からトルク供給されるハイブリッドポンプが設けられていても、該ハイブリッドポンプの消費トルクを抑えることができると共に、油圧シリンダの排出油からトルク供給される分、エンジンからの供給トルクを低減できることになって、低燃費化を確実に達成することができる。
請求項5の発明は、制御装置は、下降時出力制限値とエンジン回転数とに基づいて、作業部の下降時にハイブリッドポンプに供給される目標トルクを演算するトルク演算手段と、該トルク演算手段で演算された目標トルクとハイブリッドポンプの吐出圧とに基づいてハイブリッドポンプの目標容量を演算するポンプ容量制御手段とを有することを特徴とする請求項4に記載の作業機械における制御システムである。
そして、この様にすることにより、作業部の下降時のハイブリッドポンプの容量は、トルク演算手段において下降時出力制限値とエンジン回転数とに基づいて演算された目標トルクを基にして、ポンプ容量制御手段においてハイブリッドポンプの吐出圧に応じた容量となるように演算されることになって、ハイブリッドポンプの目標容量を的確に演算することができる。
請求項6の発明は、作業機械の制御システムは、複数の油圧アクチュエータと、エンジンからトルクが供給され、油タンクの油を吸込んで前記油圧アクチュエータに供給するメインポンプと、エンジン回転数及びエンジンからメインポンプに供給されるトルクを制御する制御装置とを備えると共に、該制御装置は、ハイブリッドポンプから油圧シリンダへの圧油供給時に、エンジンからメインポンプへの供給トルクを、ハイブリッドポンプから油圧シリンダへの非圧油供給時よりも低減せしめるトルク低減制御を行うことを特徴とする請求項1乃至5の何れか一項に記載の作業機械における制御システムである。
そして、この様にすることにより、ハイブリッドポンプの圧油供給時には、エンジンからメインポンプへの供給トルクが低減することになり、而して、作業機械全体としての消費トルクの増加を確実に抑えることができて、低燃費化に大きく貢献できる。
請求項7の発明は、制御装置は、ハイブリッドポンプから油圧シリンダへの圧油供給時に、エンジン回転数を、ハイブリッドポンプから油圧シリンダへの非圧油供給時よりも低減せしめるエンジン回転数低減制御を行うことを特徴とする請求項6に記載の作業機械における制御システムである。
そして、この様にすることにより、エンジンからメインポンプへの供給トルクの低減に対応してエンジン回転数も低減することになり、而して、更なる低燃費化を達成できる。
The present invention has been created in order to solve these problems in view of the above-described circumstances, and the invention of claim 1 includes a hydraulic cylinder that raises and lowers the working part, and a hydraulic pressure when the working part is lowered. An accumulator for accumulating oil discharged from the weight holding side oil chamber of the cylinder, and a hybrid pump for sucking the oil accumulated in the accumulator when the working part is raised and supplying the oil to the weight holding side oil chamber of the hydraulic cylinder; In the work machine control system, the hybrid pump is provided with capacity varying means for varying the capacity of the hybrid pump in accordance with a control command output from the control device, while the control device is connected to the hybrid pump when the working unit is raised. The torque to be supplied is the torque limit value at the time of rising calculated based on the preset output limit value at the time of rising. As no example is a control system in a working machine and performing the capacity control of the hybrid pump.
By doing so, the torque supplied to the hybrid pump when the working unit is raised is limited so as not to exceed the ascending torque limit value, and thus torque is supplied from the accumulator. Even if a hybrid pump is provided, the consumption torque of the hybrid pump can be suppressed, and the torque supplied from the accumulator pressure-accumulated oil can be reduced to reduce the supply torque from the engine. Can be achieved.
According to a second aspect of the present invention, the control device controls the capacity of the hybrid pump so as to increase or decrease the supply torque to the hybrid pump in accordance with the increase or decrease of the accumulator pressure accumulation amount. It is a control system in a work machine.
And by doing in this way, the torque supplied to a hybrid pump from an accumulator can be used efficiently.
According to a third aspect of the present invention, there is provided a torque calculating means for calculating a target torque to be supplied to the hybrid pump when the working unit is lifted based on the rising output limit value, the engine speed, and the accumulated pressure amount of the accumulator. 3. A work according to claim 1, further comprising pump capacity control means for calculating a target capacity of the hybrid pump based on the target torque calculated by the torque calculation means and the discharge pressure of the hybrid pump. It is a control system in a machine.
In this way, the capacity of the hybrid pump when the working unit is raised is based on the target torque calculated by the torque calculation means based on the output limit value at the time of increase, the engine speed, and the accumulated pressure of the accumulator. Thus, the pump capacity control means calculates the capacity according to the discharge pressure of the hybrid pump, so that the target capacity of the hybrid pump can be accurately calculated.
According to a fourth aspect of the present invention, the hybrid pump sucks oil discharged from the weight holding side oil chamber of the hydraulic cylinder and supplies it to the anti-weight holding side oil chamber of the hydraulic cylinder when the working unit is lowered. The capacity of the hybrid pump is controlled so that the torque supplied to the hybrid pump does not exceed the lowering torque limit value obtained based on the preset lowering output limit value when the working unit is lowered. It is a control system in the working machine as described in any one of Claim 1 thru | or 3 characterized by the above-mentioned.
By doing so, the torque supplied to the hybrid pump when the working unit is lowered is limited so as not to exceed the lowering torque limit value. Even if a hybrid pump to which torque is supplied is provided, the consumption torque of the hybrid pump can be suppressed, and the supply torque from the engine can be reduced by the amount of torque supplied from the exhaust oil of the hydraulic cylinder, Low fuel consumption can be achieved reliably.
According to a fifth aspect of the present invention, the control device is configured to calculate a target torque to be supplied to the hybrid pump when the working unit is lowered based on the lowering output limit value and the engine speed, and the torque calculating unit. 5. The control system for a work machine according to claim 4, further comprising pump capacity control means for calculating a target capacity of the hybrid pump based on the target torque calculated in step 1 and the discharge pressure of the hybrid pump.
And by doing in this way, the capacity | capacitance of the hybrid pump at the time of the descent | fall of a working part is based on the target torque calculated based on the output limit value at the time of descent | fall and the engine speed in a torque calculating means, The control means calculates the capacity according to the discharge pressure of the hybrid pump, so that the target capacity of the hybrid pump can be accurately calculated.
According to a sixth aspect of the present invention, there is provided a work machine control system comprising: a plurality of hydraulic actuators; a main pump that receives torque from an engine and sucks oil from an oil tank and supplies the oil to the hydraulic actuator; And a control device for controlling the torque supplied to the main pump. The control device supplies the torque supplied from the engine to the main pump when the pressure oil is supplied from the hybrid pump to the hydraulic cylinder. The control system for a work machine according to any one of claims 1 to 5, wherein torque reduction control is performed that is reduced more than when non-pressure oil is supplied.
In this way, when the hydraulic oil is supplied to the hybrid pump, the supply torque from the engine to the main pump is reduced, thus reliably suppressing the increase in the consumption torque of the entire work machine. Can greatly contribute to lower fuel consumption.
According to a seventh aspect of the present invention, the control device performs engine speed reduction control for reducing the engine speed when supplying pressure oil from the hybrid pump to the hydraulic cylinder than when supplying non-pressure oil from the hybrid pump to the hydraulic cylinder. The control system for a work machine according to claim 6, wherein the control system is used.
And by doing in this way, an engine speed will also reduce corresponding to the reduction of the supply torque from an engine to a main pump, and, further, fuel-efficiency reduction can be achieved.
次に、本発明の実施の形態について、図面に基づいて説明する。図1において、1は作業機械の一例である油圧ショベルであって、該油圧ショベル1は、クローラ式の下部走行体2、該下部走行体2の上方に旋回自在に支持される上部旋回体3、該上部旋回体3のフロントに装着される作業部4等の各部から構成され、さらに該作業部4は、基端部が上部旋回体3に上下揺動自在に支持されるブーム5、該ブーム5の先端部に前後揺動自在に支持されるスティック6、該スティック6の先端部に取付けられるバケット7等から構成されている。   Next, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In FIG. 1, reference numeral 1 denotes a hydraulic excavator that is an example of a work machine. The hydraulic excavator 1 includes a crawler-type lower traveling body 2 and an upper revolving body 3 that is rotatably supported above the lower traveling body 2. The working unit 4 is composed of various parts such as a working unit 4 mounted on the front of the upper swing body 3, and the working unit 4 further includes a boom 5 whose base end portion is supported by the upper swing body 3 so as to swing up and down, A stick 6 is supported at the front end of the boom 5 so as to be swingable back and forth, and a bucket 7 is attached to the front end of the stick 6.
8は前記ブーム5を上下揺動せしめるべく伸縮作動する左右一対のブームシリンダ(本発明の作業部を昇降せしめる油圧シリンダに相当する)であって、該ブームシリンダ8は、ヘッド側油室8a(本発明の重量保持側油室に相当する)の圧力によって作業部4の重量を保持すると共に、該ヘッド側油室8aへの圧油供給及びロッド側油室8b(本発明の反重量保持側油室に相当する)からの油排出により伸長してブーム5を上昇せしめ、また、ロッド側油室8bへの圧油供給及びヘッド側油室8aからの油排出により縮小してブーム5を下降せしめるように構成されている。そして、該ブーム5の昇降によって作業部4全体が昇降すると共に、ブーム5の上昇に伴い作業部4の有する位置エネルギーが増加するが、該位置エネルギーは、後述する油圧制御システムによって回収、利用されるようになっている。   Reference numeral 8 denotes a pair of left and right boom cylinders (corresponding to hydraulic cylinders for raising and lowering the working portion of the present invention) that extend and contract to swing the boom 5 up and down. The boom cylinder 8 includes a head side oil chamber 8a ( The pressure of the working part 4 is held by the pressure of the weight holding side oil chamber of the present invention, the pressure oil supply to the head side oil chamber 8a and the rod side oil chamber 8b (the anti-weight holding side of the present invention). The boom 5 is raised by the oil discharge from the oil chamber), and the boom 5 is lowered by the pressure oil supply to the rod side oil chamber 8b and the oil discharge from the head side oil chamber 8a. It is configured to dampen. The working unit 4 as a whole moves up and down as the boom 5 moves up and down, and the potential energy of the working unit 4 increases as the boom 5 moves up. The positional energy is recovered and used by a hydraulic control system described later. It has become so.
次いで、前記油圧制御システムについて、図2、図3の回路図に基づいて説明するが、これらの図面において、9、10は油圧ショベル1に搭載のエンジンEにポンプドライブギア部Gを介して連結される第一、第二メインポンプであって、これら第一、第二メインポンプ9、10は、油タンク11から作動油を吸込んで第一、第二ポンプ油路12、13に吐出するように構成されている。
ここで、第一、第二メインポンプ9、10は、前記ブームシリンダ8だけでなく、油圧ショベル1に設けられる各種油圧アクチュエータ(図示しないが、走行モータ、旋回モータ、スティックシリンダ、バケットシリンダ等)の油圧供給源となる可変容量型の油圧ポンプであって、これら第一、第二メインポンプ9、10は、本発明のメインポンプに相当し、エンジンEから供給されるトルクによって駆動する。尚、図2、図3中、丸付きの数字は結合子記号であって、対応する丸付き数字同士が接続される。
Next, the hydraulic control system will be described with reference to the circuit diagrams of FIGS. 2 and 3. In these drawings, numerals 9 and 10 are connected to an engine E mounted on the hydraulic excavator 1 via a pump drive gear portion G. The first and second main pumps are configured such that the first and second main pumps 9 and 10 suck the hydraulic oil from the oil tank 11 and discharge it to the first and second pump oil passages 12 and 13. It is configured.
Here, the first and second main pumps 9 and 10 are not only the boom cylinder 8 but also various hydraulic actuators provided in the hydraulic excavator 1 (not shown, travel motor, swing motor, stick cylinder, bucket cylinder, etc.) These first and second main pumps 9 and 10 correspond to the main pump of the present invention and are driven by torque supplied from the engine E. 2 and 3, circled numbers are connector symbols, and the corresponding circled numbers are connected to each other.
14、15は前記第一、第二メインポンプ9、10の吐出流量制御を行う第一、第二レギュレータであって、該第一、第二レギュレータ14、15は、後述する制御装置16によって制御されるメインポンプ制御用電磁比例減圧弁17からの制御信号圧を受けて、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクを制御するべく作動すると共に、第一、第二メインポンプ9、10の吐出圧力を受けて定馬力制御を行う。さらに第一、第二レギュレータ14、15は、後述するように第一、第二コントロールバルブ18、19のセンタバイパス弁路18f、19bの開口量に対応してポンプ流量を増減せしめるネガティブコントロール流量制御も行うように構成されている。   Reference numerals 14 and 15 denote first and second regulators for controlling the discharge flow rates of the first and second main pumps 9 and 10, respectively. The first and second regulators 14 and 15 are controlled by a control device 16 to be described later. In response to the control signal pressure from the main pump controlling electromagnetic proportional pressure reducing valve 17, the engine E operates to control the supply torque from the engine E to the first and second main pumps 9, 10. Constant horsepower control is performed in response to the discharge pressure of the main pumps 9 and 10. Further, the first and second regulators 14 and 15 perform negative control flow rate control for increasing or decreasing the pump flow rate corresponding to the opening amounts of the center bypass valve passages 18f and 19b of the first and second control valves 18 and 19, as will be described later. Also configured to do.
一方、前記第一、第二コントロールバルブ18、19は、第一、第二ポンプ油路12、13にそれぞれ接続される方向切換弁であって、これら第一、第二コントロールバルブ18、19は、第一、第二メインポンプ9、10の吐出油をブームシリンダ8に供給するべく作動する。尚、第一、第二メインポンプ9、10は、前述したように、油圧ショベル1に設けられる各種油圧アクチュエータの圧油供給源となるため、第一、第二ポンプ油路12、13には他の油圧アクチュエータ用のコントロールバルブも接続されるが、これらについては省略する。   On the other hand, the first and second control valves 18 and 19 are direction switching valves respectively connected to the first and second pump oil passages 12 and 13, and the first and second control valves 18 and 19 The oil discharged from the first and second main pumps 9 and 10 is operated to be supplied to the boom cylinder 8. Since the first and second main pumps 9 and 10 serve as pressure oil supply sources for various hydraulic actuators provided in the hydraulic excavator 1 as described above, the first and second pump oil passages 12 and 13 Control valves for other hydraulic actuators are also connected, but these are omitted.
前記第一コントロールバルブ18は、上昇側、下降側パイロットポート18a、18bを備えたスプール弁で構成されており、そして、両パイロットポート18a、18bにパイロット圧が入力されていない状態では、ブームシリンダ8に対する油給排を行わない中立位置Nに位置しているが、上昇側パイロットポート18aにパイロット圧が入力されることによりスプールが移動して、第一メインポンプ9の圧油をシリンダヘッド側油路20を経由してブームシリンダ8のヘッド側油室8aに供給する一方、ロッド側油室8bからシリンダロッド側油路21に排出された油をリターン油路22を経由して油タンク11に流す上昇側位置Xに切換わる。また、下降側パイロットポート18bにパイロット圧が入力されることにより、前記上昇側位置Xとは反対側にスプールが移動して、ヘッド側油室8aからシリンダヘッド側油路20に排出された油を、再生用弁路18cを経由してシリンダロッド側油路21からロッド側油室8bに供給する下降側位置Yに切換るように構成されている。尚、前記シリンダヘッド側油路20は、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aに油を給排するべくヘッド側油室8aに接続される油路であり、シリンダロッド側油路21は、ブームシリンダ8のロッド側油室8bに油を給排するべくロッド側油室8bに接続される油路である。   The first control valve 18 is composed of a spool valve having ascending and descending pilot ports 18a and 18b. When no pilot pressure is input to the pilot ports 18a and 18b, the boom cylinder 8 is located at a neutral position N where oil is not supplied or discharged, but when the pilot pressure is input to the ascending pilot port 18a, the spool moves, and the pressure oil of the first main pump 9 is transferred to the cylinder head side. While supplying oil to the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 via the oil passage 20, oil discharged from the rod side oil chamber 8b to the cylinder rod side oil passage 21 is returned to the oil tank 11 via the return oil passage 22. The position is switched to the ascending side position X. Further, when the pilot pressure is input to the descending pilot port 18b, the spool moves to the side opposite to the ascending position X, and the oil discharged from the head side oil chamber 8a to the cylinder head side oil passage 20 is discharged. Is switched to a descending position Y to be supplied from the cylinder rod side oil passage 21 to the rod side oil chamber 8b via the regeneration valve passage 18c. The cylinder head side oil passage 20 is an oil passage connected to the head side oil chamber 8a to supply and discharge oil to the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8, and the cylinder rod side oil passage 21 is a boom. This is an oil passage connected to the rod side oil chamber 8b to supply and discharge oil to the rod side oil chamber 8b of the cylinder 8.
ここで、前記下降側位置Yの第一コントロールバルブ18に設けられる再生用弁路18cは、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aとロッド側油室8bとを連通する弁路であって、該再生用弁路18cには、ヘッド側油室8aからロッド側油室8bへの油の流れは許容するが逆方向の流れは阻止するチェック弁18dと、絞り18eとが配されている。而して、前述したように、第一コントロールバルブ18が下降側位置Yのとき、ヘッド側油室8aから排出された油は、再生用弁路18cを介してロッド側油室8bに供給されるが、その流量は、再生用弁路18cに配された絞り18eの開口特性(該絞り18eの開口特性は、第一コントロールバルブ18のスプール移動ストロークに応じて設定される)と、ヘッド側油室8aとロッド側油室8bの差圧とによって変化するようになっている。   Here, the regeneration valve path 18c provided in the first control valve 18 at the descending position Y is a valve path that communicates the head side oil chamber 8a and the rod side oil chamber 8b of the boom cylinder 8, The regeneration valve path 18c is provided with a check valve 18d that restricts the flow of oil from the head-side oil chamber 8a to the rod-side oil chamber 8b but prevents the reverse flow, and a throttle 18e. Thus, as described above, when the first control valve 18 is at the lowering position Y, the oil discharged from the head side oil chamber 8a is supplied to the rod side oil chamber 8b via the regeneration valve path 18c. However, the flow rate depends on the opening characteristic of the throttle 18e arranged in the regeneration valve path 18c (the opening characteristic of the throttle 18e is set according to the spool movement stroke of the first control valve 18), and the head side It changes with the differential pressure | voltage of the oil chamber 8a and the rod side oil chamber 8b.
一方、第二コントロールバルブ19は、上昇側パイロットポート19aを備えたスプール弁で構成されており、そして、上昇側パイロットポート19aにパイロット圧が入力されていない状態では、ブームシリンダ8に対する油給排を行わない中立位置Nに位置しているが、上昇側パイロットポート19aにパイロット圧が入力されることによりスプールが移動して、第二メインポンプ10の圧油をシリンダヘッド側油路20を経由してブームシリンダ8のヘッド側油室8aに供給する上昇側位置Xに切換るように構成されている。   On the other hand, the second control valve 19 is constituted by a spool valve provided with an ascending pilot port 19a, and when no pilot pressure is input to the ascending pilot port 19a, the oil supply / discharge of the boom cylinder 8 is performed. The spool is moved by the pilot pressure being input to the ascending-side pilot port 19a, and the pressure oil of the second main pump 10 passes through the cylinder head-side oil passage 20. The boom cylinder 8 is configured to switch to the ascending position X supplied to the head side oil chamber 8a.
また、23、24、25は第一上昇側、第一下降側、第二上昇側電磁比例減圧弁であって、これら各電磁比例減圧弁23、24、25は、制御装置16からの制御信号に基づいて、前記第一コントロールバルブ18の上昇側パイロットポート18a、下降側パイロットポート18a、第二コントロールバルブ19の上昇側パイロットポート19aにそれぞれパイロット圧を出力するべく作動するが、該パイロット圧は、制御装置16から出力される制御信号値の増減に対応して増減するように設定されている。そして、これら第一上昇側、第一下降側、第二上昇側電磁比例減圧弁23、24、25から出力されるパイロット圧の圧力の増減に対応して第一、第二コントロールバルブ18、19のスプールの移動ストロークが増減するようになっており、これによって、第一、第二コントロールバルブ18、19からブームシリンダ8への給排流量の増減制御がなされるように構成されている。尚、図2、図3中、26はパイロット油圧源となるパイロットポンプである。   Reference numerals 23, 24, and 25 are first ascending side, first descending side, and second ascending side electromagnetic proportional pressure reducing valves. These electromagnetic proportional pressure reducing valves 23, 24, and 25 are control signals from the control device 16. Is operated to output a pilot pressure to the ascending pilot port 18a, the descending pilot port 18a of the first control valve 18 and the ascending pilot port 19a of the second control valve 19, respectively. The control signal is set so as to increase or decrease in accordance with the increase or decrease of the control signal value output from the control device 16. The first and second control valves 18, 19 correspond to the increase / decrease in the pilot pressure output from the first ascending side, first descending side, and second ascending electromagnetic proportional pressure reducing valves 23, 24, 25. The movement stroke of the spool is increased or decreased, and thereby, the increase / decrease control of the supply / discharge flow rate from the first and second control valves 18, 19 to the boom cylinder 8 is performed. 2 and 3, reference numeral 26 denotes a pilot pump serving as a pilot hydraulic pressure source.
