JP2016017602A - 作業機械の駆動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】操作性を確保しつつ、油圧アクチュエータからの回生動力を油圧ポンプにて回生し、省エネを図ることができる作業機械の駆動装置の提供。
【解決手段】本発明は、複数の油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａと、圧油を供給して油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａを駆動する複数の油圧ポンプ１４，１５，１６，１７と、油圧ポンプ１４，１５，１６，１７を駆動するエンジン１２と、油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の容量を制御するコントローラ２４とを備え、コントローラ２４は、油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の合計出力を算出する馬力演算回路と、馬力演算回路にて算出した合計出力に基づいてエンジン１２の負荷動力を算出し、負荷動力が所定の動力以下かつ正の値となるように、油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の容量を制御するポンプ指令・比例弁指令演算回路とを有する構成にしてある。
【選択図】図１

Description

本発明は、例えば油圧ショベル等の作業機械に用いられる駆動装置に関し、特に、油圧ポンプにて油圧アクチュエータを駆動させる駆動装置に関する。

近年、環境問題等から省エネルギ化が求められているものの、油圧ショベルやホイールローダ等の作業機械において省エネルギ化を行うためには、作業機械を駆動させるための油圧システム全体の省エネルギ化が重要である。一般的な油圧システムとして油圧開回路システムが挙げられる。油圧開回路システムは油圧ポンプとその吐出流量を方向切換弁（以降、コントロールバルブと呼ぶことがある）を介して油圧アクチュエータに供給しており、油圧アクチュエータに必要な流量確保や吐出圧の不要な増加を防止するために、例えば方向切換弁に設けられたセンターバイパス回路等を介し、圧油タンク（以降、作動油タンクと呼ぶこともある）に吐出流量を分流し逃がしている（以降、分流リークと呼ぶことがある）。

これに対し、省エネルギ化の観点から、油圧アクチュエータに対して油圧ポンプを直接接続した閉回路を構成し、油圧ポンプにて油圧アクチュエータを直接制御する油圧閉回路システムが開発されている。油圧閉回路システムは、両方向に吐出でき、またその吐出流量を制御できる可変容量機構（以降、傾転機構と呼ぶこともある）を備えた油圧ポンプを有するため、油圧アクチュエータにその油圧ポンプを閉回路接続することで、油圧ポンプにより油圧アクチュエータの駆動方向と吐出流量を得ることができる。これにより、油圧開回路システムで必要であったコントロールバルブや分流リークが必要ないため、圧力損失や流量損失を抑えることができ、省エネルギ化が実現できる。

また、原動機、例えばエンジンにて油圧ポンプを駆動し、油圧ポンプから吐出される圧油にて油圧アクチュエータを駆動する油圧ショベルに関する従来技術が、特許文献１に開示されている。この特許文献１においては、エンジンの目標回転数と出力回転数との差が増大するにつれて、油圧ポンプ（液圧ポンプ）の吐出流量を可変とする傾転機構の傾転角を制御して、エンジンに過負荷がかかった際の回転数の低下に伴うエンストを防止等する構成とされている。

特公昭６２−８６１８号公報

上述した特許文献１に開示された従来技術は、油圧ポンプのポンプ負荷に応じてエンジンの回転数が低下する場合のエンスト防止制御に関するものであり、例えば、ブームシリンダ等の油圧アクチュエータの駆動に応じて回生される回生動力にて原動機の回転数が増加する場合については考慮されていない。

すなわち、上述した油圧閉回路システムにおいては、油圧ショベルのブームシリンダをブーム下げ動作させる場合に、ブームシリンダから排出される作動油にて油圧ポンプをモータ作用させ、ブームが有する位置エネルギを油圧ポンプにて回生でき、油圧ポンプを駆動する原動機の負荷を小さくできるため、原動機でのエネルギ消費量（燃焼噴射量）を少なくでき、省エネルギ化できる。しかしながら、回生できるエネルギが大きい場合は、原動機の回転数が大幅に増加し、原動機の耐久性を低下させたり、油圧ポンプから吐出される作動油量が増え、オペレータの意に反してブームシリンダ等の油圧アクチュエータの速度が増加し、操作性が低下してしまうおそれがある。

本発明は、上述した従来技術における実状からなされたもので、その目的は、操作性を確保しつつ、油圧アクチュエータからの回生動力を油圧ポンプにて回生し、省エネを図ることができる作業機械の駆動装置を提供することにある。

この目的を達成するために、本発明は、複数の油圧アクチュエータと、圧油を供給して前記油圧アクチュエータを駆動する可変容量型の複数の油圧ポンプと、前記複数の油圧ポンプを駆動する原動機と、前記油圧ポンプの容量を制御するコントローラとを備えた作業機械の駆動装置であって、前記コントローラは、前記複数の油圧ポンプの合計出力を算出する出力算出部と、前記出力算出部にて算出した合計出力に基づいて前記原動機に対する負荷動力を算出し、前記負荷動力が所定の動力以下かつ正の値となるように、前記油圧ポンプの容量を制御するポンプ制御部とを有することを特徴としている。

このように構成した本発明は、コントローラの出力算出部にて算出した複数の油圧ポンプの合計出力に基づいて原動機に対する負荷動力を算出し、前記負荷動力が所定の動力以下かつ正の値となるように、油圧ポンプの容量をポンプ制御部にて制御する。この結果、油圧アクチュエータからの動力を油圧ポンプにて回生する場合であっても、原動機の負荷動力が所定の動力以下かつ正の値と制限される。したがって、油圧ポンプにて回生した結果、原動機にかかる負荷動力が負となる状態、すなわち油圧ポンプにより原動機が回転させられる状態を回避できる。

また本発明は、上記発明において、前記複数の油圧アクチュエータのうちの少なくともいずれか１つと前記油圧ポンプとを接続して構成する閉回路と、前記閉回路上の前記油圧アクチュエータと前記油圧ポンプとを接続する複数の管路と、前記複数の管路のうち、前記油圧アクチュエータからの戻り油にて前記油圧ポンプを回生駆動させることができる側の管路に接続された流量調整弁と、前記油圧アクチュエータを操作する操作装置とを備え、前記コントローラは、前記油圧ポンプの容量が前記操作装置の操作量に応じた容量より少ない場合に、前記流量調整弁を開動作させる流量調整弁制御部を有することを特徴としている。

このように構成した本発明は、油圧アクチュエータからの動力を油圧ポンプにて回生する場合、原動機の回転増加を抑えるために回生する油圧ポンプの容量を低減するとともに、コントローラの流量調整弁制御部にて流量調整弁を開動作させることにより、流量調整弁から油圧アクチュエータからの流量を作動油タンクに排出するため、油圧アクチュエータの速度を維持し、操作性を確保することができる。

また本発明は、上記発明において、前記ポンプ制御部は、前記原動機の回転数が予め設定された所定の回転数以上の場合に、前記油圧ポンプの合計出力が正の値となるように前記油圧ポンプの容量を制御することを特徴としている。

このように構成した本発明は、原動機の回転数が所定の回転数以上の場合に、油圧ポンプの合計出力が正の値となるように油圧ポンプの容量を制御することにより、原動機の回転数が所定の回転数以上になった場合に生じ得る、原動機の損傷や耐久性の低下を防止することができる。

本発明は、コントローラの出力算出部にて算出した複数の油圧ポンプの合計出力に基づいて原動機に対する負荷動力を算出し、この負荷動力が所定の動力以下かつ正の値となるように、油圧ポンプの容量をポンプ制御部にて制御する構成にしてある。この構成により本発明は、油圧アクチュエータからの動力を油圧ポンプにて回生する場合であっても、原動機の負荷動力が所定の動力以下かつ正の値と制限されるため、原動機の負荷動力が上昇し過ぎた場合に、油圧ポンプから吐出される作動油量が増加し過ぎることに伴う、オペレータの意に反した油圧アクチュエータの速度増加、すなわち操作性の低下を防止できるから、操作性を確保しつつ、油圧アクチュエータからの回生動力を油圧ポンプにて回生し、省エネを図ることができる。そして、前述した以外の課題、構成および効果は、以下の実施形態の説明より明らかにされる。