さらに、第一、第二コントロールバルブ18、19には、第一、第二メインポンプ9、10の圧油を第一、第二ネガティブコントロールバルブ27、28を介して油タンク11に流すセンタバイパス弁路18f、19bが形成されている。該センタバイパス弁路18f、19bの開口量は、第一、第二コントロールバルブ18、19が中立位置Nのときに最も大きく、上昇側位置Xに切換わったスプールの移動ストロークが大きくなるほど小さくなるように制御されるが、下降側位置Yの第一コントロールバルブ18のセンタバイパス弁路18fは、スプールの移動ストロークに拠らず大きな開口を維持する特性を有しており、これにより、下降側位置Yの第一コントロールバルブ18のセンタバイパス弁路18fの通過流量は、中立位置Nのときの通過流量から変化しないように設定されている。そして、上記センタバイパス弁路18f、19bの通過流量は、ネガティブコントロール制御信号として前記第一、第二レギュレータ14、15に入力されて、センタバイパス弁路18f、19bの通過流量が少なくなるほど第一、第二メインポンプ9、10の吐出流量が増加する、所謂ネガティブコントロール流量制御が行われるようになっている。ここで、前述したように、第一コントロールバルブ18のセンタバイパス弁路18fの通過流量は、下降側位置Yに切換わっても中立位置Nのときと変化せず、而して、第一コントロールバルブ18が下降側位置Yのときの第一メインポンプ9の吐出流量は、ネガティブコントロール流量制御によって最小となるように制御されるようになっている。   Further, the first and second control valves 18 and 19 have a center bypass for flowing the pressure oil of the first and second main pumps 9 and 10 to the oil tank 11 via the first and second negative control valves 27 and 28. Valve paths 18f and 19b are formed. The opening amount of the center bypass valve passages 18f and 19b is the largest when the first and second control valves 18 and 19 are in the neutral position N, and becomes smaller as the moving stroke of the spool switched to the rising side position X becomes larger. However, the center bypass valve path 18f of the first control valve 18 at the descending position Y has a characteristic of maintaining a large opening regardless of the movement stroke of the spool. The passage flow rate of the center bypass valve path 18f of the first control valve 18 at the position Y is set so as not to change from the passage flow rate at the neutral position N. The passage flow rate of the center bypass valve passages 18f and 19b is input to the first and second regulators 14 and 15 as a negative control control signal, and the first passage flow rate of the center bypass valve passages 18f and 19b decreases. The so-called negative control flow rate control in which the discharge flow rate of the second main pumps 9 and 10 is increased is performed. Here, as described above, the passage flow rate of the center bypass valve passage 18f of the first control valve 18 does not change from that at the neutral position N even when the first control valve 18 is switched to the descending position Y. The discharge flow rate of the first main pump 9 when the valve 18 is in the descending position Y is controlled to be minimized by negative control flow rate control.
また、29は前記シリンダヘッド側油路20に配されるドリフト低減弁、30は制御装置16からのON信号に基づいてOFF位置NからON位置Xに切換わるドリフト低減弁用電磁切換弁であって、上記ドリフト低減弁29は、前記第一、第二コントロールバルブ18、19及び後述する第三コントロールバルブ37からブームシリンダ8のヘッド側油室8aへの油の流れは常時許容するが、逆方向の流れは、ドリフト低減弁用電磁切換弁30がOFF位置Nのときには阻止し、ON位置Xのときのみ許容するように構成されている。尚、31はシリンダヘッド側油路20に接続されるリリーフ弁であって、該リリーフ弁31によって、シリンダヘッド側油路20の最高圧力が制限されている。   In addition, 29 is a drift reduction valve disposed in the cylinder head side oil passage 20, and 30 is an electromagnetic switching valve for a drift reduction valve that switches from the OFF position N to the ON position X based on the ON signal from the control device 16. The drift reducing valve 29 always allows the flow of oil from the first and second control valves 18 and 19 and the third control valve 37, which will be described later, to the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8. The flow in the direction is configured to be blocked when the drift reducing valve electromagnetic switching valve 30 is in the OFF position N and allowed only when the drift reducing valve electromagnetic switching valve 30 is in the ON position X. Reference numeral 31 denotes a relief valve connected to the cylinder head side oil passage 20, and the maximum pressure of the cylinder head side oil passage 20 is limited by the relief valve 31.
一方、32はハイブリッドポンプであって、このものもポンプドライブギア部Gを介してエンジンEに連結される可変容量型ポンプであるが、該ハイブリッドポンプ32は、サクション油路33から供給される油を吸込んでハイブリッドポンプ油路34に吐出すると共に、ハイブリッドポンプ32の容量制御は、制御装置16から出力される制御信号に基づいて作動するハイブリッドポンプ用レギュレータ(本発明の容量可変手段に相当する)35によって行われるように構成されている。   On the other hand, reference numeral 32 denotes a hybrid pump, which is also a variable displacement pump connected to the engine E via the pump drive gear portion G. The hybrid pump 32 is oil supplied from a suction oil passage 33. The hybrid pump 32 is controlled based on a control signal output from the control device 16 (corresponding to the variable capacity means of the present invention). 35.
ここで、前記サクション油路33には、後述するように、アキュムレータ36の蓄圧油或いはブームシリンダ8のヘッド側油室8aからの排出油が供給されるようになっている。而して、ハイブリッドポンプ32は、アキュムレータ36の蓄圧油或いはブームシリンダ8のヘッド側油室8aからの排出油を吸込んでハイブリッドポンプ油路34に吐出することになるが、アキュムレータ36の蓄圧油及びヘッド側油室8aからの排出油は高圧であって、その圧力はハイブリッドポンプ32にトルクを供給することになり、而して、ハイブリッドポンプ32には、エンジンEだけでなくアキュムレータ36の蓄圧油或いはヘッド側油室8aからの排出油によってトルクが供給されるようになっている。   Here, the suction oil passage 33 is supplied with accumulated oil in the accumulator 36 or oil discharged from the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 as will be described later. Thus, the hybrid pump 32 sucks the pressure accumulation oil of the accumulator 36 or the oil discharged from the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 and discharges it to the hybrid pump oil passage 34. The oil discharged from the head side oil chamber 8a is a high pressure, and the pressure supplies torque to the hybrid pump 32. Thus, not only the engine E but also the pressure accumulation oil of the accumulator 36 is supplied to the hybrid pump 32. Alternatively, torque is supplied by the oil discharged from the head side oil chamber 8a.
37は前記ハイブリッドポンプ油路34に接続される第三コントロールバルブであって、該第三コントロールバルブ37は、制御装置16からの制御信号に基づいて、ハイブリッドポンプ32から吐出される圧油を、ブームシリンダ8に供給するべく作動する。   37 is a third control valve connected to the hybrid pump oil passage 34, and the third control valve 37 receives pressure oil discharged from the hybrid pump 32 based on a control signal from the control device 16. It operates to supply the boom cylinder 8.
前記第三コントロールバルブ37について詳細に説明すると、該第三コントロールバルブ37は、制御装置16からの制御信号が入力される第三上昇側、第三下降側電油変換弁38、39の作動に基づいてスプールが移動する方向切換弁であって、両電油変換弁38、39に制御信号が入力されていない状態では、ブームシリンダ8に対する油給排を行わない中立位置Nに位置しているが、第三上昇側電油変換弁38に制御信号が入力されることによりスプールが移動して、ハイブリッドポンプ32の吐出油をシリンダヘッド側油路20を経由してブームシリンダ8のヘッド側油室8aに供給する一方、ロッド側油室8bからシリンダロッド側油路21に排出された油をリターン油路22を経由して油タンク11に流す上昇側位置Xに切換わる。また、第三下降側電油変換弁39に制御信号が入力されることにより、前記上昇側位置Xとは反対側にスプールが移動し、該スプールの移動ストロークによって、第一下降側位置Y1または第二下降側位置Y2に切換わるが、第一下降側位置Y1の第三コントロールバルブ37は、ハイブリッドポンプ32の吐出油をシリンダロッド側油路21を経由してブームシリンダ8のロッド側油室8bに供給し、また、第二下降側位置Y2の第三コントロールバルブ37は、ハイブリッドポンプ32の吐出油をシリンダロッド側油路21を経由してブームシリンダ8のロッド側油室8bに供給すると共に、ヘッド側油室8aからシリンダヘッド側油路20に排出された油をリターン油路22を経由して油タンク11に流すように構成されている。   The third control valve 37 will be described in detail. The third control valve 37 is used to operate the third ascending side and third descending electrooil conversion valves 38 and 39 to which a control signal from the control device 16 is input. When the control signal is not input to the two electro-hydraulic conversion valves 38 and 39, the spool is moved to the neutral position N where no oil is supplied to or discharged from the boom cylinder 8. However, when the control signal is input to the third ascending-side electro-oil conversion valve 38, the spool moves, and the discharge oil of the hybrid pump 32 passes through the cylinder head-side oil passage 20 to the head-side oil of the boom cylinder 8. While being supplied to the chamber 8a, the oil discharged from the rod-side oil chamber 8b to the cylinder rod-side oil passage 21 is switched to the ascending-side position X that flows into the oil tank 11 via the return oil passage 22. . Further, when a control signal is input to the third descending electro-hydraulic conversion valve 39, the spool moves to the side opposite to the ascending position X, and the first descending position Y1 or The third control valve 37 at the first descending side position Y1 switches to the second descending side position Y2, but the rod side oil chamber of the boom cylinder 8 sends the discharge oil of the hybrid pump 32 via the cylinder rod side oil passage 21. The third control valve 37 at the second descending position Y2 supplies the oil discharged from the hybrid pump 32 to the rod side oil chamber 8b of the boom cylinder 8 via the cylinder rod side oil passage 21. At the same time, the oil discharged from the head side oil chamber 8 a to the cylinder head side oil passage 20 is made to flow to the oil tank 11 via the return oil passage 22.
前記第三コントロールバルブ37のスプールの移動ストロークは、制御装置16から第三上昇側、第三下降側電油変換弁38、39に入力される制御信号値によって増減制御されるようになっており、そして該スプールの移動ストロークの増減制御によって、第三コントロールバルブ37からブームシリンダ8への給排流量の増減制御がなされるように構成されている。   The movement stroke of the spool of the third control valve 37 is controlled to increase or decrease by control signal values input from the control device 16 to the third ascending side and third descending electrooil conversion valves 38, 39. The supply / discharge flow rate from the third control valve 37 to the boom cylinder 8 is controlled to increase / decrease by increasing / decreasing the movement stroke of the spool.
ここで、前記第三コントロールバルブ37の第一下降側位置Y1、第二下降側位置Y2のスプールの移動ストロークと、ハイブリッドポンプ32の吐出油をブームシリンダ8のロッド側油室8bに供給する供給用弁路37aの開口量、およびヘッド側油室8aからの排出油を油タンクに流す排出用弁路37bの開口量との関係を図4に示すが、該図4に示される如く、第三コントロールバルブ37は、スプールの移動ストロークが増加するに伴って、第一下降側位置Y1から第二下降側位置Y2に切換わると共に、供給用弁路37aの開口量は、スプールの移動ストロークが大きくなるにつれて大きくなる一方、排出用弁路37bは、スプールの移動ストロークが第一下降側位置Y1の範囲内では閉じている(つまり、第一下降側位置Y1の第三コントロールバルブ37は、ヘッド側油室8aからの排出油を油タンク11に流さない)が、第二下降側位置Y2に切換わった以降は、スプールの移動ストロークが大きくなるにつれて開口量が大きくなるように構成されている。   Here, the spool movement stroke of the first lower side position Y1 and the second lower side position Y2 of the third control valve 37 and the supply oil supplied from the hybrid pump 32 to the rod side oil chamber 8b of the boom cylinder 8 are supplied. FIG. 4 shows the relationship between the opening amount of the valve passage 37a and the opening amount of the discharge valve passage 37b for flowing the oil discharged from the head side oil chamber 8a to the oil tank. As shown in FIG. The three control valves 37 are switched from the first descending position Y1 to the second descending position Y2 as the spool moving stroke increases, and the opening amount of the supply valve passage 37a is determined by the spool moving stroke. On the other hand, the discharge valve passage 37b is closed within the range of the first descending position Y1 (that is, the first descending position Y1). The three control valve 37 does not flow the oil discharged from the head side oil chamber 8a into the oil tank 11), but after the switch to the second descending position Y2, the opening amount increases as the spool movement stroke increases. It is comprised so that it may become.
さらに、40は前記シリンダヘッド側油路20から分岐形成される回収油路であって、該回収油路40には、回収用バルブ41が配されていると共に、該回収用バルブ41の下流側で、アキュムレータ油路42と前記サクション油路33とに接続されている。さらに、回収油路40には、シリンダヘッド側油路20からアキュムレータ油路42及びサクション油路33への油の流れは許容するが、逆方向の流れは阻止するチェック弁43が配されている。而して、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aからシリンダヘッド側油路20に排出された油を、回収油路40を経由して、アキュムレータ油路42及びサクション油路33に供給することができるようになっている。   Further, reference numeral 40 denotes a recovery oil passage branched from the cylinder head side oil passage 20, and a recovery valve 41 is arranged in the recovery oil passage 40, and a downstream side of the recovery valve 41. The accumulator oil passage 42 and the suction oil passage 33 are connected to each other. Further, the recovery oil passage 40 is provided with a check valve 43 that allows oil flow from the cylinder head side oil passage 20 to the accumulator oil passage 42 and the suction oil passage 33 but prevents reverse flow. . Thus, the oil discharged from the head side oil chamber 8 a of the boom cylinder 8 to the cylinder head side oil passage 20 can be supplied to the accumulator oil passage 42 and the suction oil passage 33 via the recovery oil passage 40. It can be done.
前記回収用バルブ41は、制御装置16からの制御信号が入力される回収用電油変換弁44の作動に基づいてスプールが移動する開閉弁であって、回収用電油変換弁44に制御信号が入力されていない状態では、回収油路40を閉じる閉位置Nに位置しているが、回収用電油変換弁44に制御信号が入力されることによりスプールが移動して、回収油路40を開く開位置Xに切換わるように構成されている。   The recovery valve 41 is an open / close valve in which the spool moves based on the operation of the recovery electro-oil conversion valve 44 to which a control signal from the control device 16 is input. In a state in which no oil is input, the recovery oil passage 40 is positioned at the closed position N. However, when the control signal is input to the recovery electro-oil conversion valve 44, the spool moves and the recovery oil passage 40 It is comprised so that it may switch to the open position X which opens.
前記回収用バルブ41のスプールの移動ストロークは、制御装置16から回収用電油変換弁44に入力される制御信号値によって増減制御されるようになっており、そして、該スプールの移動ストロークの増減制御によって、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aから回収油路40を経由してアキュムレータ油路42及びサクション油路33に流れる流量の増減制御がなされるように構成されている。   The movement stroke of the spool of the recovery valve 41 is controlled to increase or decrease by a control signal value input from the control device 16 to the recovery electro-oil conversion valve 44, and the movement stroke of the spool is increased or decreased. By the control, increase / decrease control of the flow rate flowing from the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 to the accumulator oil passage 42 and the suction oil passage 33 via the recovery oil passage 40 is performed.
一方、アキュムレータ油路42は、前記回収油路40からアキュムレータチェックバルブ45を経由してアキュムレータ36に至る油路であって、該アキュムレータ油路42の最高圧力は、アキュムレータ油路42に接続されるリリーフ弁46によって制限されている。尚、本実施の形態において、アキュムレータ36は、油圧エネルギー蓄積用として最適なブラダ型のものが用いられているが、これに限定されることなく、例えばピストン型のものであっても良い。   On the other hand, the accumulator oil passage 42 is an oil passage from the recovery oil passage 40 to the accumulator 36 via the accumulator check valve 45, and the maximum pressure of the accumulator oil passage 42 is connected to the accumulator oil passage 42. Limited by the relief valve 46. In the present embodiment, the accumulator 36 is an optimal bladder type for storing hydraulic energy, but is not limited thereto, and may be a piston type, for example.
前記アキュムレータチェックバルブ45は、アキュムレータ36に対する油の給排制御を行うバルブであって、ポペット弁47と、制御装置16から出力されるON信号に基づいてOFF位置NからON位置Xに切換わるアキュムレータチェックバルブ用電磁切換弁48とを用いて構成されている。そして、上記ポペット弁47は、回収油路40からアキュムレータ36への油の流れは、アキュムレータチェックバルブ用電磁切換弁48がOFF位置N、ON位置Xの何れであっても許容するが、アキュムレータ36からサクション油路33への油の流れは、アキュムレータチェックバルブ用電磁切換弁48がOFF位置Nに位置しているときには阻止し、ON位置Xに位置しているときのみ許容するように構成されている。尚、回収油路40からアキュムレータ36への油の流れは、前述したようにアキュムレータチェックバルブ用電磁切換弁48がOFF位置N、ON位置Xの何れであっても許容されるが、アキュムレータチェックバルブ用電磁切換弁48がON位置Xに位置している状態では、アキュムレータ油路42の圧力がポペット弁47のバネ室47aに導入されないため、殆ど圧力損失のない状態で回収油路40からアキュムレータ油路42に油を流すことができる。   The accumulator check valve 45 is a valve for performing oil supply / discharge control with respect to the accumulator 36, and is an accumulator that switches from the OFF position N to the ON position X based on the poppet valve 47 and the ON signal output from the control device 16. The check valve electromagnetic switching valve 48 is used. The poppet valve 47 allows the flow of oil from the recovered oil passage 40 to the accumulator 36 regardless of whether the accumulator check valve electromagnetic switching valve 48 is in the OFF position N or the ON position X. The flow of oil to the suction oil passage 33 is blocked when the accumulator check valve electromagnetic switching valve 48 is located at the OFF position N and allowed only when it is located at the ON position X. Yes. Note that the flow of oil from the recovered oil passage 40 to the accumulator 36 is allowed regardless of whether the accumulator check valve electromagnetic switching valve 48 is in the OFF position N or the ON position X as described above, but the accumulator check valve In the state where the electromagnetic switching valve 48 is in the ON position X, the pressure in the accumulator oil passage 42 is not introduced into the spring chamber 47a of the poppet valve 47, and therefore the accumulator oil is discharged from the recovery oil passage 40 with almost no pressure loss. Oil can flow through the passage 42.
さらに、49は前記サクション油路33から分岐形成されて油タンク11に至る排出油路であって、該排出油路49には、タンクチェックバルブ50が配されている。   Further, 49 is a discharge oil passage that is branched from the suction oil passage 33 and reaches the oil tank 11, and a tank check valve 50 is disposed in the discharge oil passage 49.
前記タンクチェックバルブ50は、ポペット弁51と、制御装置16から出力されるON信号に基づいてOFF位置NからON位置Xに切換わるタンクチェックバルブ用電磁切換弁52とを用いて構成されている。上記ポペット弁51は、サクション油路33から油タンク11への油の流れを、タンクチェックバルブ用電磁切換弁52がON位置Xに位置しているときのみ許容し、OFF位置Nに位置しているときには阻止するようになっている。そして、例えば、油圧ショベル1の作業終了時やメンテナンス時等に、前記アキュムレータチェックバルブ用電磁切換弁48及びタンクチェックバルブ用電磁切換弁52を共にON位置Xに切換えることにより、アキュムレータ36に蓄圧された圧油を油タンク11に放出することができるようになっている。   The tank check valve 50 includes a poppet valve 51 and a tank check valve electromagnetic switching valve 52 that switches from an OFF position N to an ON position X based on an ON signal output from the control device 16. . The poppet valve 51 allows oil flow from the suction oil passage 33 to the oil tank 11 only when the tank check valve electromagnetic switching valve 52 is located at the ON position X, and is located at the OFF position N. It is designed to stop when you are. For example, when the excavator 1 is finished or maintained, the accumulator check valve electromagnetic switching valve 48 and the tank check valve electromagnetic switching valve 52 are both switched to the ON position X to accumulate pressure in the accumulator 36. The pressurized oil can be discharged to the oil tank 11.
一方、前記制御装置16は、マイクロコンピュータ等を用いて構成されるものであって、図5のブロック図に示すごとく、図示しないブーム用操作レバーの操作方向及び操作量を検出するブーム操作検出手段53、第一メインポンプ9の吐出圧を検出するべく第一ポンプ油路12に接続される第一吐出側圧力センサ54、第二メインポンプ10の吐出圧を検出するべく第二吐出側ポンプ油路13に接続される第二吐出側圧力センサ55、ハイブリッドポンプ32の吐出圧を検出するべくハイブリッドポンプ油路34に接続される第三吐出側圧力センサ56、ハイブリッドポンプ32の吸入側の圧力を検出するべくサクション油路33に接続される吸入側圧力センサ57、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aの圧力を検出するべくシリンダヘッド側油路20に接続されるシリンダヘッド側圧力センサ58、ブームシリンダ8のロッド側油室8bの圧力を検出するべくシリンダロッド側油路21に接続されるシリンダロッド側圧力センサ59、アキュムレータ36の圧力を検出するべくアキュムレータ油路42に接続されるアキュムレータ用圧力センサ60、アキュムレータ36の封入ガス温度を検出するアキュムレータ用温度センサ61、後述するアクセルダイヤル62、エンジンEの回転数を検出するエンジン回転数センサ63等からの信号を入力し、これら入力信号に基づいて、前述のメインポンプ制御用電磁比例減圧弁17、第一上昇側電磁比例減圧弁23、第一下降側電磁比例減圧弁24、第二上昇側電磁比例減圧弁25、ドリフト低減弁用電磁切換弁30、ハイブリッドポンプ用レギュレータ35、第三上昇側電油変換弁38、第三下降側電油変換弁39、回収用電油変換弁44、アキュムレータチェックバルブ用電磁切換弁48、タンクチェックバルブ用電磁切換弁52、エンジンEを電子制御するエンジンコントローラ64等に制御信号を出力する。
ここで、前記アクセルダイヤル62は、エンジンEの目標回転数(無負荷時のエンジン回転数)と、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10に供給される目標トルクとを設定するために、オペレータが操作する設定用操作具であるが、該設定用操作具としては、本実施の形態のようなダイヤル式の操作具に限定されることなく、例えばレバー式のものであっても良く、また、目標回転数設定用の設定用操作具と目標トルク設定用の設定用操作具とが別々に設けられていても良い。
On the other hand, the control device 16 is configured using a microcomputer or the like, and as shown in the block diagram of FIG. 5, a boom operation detecting means for detecting an operation direction and an operation amount of a boom operation lever (not shown). 53, a first discharge side pressure sensor 54 connected to the first pump oil passage 12 to detect the discharge pressure of the first main pump 9, and a second discharge side pump oil to detect the discharge pressure of the second main pump 10. A second discharge side pressure sensor 55 connected to the passage 13, a third discharge side pressure sensor 56 connected to the hybrid pump oil passage 34 to detect the discharge pressure of the hybrid pump 32, and the suction side pressure of the hybrid pump 32. A suction side pressure sensor 57 connected to the suction oil passage 33 to detect, and a cylinder head to detect the pressure of the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8. Cylinder head side pressure sensor 58 connected to the cylinder side oil passage 20, cylinder rod side pressure sensor 59 connected to the cylinder rod side oil passage 21 to detect the pressure in the rod side oil chamber 8 b of the boom cylinder 8, and accumulator 36. The accumulator pressure sensor 60 connected to the accumulator oil passage 42 to detect the pressure of the accumulator, the accumulator temperature sensor 61 for detecting the gas temperature charged in the accumulator 36, the accelerator dial 62 described later, and the engine for detecting the rotational speed of the engine E A signal from the rotational speed sensor 63 or the like is input, and based on these input signals, the above-described main pump control electromagnetic proportional pressure reducing valve 17, first rising side electromagnetic proportional pressure reducing valve 23, first lowering side electromagnetic proportional pressure reducing valve 24 are provided. , Second ascending electromagnetic proportional pressure reducing valve 25, drift reducing valve electromagnetic switching valve 30, hybrid Regulator 35 for pump, third ascending side electro-oil conversion valve 38, third descending-side electro oil conversion valve 39, collecting electro-oil conversion valve 44, electromagnetic switching valve 48 for accumulator check valve, electromagnetic switching valve 52 for tank check valve A control signal is output to an engine controller 64 that electronically controls the engine E.