本発明の第１実施形態に係る作業機械の駆動装置を示す油圧回路図である。 上記駆動装置が搭載される作業機械の一例である油圧ショベルを示す概略構成図である。 上記駆動装置の構成およびその動作を示すフローチャートである。 上記駆動装置の動作を示すタイムチャートで、（ａ）はブームシリンダに対するレバー操作量、（ｂ）は第１油圧ポンプの流量、（ｃ）は比例弁の流量、（ｄ）はエンジン負荷動力、（ｅ）はエンジン回転数、（ｆ）はブームシリンダの速度である。 本発明の第２実施形態に係る作業機械の駆動装置を示す油圧回路図である。 本発明の第３実施形態に係る作業機械の駆動装置を示す油圧回路図である。

以下、本発明の実施の形態を図に基づいて説明する。

［第１実施形態］
図１は、本発明の第１実施形態に係る作業機械の駆動装置を示す油圧回路図である。図２は、駆動装置が搭載される作業機械の一例である油圧ショベルを示す概略構成図である。図３は、駆動装置の構成およびその動作を示すフローチャートである。

＜構成＞
本発明に係る油圧駆動装置１０が搭載される作業機械として、油圧ショベル１を例として説明する。油圧ショベル１は、図２に示すように、クローラ式の走行装置２ａを備えた下部走行体２と、下部走行体２上に旋回可能に取り付けられた本体としての上部旋回体３とを備えている。上部旋回体３上にはキャブ４が設けられ、下部走行体２と上部旋回体３とは、旋回装置５を介して旋回可能に接続されている。旋回装置５は、図１に示すように、油圧アクチュエータである旋回モータ５ａを備え、旋回モータ５ａの駆動にて上部旋回体３を旋回駆動させる。

上部旋回体３の前側には、例えば掘削作業等を行うための作動装置であるフロント作業機６の基端部が回動可能に取り付けられている。ここで、前側とは、キャブ４に搭乗する操作者が向く方向をいう。フロント作業機６は、上部旋回体３の前側に基端部が俯仰動可能に連結されたブーム７を備えている。ブーム７は、供給される作動油（圧油）にて駆動する油圧アクチュエータであるブームシリンダ７ａを介して動作する。ブームシリンダ７ａは、ブームシリンダ７ａのロッド７ｂの先端部がブーム７に連結され、ブームシリンダ７ａのシリンダチューブ７ｃの基端部が上部旋回体３に連結されている。

ブームシリンダ７ａは、図１に示すように、シリンダチューブ７ｃの基端側にボトム室７ｅを有し、ボトム室７ｅに供給される作動油がロッド７ｂに備えられたピストン７ｄを押圧することで、ロッド７ｂが伸長移動する。また、シリンダチューブ７ｃの先端側にロッド室７ｆを有し、ロッド室７ｆに供給される作動油がピストン７ｄを押圧することで、ロッド７ｂが縮退移動する。

ブーム７の先端部には、アーム８の基端部が俯仰動可能に連結されている。アーム８は、供給される作動油にて駆動する油圧アクチュエータであるアームシリンダ８ａを介して動作する。アームシリンダ８ａのロッド８ｂの先端部は、アーム８に連結され、アームシリンダ８ａのシリンダチューブ８ｃの基端部が、ブーム７に連結されている。アームシリンダ８ａは、シリンダチューブ８ｃの基端側にボトム室８ｅを有し、ボトム室８ｅに供給される作動油がロッド８ｂに備えられたピストン８ｄを押圧することで、ロッド８ｂが伸長移動する。また、シリンダチューブ８ｃの先端側にロッド室８ｆを有し、ロッド室８ｆに供給される作動油がピストン８ｄを押圧することで、ロッド８ｂが縮退移動する。

アーム８の先端部には、バケット９の基端部が俯仰動可能に連結されている。バケット９は、供給される作動油にて駆動する油圧アクチュエータであるバケットシリンダ９ａを介して動作する。バケットシリンダ９ａのロッド９ｂの先端部は、バケット９に連結され、バケットシリンダ９ａのシリンダチューブ９ｃの基端部は、アーム８に連結されている。バケットシリンダ９ａは、シリンダチューブ９ｃの基端側にボトム室９ｅを有し、ボトム室９ｅに供給される作動油がロッド９ｂに備えられたピストン９ｄを押圧することで、ロッド９ｂが伸長移動する。また、シリンダチューブ９ｃの先端側にロッド室９ｆを有し、ロッド室９ｆに供給される作動油がピストン９ｄを押圧することで、ロッド９ｂが縮退移動する。なお、これらブームシリンダ７ａ、アームシリンダ８ａおよびバケットシリンダ９ａはそれぞれ、油圧片ロッドシリンダである。