Here, the accelerator dial 62 is used to set a target rotational speed of the engine E (engine speed at no load) and a target torque supplied from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10. The setting operation tool operated by the operator is not limited to the dial-type operation tool as in the present embodiment, and may be, for example, a lever-type operation tool. In addition, a setting operation tool for setting the target rotational speed and a setting operation tool for setting the target torque may be provided separately.
次いで、前記制御装置16に設けられる各種演算部や制御部について説明する。まず、65は標準目標設定部であって、該標準目標設定部65は、図6に示す如く、前記アクセルダイヤル62のダイヤル値を入力すると共に、該ダイヤル値と、標準目標エンジン回転数Ns及びメインポンプ標準目標トルクTmsとの関係が設定された標準目標設定テーブル66を有している。そして、標準目標設定部65は、前記標準目標設定テーブル66を用いて、アクセルダイヤル62のダイヤル値に対応した標準目標エンジン回転数Ns及びメインポンプ標準目標トルクTmsを求め、該標準目標エンジン回転数Ns及びメインポンプ標準目標トルクTmsを出力する。   Next, various calculation units and control units provided in the control device 16 will be described. First, reference numeral 65 denotes a standard target setting unit. As shown in FIG. 6, the standard target setting unit 65 inputs the dial value of the accelerator dial 62, and the dial value and the standard target engine speed Ns and It has a standard target setting table 66 in which the relationship with the main pump standard target torque Tms is set. Then, the standard target setting unit 65 obtains the standard target engine speed Ns and the main pump standard target torque Tms corresponding to the dial value of the accelerator dial 62 using the standard target setting table 66, and the standard target engine speed Ns and main pump standard target torque Tms are output.
ここで、前記標準目標エンジン回転数Ns、及びメインポンプ標準目標トルクTmsは、アクセルダイヤル62のダイヤル値に対応して設定されるエンジンEの標準の目標回転数、及び該標準目標回転数に応じてエンジンEから第一、第二メインポンプ9、10に供給される標準の目標トルクであって、本実施の形態では、前記図6の標準目標設定テーブル66に示すごとく、アクセルダイヤル62のダイヤル値は、「1」〜「10」の10段階設けられていると共に、該ダイヤル値が最大、つまり「10」のときに標準目標エンジン回転数Ns及びメインポンプ標準目標トルクTmsも最大で、ダイヤル値を下げると、標準目標エンジン回転数Ns及びメインポンプ標準目標トルクTmsも下がるように設定されている。尚、前記図6に示した標準目標設定テーブル66において、各ダイヤル値におけるメインポンプ標準目標トルクTmsは、ダイヤル値が「10」のときのメインポンプ標準目標トルクTmsを100%としたパーセンテイジで示されている。また、前記図6の標準目標設定テーブル66に示した標準目標エンジン回転数Ns及びメインポンプ標準目標トルクTmsの値は一例であって、これらの値は、エンジン性能や機体にかかる負荷の大きさ等に対応して適宜設定される。   Here, the standard target engine speed Ns and the main pump standard target torque Tms depend on the standard target speed of the engine E set corresponding to the dial value of the accelerator dial 62 and the standard target speed. The standard target torque supplied from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10, and in this embodiment, as shown in the standard target setting table 66 of FIG. The value is provided in 10 stages from “1” to “10”, and when the dial value is maximum, that is, “10”, the standard target engine speed Ns and the main pump standard target torque Tms are also maximum. When the value is lowered, the standard target engine speed Ns and the main pump standard target torque Tms are also set to be lowered. In the standard target setting table 66 shown in FIG. 6, the main pump standard target torque Tms at each dial value is a percentage in which the main pump standard target torque Tms when the dial value is “10” is 100%. It is shown. Further, the values of the standard target engine speed Ns and the main pump standard target torque Tms shown in the standard target setting table 66 of FIG. 6 are examples, and these values are the engine performance and the load on the aircraft. It sets suitably corresponding to etc.
一方、67はアキュムレータ36の蓄圧量を演算する蓄圧量演算部であって、該蓄圧量演算部67により演算されるアキュムレータ36の蓄圧量は、本実施の形態では、予め設定される蓄圧開始設定圧(プレチャージ圧)を越えてアキュムレータ36に蓄圧された圧力であるが、該蓄圧圧力の演算を行うにあたり、まず、蓄圧量演算部67は、図7のブロック図に示す如く、アキュムレータ用温度センサ61により検出される現在のアキュムレータ36の封入ガス温度T[℃]を入力し、該封入ガス温度T[℃]の単位を絶対温度[K]に変換して、演算ブロック68に出力する。該演算ブロック68は、前記絶対温度に変換された封入ガス温度T[K]と、20[℃](293[K])におけるアキュムレータ36の蓄圧開始設定圧Poとを入力し、ボイル・シャルルの法則を用いて、現在の封入ガス温度T[K]におけるアキュムレータ36の蓄圧開始設定圧Paoを演算(Pao=T[K]×Po/293[K])し、減算器69に出力する。該減算器69は、前記現在の封入ガス温度T[K]におけるアキュムレータ36の蓄圧開始設定圧Paoと、アキュムレータ用圧力センサ60により検出される現在のアキュムレータ36の圧力Paとを入力し、該アキュムレータ圧力Paから蓄圧開始設定圧Paoを減ずることで現在のアキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPを求め(ΔP=Pa−Pao)、最大値選択器70に出力する。該最大値選択器70は、計測誤差等により蓄圧圧力ΔPとしてマイナスの値が出力されないように、前記減算器69で演算された蓄圧圧力ΔPの値と「0」とのうち大きい方を選択し、該選択した値をアキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPとして出力する。   On the other hand, reference numeral 67 denotes a pressure accumulation amount calculation unit that calculates the pressure accumulation amount of the accumulator 36, and the pressure accumulation amount of the accumulator 36 calculated by the pressure accumulation amount calculation unit 67 is set in advance in the present embodiment. The pressure accumulated in the accumulator 36 exceeds the pressure (pre-charge pressure). In calculating the accumulated pressure, first, the accumulated pressure calculating unit 67 is configured to store the accumulator temperature as shown in the block diagram of FIG. The current enclosed gas temperature T [° C.] of the accumulator 36 detected by the sensor 61 is input, the unit of the enclosed gas temperature T [° C.] is converted into an absolute temperature [K], and is output to the calculation block 68. The calculation block 68 inputs the sealed gas temperature T [K] converted to the absolute temperature and the pressure setting start pressure Po of the accumulator 36 at 20 [° C.] (293 [K]). The accumulation start setting pressure Pao of the accumulator 36 at the current sealed gas temperature T [K] is calculated using the law (Pao = T [K] × Po / 293 [K]) and output to the subtractor 69. The subtractor 69 inputs the accumulation start setting pressure Pao of the accumulator 36 at the current sealed gas temperature T [K] and the current pressure Pa of the accumulator 36 detected by the accumulator pressure sensor 60, and the accumulator 36 By subtracting the pressure accumulation start set pressure Pao from the pressure Pa, the current pressure accumulation pressure ΔP of the accumulator 36 is obtained (ΔP = Pa−Pao) and output to the maximum value selector 70. The maximum value selector 70 selects the larger one of the accumulated pressure ΔP calculated by the subtractor 69 and “0” so that a negative value is not output as the accumulated pressure ΔP due to a measurement error or the like. The selected value is output as the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36.
また、71は操作要求ポンプ容量演算部であって、該操作要求ポンプ容量演算部71は、図8のブロック図に示す如く、ブーム操作検出手段53から出力されるブーム用操作レバーの操作信号を入力し、ゲインコントロール72によって操作要求ポンプ容量DRを演算する。該操作要求ポンプ容量DRは、ブーム用操作レバーの操作量によって要求されるポンプ容量であって、ブーム用操作レバーの操作量の増加に伴い増加するように設定されると共に、ブーム上昇側に操作された場合は「正」の値で、また、ブーム下降側に操作された場合は「負」の値で出力されるように設定されている。   Reference numeral 71 denotes an operation request pump displacement calculation unit. The operation request pump displacement calculation unit 71 generates an operation signal for the boom operation lever output from the boom operation detection means 53 as shown in the block diagram of FIG. The operation request pump capacity DR is calculated by the gain control 72. The operation request pump capacity DR is a pump capacity required by the operation amount of the boom operation lever, and is set to increase as the operation amount of the boom operation lever increases, and is operated to the boom raising side. It is set to output with a “positive” value when operated, and with a “negative” value when operated on the boom lowering side.
さらに、73は分担割合演算部であって、該分担割合演算部73は、図9のブロック図に示す如く、前記蓄圧量演算部67によって演算される蓄圧圧力ΔPと、ブーム5の上昇時における第一メインポンプ9のアシスト割合α(α=「0」〜「1」)との関係を設定したアシストテーブル74を有している。そして、分担割合演算部73は、上記アシストテーブル74に基づいてアシスト割合αを求めるが、該アシスト割合αは、本実施の形態では、蓄圧圧力ΔPが、アキュムレータ36の蓄圧量が充分であるときの圧力として予め設定される高設定圧PHに達しているときには「0」、アキュムレータ36の蓄圧量が殆どないときの圧力として予め設定される低設定圧PL以下の場合には「1」、上記高設定圧PHと低設定圧PLとの間のときは、蓄圧圧力ΔPが減少するにつれてアシスト割合αが高くなるように設定されている。さらに分担割合演算部73は、「1」から前記アシスト割合αを減ずることで、ブーム5の上昇時におけるハイブリッドポンプ32の供給割合β(β=1−α)を演算する。そして、これらアシストテーブル74に基づいて求められたアシスト割合α及び供給割合βは、ブーム用操作レバーがブーム上昇側に操作された場合に、分担割合演算部73から出力される。一方、ブーム用操作レバーがブーム下降側に操作された場合、分担割合演算部73から出力されるアシスト割合α及び供給割合βは、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPに関わらず常に「1」となるように設定されている。   Further, reference numeral 73 denotes a sharing ratio calculation unit, and the sharing ratio calculation unit 73, as shown in the block diagram of FIG. There is an assist table 74 in which the relationship with the assist ratio α (α = “0” to “1”) of the first main pump 9 is set. Then, the sharing ratio calculation unit 73 calculates the assist ratio α based on the assist table 74. In the present embodiment, the assist ratio α is obtained when the pressure accumulation pressure ΔP is sufficient and the pressure accumulation amount of the accumulator 36 is sufficient. "0" when reaching a preset high set pressure PH as the pressure of "1", "1" when less than the preset low set pressure PL as the pressure when the accumulator 36 has almost no pressure accumulation amount, the above When the pressure is between the high set pressure PH and the low set pressure PL, the assist ratio α is set to increase as the accumulated pressure ΔP decreases. Further, the sharing ratio calculation unit 73 calculates the supply ratio β (β = 1−α) of the hybrid pump 32 when the boom 5 is raised by subtracting the assist ratio α from “1”. The assist ratio α and the supply ratio β obtained based on the assist table 74 are output from the sharing ratio calculation unit 73 when the boom operation lever is operated to the boom raising side. On the other hand, when the boom operation lever is operated to the boom lowering side, the assist ratio α and the supply ratio β output from the sharing ratio calculation unit 73 are always “1” regardless of the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36. Is set to
さらに、98は機体持ち上げ動作判断部であって、該機体持ち上げ動作判断部98は、図10のブロック図に示す如く、シリンダロッド側圧力センサ59により検出されるブームシリンダ8のロッド側油室8bの圧力PBR(以下、ロッド側圧力PBRと称する)と、シリンダヘッド側圧力センサ58により検出されるブームシリンダ8のヘッド側油室8aの圧力PBH(以下、ヘッド側圧力PBHと称する)とを入力し、これらロッド側圧力PBRとヘッド側圧力PBHとの差圧ΔPB(ΔPB=PBR−PBH)を減算器99で求め、該減算器99で求められた差圧ΔPBに基づいて、動作判断テーブル100により機体持ち上げ動作時であるか否かを判断する。そして、機体持ち上げ動作時であると判断された場合には、機体持ち上げ動作ONの信号を出力し、また、機体持ち上げ動作時でないと判断された場合には、機体持ち上げ動作OFFの信号を出力する。   Further, reference numeral 98 denotes a body lifting operation determination unit. The body lifting operation determination unit 98 is, as shown in the block diagram of FIG. 10, the rod side oil chamber 8b of the boom cylinder 8 detected by the cylinder rod side pressure sensor 59. Pressure PBR (hereinafter referred to as rod side pressure PBR) and pressure PBH (hereinafter referred to as head side pressure PBH) of the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 detected by the cylinder head side pressure sensor 58. Then, a differential pressure ΔPB (ΔPB = PBR−PBH) between the rod side pressure PBR and the head side pressure PBH is obtained by a subtractor 99, and the operation determination table 100 is based on the differential pressure ΔPB obtained by the subtractor 99. It is determined whether or not it is during the airframe lifting operation. When it is determined that the airframe lifting operation is being performed, the airframe lifting operation ON signal is output, and when it is determined that the airframe lifting operation is not being performed, the airframe lifting operation OFF signal is output. .
ここで、前記機体持ち上げ動作とは、油圧ショベル1において、窪みや軟弱地盤から脱出する場合や、下部走行体2を構成するクローラに泥や砂利が詰まったときにクローラを片方づつ持ち上げて空回りさせるような場合に、バケット7を接地させた状態でブーム5をさらに下降操作(ブームシリンダ8の縮小操作)することでブーム5を機体本体に対して相対的に下降せしめ、これにより機体本体を持ち上げる動作のことである(図11参照)。該機体持ち上げ動作を行うには、機体本体の重量に抗してブーム5の下降操作を行うことになるため、ブームシリンダ8のロッド側圧力PBRからヘッド側圧力PBHを減じた差圧ΔPBが大きくなる。そこで、前記機体持ち上げ動作判断部98の動作判断テーブル100では、上記差圧ΔPBが予め設定される第一所定圧ΔPB1以下の場合は、機体持ち上げ動作を行っていないと判断して、機体持ち上げ動作OFFの信号を出力する一方、上記差圧ΔPBが予め設定される第二所定圧ΔPB2以上の場合には、機体持ち上げ動作を行っていると判断して、機体持ち上げ動作ON信号を出力する。尚、本実施の形態では、前記差圧ΔPBが第一設定圧ΔPB1と第二設定圧ΔPB2の間は、差圧ΔPBの上昇時にはOFF、差圧ΔPBの下降時にはONとなるように設定されている。   Here, the airframe lifting operation means that when the hydraulic excavator 1 escapes from a dent or soft ground, or when the crawler constituting the lower traveling body 2 is clogged with mud or gravel, the crawler is lifted one by one to idle. In such a case, the boom 5 is further lowered with respect to the main body by lowering the boom 5 with the bucket 7 in contact with the ground (the reduction operation of the boom cylinder 8), thereby lifting the main body. This is an operation (see FIG. 11). In order to perform the airframe lifting operation, the boom 5 is lowered against the weight of the airframe body. Therefore, the differential pressure ΔPB obtained by subtracting the head side pressure PBH from the rod side pressure PBR of the boom cylinder 8 is large. Become. Therefore, in the operation determination table 100 of the aircraft lifting operation determination unit 98, when the differential pressure ΔPB is equal to or lower than a first predetermined pressure ΔPB1 set in advance, it is determined that the aircraft lifting operation is not performed, and the aircraft lifting operation is performed. While the OFF signal is output, if the differential pressure ΔPB is equal to or higher than the second predetermined pressure ΔPB2 set in advance, it is determined that the aircraft lifting operation is being performed, and the aircraft lifting operation ON signal is output. In this embodiment, the differential pressure ΔPB is set between the first set pressure ΔPB1 and the second set pressure ΔPB2 so that it is OFF when the differential pressure ΔPB is increased and ON when the differential pressure ΔPB is decreased. Yes.
一方、75は第一コントロールバルブ制御部であって、該第一コントロールバルブ制御部75は、図12のブロック図に示す如く、前記分担割合演算部73から出力されるアシスト割合αと操作要求ポンプ容量演算部71から出力される操作要求ポンプ容量DRとを入力し、これらアシスト割合αと操作要求ポンプ容量DRとを乗算器76で乗じて、アシスト用操作要求ポンプ容量DRαを求める。さらに、第一コントロールバルブ制御部75は、上記アシスト用操作要求ポンプ容量DRαを、第一上昇側、第一下降側電磁比例減圧弁23、24に対する制御信号値に変換するための第一バルブテーブル77を有しており、該第一バルブテーブル77に基づいて、第一上昇側、第一下降側電磁比例減圧弁23、24に対する制御信号値を求める。そして、第一コントロールバルブ制御部75は、上記制御信号値を、ブーム用操作レバーがブーム上昇側に操作された場合は第一上昇側電磁比例減圧弁23に出力し、またブーム下降側に操作された場合は第一下降側電磁比例減圧弁24に出力するように設定されているが、該制御信号値によって第一上昇側電磁比例減圧弁23は、ブーム上昇時における第一コントロールバルブ18からブームシリンダ8への供給流量を、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量にアシスト割合αを乗じた流量にするためのパイロット圧を出力するように制御される。   On the other hand, reference numeral 75 denotes a first control valve control unit. The first control valve control unit 75, as shown in the block diagram of FIG. 12, is an assist ratio α output from the sharing ratio calculation unit 73 and an operation request pump. The operation request pump capacity DR output from the capacity calculating unit 71 is input, and the assist ratio α and the operation request pump capacity DR are multiplied by the multiplier 76 to determine the assist operation request pump capacity DRα. Further, the first control valve control unit 75 converts the assist operation request pump capacity DRα into control signal values for the first ascending-side and first descending-side electromagnetic proportional pressure reducing valves 23, 24. 77. Based on the first valve table 77, the control signal values for the first ascending side and first descending electromagnetic proportional pressure reducing valves 23, 24 are obtained. The first control valve control unit 75 outputs the control signal value to the first ascending electromagnetic proportional pressure reducing valve 23 when the boom operation lever is operated to the boom raising side, and operates the boom control lever to the boom lowering side. In this case, the first descending electromagnetic proportional pressure reducing valve 23 is set to output to the first lowering electromagnetic proportional pressure reducing valve 24. However, the first raising side electromagnetic proportional pressure reducing valve 23 is controlled by the control signal value from the first control valve 18 when the boom is raised. Control is performed so as to output a pilot pressure for changing the supply flow rate to the boom cylinder 8 to a flow rate obtained by multiplying the flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever by the assist ratio α.
さらに、78は第三コントロールバルブ制御部であって、該第三コントロールバルブ制御部78は、図13のブロック図に示す如く、前記機体持ち上げ動作判断部98から出力される機体持ち上げ動作ON/OFF信号と、前記分担割合演算部73から出力される供給割合βと、操作要求ポンプ容量演算部71から出力される操作要求ポンプ容量DRとを入力する。そして、まず、第三コントロールバルブ制御部78は、上記供給割合βと操作要求ポンプ容量DRとを乗算器79で乗じて、供給用操作要求ポンプ容量DRβを求める。さらに、第三コントロールバルブ制御部78は、上記供給用操作要求ポンプ容量DRβを、第三上昇側、第三下降側電油変換弁38、39に対する制御信号値に変換するための第三バルブテーブル80を有しており、該第三バルブテーブル80に基づいて、第三上昇側、第三下降側電油変換弁38、39に対する制御信号値を求めるが、この場合、前記機体持ち上げ動作判断部98から機体持ち上げ動作OFFの信号が入力されている場合(前述した機体持ち上げ動作時でない場合、つまり、ブーム上昇時や、機体持ち上げ動作時以外のブーム下降時)は、図13に実線で示される制御信号値に変換される一方、機体持ち上げ動作判断部98から機体持ち上げ動作ONの信号が入力されている場合は、図13に点線で示される制御信号値に変換されるようになっている。該機体持ち上げ動作ONのときの制御信号値(点線で印される制御信号値)は、操作要求ポンプ容量DRが「負」の値、つまりブーム下降側に操作された場合のみ設定されているが、その制御信号値は、機体持ち上げ動作OFFのときの制御信号値(実線で示される制御信号値)よりも大きくなるように設定されている。そして、第三コントロールバルブ制御部78は、上記制御信号値を、ブーム用操作レバーがブーム上昇側に操作された場合は第三上昇側電油変換弁38に出力し、またブーム下降側に操作された場合は第三下降側電油変換弁39に出力するが、該第三下降側電油変換弁39に出力される制御信号値によって移動する第三コントロールバルブ37のスプールの移動ストロークは、機体持ち上げ動作OFFのときに出力される制御信号値では、ブーム用操作レバーの操作量が最大(フルストローク操作)のときでも第一下降側位置Y1の範囲内の移動ストロークとなる一方、機体持ち上げ動作ONのときの制御信号値では、第二下降側位置Y2の移動ストロークとなるように設定されている。而して、第三コントロールバルブ37は、ブーム下降側に操作された場合に、機体持ち上げ動作OFFの場合は第一下降側位置Y1に切換わり、また、機体持ち上げ動作ONの場合は第二下降側位置Y2に切換わるように構成されている。一方、第三上昇側電油変換弁38は、第三コントロールバルブ制御部78から出力される制御信号値によって、ブーム上昇時における第三コントロールバルブ37からブームシリンダ8への供給流量を、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量に供給割合βを乗じた流量にするように制御される。   Further, reference numeral 78 denotes a third control valve control unit. The third control valve control unit 78 is configured to turn on / off the body lifting operation output from the body lifting operation determination unit 98 as shown in the block diagram of FIG. A signal, a supply ratio β output from the sharing ratio calculation unit 73, and an operation request pump capacity DR output from the operation request pump capacity calculation unit 71 are input. First, the third control valve control unit 78 multiplies the supply ratio β and the operation request pump capacity DR by the multiplier 79 to obtain the operation request pump capacity DRβ for supply. Further, the third control valve control unit 78 converts the supply operation request pump capacity DRβ into a control signal value for the third ascending side and third descending electrohydraulic conversion valves 38, 39. 80. Based on the third valve table 80, the control signal values for the third ascending side and third descending side electro-hydraulic conversion valves 38, 39 are obtained. When a signal indicating that the airframe lifting operation is OFF is input from 98 (when the airframe lifting operation is not performed, that is, when the boom is raised or when the boom is lowered other than during the airframe lifting operation), a solid line is shown in FIG. On the other hand, when a signal indicating that the aircraft lifting operation is ON is input from the aircraft lifting operation determination unit 98, the control signal value is converted to a control signal value indicated by a dotted line in FIG. It is adapted to be. The control signal value (control signal value marked with a dotted line) when the airframe lifting operation is ON is set only when the operation request pump displacement DR is “negative”, that is, when the boom is lowered. The control signal value is set to be larger than the control signal value (control signal value indicated by a solid line) when the airframe lifting operation is OFF. Then, the third control valve control unit 78 outputs the control signal value to the third ascending side electro-hydraulic conversion valve 38 when the boom operation lever is operated to the boom raising side, and operates the boom control side to the boom lowering side. In this case, it is output to the third descending electro-oil conversion valve 39, but the movement stroke of the spool of the third control valve 37 that moves according to the control signal value output to the third descending electro-oil conversion valve 39 is: The control signal value that is output when the airframe lifting operation is OFF is a movement stroke within the range of the first descending position Y1, even when the operation amount of the boom control lever is maximum (full stroke operation). The control signal value when the operation is ON is set to be the moving stroke of the second descending position Y2. Thus, when the third control valve 37 is operated to the boom lowering side, it switches to the first lowering position Y1 when the aircraft lifting operation is OFF, and the second lowering when the aircraft lifting operation is ON. It is configured to switch to the side position Y2. On the other hand, the third ascending-side electro-hydraulic conversion valve 38 controls the supply flow rate from the third control valve 37 to the boom cylinder 8 when the boom is raised according to the control signal value output from the third control valve control unit 78. Control is performed to obtain a flow rate obtained by multiplying the flow rate required according to the operation amount of the operation lever by the supply ratio β.
一方、83は目標エンジン回転数設定部であって、該目標エンジン回転数設定部83は、図14のブロック図に示す如く、ブーム操作検出手段53から出力されるブーム用操作レバーの操作信号と、前記蓄圧量演算部67から出力されるアキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPと、前記標準目標設定部65から出力される標準目標エンジン回転数Nsとを入力すると共に、ブーム用操作レバーがブーム上昇側、ブーム下降側の何れに操作されたかを判断するブーム操作判断テーブル84と、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPと低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nruとの関係が設定されたブーム上昇時エンジン回転数テーブル101と、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPと低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nruとの関係が設定されたブーム下降時エンジン回転数テーブル102とを有している。   On the other hand, reference numeral 83 denotes a target engine speed setting unit. The target engine speed setting unit 83, as shown in the block diagram of FIG. The pressure accumulation pressure ΔP of the accumulator 36 output from the pressure accumulation amount calculation unit 67 and the standard target engine speed Ns output from the standard target setting unit 65 are input, and the boom operation lever is on the boom raising side. Boom operation determination table 84 for determining which one of the boom lowering sides is operated, and the engine speed when the boom is raised in which the relationship between the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36 and the target engine speed Nru when the boom for reduction control is raised is set. The relationship between the table 101, the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36, and the target engine speed Nru when the reduction control boom is lowered is set. And an engine speed table 102 when the boom is lowered.
ここで、前記低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nruは、エンジン回転数ドロップ(負荷がかかったときの極端なエンジン回転数ダウン)が起きない範囲で、できるだけ燃料消費量を下げることができるよう、ブーム上昇時のエンジン回転数を低減せしめるために予め設定される値であって、該低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nruの値は、蓄圧圧力ΔPに応じて変化するように設定されている。つまり、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPが低設定圧PL(アキュムレータ36の蓄圧量が殆どないときの圧力として予め設定される圧力)以下のときを上限値として、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPが高くなるほど低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nruが小さくなり、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPが高設定圧PH(アキュムレータ36の蓄圧量が充分であるときの圧力として予め設定される圧力)に達している場合には、低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nruの下限値Nrulまで低下するように設定されている。   Here, the target engine speed Nru when raising the boom for reduction control can reduce the fuel consumption as much as possible within a range in which the engine speed drop (extreme engine speed down when a load is applied) does not occur. As described above, the value is set in advance to reduce the engine speed when the boom is raised, and the value of the target engine speed Nru when the boom for reduction control is raised is set to change according to the accumulated pressure ΔP. Has been. In other words, when the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36 is higher than the low set pressure PL (a pressure set in advance as a pressure when the accumulator 36 has almost no accumulated pressure) or less, the higher the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36 is, the lower the pressure is. When the target engine speed Nru when the control boom is raised becomes small and the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36 has reached a high set pressure PH (a pressure set in advance as a pressure when the accumulated amount of the accumulator 36 is sufficient). Is set so as to decrease to the lower limit value Nrul of the target engine speed Nru when the boom for reduction control is raised.
また、低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nruは、エンジン回転数ドロップが起きない範囲で、なるべく燃料消費量を下げることができるよう、ブーム下降時のエンジン回転数を低減せしめるために予め設定される値である。尚、前記図14に示すブーム下降時エンジン回転数テーブル102において、低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nruは、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPの増減に依らず一定となるように設定されている。これは、本実施の形態では、後述するように、機体持ち上げ動作時以外のブーム5の下降時にはアキュムレータ36の蓄圧油を使用しないように構成されているためであるが、本実施の形態の機体持ち上げ動作時のようにブーム5の下降時にアキュムレータ36の蓄圧油を使用する場合もあり、このような場合に、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPの増減に応じて低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nruも変化させるように設定することもできる。そして、この様にアキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPの増減に応じて低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nruも変化させる制御にも対応できるように、本実施の形態では、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPと低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nruとの関係が設定されたブーム下降時エンジン回転数テーブル102が設けられている。   The target engine speed Nru when the boom for lowering control is lowered is set in advance in order to reduce the engine speed when the boom is lowered so that the fuel consumption can be reduced as much as possible within the range where the engine speed drop does not occur. Is the value to be In the boom lowering engine speed table 102 shown in FIG. 14, the reduction control boom lowering target engine speed Nru is set to be constant regardless of the increase or decrease of the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36. . This is because, in the present embodiment, as described later, it is configured not to use the accumulated oil of the accumulator 36 when the boom 5 is lowered except during the body lifting operation. There is a case where the accumulated oil of the accumulator 36 is used when the boom 5 is lowered as in the lifting operation. In such a case, the target engine speed when the boom for lowering control is lowered according to the increase or decrease of the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36. Nru can also be set to change. In this embodiment, the pressure accumulation ΔP of the accumulator 36 is adapted so that the control can also be made to change the target engine speed Nru when the reduction control boom descends in accordance with the increase / decrease of the pressure accumulation ΔP of the accumulator 36. And a boom lowering engine speed table 102 in which a relationship between the lowering control boom lowering target engine speed Nru is set.
前記目標エンジン回転数設定部83は、まず、ブーム操作判断テーブル84を用いて、ブーム用操作レバーがブーム上昇側、ブーム下降側の何れに操作されたかを判断する。そして、ブーム上昇側に操作された場合は、ブーム上昇時エンジン回転数テーブル101を用いて求めた低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nruを、最小値選択器85に入力する。また、ブーム下降側に操作された場合は、ブーム下降時エンジン回転数テーブル102を用いて求めた低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nrdを、最小値選択器85に入力する。一方、ブーム用操作レバーがブーム上昇側、ブーム下降側の何れにも操作されていない場合は、標準目標エンジン回転数Nsを最小値選択器85に入力する。さらに最小値選択器85には、ブーム用操作レバーの操作状態に関わらず、標準目標エンジン回転数Nsが入力される。そして最小値選択器85は、入力された値のうち小さい方を選択し、該選択した値を、エンジン回転数制御の目標となる目標エンジン回転数Ntとして出力する。該目標エンジン回転数Ntはエンジンコントローラ64に入力され、そして該エンジンコントローラ64は、無負荷時のエンジン回転数を前記目標エンジン回転数Ntにするよう、図示しない燃料噴射装置を制御する。   First, the target engine speed setting unit 83 uses the boom operation determination table 84 to determine whether the boom operation lever has been operated on the boom raising side or the boom lowering side. When operated on the boom raising side, the boom raising target engine speed Nru obtained using the boom raising engine speed table 101 is input to the minimum value selector 85. When operated to the boom lowering side, the boom lowering target engine speed Nrd obtained using the boom lowering engine speed table 102 is input to the minimum value selector 85. On the other hand, when the boom operation lever is not operated on either the boom raising side or the boom lowering side, the standard target engine speed Ns is input to the minimum value selector 85. Furthermore, the standard target engine speed Ns is input to the minimum value selector 85 regardless of the operation state of the boom operation lever. The minimum value selector 85 selects the smaller one of the input values, and outputs the selected value as the target engine speed Nt that is the target of engine speed control. The target engine speed Nt is input to the engine controller 64, and the engine controller 64 controls a fuel injection device (not shown) so that the engine speed at no load is the target engine speed Nt.
而して、ブーム5の上昇時、或いはブーム5の下降時に、エンジン回転数制御の目標となる目標エンジン回転数Ntを、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPに応じて低減する低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nru、或いは低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nrdまで低減せしめるエンジン回転数低減制御が実行されるようになっている。さらに、前記エンジン回転数低減制御は、アクセルダイヤル62のダイヤル値により設定される標準目標エンジン回転数Nsの方が、低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nru或いは低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nrdよりも大きい場合にのみ実行され、標準目標エンジン回転数Nsの方が低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nru或いは低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nrdよりも小さい場合は、標準目標エンジン回転数Nsを目標エンジン回転数Ntにするように制御される。   Thus, when the boom 5 is raised or lowered, the target engine speed Nt, which is the target of engine speed control, is reduced according to the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36. The engine speed reduction control is executed to reduce the engine speed Nru to the target engine speed Nrd when the boom for reduction control is lowered. Further, in the engine speed reduction control, the standard target engine speed Ns set by the dial value of the accelerator dial 62 is set so that the reduction control boom up target engine speed Nru or the reduction control boom down target engine. It is executed only when the engine speed is larger than the engine speed Nrd. When the standard target engine speed Ns is smaller than the target engine speed Nru when the reduction control boom is raised or the target engine speed Nrd when the reduction control boom is lowered, The standard target engine speed Ns is controlled to be the target engine speed Nt.
さらに、86はメインポンプトルク制御部であって、該メインポンプトルク制御部86は、図15のブロック図に示す如く、ブーム操作検出手段53から出力されるブーム用操作レバーの操作信号と、アクセルダイヤル62のダイヤル値と、前記蓄圧量演算部67から出力されるアキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPと、前記標準目標設定部65から出力されるメインポンプ標準目標トルクTmsとを入力すると共に、ブーム用操作レバーがブーム上昇側、ブーム下降側の何れに操作されたかを判断するブーム操作判断テーブル87と、ブーム上昇時に用いられるブーム上昇時トルクテーブル88と、ブーム下降時に用いられるブーム下降時トルクテーブル89とを有している。   Further, reference numeral 86 denotes a main pump torque control unit. The main pump torque control unit 86, as shown in the block diagram of FIG. 15, includes an operation signal for the boom operation lever output from the boom operation detection means 53, and an accelerator. The dial value of the dial 62, the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36 output from the accumulated pressure calculating unit 67, and the main pump standard target torque Tms output from the standard target setting unit 65 are input, and the boom operation is also performed. A boom operation determination table 87 for determining whether the lever is operated on the boom raising side or the boom lowering side, a boom raising torque table 88 used when the boom is raised, and a boom lowering torque table 89 used when the boom is lowered. have.
前記ブーム上昇時トルクテーブル88は、アクセルダイヤル62の各ダイヤル値別に、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPと低減制御用ブーム上昇時メインポンプ目標トルクTruとの関係が設定された複数のテーブルで構成されている。前記低減制御用ブーム上昇時メインポンプ目標トルクTruは、ブーム上昇時にエンジンEから第一、第二メインポンプ9、10に供給されるトルクを低減せしめるために予め設定される値であって、各ダイヤル値における低減制御用ブーム上昇時メインポンプ目標トルクTruの値は、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPに応じて変化するように設定されている。つまり、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPが低設定圧PL(アキュムレータ36の蓄圧量が殆どないときの圧力として予め設定される圧力)以下の場合は、同じアクセルダイヤル値のメインポンプ標準目標トルクTmsと略等しくなるように設定されていると共に、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPが高くなるほど低減制御用ブーム上昇時メインポンプ目標トルクTruが小さくなり、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPが高設定圧PH(アキュムレータ36の蓄圧量が充分であるときの圧力として予め設定される圧力)に達している場合には、各アクセルダイヤル値における低減制御用ブーム上昇時メインポンプ目標トルクTruの下限値Trulまで低下するように設定されている。そして、メインポンプトルク制御部86は、ブーム用操作レバーがブーム上昇側に操作された場合に、上記ブーム上昇時トルクテーブル88を用いて求めた低減制御用ブーム上昇時メインポンプ目標トルクTruを、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10に供給されるメインポンプ目標トルクTmtとして出力する。   The boom rising torque table 88 is constituted by a plurality of tables in which the relationship between the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36 and the main pump target torque Tru during reduction control boom rise is set for each dial value of the accelerator dial 62. Yes. The main pump target torque Tru when the boom for reduction control is raised is a value set in advance to reduce the torque supplied from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10 when the boom is raised. The value of the main pump target torque Tru when the boom for reduction control in the dial value is raised is set so as to change according to the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36. That is, when the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36 is equal to or lower than the low set pressure PL (a pressure set in advance as a pressure when there is almost no accumulated amount of the accumulator 36), the main pump standard target torque Tms having the same accelerator dial value is abbreviated. The higher the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36, the smaller the main pump target torque Tru when the boom for reduction control is raised, and the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36 becomes the higher set pressure PH (accumulated pressure of the accumulator 36). When the amount is sufficient, the pressure is set so as to decrease to the lower limit value Trul of the main pump target torque Tru when the boom for reduction control at each accelerator dial value is raised. ing. Then, the main pump torque control unit 86, when the boom operation lever is operated to the boom ascending side, calculates the main pump target torque Tru during reduction control boom obtained using the boom ascent torque table 88, The main pump target torque Tmt supplied from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10 is output.
また、前記ブーム下降時トルクテーブル89は、アクセルダイヤル62の各ダイヤル値別に、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPと低減制御用ブーム下降時メインポンプ目標トルクTrdとの関係が設定された複数のテーブルで構成されている。前記低減制御用ブーム下降時メインポンプ目標トルクTrdは、ブーム下降時にエンジンEから第一、第二メインポンプ9、10に供給されるトルクを低減せしめるために予め設定される値であって、各ダイヤル値における低減制御用ブーム下降時メインポンプ目標トルクTrdの値は、同じダイヤル値のメインポンプ標準目標トルクTmsよりも小さくなるように設定されている。そして、メインポンプトルク制御部86は、ブーム用操作レバーが下降側に操作された場合に、上記ブーム下降時トルクテーブル89を用いて求めた低減制御用ブーム下降時メインポンプ目標トルクTrdを、メインポンプ目標トルクTmtとして出力するようになっている。尚、図15に示すブーム下降時トルクテーブル89において、低減制御用ブーム下降時メインポンプ目標トルクTrdは、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPの増減に依らず一定となるように設定されているが、前述した目標エンジン回転数設定部83のブーム下降時の制御の場合と同様に、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPの増減に対応して低減制御用ブーム下降時メインポンプ目標トルクTrdも変化させるように設定することもでき、この様な制御にも制御にも対応できるように、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPと低減制御用ブーム下降時メインポンプ目標トルクTrdとの関係が設定されたブーム下降時トルクテーブル89が設けられている。   The boom lowering torque table 89 is constituted by a plurality of tables in which the relationship between the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36 and the main pump target torque Trd when the boom for reduction control is set is set for each dial value of the accelerator dial 62. Has been. The main pump target torque Trd when the boom for lowering control is lowered is a value set in advance to reduce the torque supplied from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10 when the boom is lowered. The value of the main pump target torque Trd when the boom for reduction control in the dial value is lowered is set to be smaller than the main pump standard target torque Tms of the same dial value. Then, the main pump torque control unit 86 sets the main pump target torque Trd for reduction control obtained using the boom lowering torque table 89 when the boom operation lever is operated to the lower side. The pump target torque Tmt is output. In the boom lowering torque table 89 shown in FIG. 15, the reduction control boom lowering main pump target torque Trd is set to be constant regardless of the increase or decrease of the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36. In the same way as in the case of control when the boom is lowered by the target engine speed setting unit 83, the main pump target torque Trd when the reduction control boom is lowered is set to be changed in accordance with the increase or decrease of the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36. A boom lowering torque table 89 in which the relationship between the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36 and the reduction control boom lowering main pump target torque Trd is set so that such control and control can be handled. Is provided.
一方、ブーム用操作レバーがブーム上昇側、ブーム下降側の何れにも操作されていない場合、メインポンプトルク制御部86は、標準目標設定部65から入力されるメインポンプ標準目標トルクTmsを、メインポンプ目標トルクTmtとして出力するように構成されている。   On the other hand, when the boom operating lever is not operated on either the boom raising side or the boom lowering side, the main pump torque control unit 86 uses the main pump standard target torque Tms input from the standard target setting unit 65 as the main pump torque. The pump target torque Tmt is output.
そして、前記メインポンプトルク制御部86から出力されたメインポンプ目標トルクTmtの値は、メインポンプ制御用電磁比例減圧弁17に対する制御信号値に変換されて制御装置16から出力され、さらに該制御信号値が入力されたメインポンプ制御用電磁比例減圧弁17は、第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクを前記メインポンプ目標トルクTmtにするための信号圧を、第一、第二レギュレータ14、15に対して出力するように構成されている。   The value of the main pump target torque Tmt output from the main pump torque control unit 86 is converted to a control signal value for the main pump control electromagnetic proportional pressure reducing valve 17 and output from the control device 16, and the control signal The main pump control electromagnetic proportional pressure reducing valve 17 to which the value has been input generates the first and second signal pressures for setting the supply torque to the first and second main pumps 9 and 10 to the main pump target torque Tmt. It is configured to output to the regulators 14 and 15.
而して、ブーム5の上昇時、或いはブーム5の下降時に、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10に供給されるメインポンプ目標トルクTmtを、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPに応じて低減する低減制御用ブーム上昇時メインポンプ目標トルクTru、或いは低減制御用ブーム下降時メインポンプ目標トルクTrdまで低減せしめるトルク低減制御が実行されるようになっている。   Thus, when the boom 5 is raised or lowered, the main pump target torque Tmt supplied from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10 is determined according to the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36. Torque reduction control is executed to reduce the main pump target torque Tru when the boom for reduction control to be reduced or the main pump target torque Trd when the boom for reduction control is lowered.
一方、90はハイブリッドポンプトルク演算部(本発明のトルク演算手段に相当する)であって、該ハイブリッドポンプトルク演算部90は、図16のブロック図に示す如く、前記分担割合演算部73から出力される供給割合βと、ブーム操作検出手段53から出力されるブーム用操作レバーの操作信号と、後述するブーム上昇時ハイブリッドポンプ出力制限値(本発明の上昇時出力制限値に相当する)Puと、ブーム下降時ハイブリッドポンプ出力制限値(本発明の下降時出力制限値に相当する)Pdと、エンジン回転数センサ63から入力されるエンジンEの実回転数Naと、ハイブリッドポンプ最大トルク値Thmとを入力する。   On the other hand, 90 is a hybrid pump torque calculation unit (corresponding to the torque calculation means of the present invention), and the hybrid pump torque calculation unit 90 outputs from the share ratio calculation unit 73 as shown in the block diagram of FIG. Supply ratio β, boom operation lever operation signal output from the boom operation detecting means 53, boom raising hybrid pump output limit value (which corresponds to the lifting output limit value of the present invention) Pu described later, and The boom lowering hybrid pump output limit value (corresponding to the lowering output limit value of the present invention) Pd, the actual engine speed Na input from the engine speed sensor 63, and the hybrid pump maximum torque value Thm Enter.
ここで、前記ブーム上昇時ハイブリッドポンプ出力制限値Puは、ブーム5の上昇時におけるハイブリッドポンプ32の出力(ワット)の最大値を制限するために予め設定される値、また、ブーム下降時ハイブリッドポンプ出力制限値Pdは、ブーム5の下降時におけるハイブリッドポンプ32の出力(ワット)の最大値を制限するために予め設定される値、さらにハイブリッドポンプ最大トルク値Thmは、ハイブリッドポンプ32のトルクの最大値を制限するために予め設定される値である。   Here, the hybrid pump output limit value Pu when the boom is raised is a value set in advance to limit the maximum value of the output (watt) of the hybrid pump 32 when the boom 5 is raised, or the hybrid pump when the boom is lowered. The output limit value Pd is a value set in advance to limit the maximum value (watt) of the hybrid pump 32 when the boom 5 is lowered, and the hybrid pump maximum torque value Thm is the maximum torque of the hybrid pump 32. It is a value set in advance to limit the value.