油圧駆動装置１０は、油圧ショベル１の上部旋回体３に搭載され、油圧ショベル１を駆動する。油圧駆動装置１０は、フロント作業機６に含まれるブームシリンダ７ａ、アームシリンダ８ａおよびバケットシリンダ９ａに加え、油圧アクチュエータであり、旋回装置５および走行装置２ａを駆動する油圧モータを含む。油圧駆動装置１０は、キャブ４内に設置された操作装置としての操作レバー装置１１の操作に応じて、ブームシリンダ７ａ、アームシリンダ８ａ、バケットシリンダ９ａ、旋回装置５および走行装置２ａを駆動する。ブームシリンダ７ａ、アームシリンダ８ａおよびバケットシリンダ９ａの動作方向および動作速度は、操作レバー装置１１の所定のレバー１１ａ，１１ｂの操作方向および操作量によって設定される。

油圧駆動装置１０は、原動機であるエンジン１２を備えている。エンジン１２には、例えば所定のギヤ等で構成された動力伝達装置１３を介して可変容量型の第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７が接続されている。第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７には、エンジン１２から出力される動力が動力伝達装置１３にて適宜配分されて供給される。エンジン１２には、動力伝達装置１３を介してチャージポンプ１８が接続されている。チャージポンプ１８の吐出側は管路１９に接続され、管路１９はリリーフ弁２１を介して作動油タンク２２に接続されている。リリーフ弁２１は、管路１９内の作動油圧が予め定めた所定圧以上になった場合に、管路１９内の作動油を作動油タンク２２へ排出させる。チャージポンプ１８の吸入側は、作動油タンク２２に接続され、作動油タンク２２内の作動油を吸入して吐出させる。

第１油圧ポンプ１４は、作動油を吸入または吐出するための一対の入出力ポート１４ａ，１４ｂと、入出力ポート１４ａ，１４ｂへの作動油の入出量および入出方向を調整するための両傾転式の斜板１４ｃとを備えた両傾転斜板機構を備えている。第１油圧ポンプ１４には、斜板１４ｃの傾斜角を調整するための流量調整部であるレギュレータ１４ｄが接続されている。レギュレータ１４ｄは、信号線２３を介してコントローラ２４に接続されている。第１油圧ポンプ１４の各入出力ポート１４ａ，１４ｂからの作動油の吸吐出流量および吸吐出方向は、コントローラ２４から出力され信号線２３を介してレギュレータ１４ｄに入力される電気的な制御信号にて制御される。

第１油圧ポンプ１４は、一方の入出力ポート１４ａが管路３１に接続され、他方の入出力ポート１４ｂが管路３２に接続されている。管路３１は、ブームシリンダ７ａのロッド室７ｆに接続され、管路３２はブームシリンダ７ａのボトム室７ｅに接続されている。ブームシリンダ７ａと第１油圧ポンプ１４とは、管路３１，３２を介して閉回路状に接続され、ブームシリンダ７ａを第１油圧ポンプ１４にて直接駆動する第１閉回路３３を構成している。ブームシリンダ７ａは、第１油圧ポンプ１４から供給される作動油によって伸縮駆動する。ブームシリンダ７ａの伸縮方向、すなわち伸長方向および縮退方向は、第１油圧ポンプ１４から吐出される作動油の吐出方向に応じている。

ブームシリンダ７ａのボトム室７ｅおよびロッド室７ｆ内の作動油圧は、ブームシリンダ７ａのピストン７ｄのボトム側の受圧面またはロッド側の受圧面に作用する。そして、ピストン７ｄの各受圧面に作用する力の差が、ピストン７ｄを駆動させる駆動力となる。なお、アームシリンダ８ａおよびバケットシリンダ９ａについても、ブームシリンダ７ａと同様に構成され、ボトム室８ｅおよびロッド室８ｆ内の圧力にて駆動する原理は同様である。

第１閉回路３３の管路３１，３２間には、管路３１，３２内、低圧側管路を管路１９に接続し、作動油の排出、もしくは吸入するフラッシング弁３４と、管路３１，３２内の作動油圧が予め定めた所定圧以上になった場合に、管路３１，３２内の作動油を排出するリーフ弁３５ａ，３５ｂと、管路３１，３２内の作動油圧が予め定めた所定圧より低くなった場合に、チャージポンプ１８から吐出される作動油を管路３１，３２内へ供給するチェック弁３６ａ，３６ｂとがそれぞれ接続されている。フラッシング弁３４、リリーフ弁３５ａ，３５ｂ、およびチェック弁３６ａ，３６ｂは、管路１９にそれぞれ接続されている。

第２油圧ポンプ１５は、一方の入出力ポート１５ａが管路４１に接続され、他方の入出力ポート１５ｂが管路４２に接続されている。第２油圧ポンプ１５は、両傾転式の斜板１５ｃを備えた両傾転斜板機構を備え、斜板１５ｃの傾斜角を調整するためのレギュレータ１５ｄが接続されている。管路４１は、アームシリンダ８ａのロッド室８ｆに接続され、管路４２はアームシリンダ８ａのボトム室８ｅに接続されている。アームシリンダ８ａと第２油圧ポンプ１５とは、管路４１、４２を介して閉回路状に接続され第２閉回路４３を構成している。第２閉回路４３には、第１閉回路３３と同様、フラッシング弁４４、リリーフ弁４５ａ，４５ｂおよびチェック弁４６ａ，４６ｂを備えている。

第３油圧ポンプ１６は、一方の入出力ポート１６ａが管路５１に接続され、他方の入出力ポート１６ｂが管路５２に接続されている。第３油圧ポンプ１６は、両傾転式の斜板１６ｃを備えた両傾転斜板機構を備え、斜板１６ｃの傾斜角を調整するためのレギュレータ１６ｄが接続されている。管路５１は、バケットシリンダ９ａのロッド室９ｆに接続され、管路５２はバケットシリンダ９ａのボトム室９ｅに接続されている。バケットシリンダ７と第３油圧ポンプとは、管路５１、５２を介して閉回路状に接続された第３閉回路５３を構成している。第３閉回路５３には、第１閉回路３３と同様、フラッシング弁５４、リリーフ弁５５ａ，５５ｂおよびチェック弁５６ａ，５６ｂを備えている。

第４油圧ポンプ１７は、一方の入出力ポート１７ａが管路６１に接続され、他方の入出力ポート１７ｂが管路６２に接続されている。第４油圧ポンプ１７は、両傾転式の斜板１７ｃを備えた両傾転斜板機構を備え、斜板１７ｃの傾斜角を調整するためのレギュレータ１７ｄが接続されている。管路６１，６２は、旋回モータ５ａの一対の入出力ポート５ｂ，５ｃに接続されている。旋回モータ５ａと第４油圧ポンプ１７とは、管路６１，６２を介して閉回路状に接続された第４閉回路６３を構成している。第４閉回路６３には、第１閉回路３３と同様、フラッシング弁６４、リリーフ弁６５ａ，６５ｂおよびチェック弁６６ａ，６６ｂを備えている。

第１閉回路３３の管路３２には、分岐して作動油タンク２２に接続した管路が設けられ、その管路上にブームシリンダ７ａのボトム室７ｅ内の作動油を作動油タンク２２に排出させる、流量調整弁である比例弁３７が取り付けられている。管路３２はブームシリンダ７ａが伸縮動作する際に、ブーム７の自重落下により油圧ポンプ１４を回生駆動する戻り油が流れる管路である。比例弁３７は、信号線２３を介してコントローラ２４に接続され、コントローラ２４にて比例弁３７の開度が調整され、この開度調整により比例弁３７を通過する作動油量が調整される。なお、ここでは比例弁３７をブームシリンダ７ａを有する閉回路３３に設けたが、これに拘ることなく、他に回生する油圧アクチュエータを有する閉回路、例えばアームシリンダ８ａを有する閉回路４３などに設けてもよい。