前記ハイブリッドポンプトルク演算部90は、まず、ブーム操作判断テーブル91を用いて、ブーム用操作レバーがブーム上昇側、下降側の何れに操作されたかを判断し、ブーム上昇側に操作された場合はブーム上昇時ハイブリッドポンプ出力制限値Puをトルク演算ブロック92に出力し、また、ブーム下降側に操作された場合はブーム下降時ハイブリッドポンプ出力制限値Pdをトルク演算ブロック92に出力する。該トルク演算ブロック92は、前記ブーム上昇時ハイブリッドポンプ出力制限値Pu或いはブーム下降時ハイブリッドポンプ出力制限値Pdと、エンジン回転数センサ63から入力される実エンジン回転数Naとを入力し、そして、これら入力値とトルク変換定数K1とを用いて、ブーム上昇時ハイブリッドポンプ演算トルク制限値Thuc或いはブーム下降時ハイブリッドポンプ演算トルク制限値Thdcを演算(Thuc=Pu×K1/Na、Thdc=Pd×K1/Na)して最小値選択器103に出力する。該最小値選択器103は、前記ブーム上昇時ハイブリッドポンプ演算トルク制限値Thuc或いはブーム下降時ハイブリッドポンプ演算トルク制限値Thdcと、ハイブリッドポンプ最大トルク値Thmとを入力して、これら入力値のうち小さい方を選択し、該選択した値を、ブーム上昇時ハイブリッドポンプトルク制限値(本発明の上昇時トルク制限値に相当する)Thu或いはブーム下降時ハイブリッドポンプトルク制限値(本発明の下降時トルク制限値に相当する)Thdとして乗算器93に出力する。これにより、ブーム上昇時ハイブリッドポンプトルク制限値Thu或いはブーム下降時ハイブリッドポンプトルク制限値Thdは、ハイブリッドポンプ最大トルク値Thmを越えないように制御される(実エンジン回転数Naを用いて演算されるブーム上昇時ハイブリッドポンプ演算トルク制限値Thuc或いはブーム下降時ハイブリッドポンプ演算トルク制限値Thdcは、実エンジン回転数Naが極端に低くなるとハイブリッドポンプ最大トルク値Thmを越えてしまうことがあるため)。さらに乗算器93は、前記最小値選択器103から出力されるブーム上昇時ハイブリッドポンプトルク制限値Thu或いはブーム下降時ハイブリッドポンプトルク制限値Thdに供給割合βを乗じることで、ハイブリッドポンプ目標トルクTht(Tht=(Thu或いはThd)×β)を求める。そして該ハイブリッドポンプ目標トルクThtは、ハイブリッドポンプ32に供給される目標トルクとしてハイブリッドポンプトルク演算部90から出力される。尚、ブーム用操作レバーがブーム下降側に操作された場合は、前述したように供給割合βは「1」となるため、ブーム下降時ハイブリッドポンプトルク制限値Thdがそのままハイブリッドポンプ目標トルクThtとして出力される。   First, the hybrid pump torque calculation unit 90 uses the boom operation determination table 91 to determine whether the boom operation lever is operated on the boom raising side or the lowering side, and when the boom operation lever is operated on the boom raising side. When the boom is raised, the hybrid pump output limit value Pu is output to the torque calculation block 92. When the boom is lowered, the hybrid pump output limit value Pd when the boom is lowered is output to the torque calculation block 92. The torque calculation block 92 inputs the hybrid pump output limit value Pu when the boom is raised or the hybrid pump output limit value Pd when the boom is lowered and the actual engine speed Na input from the engine speed sensor 63, and Using these input values and the torque conversion constant K1, the hybrid pump calculation torque limit value Thhuc when the boom is raised or the hybrid pump calculation torque limit value Thdc when the boom is lowered is calculated (Thuc = Pu × K1 / Na, Thdc = Pd × K1). / Na) and output to the minimum value selector 103. The minimum value selector 103 inputs the hybrid pump calculated torque limit value Thhuc when the boom is raised or the hybrid pump calculated torque limit value Thdc when the boom is lowered, and the hybrid pump maximum torque value Thm. Is selected, and the selected value is set to the hybrid pump torque limit value when the boom is raised (corresponding to the rising torque limit value of the present invention) Thu or the hybrid pump torque limit value when the boom is lowered (lowering torque limit of the present invention). It is output to the multiplier 93 as Thd (corresponding to the value). As a result, the hybrid pump torque limit value Thu when the boom is raised or the hybrid pump torque limit value Thd when the boom is lowered is controlled so as not to exceed the hybrid pump maximum torque value Thm (calculated using the actual engine speed Na). The hybrid pump calculated torque limit value Thuc when the boom is raised or the hybrid pump calculated torque limit value Thdc when the boom is lowered may exceed the hybrid pump maximum torque value Thm if the actual engine speed Na is extremely low. Furthermore, the multiplier 93 multiplies the hybrid pump torque limit value Thd output by the minimum value selector 103 or the hybrid pump torque limit value Thd when the boom is lowered by the supply ratio β, thereby obtaining the hybrid pump target torque Tht ( Tht = (Thu or Thd) × β) is obtained. The hybrid pump target torque Tht is output from the hybrid pump torque calculation unit 90 as the target torque supplied to the hybrid pump 32. When the boom operating lever is operated to the boom lowering side, the supply ratio β is “1” as described above, so the hybrid pump torque limit value Thd when the boom is lowered is directly output as the hybrid pump target torque Tht. Is done.
さらに、94はハイブリッドポンプ容量制御部(本発明のポンプ容量制御手段に相当する)であって、該ハイブリッドポンプ容量制御部94は、図17のブロック図に示す如く、前記ハイブリッドポンプトルク演算部90から出力されるハイブリッドポンプ目標トルクThtと、第三吐出側圧力センサ56により検出されるハイブリッドポンプ32の吐出圧Phと、前記操作要求ポンプ容量演算部71から出力される操作要求ポンプ容量DRと、機体持ち上げ用ポンプ容量DLと、前記機体持ち上げ動作判断部98から出力される機体持ち上げ動作ON/OFF信号とを入力する。
ここで、前記機体持ち上げ用ポンプ容量DLとは、ハイブリッドポンプ32の吐出流量を、機体持ち上げ動作を行うのに適切な吐出流量にするべく予め設定されるポンプ容量である。
Further, 94 is a hybrid pump displacement control unit (corresponding to the pump displacement control means of the present invention), and the hybrid pump displacement control unit 94 includes the hybrid pump torque calculation unit 90 as shown in the block diagram of FIG. Hybrid pump target torque Tht output from the hydraulic pump 32, the discharge pressure Ph of the hybrid pump 32 detected by the third discharge-side pressure sensor 56, the operation request pump capacity DR output from the operation request pump capacity calculation unit 71, The body lifting pump capacity DL and the body lifting operation ON / OFF signal output from the body lifting operation determination unit 98 are input.
Here, the airframe lifting pump capacity DL is a pump capacity that is set in advance so that the discharge flow rate of the hybrid pump 32 becomes an appropriate discharge flow rate for performing the airframe lifting operation.
前記ハイブリッドポンプ容量制御部94は、まず、ハイブリッドポンプ目標トルクThtとハイブリッドポンプ32の吐出圧Phとを容量演算ブロック95に入力し、該容量演算ブロック95において、ハイブリッドポンプ目標トルクThtを吐出圧Phで除した値に容量変換定数K2を乗じることでハイブリッドポンプ要求容量Dhr(Dhr=(Tht/Ph)×K2)を演算し、該ハイブリッドポンプ要求容量Dhrを、最小値選択器96に出力する。
また、ハイブリッドポンプ容量制御部94は、操作要求ポンプ容量DRを絶対値化ブロック97に入力し、該絶対値化ブロック97で絶対値化した後、前記最小値選択器96に出力する。
さらに、ハイブリッドポンプ容量制御部94は、前記機体持ち上げ動作判断部98から機体持ち上げ動作ON信号が入力されている場合には、機体持ち上げ用ポンプ容量DLを前記最小値選択器96に出力し、また、機体持ち上げ動作OFF信号が入力されている場合には、前記絶対値化ブロック97で求められた操作要求ポンプ容量DRの絶対値を、最小値選択器96に出力する。
前記最小値選択器96は、入力されたハイブリッドポンプ要求容量Dhrと操作要求ポンプ容量DRの絶対値と機体持ち上げ用ポンプ容量DLとのうち小さい方を選択し、該選択した値をハイブリッドポンプ目標容量Dhtとして出力する。該ハイブリッドポンプ目標容量Dhtは、ハイブリッドポンプ用レギュレータ35に対する制御信号値に変換して出力され、これによりハイブリッドポンプ用レギュレータ35は、ハイブリッドポンプ32の容量を、前記ハイブリッドポンプ目標容量Dhtにするべく作動する。尚、本実施の形態のハイブリッドポンプ用レギュレータ35は、斜板の傾斜角変位によってハイブリッドポンプ32の容量制御を行うように構成されており、而して、前記ハイブリッドポンプ用レギュレータ35に対する制御信号値は、斜板の傾斜角指令値となる。
The hybrid pump capacity control unit 94 first inputs the hybrid pump target torque Tht and the discharge pressure Ph of the hybrid pump 32 to the capacity calculation block 95, and in the capacity calculation block 95, the hybrid pump target torque Tht is supplied to the discharge pressure Ph. The hybrid pump required capacity Dhr (Dhr = (Tht / Ph) × K2) is calculated by multiplying the value divided by the capacity conversion constant K2, and the hybrid pump required capacity Dhr is output to the minimum value selector 96.
Further, the hybrid pump displacement control unit 94 inputs the operation request pump displacement DR to the absolute value conversion block 97, converts it to an absolute value by the absolute value conversion block 97, and then outputs it to the minimum value selector 96.
Further, the hybrid pump displacement control unit 94 outputs the aircraft lifting pump capacity DL to the minimum value selector 96 when the aircraft lifting operation ON signal is input from the aircraft lifting operation determination unit 98, and When the airframe lifting operation OFF signal is input, the absolute value of the operation request pump capacity DR obtained by the absolute value conversion block 97 is output to the minimum value selector 96.
The minimum value selector 96 selects the smaller one of the input hybrid pump required capacity Dhr, the absolute value of the operation required pump capacity DR, and the pump capacity DL for lifting the aircraft, and uses the selected value as the hybrid pump target capacity. Output as Dht. The hybrid pump target capacity Dht is converted into a control signal value for the hybrid pump regulator 35 and output, so that the hybrid pump regulator 35 operates so that the capacity of the hybrid pump 32 becomes the hybrid pump target capacity Dht. To do. The hybrid pump regulator 35 of the present embodiment is configured to control the capacity of the hybrid pump 32 by the tilt angle displacement of the swash plate, and thus the control signal value for the hybrid pump regulator 35 is controlled. Is the tilt angle command value of the swash plate.
尚、制御装置16には、前述した演算部や制御部の他にも、第二コントロールバルブ19や回収バルブ41、ドリフト低減弁29、アキュムレータチェックバルブ45、タンクチェックバルブ50等を制御するための各種制御部(図示せず)が設けられているが、これら制御部における制御については、個別に説明することなく、制御装置16の制御として説明する。   The control device 16 controls the second control valve 19, the recovery valve 41, the drift reduction valve 29, the accumulator check valve 45, the tank check valve 50, etc., in addition to the calculation unit and control unit described above. Various control units (not shown) are provided, but control in these control units will be described as control of the control device 16 without being described individually.
次いで、ブーム用操作レバーの上昇側、下降側の操作に基づく制御装置16の制御について説明する。尚、前述した標準目標設定部65における標準目標エンジン回転数Ns及びメインポンプ標準目標トルクTmsの設定は、ブーム用操作レバーの操作に関わらず、オペレータがアクセルダイヤル62のダイヤル値をセットすることに基づいて実行される。また、ブーム用操作レバーが上昇側、下降側の何れにも操作されていない場合、エンジンEの目標回転数は、前記目標エンジン回転数設定部83において実行される制御に基づいて、標準目標エンジン回転数Nsとなるように制御される一方、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10に供給されるトルクは、メインポンプトルク制御部86において実行される制御に基づいて、メインポンプ標準目標トルクTmsとなるように制御される。さらに、ブーム用操作レバーが上昇側、下降側の何れにも操作されていない場合、ハイブリッドポンプ32の容量は、ハイブリッドポンプ容量制御部94において実行される制御に基づいて、ゼロとなるように(操作要求ポンプ容量DRがゼロとなるため、該操作要求ポンプ容量DRが最小値選択器96により選択される)、つまり吐出流量ゼロとなるように制御される。   Next, the control of the control device 16 based on the operation on the raising side and the lowering side of the boom operation lever will be described. The standard target engine speed Ns and the main pump standard target torque Tms in the standard target setting unit 65 described above are set by the operator regardless of the operation of the boom operation lever. Based on. When the boom operating lever is not operated on either the up side or the down side, the target engine speed of the engine E is determined based on the control executed by the target engine speed setting unit 83 based on the standard target engine. On the other hand, the torque supplied from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10 is controlled based on the control executed by the main pump torque control unit 86 while the engine speed is controlled to be the rotation speed Ns. Control is performed to achieve the target torque Tms. Further, when the boom control lever is not operated on either the ascending side or the descending side, the capacity of the hybrid pump 32 is set to zero based on the control executed by the hybrid pump capacity control unit 94 ( Since the operation request pump displacement DR becomes zero, the operation request pump displacement DR is selected by the minimum value selector 96), that is, the discharge flow rate is controlled to be zero.
まず、ブーム用操作レバーが上昇側に操作された場合について説明すると、制御装置16は、前記目標エンジン回転数設定部83において実行される制御に基づいて、エンジンコントローラ64に対し、エンジンEの目標回転数を、ブーム上昇時エンジン回転数テーブル101により設定される低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nruにするように制御信号を出力する。これにより、ブーム上昇時のエンジン回転数は、アキュムレータ36の蓄圧量が多いほど減少し、アキュムレータ36の蓄圧量が充分な場合には、低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nruの下限値Nrulまで低減するように制御される。尚、アクセルダイヤル62のダイヤル値により設定される標準目標エンジン回転数Nsの方が低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nruよりも小さい場合には、標準目標エンジン回転数Nsとなるように制御される。   First, the case where the boom operation lever is operated to the upward side will be described. The control device 16 controls the engine E with respect to the engine controller 64 based on the control executed by the target engine speed setting unit 83. A control signal is output so that the engine speed is set to the target engine speed Nru when the boom for reduction control is set by the engine speed table 101 when the boom is raised. As a result, the engine speed when the boom is raised decreases as the pressure accumulation amount of the accumulator 36 increases. When the pressure accumulation amount of the accumulator 36 is sufficient, the lower limit value Nrul of the target engine speed Nru when the boom for reduction control is sufficient. Controlled to reduce to When the standard target engine speed Ns set by the dial value of the accelerator dial 62 is smaller than the target engine speed Nru when the boom for reduction control is raised, control is performed so as to become the standard target engine speed Ns. Is done.
さらに、ブーム用操作レバーが上昇側に操作された場合、制御装置16は、前記メインポンプトルク制御部86において実行される制御に基づいて、メインポンプ制御用電磁比例減圧弁17に対し、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10に供給されるトルクが、ブーム上昇時トルクテーブル88により設定される低減制御用ブーム上昇時メインポンプ目標トルクTruとなるように制御信号を出力する。これにより第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクは、アキュムレータ36の蓄圧量が殆どない場合は、同じアクセルダイヤル値のメインポンプ標準目標トルクTmsと略等しくなるように制御されるが、アキュムレータ36の蓄圧量が多いほど第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクが減少し、アキュムレータ36の蓄圧量が充分な場合には、各アクセルダイヤル値における低減制御用ブーム上昇時メインポンプ目標トルクTruの下限値Trulまで低減するように制御される。   Further, when the boom operation lever is operated to the ascending side, the control device 16 controls the engine E with respect to the main pump control electromagnetic proportional pressure reducing valve 17 based on the control executed in the main pump torque control unit 86. The control signal is output so that the torque supplied to the first and second main pumps 9 and 10 becomes the main pump target torque Tru when the boom for reduction control set by the boom rising torque table 88 is set. As a result, the torque supplied to the first and second main pumps 9 and 10 is controlled to be substantially equal to the main pump standard target torque Tms having the same accelerator dial value when the accumulator 36 has little pressure accumulation. As the pressure accumulation amount of the accumulator 36 increases, the supply torque to the first and second main pumps 9 and 10 decreases, and when the pressure accumulation amount of the accumulator 36 is sufficient, when the boom for reduction control at each accelerator dial value is raised. Control is performed so as to reduce the value to the lower limit value Trul of the main pump target torque Tru.
さらに、ブーム用操作レバーが上昇側に操作された場合、制御装置16は、前記第一コントロールバルブ制御部75において実行される制御に基づいて、第一上昇側電磁比例減圧弁23に対して制御信号を出力する。そして、該第一上昇側電磁比例減圧弁23に出力される制御信号値によって、第一コントロールバルブ18からブームシリンダ8への供給流量は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量にアシスト割合αを乗じた流量になるように制御される。
つまり、アシスト割合αが「1」の場合は、制御装置16から出力される制御信号によって第一上昇側電磁比例減圧弁23からパイロット圧が出力され、これにより第一コントロールバルブ18が上昇側位置Xに切換り、而して、第一メインポンプ9の吐出油が、上昇側位置Xの第一コントロールバルブ18を経由してシリンダヘッド側油路20に流れて、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aに供給されるが、該第一コントロールバルブ18からヘッド側油室8aへの供給流量は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量となるように制御される。
また、アシスト割合αが「1」〜「0」の間(但し、「1」及び「0」は含まず)の場合は、前述したアシスト割合αが「1」の場合と同様に、制御装置16から出力される制御信号によって第一上昇側電磁比例減圧弁23からパイロット圧が出力され、これにより第一コントロールバルブ18が上昇側位置Xに切換って、第一メインポンプ9の吐出油がブームシリンダ8のヘッド側油室8aに供給されるが、該第一コントロールバルブ18からヘッド側油室8aへの供給流量は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量にアシスト割合αを乗じた流量となるように、つまりアシスト割合αの増減に対応して増減するように制御される。
さらに、アシスト割合αが「0」の場合は、制御装置16から第一上昇側電磁比例減圧弁23に対して、第一コントロールバルブ18からブームシリンダ8への供給流量をゼロにするための制御信号が出力される。これにより、第一コントロールバルブ37は中立位置Nに保持され、而して、第一メインポンプ9からブームシリンダ8のヘッド側油室8aに圧油供給されないと共に、ネガティブコントロール流量制御によって、第一メインポンプ9の吐出流量は最小となるように制御されるようになっている。
Further, when the boom operation lever is operated to the ascending side, the control device 16 controls the first ascending-side electromagnetic proportional pressure reducing valve 23 based on the control executed in the first control valve control unit 75. Output a signal. The supply flow rate from the first control valve 18 to the boom cylinder 8 according to the control signal value output to the first ascending electromagnetic proportional pressure reducing valve 23 is a flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever. The flow rate is controlled to be multiplied by the assist ratio α.
That is, when the assist ratio α is “1”, the pilot pressure is output from the first ascending electromagnetic proportional pressure reducing valve 23 according to the control signal output from the control device 16, whereby the first control valve 18 is moved to the ascending position. Thus, the oil discharged from the first main pump 9 flows into the cylinder head side oil passage 20 via the first control valve 18 at the ascending side position X, and the head side oil of the boom cylinder 8 is switched to X. Although supplied to the chamber 8a, the supply flow rate from the first control valve 18 to the head side oil chamber 8a is controlled to be a flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever.
When the assist ratio α is between “1” and “0” (however, “1” and “0” are not included), as in the case where the assist ratio α is “1”, the control device The pilot pressure is outputted from the first ascending electromagnetic proportional pressure reducing valve 23 by the control signal outputted from 16, whereby the first control valve 18 is switched to the ascending position X, and the discharge oil of the first main pump 9 is discharged. Although supplied to the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8, the supply flow rate from the first control valve 18 to the head side oil chamber 8a is an assist ratio to the flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever. Control is performed so as to obtain a flow rate multiplied by α, that is, increase / decrease in accordance with increase / decrease of the assist ratio α.
Further, when the assist ratio α is “0”, the control for reducing the supply flow rate from the first control valve 18 to the boom cylinder 8 from the control device 16 to the first ascending electromagnetic proportional pressure reducing valve 23 is zero. A signal is output. As a result, the first control valve 37 is held at the neutral position N. Thus, no pressure oil is supplied from the first main pump 9 to the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8, and the first control valve 37 is controlled by negative control flow rate control. The discharge flow rate of the main pump 9 is controlled to be a minimum.
さらに、ブーム用操作レバーが上昇側に操作された場合、制御装置16は、第二上昇側電磁比例減圧弁25に対し、ブーム用操作レバーの操作量に応じて設定される制御信号値を出力する。これにより、第二上昇側電磁比例減圧弁25からパイロット圧が出力されて、第二コントロールバルブ19が上昇側位置Xに切換り、而して、第二メインポンプ10の吐出油が、上昇側位置Xの第二コントロールバルブ19を経由してシリンダヘッド側油路20に流れて、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aに供給されるが、該第二コントロールバルブ19からヘッド側油室8aへの供給流量は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量となるように制御される。   Further, when the boom operation lever is operated to the upward side, the control device 16 outputs a control signal value set according to the operation amount of the boom operation lever to the second upward electromagnetic proportional pressure reducing valve 25. To do. As a result, the pilot pressure is output from the second ascending electromagnetic proportional pressure reducing valve 25, the second control valve 19 is switched to the ascending position X, and the discharge oil of the second main pump 10 is thus increased. It flows into the cylinder head side oil passage 20 via the second control valve 19 at the position X, and is supplied to the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8, from the second control valve 19 to the head side oil chamber 8a. The supply flow rate is controlled to be a flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever.
さらに、ブーム用操作レバーが上昇側に操作された場合、制御装置16は、ハイブリッドポンプ32の容量制御を行うべくハイブリッドポンプ用レギュレータ35に対して制御信号を出力する。この場合、制御装置16は、まず、ハイブリッドポンプトルク演算部90において、ブーム上昇時ハイブリッドポンプ出力制限値Puと実エンジン回転数Naとに基づいてブーム上昇時ハイブリッドポンプトルク制限値Thuを求め、さらに該ブーム上昇時ハイブリッドポンプトルク制限値Thuに供給割合βを乗じることでハイブリッドポンプ目標トルクThtを求め、次いで、ハイブリッドポンプ容量制御部94において、上記ハイブリッドポンプ目標トルクThtとハイブリッドポンプ吐出圧Phとに基づいてハイブリッドポンプ要求容量Dhrを求め、そして該ハイブリッドポンプ要求容量Dhrを、ハイブリッドポンプ用レギュレータ35に対する制御指令値に変換して出力する。これによりハイブリッドポンプ32の容量は、供給割合βが「1」の場合(アキュムレータ36に充分蓄圧されている場合)にハイブリッドポンプ32に供給されるブーム上昇時ハイブリッドポンプトルク制限値Thuを上限として、供給割合βが「1」〜「0」の間(但し、「1」及び「0」は含まず)の場合は供給割合βが小さくなるほど(アキュムレータ36の蓄圧量が減少するほど)ハイブリッドポンプ32への供給トルクも小さくなり、さらに供給割合βが「0」の場合(アキュムレータ36の蓄圧量が殆ど無い場合)は供給トルクがゼロとなるように、つまりハイブリッドポンプ32の容量がゼロとなるように制御される。また、ブーム用操作レバーの操作量に応じて求められる操作要求ポンプ容量DRの方がハイブリッドポンプ要求容量Dhrよりも小さい場合には、ハイブリッドポンプ32の容量は操作要求ポンプ容量DRとなるように制御される。   Further, when the boom operation lever is operated to the ascending side, the control device 16 outputs a control signal to the hybrid pump regulator 35 in order to control the capacity of the hybrid pump 32. In this case, the control device 16 first obtains the boom raising hybrid pump torque limit value Thu in the hybrid pump torque calculation unit 90 based on the boom raising hybrid pump output limit value Pu and the actual engine speed Na. The hybrid pump torque limit value Thu is multiplied by the supply ratio β to determine the hybrid pump target torque Tht, and then the hybrid pump capacity control unit 94 determines the hybrid pump target torque Tht and the hybrid pump discharge pressure Ph. Based on this, the hybrid pump required capacity Dhr is obtained, and the hybrid pump required capacity Dhr is converted into a control command value for the hybrid pump regulator 35 and output. As a result, the capacity of the hybrid pump 32 is set such that when the supply ratio β is “1” (when the accumulator 36 is sufficiently accumulated), the boom rising hybrid pump torque limit value Thu supplied to the hybrid pump 32 is set as an upper limit. When the supply ratio β is between “1” and “0” (however, “1” and “0” are not included), the hybrid pump 32 decreases as the supply ratio β decreases (the accumulated pressure of the accumulator 36 decreases). When the supply ratio β is “0” (when there is almost no accumulated pressure in the accumulator 36), the supply torque becomes zero, that is, the capacity of the hybrid pump 32 becomes zero. Controlled. Further, when the operation request pump capacity DR required in accordance with the operation amount of the boom operation lever is smaller than the hybrid pump request capacity Dhr, control is performed so that the capacity of the hybrid pump 32 becomes the operation request pump capacity DR. Is done.