コントローラ２４は、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７から吐出される作動油量（容量）を制御するものであって、図３に示すように、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７から吐出される作動油量の目標流量指令値を算出する流量指令算出回路２４ａを備えている。流量指令算出回路２４ａは、各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａ毎に、これら油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａを駆動させる油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の流量の割当量が定められ、レバー装置１１の各レバー１１ａ，１１ｂの操作量に対し各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａの駆動に必要なポンプ流量の目標流量指令値を算出する。図３においては、油圧アクチュエータ７ａ，８ａ，９ａの伸長方向に操作する際の操作量、およびボトム室７ｅ，８ｅ，９ｅ側へ流入するポンプ流量とポンプ流量の目標流量を各々正とし、さらに縮退方向に操作する際の操作量、およびロッド室７ｆ，８ｆ，９ｆ側へ流入するポンプ流量とポンプ流量の目標流量を各々負として表し、［−Ｘ１］のレバー操作量が入力され、ブームシリンダ７ａに流量［−Ｑ１］の要求が入力された場合を示している。また旋回モータ５ａに対しては、右旋回へ操作する際の操作量、および入出力ポート５ｂへの流入流量を各々正、さらに左旋回へ操作する際の操作量、および入出力ポート５ｃへ流入するポンプ流量とポンプ流量の目標流量を各々負、とする。

コントローラ２４は、流量指令算出回路２４ａにて目標流量指令値が算出された、すなわち駆動が選択された各油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の合計出力である、合計馬力Ｌ_{ｔｏｔａｌ}を算出する馬力演算回路２４ｂを備えている。第１ないし第４閉回路３３，４３，５３，６３は、それぞれ閉回路システムであるため、各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａと各油圧ポンプ１４，１５，１６，１７との間で絞りによる圧力損失が存在しない。よって、各油圧ポンプ１４，１５，１６，１７から出力される作動油圧と油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａへ供給される作動油圧とがほぼ等しくなる。各油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の出力であるポンプ馬力Ｌは、各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａにかかる前後差圧である負荷圧力をΔＰとし、これら各油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のポンプ流量をＱとすると、Ｌ＝ΔＰ・Ｑの式で求めることができる。

馬力演算回路２４ｂにて演算される各油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の合計馬力Ｌ_{ｔｏｔａｌ}は、Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＝Ｌ_ＳＰ１＋Ｌ_ＳＰ２＋Ｌ_ＳＰ３＋Ｌ_ＳＰ４＝（ΔＰ_ＢＭ・Ｑ_ＳＰ１）＋（ΔＰ_ＡＭ・Ｑ_ＳＰ２）＋（ΔＰ_ＢＫ・Ｑ_ＳＰ３）＋（ΔＰ_ＳＷ・Ｑ_ＳＰ４）の式から算出される。ΔＰ_ＢＭはブームシリンダ７ａの負荷圧力、ΔＰ_ＡＭはアームシリンダ８ａの負荷圧力、ΔＰ_ＢＫはバケットシリンダ９ａの負荷圧力、ΔＰ_ＳＷは旋回モータ５ａの負荷圧力である。Ｑ_ＳＰ１、Ｑ_ＳＰ２、Ｑ_ＳＰ３およびＱ_ＳＰ４は、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の流量（ポンプ流量）である。ここで、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のポンプ効率については無視している。