さらに、ブーム用操作レバーが上昇側に操作された場合、制御装置16は、前記第三コントロールバルブ制御部78において実行される制御に基づいて、第三上昇側電油変換弁38に対して制御信号を出力する。そして、該第三上昇側電油変換弁38に出力される制御信号値によって、第三コントロールバルブ37からブームシリンダ8への供給流量は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量に供給割合βを乗じた流量になるように制御される。
つまり、供給割合βが「1」の場合は、制御装置16から第三上昇側電油変換弁38に対して出力される制御信号によって第三コントロールバルブ37が上昇側位置Xに切換り、而して、ハイブリッドポンプ32の吐出油が、上昇側位置Xの第三コントロールバルブ37を経由してシリンダヘッド側油路20に流れて、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aに供給されるが、該第三コントロールバルブ37からヘッド側油室8aへの供給流量は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量となるように制御される。
また、供給割合βが「1」〜「0」の間(但し、「1」及び「0」は含まず)の場合は、前述した供給割合βが「1」の場合と同様に、制御装置16から第三上昇側電油変換弁38に対して出力される制御信号によって第三コントロールバルブ37が上昇側位置Xに切換り、ハイブリッドポンプ32の吐出油がブームシリンダ8のヘッド側油室8aに供給されるが、該第三コントロールバルブ19からヘッド側油室8aへの供給流量は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量に供給割合βを乗じた流量となるように、つまり供給割合βの増減に対応して増減するように制御される。
さらに、供給割合βが「0」の場合は、制御装置16から第三上昇側電油変換弁38に対して、第三コントロールバルブ37からブームシリンダ8への供給流量をゼロにするための制御信号が出力される。これにより、第三コントロールバルブ37は中立位置Nに保持され、而して、ハイブリッドポンプ32からブームシリンダ8のヘッド側油室8aに圧油供給されないようになっている。
Further, when the boom operation lever is operated to the ascending side, the control device 16 controls the third ascending-side electro-oil conversion valve 38 based on the control executed by the third control valve control unit 78. Output a signal. The supply flow rate from the third control valve 37 to the boom cylinder 8 according to the control signal value output to the third ascending-side electro-oil conversion valve 38 is a flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever. The flow rate is controlled to be multiplied by the supply ratio β.
That is, when the supply ratio β is “1”, the third control valve 37 is switched to the ascending side position X by the control signal output from the control device 16 to the third ascending side electro-hydraulic conversion valve 38. Then, the discharge oil of the hybrid pump 32 flows into the cylinder head side oil passage 20 via the third control valve 37 at the ascending side position X, and is supplied to the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8. The supply flow rate from the third control valve 37 to the head side oil chamber 8a is controlled to be a flow rate required in accordance with the operation amount of the boom operation lever.
When the supply ratio β is between “1” and “0” (however, “1” and “0” are not included), as in the case where the supply ratio β is “1”, the control device The third control valve 37 is switched to the ascending position X by a control signal output from 16 to the third ascending-side electro-oil conversion valve 38, and the discharge oil of the hybrid pump 32 is supplied to the head-side oil chamber 8a of the boom cylinder 8. However, the supply flow rate from the third control valve 19 to the head side oil chamber 8a is such that the flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever is multiplied by the supply rate β. That is, it is controlled so as to increase or decrease in correspondence with the increase or decrease of the supply ratio β.
Further, when the supply ratio β is “0”, the control for reducing the supply flow rate from the third control valve 37 to the boom cylinder 8 from the control device 16 to the third ascending-side electro-hydraulic conversion valve 38 is zero. A signal is output. As a result, the third control valve 37 is held at the neutral position N, and pressure oil is not supplied from the hybrid pump 32 to the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8.
さらに、ブーム用操作レバーが上昇側に操作された場合、制御装置16は、アキュムレータチェックバルブ用電磁切換弁48に対し、ON位置Xに切換わるようON信号を出力する。これにより、アキュムレータチェックバルブ45は、アキュムレータ油路42からサクション油路33への油の流れを許容する状態になる。而して、アキュムレータ36に蓄圧された圧油がサクション油路33を経由して、ハイブリッドポンプ32の吸入側に供給される。    Further, when the boom operation lever is operated to the ascending side, the control device 16 outputs an ON signal to the accumulator check valve electromagnetic switching valve 48 so as to be switched to the ON position X. As a result, the accumulator check valve 45 is in a state of allowing the oil flow from the accumulator oil passage 42 to the suction oil passage 33. Thus, the pressure oil accumulated in the accumulator 36 is supplied to the suction side of the hybrid pump 32 via the suction oil passage 33.
また、ブーム用操作レバーが上昇側に操作された場合、制御装置16から回収用電油変換弁44に制御信号は出力されず、回収用バルブ41は、回収油路40を閉じる閉位置Nに位置している。これにより、前述した第一、第二、第三コントロールバルブ18、19、37からの供給圧油がアキュムレータ油路42及びサクション油路33に流れてしまうことなく、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aに供給されるようになっている。   When the boom operation lever is operated to the ascending side, no control signal is output from the control device 16 to the recovery electro-oil conversion valve 44, and the recovery valve 41 is in the closed position N where the recovery oil passage 40 is closed. positioned. As a result, the pressure oil supplied from the first, second, and third control valves 18, 19, and 37 described above does not flow into the accumulator oil passage 42 and the suction oil passage 33, and the head side oil chamber of the boom cylinder 8. 8a is supplied.
次いで、ブーム用操作レバーがブーム上昇側に操作された場合に、前述した制御装置16の制御に基づいて実行されるブームシリンダ8への圧油供給について、アキュムレータ36の蓄圧量別に説明する。   Next, the pressure oil supply to the boom cylinder 8 that is executed based on the control of the control device 16 described above when the boom operation lever is operated to the boom raising side will be described for each pressure accumulation amount of the accumulator 36.
まず、アキュムレータ36の蓄圧量が充分であって蓄圧圧力ΔPが高設定圧PHに達している場合、分担割合演算部73により演算される供給割合βは「1」、アシスト割合αは「0」となるが、この場合は、前述したように、第二コントロールバルブ19及び第三コントロールバルブ37は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量をブームシリンダ8のヘッド側油室8aに供給するように制御される一方、第一コントロールバルブ18は中立位置Nに保持される。これにより、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aには、第二メインポンプ10から最大(ブーム用操作レバーの操作量が最大のとき)で一ポンプ分の流量と、ハイブリッドポンプ32から最大で一ポンプ分の流量とが合流して供給される。このとき、ハイブリッドポンプ32は、アキュムレータ36に蓄圧された高圧の圧油を吸込んで吐出するため、アキュムレータ36からトルクが供給されることになり、而して、エンジンEからの供給トルクを殆ど必要としない状態で、ブームシリンダ8への圧油供給を行うことができると共に、該ハイブリッドポンプ32への供給トルクは、ブーム上昇時ハイブリッドポンプトルク制限値Thuとなるように制御される。一方、エンジンEの回転数は、低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nruの下限値Nrulまで低減するように制御されると共に、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクは、各アクセルダイヤル値における低減制御用ブーム上昇時メインポンプ目標トルクTruの下限値Trulまで低減するように制御され、而して、エンジン回転数及び第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクが低減することになって、エンジンEの燃費低減に大きく貢献できることになる。   First, when the accumulated pressure of the accumulator 36 is sufficient and the accumulated pressure ΔP has reached the high set pressure PH, the supply ratio β calculated by the sharing ratio calculation unit 73 is “1”, and the assist ratio α is “0”. In this case, however, as described above, the second control valve 19 and the third control valve 37 have the flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever set to the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8. The first control valve 18 is held at the neutral position N. As a result, the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 has a maximum flow rate from the second main pump 10 (when the operation amount of the boom operation lever is maximum) and a maximum of one from the hybrid pump 32. The flow rate for the pump is combined and supplied. At this time, since the hybrid pump 32 sucks and discharges the high-pressure oil accumulated in the accumulator 36, the torque is supplied from the accumulator 36, and thus almost the supply torque from the engine E is necessary. In such a state, the pressure oil can be supplied to the boom cylinder 8 and the supply torque to the hybrid pump 32 is controlled to be the hybrid pump torque limit value Thu when the boom is raised. On the other hand, the rotational speed of the engine E is controlled to be reduced to the lower limit value Nrul of the target engine rotational speed Nru when the boom for reduction control is raised, and supplied from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10. The torque is controlled so as to be reduced to the lower limit value Trul of the main pump target torque Tru when the boom for reduction control at each accelerator dial value is raised. Thus, the engine speed and the first and second main pumps 9 and 10 are controlled. As a result, the supply torque of the engine E can be greatly reduced, and the fuel efficiency of the engine E can be greatly reduced.
これに対し、アキュムレータ36の蓄圧量が殆どなく蓄圧圧力ΔPが低設定圧PL以下の場合、分担割合演算部73により演算される供給割合βは「0」、アシスト割合αは「1」となるが、この場合は、前述したように、第一コントロールバルブ18及び第二コントロールバルブ19は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量をブームシリンダ8のヘッド側油室8aに供給するように制御される一方、第三コントロールバルブ37は、中立位置Nに保持される。これにより、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aには、第一メインポンプ9から最大で一ポンプ分の流量と、第二メインポンプ10から最大で一ポンプ分の流量とが合流して供給されると共に、ハイブリッドポンプ32からの圧油供給は停止される。このとき、ハイブリッドポンプ32は、供給トルクがゼロとなるように、つまり容量ゼロとなるように制御される。一方、エンジンEの回転数は、低減制御用ブーム上昇時目標エンジン回転数Nruの上限値となるように制御されると共に、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクは、メインポンプ標準目標トルクTmsと略等しくなるように制御され、而して、アキュムレータ36の蓄圧量が殆どない場合には、ブーム上昇に必要充分なトルクがエンジンEから第一、第二メインポンプ9、10に供給されることになる。   On the other hand, when there is almost no pressure accumulation amount of the accumulator 36 and the pressure accumulation pressure ΔP is equal to or lower than the low set pressure PL, the supply ratio β calculated by the sharing ratio calculation unit 73 is “0” and the assist ratio α is “1”. In this case, however, as described above, the first control valve 18 and the second control valve 19 supply the flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever to the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8. On the other hand, the third control valve 37 is held in the neutral position N. As a result, the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 is supplied with the flow rate of one pump at the maximum from the first main pump 9 and the flow rate of one pump at the maximum from the second main pump 10. At the same time, the supply of pressure oil from the hybrid pump 32 is stopped. At this time, the hybrid pump 32 is controlled so that the supply torque becomes zero, that is, the capacity becomes zero. On the other hand, the rotational speed of the engine E is controlled to be an upper limit value of the target engine rotational speed Nru when the boom for reduction control is raised, and the supply torque from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10 is The main pump standard target torque Tms is controlled so as to be substantially equal to the main pump standard target torque Tms. Therefore, when there is almost no accumulator 36 accumulated pressure, sufficient torque necessary for raising the boom is supplied from the engine E to the first and second main pumps. 9 and 10 will be supplied.
また、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPが高設定圧PHと低設定圧PLの間のとき、供給割合β及びアシスト割合αは「1」〜「0」の間の値(但し、β=α−1)となるが、この場合、第三コントロールバルブ37は、供給割合βの増減、つまり蓄圧圧力ΔPの増減に対応してヘッド側油室8aへの供給流量が増減するように制御される。また、第一コントロールバルブ18は、アシスト割合αの増減に対応してヘッド側油室8aへの供給流量が増減するように制御される。
ここで、前記第三コントロールバルブ37からヘッド側油室8aへの供給流量は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量に供給割合βを乗じた流量であり、また、第一コントロールバルブ18からヘッド側油室8aへの供給流量は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量にアシスト割合αを乗じた流量であり、しかもアシスト割合αと供給割合βとを足すと「1」となる(α+β=1)ように設定されているから、第三コントロールバルブ37からの供給流量が減少するに伴い第一コントロールバルブ18からの供給流量が増加すると共に、第三コントロールバルブ37からの供給流量と第一コントロールバルブ18からの供給流量とを足すと、ブーム用操作レバーに応じて要求される流量になる。つまり、第三コントロールバルブ37からの供給流量だけでは不足する流量分を、第一コントロールバルブ18からの供給流量で補うように制御されることになる。而して、ハイブリッドポンプ32及び第一メインポンプ9から足して最大で一ポンプ分の流量がヘッド側油室8aに供給される。
また、第二コントロールバルブ19は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量をヘッド側油室8aに供給するように制御され、これにより、第二メインポンプ10から最大で一ポンプ分の流量がヘッド側油室8aに供給される。
これにより、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aには、第二メインポンプ10から供給される最大一ポンプ分の流量と、ハイブリッドポンプ32及び第一メインポンプ9から供給される足して最大一ポンプ分の流量とが合流して供給されることになり、よって、アキュムレータ36の蓄圧量が変動しても、アキュムレータ36に充分蓄圧されている場合と同等の圧油供給を行えることになる。このとき、ハイブリッドポンプ32は、ブーム上昇時ハイブリッドポンプトルク制限値Thuに供給割合βを乗じたトルクが供給されるように、つまり、供給割合βの増減に応じて(アキュムレータ36の蓄圧量の増減に応じて)供給トルクが増減するように制御される。一方、エンジンEの回転数、及びエンジンEから第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクは、アキュムレータ36の蓄圧量が多いほど低減するように制御される。
When the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36 is between the high set pressure PH and the low set pressure PL, the supply ratio β and the assist ratio α are values between “1” and “0” (where β = α−1). In this case, the third control valve 37 is controlled such that the supply flow rate to the head side oil chamber 8a increases or decreases in response to the increase or decrease of the supply ratio β, that is, the increase or decrease of the accumulated pressure ΔP. The first control valve 18 is controlled so that the supply flow rate to the head-side oil chamber 8a increases or decreases in response to the increase or decrease of the assist ratio α.
Here, the supply flow rate from the third control valve 37 to the head side oil chamber 8a is a flow rate obtained by multiplying the flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever by the supply ratio β, The supply flow rate from the control valve 18 to the head side oil chamber 8a is a flow rate obtained by multiplying the flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever by the assist rate α, and the assist rate α and the supply rate β. Since it is set to be “1” (α + β = 1) when added, the supply flow rate from the first control valve 18 increases as the supply flow rate from the third control valve 37 decreases, and the third When the supply flow rate from the control valve 37 and the supply flow rate from the first control valve 18 are added, the flow rate required according to the boom operation lever is obtained. In other words, the flow rate that is insufficient only by the supply flow rate from the third control valve 37 is controlled to be supplemented by the supply flow rate from the first control valve 18. Thus, a flow rate corresponding to a maximum of one pump added from the hybrid pump 32 and the first main pump 9 is supplied to the head-side oil chamber 8a.
The second control valve 19 is controlled so as to supply a flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever to the head-side oil chamber 8a. The flow rate of the minute is supplied to the head side oil chamber 8a.
Thus, the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 has a maximum flow rate of one pump supplied from the second main pump 10 and a maximum of one pump supplied from the hybrid pump 32 and the first main pump 9. Therefore, even if the pressure accumulation amount of the accumulator 36 fluctuates, it is possible to supply pressure oil equivalent to the case where the accumulator 36 is sufficiently accumulated. At this time, the hybrid pump 32 is supplied with a torque obtained by multiplying the hybrid pump torque limit value Thu when the boom is raised by the supply ratio β, that is, according to the increase / decrease in the supply ratio β (increase / decrease in the accumulator 36 accumulator amount). The supply torque is controlled to increase or decrease. On the other hand, the rotational speed of the engine E and the supply torque from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10 are controlled so as to decrease as the pressure accumulation amount of the accumulator 36 increases.
次に、ブーム用操作レバーがブーム下降側に操作された場合の制御装置16の制御について説明するが、まず、前述したように、ブーム下降側に操作された場合に分担割合演算部73から出力されるアシスト割合α及び供給割合βは、アキュムレータ36の蓄圧圧力ΔPの値に関わらず、常に「1」となるように設定されている。また、ブーム下降側の操作は、前述した機体持ち上げ動作を行う場合と、機体持ち上げ動作以外の通常動作を行う場合(ブーム5を空中降下させる場合、あるいは掘削作業や運搬作業を行う場合等)とがある。そして、機体持ち上げ動作時であるか否かの判断は、前記機体持ち上げ動作判断部98において行われ、機体持ち上げ動作時である場合には機体持ち上げ動作ON信号が出力され、また、機体持ち上げ動作時でない場合には機体持ち上げ動作OFF信号が出力されるが、該機体持ち上げ動作判断部98の判断結果により制御装置16の制御が異なるため、まず、ブーム下降側に操作されたときに機体持ち上げ動作OFF(機体持ち上げ動作判断部98から機体持ち上げ動作OFF信号出力)の場合、つまり通常動作の場合について説明する。   Next, the control of the control device 16 when the boom operation lever is operated to the boom lowering side will be described. First, as described above, when the boom operating lever is operated to the boom lowering side, the output from the sharing ratio calculation unit 73 is performed. The assist ratio α and the supply ratio β to be set are always set to “1” regardless of the value of the accumulated pressure ΔP of the accumulator 36. The operation on the lowering side of the boom is performed when the above-described aircraft lifting operation is performed, when a normal operation other than the aircraft lifting operation is performed (when the boom 5 is lowered in the air, or when excavation work or transportation work is performed). There is. The aircraft lifting operation determination unit 98 determines whether or not it is during the aircraft lifting operation, and when it is during the aircraft lifting operation, an aircraft lifting operation ON signal is output. Otherwise, the airframe lifting operation OFF signal is output. However, since the control of the control device 16 differs depending on the determination result of the airframe lifting operation determination unit 98, the airframe lifting operation OFF is first performed when operated to the boom lowering side. The case of (the body lifting operation OFF signal output from the body lifting operation determination unit 98), that is, the normal operation will be described.
扨、機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合、制御装置16は、前記目標エンジン回転数設定部83において実行される制御に基づいて、エンジンコントローラ64に対し、エンジンEの目標回転数を、低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nrdにするように制御信号を出力する。これにより、エンジン回転数は、低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nrdまで低減するように制御される。尚、アクセルダイヤル62のダイヤル値により設定される標準目標エンジン回転数Nsの方が低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nrdよりも小さい場合には、標準目標エンジン回転数Nsとなるように制御される。   When the body lifting operation is turned off and the boom is lowered, the control device 16 controls the engine controller 64 with respect to the target rotational speed of the engine E based on the control executed by the target engine rotational speed setting unit 83. Is output to a target engine speed Nrd when the reduction control boom is lowered. As a result, the engine speed is controlled to be reduced to the target engine speed Nrd when the reduction control boom is lowered. When the standard target engine speed Ns set by the dial value of the accelerator dial 62 is smaller than the target engine speed Nrd when the reduction control boom is lowered, the standard target engine speed Ns is controlled. Is done.
さらに、機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合、制御装置16は、前記メインポンプトルク制御部86において実行される制御に基づいて、メインポンプ制御用電磁比例減圧弁17に対し、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10に供給されるトルクが、ブーム下降時トルクテーブル89により設定される低減制御用ブーム下降時メインポンプ目標トルクTrdとなるように制御信号を出力する。これにより第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクは、同じアクセルダイヤル値のメインポンプ標準目標トルクTmsよりも低減するように制御される。   Furthermore, when the body lifting operation is turned off and the boom lowering side is operated, the control device 16 controls the engine with respect to the main pump control electromagnetic proportional pressure reducing valve 17 based on the control executed by the main pump torque control unit 86. A control signal is output so that the torque supplied from E to the first and second main pumps 9, 10 becomes the main pump target torque Trd during boom lowering for reduction control set by the boom lowering torque table 89. Thus, the supply torque to the first and second main pumps 9 and 10 is controlled to be lower than the main pump standard target torque Tms having the same accelerator dial value.
さらに、機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合、制御装置16は、前記第一コントロールバルブ制御部75において実行される制御に基づいて、第一下降側電磁比例減圧弁24に対して制御信号を出力する。これにより、第一コントロールバルブ18が下降側位置Yに切換り、而して、ブームシリンダ8aのヘッド側油室8aからの排出油が、下降側位置Yの再生用弁路18cを経由してロッド側油室8bに供給されるが、その流量は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量となるように制御される。また、第一コントロールバルブ18が下降側位置Yのときの第一メインポンプ9の吐出流量は、前述したように、ネガティブコントロール流量制御によって最小となるように制御される。
尚、第二コントロールバルブ19は、ブーム5の下降時には中立位置Nに保持され、而して、ブームシリンダ8に対する油給排を行わないと共に、第二メインポンプ9の吐出流量も、ネガティブコントロール流量制御によって最小となるように制御される。
Further, when the aircraft is lifted off and operated to the boom lowering side, the control device 16 controls the first lowering electromagnetic proportional pressure reducing valve 24 based on the control executed by the first control valve control unit 75. Output a control signal. As a result, the first control valve 18 is switched to the lower side position Y, and the oil discharged from the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8a passes through the regeneration valve path 18c at the lower side position Y. Although supplied to the rod-side oil chamber 8b, the flow rate is controlled to be a flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever. Further, as described above, the discharge flow rate of the first main pump 9 when the first control valve 18 is at the lowering position Y is controlled to be minimized by the negative control flow rate control.
The second control valve 19 is held at the neutral position N when the boom 5 is lowered, and therefore does not supply and discharge oil to the boom cylinder 8, and the discharge flow rate of the second main pump 9 is also the negative control flow rate. It is controlled to be minimized by the control.
さらに、機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合、制御装置16は、ハイブリッドポンプ32の容量制御を行うべくハイブリッドポンプ用レギュレータ35に対して制御信号を出力する。この場合、制御装置16は、まず、ハイブリッドポンプトルク演算部90において、ブーム下降時ハイブリッドポンプ出力制限値Pdと実エンジン回転数Naとに基づいてブーム下降時ハイブリッドポンプトルク制限値Thdを求めて、該ブーム下降時ハイブリッドポンプトルク制限値Thdをハイブリッドポンプ目標トルクThtとし、次いで、ハイブリッドポンプ容量制御部94において、上記ハイブリッドポンプ目標トルクThtとハイブリッドポンプ吐出圧Phとに基づいてハイブリッドポンプ要求容量Dhrを求め、そして該ハイブリッドポンプ要求容量Dhrを、ハイブリッドポンプ用レギュレータ35に対する制御指令値に変換して出力する。これによりハイブリッドポンプ32の容量は、該ハイブリッドポンプ32にブーム下降時ハイブリッドポンプトルク制限値Thdが供給される容量となるように制御される。また、ブーム用操作レバーの操作量に応じて求められる操作要求ポンプ容量DRの方がハイブリッドポンプ要求容量Dhrよりも小さい場合には、ハイブリッドポンプ32の容量は操作要求ポンプ容量DRとなるように制御される。   Further, when the body lifting operation is turned OFF and the boom is lowered, the control device 16 outputs a control signal to the hybrid pump regulator 35 in order to control the capacity of the hybrid pump 32. In this case, the control device 16 first obtains the boom lowering hybrid pump torque limit value Thd in the hybrid pump torque calculating unit 90 based on the boom lowering hybrid pump output limit value Pd and the actual engine speed Na. The hybrid pump torque limit value Thd when the boom is lowered is set as the hybrid pump target torque Tht, and then the hybrid pump capacity control unit 94 sets the hybrid pump required capacity Dhr based on the hybrid pump target torque Tht and the hybrid pump discharge pressure Ph. Then, the hybrid pump required capacity Dhr is converted into a control command value for the hybrid pump regulator 35 and output. As a result, the capacity of the hybrid pump 32 is controlled so that the hybrid pump 32 is supplied with the hybrid pump torque limit value Thd when the boom is lowered. Further, when the operation request pump capacity DR required in accordance with the operation amount of the boom operation lever is smaller than the hybrid pump request capacity Dhr, control is performed so that the capacity of the hybrid pump 32 becomes the operation request pump capacity DR. Is done.
さらに、機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合、制御装置16は、前記第三コントロールバルブ制御部78において実行される制御に基づいて、第三下降側電油変換弁39に対して制御信号を出力する。該第三下降側電油変換弁39に対する制御信号は、機体持ち上げ動作OFFの場合は、前述したように、第三コントロールバルブ37を第一下降側位置Y1に切換える制御信号値であり、而して、ハイブリッドポンプ32の吐出油が、第一下降側位置Y1の第三コントロールバルブ37の供給用弁路37aを経由してシリンダロッド側油路21に流れて、ブームシリンダ8のロッド側油室8bに供給されるが、該第三コントロールバルブ37からロッド側油室8bへの供給流量は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量となるように制御される。この場合、第一下降側位置Y1の第三コントロールバルブ37は、ヘッド側油室8aからの排出油を油タンク11に流す排出用弁路37bを閉じており、而して、ヘッド側油室8aの油が第三コントロールバルブ37を経由して油タンク11に流れることがないようになっている。   Further, when the aircraft is lifted off and operated to the boom lowering side, the control device 16 controls the third lowering-side electro-oil conversion valve 39 based on the control executed by the third control valve control unit 78. Output a control signal. The control signal for the third descending electro-oil conversion valve 39 is a control signal value for switching the third control valve 37 to the first descending position Y1, as described above, when the body lifting operation is OFF. Thus, the discharge oil of the hybrid pump 32 flows into the cylinder rod side oil passage 21 via the supply valve passage 37a of the third control valve 37 at the first descending position Y1, and the rod side oil chamber of the boom cylinder 8 is supplied. Although supplied to 8b, the supply flow rate from the third control valve 37 to the rod side oil chamber 8b is controlled to be a flow rate required according to the operation amount of the boom operation lever. In this case, the third control valve 37 at the first descending position Y1 closes the discharge valve path 37b for flowing the oil discharged from the head side oil chamber 8a to the oil tank 11, and thus the head side oil chamber. The oil 8 a is prevented from flowing into the oil tank 11 via the third control valve 37.
さらに、機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合、制御装置16は、ドリフト低減弁用電磁比例減圧弁30に対し、ON位置Xに切換わるようON信号を出力する。これにより、ドリフト低減弁29は、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aからの油排出を許容する状態になる。   Furthermore, when the body lifting operation is turned OFF and the boom is lowered, the control device 16 outputs an ON signal to the drift reducing valve electromagnetic proportional pressure reducing valve 30 so as to switch to the ON position X. As a result, the drift reduction valve 29 is allowed to discharge oil from the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8.
さらに、機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合、制御装置16は、回収用電油変換弁44に対し、回収用バルブ41を開位置Xに切換えるよう制御信号を出力する。これにより、回収用バルブ41が回収油路40を開く開位置Xに切換り、而して、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aから排出された油が、回収油路40を経由してアキュムレータ油路42及びサクション油路33に流れて、アキュムレータ36に蓄圧されると共に、ハイブリッドポンプ32の吸入側に供給されるようになっているが、該回収油路40の流量は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて要求される流量となるように制御される。さらにこのとき、制御装置16は、アキュムレータチェックバルブ用電磁切換弁48に対し、ON位置Xに切換るようON信号を出力する。これにより、殆ど圧力損失のない状態で回収油路40からアキュムレータ油路42に油を流すことができるようになっている。   Furthermore, when the body lifting operation is turned OFF and the boom is lowered, the control device 16 outputs a control signal to the recovery electro-oil conversion valve 44 so as to switch the recovery valve 41 to the open position X. As a result, the recovery valve 41 switches to the open position X where the recovery oil passage 40 is opened, and thus the oil discharged from the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 passes through the recovery oil passage 40 and is stored in the accumulator. The oil flows into the oil passage 42 and the suction oil passage 33, accumulates pressure in the accumulator 36, and is supplied to the suction side of the hybrid pump 32. The flow rate of the recovery oil passage 40 is controlled by the boom operating lever. The flow rate is controlled according to the operation amount. Further, at this time, the control device 16 outputs an ON signal to the accumulator check valve electromagnetic switching valve 48 so as to switch to the ON position X. As a result, oil can flow from the recovery oil passage 40 to the accumulator oil passage 42 with almost no pressure loss.
而して、機体持ち上げ動作時以外のブーム5の下降時には、第三コントロールバルブ37を経由するハイブリッドポンプ32からの圧油がブームシリンダ8のロッド側油室8bに供給されることになるが、この場合、上記ハイブリッドポンプ32は、ヘッド側油室8aから排出された高圧の圧油を吸込んで吐出するため、該高圧の排出油からトルクが供給されることになり、而して、エンジンEからの供給トルクを殆ど必要としない状態で、ブームシリンダ8への圧油供給を行うことができると共に、該ハイブリッドポンプ32への供給トルクは、ブーム下降時ハイブリッドポンプトルク制限値Thdとなるように制御される。また、エンジンEの回転数は、低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nrdまで低減するように制御されると共に、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクは、各アクセルダイヤル値における低減制御用ブーム下降時メインポンプ目標トルクTrdまで低減するように制御され、而して、エンジン回転数及び第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクが低減することになって、エンジンEの燃費低減に大きく貢献することができる。   Thus, when the boom 5 is lowered other than during the airframe lifting operation, the pressure oil from the hybrid pump 32 via the third control valve 37 is supplied to the rod side oil chamber 8b of the boom cylinder 8. In this case, since the hybrid pump 32 sucks and discharges the high pressure oil discharged from the head side oil chamber 8a, torque is supplied from the high pressure discharge oil. The hydraulic oil can be supplied to the boom cylinder 8 in a state where almost no supply torque is required, and the supply torque to the hybrid pump 32 is set to the hybrid pump torque limit value Thd when the boom is lowered. Be controlled. Further, the rotational speed of the engine E is controlled to be reduced to the target engine rotational speed Nrd when the boom for reduction control is lowered, and the supply torque from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10 is The accelerator dial value is controlled to be reduced to the main pump target torque Trd when the boom for reduction control is lowered, and thus the engine speed and the supply torque to the first and second main pumps 9 and 10 are reduced. Thus, the fuel efficiency of the engine E can be greatly reduced.
一方、機体持ち上げ動作時以外のブーム5の下降時に、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aから排出される油は、作業部4の有する位置エネルギーにより高圧となっていると共に、ピストン8cに作用する受圧面積の関係からロッド側油室8bへの供給量に対して略2倍の排出量となるが、該ヘッド側油室8aからの排出油は、回収油路40を経由してサクション油路33及びアキュムレータ油路42に流れる。そして、サクション油路33に流れた油は、ハイブリッドポンプ32の吸入側に供給され、該ハイブリッドポンプ32からロッド側油室8bに供給される一方、アキュムレータ油路42に供給された圧油はアキュムレータ36に蓄圧されて、前述したように、ブーム5の上昇時にハイブリッドポンプ32からヘッド側油室8aに供給されることになる。而して、作業部4の有する位置エネルギーを、無駄にすることなく回収、再利用できるようになっている。
尚、機体持ち上げ動作時以外のブーム5の下降時に、ヘッド側油室8aからの排出油のうち一部は、第一コントロールバルブ18の再生用弁路18dを経由してロッド側油室8bに供給される。
On the other hand, the oil discharged from the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 at the time of lowering of the boom 5 other than during the body lifting operation becomes high pressure due to the potential energy of the working unit 4 and acts on the piston 8c. The amount of oil discharged from the head side oil chamber 8a is approximately twice as large as the amount supplied to the rod side oil chamber 8b due to the pressure receiving area. 33 and the accumulator oil passage 42. The oil flowing in the suction oil passage 33 is supplied to the suction side of the hybrid pump 32 and supplied from the hybrid pump 32 to the rod-side oil chamber 8b, while the pressure oil supplied to the accumulator oil passage 42 is supplied to the accumulator. The pressure is accumulated in 36 and, as described above, is supplied from the hybrid pump 32 to the head-side oil chamber 8a when the boom 5 is raised. Thus, the potential energy of the working unit 4 can be recovered and reused without being wasted.
In addition, when the boom 5 is lowered other than during the airframe lifting operation, a part of the oil discharged from the head side oil chamber 8a passes through the regeneration valve path 18d of the first control valve 18 to the rod side oil chamber 8b. Supplied.
次いで、ブーム下降側に操作されたときに機体持ち上げ動作ON(機体持ち上げ動作判断部98から機体持ち上げ動作ON信号出力)の場合の制御装置16の制御について説明するが、この場合、エンジンコントローラ64およびメインポンプ制御用電磁比例減圧弁17に対しては、前述した機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合と同様の制御がなされ、これによりエンジンEの目標回転数は、低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nrdまで低減するように制御されると共に、第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクは、同じアクセルダイヤル値のメインポンプ標準目標トルクTmsよりも低減するように制御される。また、ドリフト低減弁用電磁比例減圧弁30に対しても、前述した機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合と同様の制御がなされ、これによりブームシリンダ8のヘッド側油室8aからの油排出が許容される。さらに、第一下降側電磁比例減圧弁24に対しても、機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合と同様の制御がなされ、これにより第一コントロールバルブ18は下降側位置Yに切換わるが、機体持ち上げ動作ONの場合、ブームシリンダ8のロッド側圧力PBRの方がヘッド側圧力PBHよりも高圧であるため、ヘッド側油室8aの油が再生用弁路18cを経由してロッド側油室8bに流れることなく、また、ロッド側油室8bからヘッド側油室8aへの油の流れはチェック弁18dにより阻止されているため、第一コントロールバルブ18によるブームシリンダ8への油給排は行われない。また、第二コントロールバルブ19によるブームシリンダ8への油給排も、機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合と同様に行われない。   Next, the control of the control device 16 when the body lifting operation is ON when the boom lowering side is operated (the body lifting operation ON signal output from the body lifting operation determination unit 98) will be described. In this case, the engine controller 64 and The electromagnetic proportional pressure reducing valve 17 for main pump control is controlled in the same manner as when the body lifting operation is turned off and the boom is lowered, so that the target rotational speed of the engine E is reduced to the reduction control boom. Control is performed so that the engine speed decreases to the target engine speed Nrd when descending, and the supply torque to the first and second main pumps 9 and 10 is reduced to be lower than the main pump standard target torque Tms of the same accelerator dial value. Be controlled. Also, the electromagnetic proportional pressure reducing valve 30 for the drift reduction valve is controlled in the same manner as when the body lifting operation is turned off and the boom lowering side is operated, so that the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 is controlled. Oil drainage is allowed. Further, the same control as when the first lowering electromagnetic proportional pressure reducing valve 24 is operated to the boom lowering side with the body lifting operation OFF is performed, whereby the first control valve 18 is switched to the lowering position Y. In other words, when the airframe lifting operation is ON, the rod-side pressure PBR of the boom cylinder 8 is higher than the head-side pressure PBH, so that the oil in the head-side oil chamber 8a passes through the regeneration valve path 18c to the rod. Since oil does not flow into the side oil chamber 8b and the flow of oil from the rod side oil chamber 8b to the head side oil chamber 8a is blocked by the check valve 18d, the oil to the boom cylinder 8 by the first control valve 18 is prevented. Supply and discharge are not performed. Further, the oil supply / discharge to the boom cylinder 8 by the second control valve 19 is not performed as in the case where the boom lifting operation is turned off and the boom lowering side is operated.
さらに、機体持ち上げ動作ONでブーム下降側に操作された場合、制御装置16は、前記ハイブリッドポンプ容量制御部94において実行される制御に基づいて、ハイブリッドポンプ用レギュレータ35に対して制御指令を出力する。この場合、ハイブリッドポンプ容量制御部94は、機体持ち上げ用ポンプ容量DLをハイブリッドポンプ目標容量Dhtとして、ハイブリッドポンプ用レギュレータ35に対する制御指令値に変換して出力する。これによりハイブリッドポンプ32の容量は、機体持ち上げ動作を行うのに適切なポンプ流量となるように制御される。   Further, when the body lifting operation is turned on and the boom is lowered, the control device 16 outputs a control command to the hybrid pump regulator 35 based on the control executed by the hybrid pump capacity control unit 94. . In this case, the hybrid pump displacement control unit 94 converts the fuselage lifting pump displacement DL to the hybrid pump target displacement Dht, converts it into a control command value for the hybrid pump regulator 35, and outputs it. Thereby, the capacity | capacitance of the hybrid pump 32 is controlled so that it may become a pump flow rate suitable for performing airframe lifting operation.
さらに、機体持ち上げ動作ONでブーム下降側に操作された場合、制御装置16は、前記第三コントロールバルブ制御部78において実行される制御に基づいて、第三下降側電油変換弁39に対して制御信号を出力する。該第三下降側電油変換弁39に対する制御信号は、前述したように、機体持ち上げ動作ONの場合は、第三コントロールバルブ37を第二下降側位置Y2に切換える制御信号値であり、而して、ハイブリッドポンプ32の吐出油が、第二下降側位置Y2の第三コントロールバルブ37の供給用弁路37aを経由してシリンダロッド側油路21に流れて、ブームシリンダ8のロッド側油室8bに供給されると共に、ヘッド側油室8aからシリンダヘッド側油路20に排出された油が、第二下降側位置Y2の第三コントロールバルブ37の排出用弁路37bを経由して油タンク11に流れる。   Further, when the body lifting operation is turned on and operated to the boom lowering side, the control device 16 controls the third lowering-side electro-oil conversion valve 39 based on the control executed in the third control valve control unit 78. Output a control signal. As described above, the control signal for the third descending electro-hydraulic conversion valve 39 is a control signal value for switching the third control valve 37 to the second descending position Y2 when the body lifting operation is ON. Thus, the discharge oil of the hybrid pump 32 flows into the cylinder rod side oil passage 21 via the supply valve passage 37a of the third control valve 37 at the second descending position Y2, and the rod side oil chamber of the boom cylinder 8 is supplied. Oil supplied to the cylinder head side oil passage 20 from the head side oil chamber 8a is supplied to the oil tank 8b through the discharge valve passage 37b of the third control valve 37 at the second descending position Y2. 11 flows.
さらに、機体持ち上げ動作ONでブーム下降側に操作された場合、制御装置16は、回収用電油変換弁44に対し、機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合と同様に、回収用バルブ41を開位置Xに切換えるよう制御信号を出力する。これにより、回収用バルブ41は回収油路40を開く開位置Xに切換わるが、前述したように、ヘッド側油室8aからシリンダヘッド側油路20に排出された油は第二下降側位置Y2の第三コントロールバルブを経由して油タンク11に流れるため、機体持ち上げ動作ONの場合は、ヘッド側油室8aからの排出油が回収油路40を経由してアキュムレータ油路42やサクション油路33に供給されることがないようになっている。尚、アキュムレータ油路42やサクション油路33からシリンダヘッド側油路20への油の流れは、チェック弁43により阻止される。   Further, when the body lifting operation is turned on and operated to the boom lowering side, the control device 16 makes the recovery electro-hydraulic conversion valve 44 the same as when the body lifting operation is turned off and operated to the boom lowering side. A control signal is output so as to switch the valve 41 to the open position X. As a result, the recovery valve 41 is switched to the open position X that opens the recovery oil passage 40, but as described above, the oil discharged from the head-side oil chamber 8a to the cylinder head-side oil passage 20 is in the second descending position. Since it flows to the oil tank 11 via the Y2 third control valve, when the machine lifting operation is ON, the oil discharged from the head side oil chamber 8a passes through the recovery oil passage 40 and the accumulator oil passage 42 and the suction oil. It is not supplied to the path 33. It should be noted that the flow of oil from the accumulator oil passage 42 or the suction oil passage 33 to the cylinder head side oil passage 20 is blocked by the check valve 43.
さらに、機体持ち上げ動作ONでブーム下降側に操作された場合、制御装置16は、アキュムレータチェックバルブ用電磁切換弁48に対し、ON位置Xに切換るようON信号を出力する。これにより、アキュムレータチェックバルブ45は、アキュムレータ油路42からサクション油路33への油の流れを許容する状態になる。而して、アキュムレータ36に蓄圧された圧油がサクション油路33を経由して、ハイブリッドポンプ32の吸入側に供給される。   Further, when the body lifting operation is turned on and operated to the boom lowering side, the control device 16 outputs an ON signal to the accumulator check valve electromagnetic switching valve 48 so as to switch to the ON position X. As a result, the accumulator check valve 45 is in a state of allowing the oil flow from the accumulator oil passage 42 to the suction oil passage 33. Thus, the pressure oil accumulated in the accumulator 36 is supplied to the suction side of the hybrid pump 32 via the suction oil passage 33.
而して、機体持ち上げ動作時には、第二下降側位置Y2の第三コントロールバルブ37を経由して、ハイブリッドポンプ32からの圧油がブームシリンダ8のロッド側油室8bに供給されることになるが、該ハイブリッドポンプ32の容量は、機体持ち上げ動作に適した吐出流量となるように制御され、よって、ロッド側油室8bに機体持ち上げ動作に適した流量の圧油を供給できることになるが、さらにこの場合、ハイブリッドポンプ32は、アキュムレータ36に蓄圧された高圧の圧油を吸込んで吐出するため、エンジンEからの供給トルクを殆ど必要としない状態で、ブームシリンダ8への圧油供給を行うことができると共に、該ハイブリッドポンプ32への供給トルクは、ブーム下降時ハイブリッドポンプトルク制限値Thdとなるように制御される。また、エンジンEの回転数は、低減制御用ブーム下降時目標エンジン回転数Nrdまで低減するように制御されると共に、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクは、各アクセルダイヤル値における低減制御用ブーム下降時メインポンプ目標トルクTrdまで低減するように制御され、而して、前述した機体持ち上げ動作OFFでブーム下降側に操作された場合と同様に、エンジン回転数及び第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクが低減することになって、エンジンEの燃費低減に大きく貢献できる。   Thus, during the body lifting operation, the pressure oil from the hybrid pump 32 is supplied to the rod side oil chamber 8b of the boom cylinder 8 via the third control valve 37 at the second descending position Y2. However, the capacity of the hybrid pump 32 is controlled so as to be a discharge flow rate suitable for the airframe lifting operation, and therefore, the pressure oil having a flow rate suitable for the airframe lifting operation can be supplied to the rod side oil chamber 8b. Further, in this case, the hybrid pump 32 sucks and discharges the high-pressure pressure oil accumulated in the accumulator 36, so that the pressure oil is supplied to the boom cylinder 8 with almost no supply torque from the engine E required. In addition, the supply torque to the hybrid pump 32 becomes the hybrid pump torque limit value Thd when the boom is lowered. It is controlled to. Further, the rotational speed of the engine E is controlled to be reduced to the target engine rotational speed Nrd when the boom for reduction control is lowered, and the supply torque from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10 is The accelerator dial value is controlled so as to decrease to the main pump target torque Trd when the boom for lowering control is lowered. Since the torque supplied to the first and second main pumps 9 and 10 is reduced, the fuel efficiency of the engine E can be greatly reduced.
一方、機体持ち上げ動作時に、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aから排出される油は、第二下動側位置Y2の第三コントロールバルブ37を経由して油タンク11に流れ、これによりヘッド側油室8aの圧力が低下する。そして、該ヘッド側油室8aの圧力が低下することで、ロッド側圧力PBRとヘッド側圧力PBHとの差圧ΔPBが大きくなって、ブームシリンダ8を縮小せしめるべくピストン8cに働く推力が大きくなる。而して、機体持ち上げ動作を、スムーズに行うことができるようになっている。   On the other hand, during the airframe lifting operation, the oil discharged from the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 flows into the oil tank 11 via the third control valve 37 at the second lower movement side position Y2, thereby the head side. The pressure in the oil chamber 8a decreases. As the pressure in the head side oil chamber 8a decreases, the differential pressure ΔPB between the rod side pressure PBR and the head side pressure PBH increases, and the thrust acting on the piston 8c to reduce the boom cylinder 8 increases. . Thus, the airframe lifting operation can be performed smoothly.