ΔＰは、油圧アクチュエータ７ａ，８ａ，９ａのボトム室７ｅ，８ｅ，９ｅ内の圧力と、ロッド室７ｆ，８ｆ，９ｆ内の圧力との差、および旋回モータ５ａの入出力ポート５ｂ側の圧力と入出力ポート５ｃ側の圧力との差で、油圧アクチュエータ７ａ，８ａ，９ａの駆動方向毎に演算する。駆動方向の判定は、第１ないし第４ポンプ１４，１５，１６，１７の目標流量Ｑ_ＳＰ１，Ｑ_ＳＰ２，Ｑ_ＳＰ３およびＱ_ＳＰ４の極性で判断する。すなわち、ブーム上げ動作の場合、Ｑ_ＳＰ１は正の値を取ることから、ΔＰ_ＢＭ＝（ブームシリンダ７ａのボトム室７ｅ側圧力）−（ブームシリンダ７ａのロッド室７ｆ側圧力）と演算し、ボトム室７ｅ側圧力が１７ＭＰａ、ロッド室７ｆ側圧力が２ＭＰａの場合にΔＰ_ＢＭ＝１５ＭＰａとなる。一方、ブーム下げ動作の場合は、Ｑ_ＳＰ１は負の値を取ることから、ΔＰ_ＢＭ＝（ブームシリンダ７ａのロッド室７ｆ側圧力）−（ブームシリンダ７ａのボトム室７ｅ側圧力）と演算する。ブーム下げの場合、ブーム７の自重が加わるため、ブームボトム室７ｅ側圧力が、ロッド室７ｆ側圧力より大きくなることから、ブームボトム室７ｅ側圧力が１７ＭＰａ、ロッド室７ｆ側圧力が２ＭＰａの場合に、ΔＰ_ＢＭ＝−１５ＭＰａとなり、負荷圧力（ポンプ動力）が回生されることを示す。なお、他の油圧アクチュエータ８ａ，９ａも同様に演算する。

コントローラ２４は、ポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃを備えている。ポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃは、馬力演算回路２４ｂにて算出した合計馬力に基づいてエンジン１２に対する負荷動力を算出し、この負荷動力が所定の動力以下かつ正の値となるように、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の作動油量を制御するポンプ制御部であると同時に、第１油圧ポンプ１４の作動油量がレバー操作量に応じた作動油量より少ない場合に、比例弁３７を開動作させる比例弁制御部である。また、ポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃは、エンジン回転数がエンジン１２の所定の回転数、例えば許容回転数以上の場合に、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の合計馬力が正の値となるように、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の作動油量を制御する。

ポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃは、第１条件分岐部２４ｄを備え、第１条件分岐部２４ｄにおいて、各第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の合計馬力Ｌ_{ｔｏｔａｌ}と、エンジン１２の摩擦損失動力Ｌ_ｅｆｒｃとの和、すなわちエンジン１２に対する負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）がエンジン１２の所定の動力である許容馬力Ｌ_ｅｍａｘを超えていないかどうかを判定する。第１条件分岐部２４ｄにて、エンジン負荷動力がエンジン１２の許容馬力を越えていると判定された（Ｎｏの）場合（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ≧Ｌ_ｅｍａｘ）は、第１演算部２４ｅへ移る。第１演算部２４ｅは、力行動作している第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の斜板１４ｃ，１５ｃ，１６ｃ，１７ｃの傾転角を減少させ、力行動作している第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の流量をそれぞれ減らして、エンジン負荷動力をＬ_ｅｍａｘ以下に調整し、エンジン１２のエンストを防止する。

第１条件分岐部２４ｄにて、エンジン負荷動力がエンジン１２の許容馬力Ｌ_ｅｍａｘ以下と判定された（Ｙｅｓ）の場合（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ＜Ｌ_ｅｍａｘ）は、第２条件分岐部２４ｆに移る。第２条件分岐部２４ｆは、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）の正負を判定する。第２条件分岐部２４ｆにて、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）が負と判定された（Ｎｏの）場合（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ≦０）は、第２演算部２４ｇに移る。エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）が負であることは、閉回路３３，４３，５３，６３のいずれかが回生し、エンジン１２に対し動力を与えていることを示す。第２演算部２４ｇは、回生動作している第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の傾転角を減少させて、回生動作している第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の流量を減少させ、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の回生動力を減らし、エンジン回転数の増加を防止する。

ここで閉回路３３で回生動作が発生した場合、レバー操作量に基づくブームシリンダ７ａへの要求流量に対応させる観点から、第２演算部２４ｇにて減少させた分に相当する流量が比例弁３７から作動油タンク２２へ排出されるように比例弁３７の開度がコントローラ２４にて制御されて、第１油圧ポンプ１４の流量が制御され、レバー操作量に基づく要求通りのアクチュエータ速度が確保される。