叙述の如く構成された本形態において、油圧ショベル1の制御システムには、ブーム5の下降時にブームシリンダ8のヘッド側油室8aから排出された油を蓄圧するアキュムレータ36と、ブーム5の上昇時に前記アキュムレータ36に蓄圧された圧油を吸込んでブームシリンダ8のヘッド側油室8aに供給するハイブリッドポンプ32とを備えていると共に、該ハイブリッドポンプ32は、ブーム5の下降時(本実施の形態では、機体持ち上げ動作時以外のブーム5の下降時)に、ブームシリンダ8のヘッド側油室8aからの排出油を吸込んでブームシリンダ8のロッド側油室8bに供給するように構成されており、而して、作業部4の有する位置エネルギーを油エネルギーに変換して有効に回収、再利用できることになるが、さらにこのものにおいて、前記ハイブリッドポンプ32は、制御装置16から出力される制御指令によってポンプ容量を可変せしめるハイブリッドポンプ用レギュレータ35を備えていると共に、前記制御装置16は、ブーム5の上昇時に、ハイブリッドポンプ32に供給されるトルクが、アキュムレータ36の蓄圧量が充分な場合に供給されるブーム上昇時ハイブリッドポンプトルク制限値Thuを上限として、アキュムレータ36の蓄圧量が減少するほど供給トルクも小さくなり、アキュムレータ36の蓄圧量が無くなると供給トルクがゼロとなるように、ハイブリッドポンプ32の容量制御を行う一方、ブーム5の下降時には、ハイブリッドポンプ32に供給されるトルクが、ブーム下降時ハイブリッドポンプトルク制限値Thdとなるように、ハイブリッドポンプ32の容量制御を行うことになる。   In the present embodiment configured as described, the control system of the hydraulic excavator 1 includes an accumulator 36 that accumulates oil discharged from the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 when the boom 5 is lowered, and a boom 5 that is raised. And a hybrid pump 32 that sucks the pressure oil accumulated in the accumulator 36 and supplies it to the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8. The hybrid pump 32 is used when the boom 5 is lowered (this embodiment). Then, when the boom 5 is lowered except during the body lifting operation, the oil discharged from the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 is sucked and supplied to the rod side oil chamber 8b of the boom cylinder 8. Thus, the potential energy of the working unit 4 can be converted into oil energy and effectively recovered and reused. The hybrid pump 32 includes a hybrid pump regulator 35 that varies the pump capacity in accordance with a control command output from the control device 16, and the control device 16 is configured so that when the boom 5 is raised, the hybrid pump 32. With the upper limit of the boom rising hybrid pump torque limit value Thu supplied when the accumulated pressure of the accumulator 36 is sufficient, the supplied torque decreases as the accumulated pressure of the accumulator 36 decreases. The capacity of the hybrid pump 32 is controlled so that the supply torque becomes zero when the amount of accumulated pressure becomes zero. On the other hand, when the boom 5 is lowered, the torque supplied to the hybrid pump 32 is the hybrid pump torque limit value Thd when the boom is lowered. The hive to be It will perform capacity control Ddoponpu 32.
この結果、エンジンEからだけでなくアキュムレータ36の蓄圧油やブームシリンダ8の排出油からトルク供給されるハイブリッドポンプ32が設けられている油圧ショベル1であっても、ブーム5の上昇時、下降時にハイブリッドポンプ32に供給されるトルクは、それぞれブーム上昇時ハイブリッドポンプトルク制限値Thu、ブーム下降時ハイブリッドポンプトルク制限値Thdを越えないように制限されることになり、而して、ハイブリッドポンプ32の消費トルクを抑えることができると共に、アキュムレータ36の蓄圧油やブームシリンダ8の排出油からトルク供給される分、エンジンEからの供給トルクを低減できることになって、低燃費化を確実に達成することができる。   As a result, not only the engine E but also the hydraulic excavator 1 provided with the hybrid pump 32 that is supplied with torque from the accumulated oil of the accumulator 36 or the discharged oil of the boom cylinder 8, when the boom 5 is raised or lowered. The torque supplied to the hybrid pump 32 is limited so as not to exceed the hybrid pump torque limit value Thu when the boom is raised and the hybrid pump torque limit value Thd when the boom is lowered. The consumption torque can be suppressed, and the supply torque from the engine E can be reduced by the amount of torque supplied from the accumulated oil of the accumulator 36 and the exhaust oil of the boom cylinder 8, thereby reliably achieving low fuel consumption. Can do.
しかもこのものにおいて、ブーム5の上昇時にハイブリッドポンプ32に供給されるトルクは、アキュムレータ36の蓄圧量に応じて増減するように制御されるから、アキュムレータ36からハイブリッドポンプ32に供給されるトルクを、効率よく使用することができる。そのうえ、アキュムレータ36の蓄圧量が充分であっても、ハイブリッドポンプ32への供給トルクがハイブリッドポンプブーム上昇時ハイブリッドポンプトルク制限値Thuを越えることはないから、アキュムレータ36の蓄圧油が短時間のうちに消費されてしまうことを回避でき、而して、ブーム上昇の略全過程に亘ってアキュムレータ36の蓄圧油を利用できるように構成できることになる。   In addition, the torque supplied to the hybrid pump 32 when the boom 5 is raised is controlled so as to increase or decrease in accordance with the pressure accumulation amount of the accumulator 36. Therefore, the torque supplied from the accumulator 36 to the hybrid pump 32 is It can be used efficiently. Moreover, even if the accumulator 36 has a sufficient amount of accumulated pressure, the supply torque to the hybrid pump 32 does not exceed the hybrid pump torque limit value Thu when the hybrid pump boom is raised. Thus, the pressure accumulation oil of the accumulator 36 can be used over substantially the entire process of raising the boom.
さらに、制御装置16は、ブーム上昇時のハイブリッドポンプ32の容量制御を行うにあたり、ハイブリッドポンプトルク演算部90において、ブーム上昇時のハイブリッドポンプ32の出力最大値を制限するために予め設定されるブーム上昇時ハイブリッドポンプ出力制限値Puと、実エンジン回転数Naと、アキュムレータ36の蓄圧量とに基づいて、ハイブリッドポンプ32に供給される目標トルク(ハイブリッドポンプ目標トルク)Thtを演算し、さらにハイブリッドポンプ容量制御部94において、上記目標トルクThtとハイブリッドポンプ32の吐出圧Phとに基づいてハイブリッドポンプ32の目標容量(ハイブリッドポンプ目標容量)Dhtを演算する構成となっている。一方、ブーム下降時のハイブリッドポンプ32の容量制御を行う場合には、ハイブリッドポンプトルク演算部90において、ブーム下降時のハイブリッドポンプ32の出力最大値を制限するために予め設定されるブーム下降時ハイブリッドポンプ出力制限値Pdと、実エンジン回転数Naとに基づいて、ハイブリッドポンプ32に供給される目標トルクThtを演算し、さらにハイブリッドポンプ容量制御部94において、上記目標トルクThtとハイブリッドポンプ32の吐出圧Phとに基づいてハイブリッドポンプ32の目標容量Dhtを演算する構成となっている。而して、ハイブリッドポンプ32の容量は、ハイブリッドポンプトルク演算部90において演算された目標トルクThtを基にして、ハイブリッドポンプ32の吐出圧Phに応じた容量となるように演算されることになって、ハイブリッドポンプ32の目標容量Dhtを的確に演算することができる。   Furthermore, the control device 16 controls the capacity of the hybrid pump 32 when the boom is raised. In the hybrid pump torque calculation unit 90, the boom set in advance to limit the maximum output value of the hybrid pump 32 when the boom is raised. A target torque (hybrid pump target torque) Tht supplied to the hybrid pump 32 is calculated based on the rising hybrid pump output limit value Pu, the actual engine speed Na, and the pressure accumulation amount of the accumulator 36, and further the hybrid pump The capacity controller 94 is configured to calculate the target capacity (hybrid pump target capacity) Dht of the hybrid pump 32 based on the target torque Tht and the discharge pressure Ph of the hybrid pump 32. On the other hand, when the capacity control of the hybrid pump 32 when the boom is lowered is performed, the hybrid pump torque calculation unit 90 preliminarily sets the hybrid when the boom is lowered to limit the maximum output value of the hybrid pump 32 when the boom is lowered. Based on the pump output limit value Pd and the actual engine speed Na, the target torque Tht supplied to the hybrid pump 32 is calculated, and the hybrid pump capacity control unit 94 further discharges the target torque Tht and the hybrid pump 32. The target capacity Dht of the hybrid pump 32 is calculated based on the pressure Ph. Thus, the capacity of the hybrid pump 32 is calculated to be a capacity corresponding to the discharge pressure Ph of the hybrid pump 32 based on the target torque Tht calculated by the hybrid pump torque calculation unit 90. Thus, the target capacity Dht of the hybrid pump 32 can be accurately calculated.
さらに、油圧ショベル1には、油圧ショベル1に設けられる各種油圧アクチュエータ(ブームシリンダ8、走行モータ、旋回モータ、スティックシリンダ、バケットシリンダ等)の油圧供給源となる第一、第二メインポンプ9、10が設けられていると共に、該第一、第二メインポンプ9、10は、エンジンEからトルクが供給され、油タンク11の油を吸込んで上記油圧アクチュエータに供給する構成となっているが、制御装置16は、ハイブリッドポンプ32からブームシリンダ8に圧油供給されるブーム5の上昇時及び下降時に、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10に供給されるトルクを、ハイブリッドポンプ32からブームシリンダ8への非圧油供給時よりも低減せしめるトルク低減制御を行うことになる。   Furthermore, the hydraulic excavator 1 includes first and second main pumps 9 serving as hydraulic supply sources for various hydraulic actuators (boom cylinder 8, travel motor, swing motor, stick cylinder, bucket cylinder, etc.) provided in the hydraulic excavator 1. 10, and the first and second main pumps 9, 10 are configured to receive torque from the engine E, suck the oil in the oil tank 11, and supply it to the hydraulic actuator. The control device 16 generates torque supplied from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10 when the boom 5 supplied with pressure oil from the hybrid pump 32 to the boom cylinder 8 is raised and lowered. Therefore, the torque reduction control is performed so that the pressure is reduced as compared with the case of supplying the non-pressure oil to the boom cylinder 8.
この結果、ハイブリッドポンプ32からブームシリンダ8への圧油供給時に、ハイブリッドポンプ32に供給されるトルクは、ブーム上昇時ハイブリッドポンプトルク制限値Thu、ブーム下降時ハイブリッドポンプトルク制限値Thdを越えないように制限される一方、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10に供給されるトルクは、ハイブリッドポンプ32からブームシリンダ8への非圧油供給時よりも低減することになり、而して、油圧ショベル1全体としての消費トルクの増加を確実に抑えることができて、低燃費化に大きく貢献できる。   As a result, when pressure oil is supplied from the hybrid pump 32 to the boom cylinder 8, the torque supplied to the hybrid pump 32 does not exceed the hybrid pump torque limit value Thu when the boom is raised and the hybrid pump torque limit value Thd when the boom is lowered. On the other hand, the torque supplied from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10 is reduced as compared with the case where non-pressure oil is supplied from the hybrid pump 32 to the boom cylinder 8. Thus, an increase in the consumption torque of the hydraulic excavator 1 as a whole can be surely suppressed, which can greatly contribute to a reduction in fuel consumption.
さらに、制御装置16は、前記トルク低減制御を行うだけでなく、ハイブリッドポンプ32からブームシリンダ8に圧油供給時に、エンジン回転数を、ハイブリッドポンプ32からブームシリンダ8への非圧油供給時よりも低減せしめるエンジン回転数をトルク低減制御を行う構成となっているから、エンジンEから第一、第二メインポンプ9、10への供給トルクの低減に対応してエンジン回転数も低減することになり、而して、更なる低燃費化を達成できる。   Further, the control device 16 not only performs the torque reduction control, but also supplies the engine speed when the pressure oil is supplied from the hybrid pump 32 to the boom cylinder 8 and from the time when the non-pressure oil is supplied from the hybrid pump 32 to the boom cylinder 8. Since the engine speed is controlled to reduce the engine speed, the engine speed is also reduced in response to the reduction in the torque supplied from the engine E to the first and second main pumps 9 and 10. Thus, further reduction in fuel consumption can be achieved.
さらに、本実施の形態において、制御装置16には、機体持ち上げ動作時であるか否かを判断する機体持ち上げ動作判断部98が設けられていると共に、該機体持ち上げ判断部98において機体持ち上げ動作時であると判断された場合に、ハイブリッドポンプ32は、アキュムレータ36の蓄圧油をブームシリンダ8のロッド側油室8bに供給する一方、ヘッド側油室8aからの排出油は油タンク11に流れるように構成されているが、この場合に、前記ハイブリッドポンプ32の容量は、ハイブリッドポンプ容量制御部94において、機体持ち上げ動作に適した容量として予め設定される機体持ち上げ用ポンプ容量DLとなるように制御されることになる。この結果、機体持ち上げ動作時には、ブームシリンダ8のロッド側油室8bとヘッド側油室8aとの差圧ΔPBが大きくなると共に、ハイブリッドポンプ32は機体持ち上げ動作に適した流量を吐出することになり、而して、機体持ち上げ動作を行うのに必要な推力を確実に得られることになって、機体持ち上げ動作をスムーズに行うことができる。   Further, in the present embodiment, the control device 16 is provided with an airframe lifting operation determination unit 98 that determines whether or not the airframe lifting operation is in progress. When it is determined that the hybrid pump 32 supplies the pressure accumulation oil of the accumulator 36 to the rod side oil chamber 8b of the boom cylinder 8, the discharged oil from the head side oil chamber 8a flows to the oil tank 11. In this case, the capacity of the hybrid pump 32 is controlled by the hybrid pump capacity control unit 94 so as to be a body lifting pump capacity DL set in advance as a capacity suitable for the body lifting operation. Will be. As a result, during the body lifting operation, the differential pressure ΔPB between the rod side oil chamber 8b and the head side oil chamber 8a of the boom cylinder 8 is increased, and the hybrid pump 32 discharges a flow rate suitable for the body lifting operation. Thus, the thrust required to perform the airframe lifting operation can be reliably obtained, and the airframe lifting operation can be performed smoothly.
尚、本発明は上記実施の形態に限定されないことは勿論であって、上記実施の形態では、油圧ショベルの制御システムを例にとって説明したが、例えばクレーンやロ−ダ等、作業部を昇降せしめる油圧シリンダを備えた各種作業機械の制御システムに実施できる。   Of course, the present invention is not limited to the above-described embodiment. In the above-described embodiment, the control system for the hydraulic excavator has been described as an example. However, the working unit such as a crane or a loader can be lifted or lowered. It can be implemented in a control system for various work machines equipped with a hydraulic cylinder.
油圧ショベルの側面図である。It is a side view of a hydraulic excavator. 油圧制御システムの回路図である。It is a circuit diagram of a hydraulic control system. 油圧制御システムの回路図である。It is a circuit diagram of a hydraulic control system. 第一下降側位置および第二下降側位置の第三コントロールバルブの開口特性を示す図である。It is a figure which shows the opening characteristic of the 3rd control valve of a 1st descent | fall side position and a 2nd descent | fall side position. 制御装置の入出力を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the input / output of a control apparatus. 標準目標設定部の制御手順を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control procedure of a standard target setting part. 蓄圧量演算部の制御手順を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control procedure of a pressure accumulation amount calculating part. 操作要求ポンプ容量演算部の制御手順を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control procedure of an operation request | requirement pump capacity | capacitance calculating part. 分担割合演算部の制御手順を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control procedure of a share ratio calculating part. 機体持ち上げ動作判断部の制御手順を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control procedure of a body lifting operation | movement judgment part. 機体持ち上げ動作時の油圧ショベルの側面図である。It is a side view of a hydraulic excavator at the time of airframe lifting operation. 第一コントロールバルブ制御部の制御手順を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control procedure of a 1st control valve control part. 第三コントロールバルブ制御部の制御手順を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control procedure of a 3rd control valve control part. 目標エンジン回転数設定部の制御手順を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control procedure of a target engine speed setting part. メインポンプトルク制御部の制御手順を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control procedure of a main pump torque control part. ハイブリッドポンプトルク演算部の制御手順を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control procedure of a hybrid pump torque calculating part. ハイブリッドポンプ容量制御部の制御手順を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control procedure of a hybrid pump capacity | capacitance control part.
符号の説明Explanation of symbols
4 作業部
8 ブームシリンダ
8a ヘッド側油室
8b ロッド側油室
9 第一メインポンプ
10 第二メインポンプ
11 油タンク
16 制御装置
32 ハイブリッドポンプ
35 ハイブリッドポンプ用レギュレータ
36 アキュムレータ
65 標準目標設定部
67 蓄圧量演算部
83 目標エンジン回転数設定部
86 メインポンプトルク制御部
90 ハイブリッドポンプトルク演算部
94 ハイブリッドポンプ容量制御部
E エンジン
4 Working Unit 8 Boom Cylinder 8a Head Side Oil Chamber 8b Rod Side Oil Chamber 9 First Main Pump 10 Second Main Pump 11 Oil Tank 16 Controller 32 Hybrid Pump 35 Hybrid Pump Regulator 36 Accumulator 65 Standard Target Setting Unit 67 Accumulated Pressure Amount Calculation unit 83 Target engine speed setting unit 86 Main pump torque control unit 90 Hybrid pump torque calculation unit 94 Hybrid pump capacity control unit E Engine

Claims (7)

  1. 作業部を昇降せしめる油圧シリンダと、作業部の下降時に油圧シリンダの重量保持側油室から排出される油を蓄圧するアキュムレータと、作業部の上昇時に前記アキュムレータに蓄圧された油を吸込んで油圧シリンダの重量保持側油室に供給するハイブリッドポンプとを設けてなる作業機械の制御システムにおいて、前記ハイブリッドポンプは、制御装置から出力される制御指令によってハイブリッドポンプの容量を可変せしめる容量可変手段を備える一方、前記制御装置は、作業部の上昇時に、ハイブリッドポンプに供給されるトルクが、予め設定される上昇時出力制限値に基づいて求められる上昇時トルク制限値を越えないように、ハイブリッドポンプの容量制御を行うことを特徴とする作業機械における制御システム。   A hydraulic cylinder that raises and lowers the working part; an accumulator that accumulates oil discharged from the oil holding chamber of the hydraulic cylinder when the working part is lowered; and a hydraulic cylinder that sucks oil accumulated in the accumulator when the working part is raised In the control system for a work machine provided with a hybrid pump for supplying to the weight holding side oil chamber, the hybrid pump is provided with capacity varying means for varying the capacity of the hybrid pump according to a control command output from the control device. The control device has a capacity of the hybrid pump so that the torque supplied to the hybrid pump does not exceed a rising torque limit value obtained based on a preset rising output limit value when the working unit is raised. A control system for a work machine characterized by performing control.
  2. 制御装置は、アキュムレータの蓄圧量の増減に応じて、ハイブリッドポンプへの供給トルクを増減せしめるようにハイブリッドポンプの容量制御を行うことを特徴とする請求項1に記載の作業機械における制御システム。   2. The control system for a work machine according to claim 1, wherein the control device performs capacity control of the hybrid pump so as to increase or decrease a supply torque to the hybrid pump in accordance with an increase or decrease in an accumulated pressure amount of the accumulator.
  3. 制御装置は、上昇時出力制限値とエンジン回転数とアキュムレータの蓄圧量とに基づいて、作業部の上昇時にハイブリッドポンプに供給される目標トルクを演算するトルク演算手段と、該トルク演算手段で演算された目標トルクとハイブリッドポンプの吐出圧とに基づいてハイブリッドポンプの目標容量を演算するポンプ容量制御手段とを有することを特徴とする請求項1または2に記載の作業機械における制御システム。   The control device is configured to calculate a target torque to be supplied to the hybrid pump when the working unit is raised based on the output limit value at the time of rising, the engine speed, and the accumulated pressure amount of the accumulator; 3. The control system for a work machine according to claim 1, further comprising pump capacity control means for calculating a target capacity of the hybrid pump based on the target torque and the discharge pressure of the hybrid pump.
  4. ハイブリッドポンプは、作業部の下降時に、油圧シリンダの重量保持側油室から排出される油を吸込んで油圧シリンダの反重量保持側油室に供給する一方、制御装置は、作業部の下降時に、ハイブリッドポンプに供給されるトルクが、予め設定される下降時出力制限値に基づいて求められる下降時トルク制限値を越えないように、ハイブリッドポンプの容量制御を行うことを特徴とする請求項1乃至3の何れか一項に記載の作業機械における制御システム。   The hybrid pump sucks oil discharged from the weight holding side oil chamber of the hydraulic cylinder when the working unit is lowered and supplies the oil to the anti-weight holding side oil chamber of the hydraulic cylinder, while the control device The capacity control of the hybrid pump is performed so that the torque supplied to the hybrid pump does not exceed a lowering torque limit value determined based on a preset lowering output limit value. The control system in the working machine as described in any one of 3.
  5. 制御装置は、下降時出力制限値とエンジン回転数とに基づいて、作業部の下降時にハイブリッドポンプに供給される目標トルクを演算するトルク演算手段と、該トルク演算手段で演算された目標トルクとハイブリッドポンプの吐出圧とに基づいてハイブリッドポンプの目標容量を演算するポンプ容量制御手段とを有することを特徴とする請求項4に記載の作業機械における制御システム。   The control device includes a torque calculating means for calculating a target torque supplied to the hybrid pump when the working unit is lowered based on the lowering output limit value and the engine speed, and a target torque calculated by the torque calculating means. 5. The control system for a work machine according to claim 4, further comprising pump capacity control means for calculating a target capacity of the hybrid pump based on a discharge pressure of the hybrid pump.
  6. 作業機械の制御システムは、複数の油圧アクチュエータと、エンジンからトルクが供給され、油タンクの油を吸込んで前記油圧アクチュエータに供給するメインポンプと、エンジン回転数及びエンジンからメインポンプに供給されるトルクを制御する制御装置とを備えると共に、該制御装置は、ハイブリッドポンプから油圧シリンダへの圧油供給時に、エンジンからメインポンプへの供給トルクを、ハイブリッドポンプから油圧シリンダへの非圧油供給時よりも低減せしめるトルク低減制御を行うことを特徴とする請求項1乃至5の何れか一項に記載の作業機械における制御システム。   The work machine control system includes a plurality of hydraulic actuators, a main pump that receives torque from an engine, sucks oil from an oil tank, and supplies the hydraulic actuator to the hydraulic actuator, and engine torque and torque supplied from the engine to the main pump. And a control device that controls the supply torque from the engine to the main pump when the pressure oil is supplied from the hybrid pump to the hydraulic cylinder than when the non-pressure oil is supplied from the hybrid pump to the hydraulic cylinder. 6. The control system for a work machine according to claim 1, wherein torque reduction control for reducing the torque is also performed.
  7. 制御装置は、ハイブリッドポンプから油圧シリンダへの圧油供給時に、エンジン回転数を、ハイブリッドポンプから油圧シリンダへの非圧油供給時よりも低減せしめるエンジン回転数低減制御を行うことを特徴とする請求項6に記載の作業機械における制御システム。   The control device performs engine rotation speed reduction control that reduces the engine rotation speed when supplying pressure oil from the hybrid pump to the hydraulic cylinder than when supplying non-pressure oil from the hybrid pump to the hydraulic cylinder. Item 7. A control system for a work machine according to Item 6.
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