第２条件分岐２４ｆにて、エンジン負荷動力が正（Ｙｅｓ）と判定された場合（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ＞０）は、第３条件分岐部２４ｈに移る。第３条件分岐部２４ｈは、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）が、エンジン１２において予め設定された所定の回転数、例えば許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えていないかどうかを判定する。第３条件分岐部２４ｈにて、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）が、エンジン１２の許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えていないと判定された（Ｙｅｓの）場合（Ｎ_ｅｎｇ＜Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）は、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のポンプ指令を、レバー操作量に基づく要求通りのポンプ流量が出力されるようにする。これに対し、第３条件分岐部２４ｈにて、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）が、エンジン１２の許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）以下と判定された（Ｎｏの）場合（Ｎ_ｅｎｇ≦Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）は、上述した第２演算部２４ｇへ進む。

コントローラ２４は、第１および第２演算部２４ｅ、２４ｇおよび第３条件分岐部２４ｈにて演算されたポンプ出力および比例弁開度情報が入力される指令生成部２４ｉを備えている。比例生成部２４ｉは、入力されるポンプ出力および比例弁制御情報に基づき、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のレギュレータ１４ｄ，１５ｄ，１６ｄ，１７ｄや比例弁３７に出力する各ポンプ指令および比例弁指令を生成して出力する。指令生成部２４ｉにて生成された各ポンプ指令および比例弁指令は、信号線２３を介して第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７および比例弁３７へ送られ、これら第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の斜板１４ｃ，１５ｃ，１６ｃ，１７ｃの傾転角を制御するとともに、比例弁３７の開度を制御する。

＜動作＞
次に、上記第１実施形態に係る油圧ショベル１の油圧駆動装置１０の動作の一例としてブーム下げ動作を行う場合について、図３を参照して説明する。

操作レバー装置１１のレバー１１ａ，１１ｂが操作されると（Ｓ１）、コントローラ２４の流量指令算出回路２４ａにより、各レバー１１ａ，１１ｂの操作量に対し各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａの駆動に必要なポンプ流量の目標流量指令値が算出された後、馬力演算回路２４ｂにて第１ないし第４液圧ポンプ１４，１５，１６，１７の合計馬力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}）が算出される。

この後、ポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃの第１条件分岐部２４ｄにより、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）がエンジン１２の許容馬力（Ｌ_ｅｍａｘ）を超えていないかどうかが判定され、エンジン負荷動力がエンジン１２の許容馬力を越えている（Ｎｏの）場合は、第１演算部２４ｅにより、力行動作している第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の斜板１４ｃ，１５ｃ，１６ｃ，１７ｃの傾転角を減少させ、エンジン負荷動力をＬ_ｅｍａｘ以下に調整する、いわゆる一般的な馬力制御を行っている。なお、エンジン１２の許容馬力（Ｌ_ｅｍａｘ）は一例で、定格馬力などを用いてもよい。

一方、第１条件分岐部２４ｄにて、エンジン負荷動力がエンジン１２の許容馬力以下と判定された（Ｙｅｓの）場合は、第２条件分岐部２４ｆにより、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）の正負が判定される。第２条件分岐部２４ｆにより、エンジン負荷動力が負と判定された（Ｎｏの）場合は、第２演算部２４ｇにより、回生動作している第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の傾転角を減少させ、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の回生動力を減らし、エンジン回転数の増加を防止する。

このとき、ブームシリンダ７ａについては、レバー操作量に基づくブームシリンダ７ａへの要求流量に対し、第１油圧ポンプ１４のポンプ流量のうちの第２演算部２４ｇにて減少させた分の作動油量が比例弁３７から作動油タンク２２へ排出され、レバー操作量に基づく要求通りのアクチュエータ速度を確保させる比例弁２２の開度が算出される。

また、第２条件分岐部２４ｆにより、エンジン負荷動力が正と判定された（Ｙｅｓの）場合は、第３条件分岐部２４ｈにより、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）がエンジン許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えていないかどうかが判定される。第３条件分岐部２４ｈにより、エンジン回転数がエンジン許容回転数を超えていないと判定された（Ｙｅｓの）場合は、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のポンプ流量が、レバー操作量に基づく要求通りのポンプ流量となるようにする。これに対し、第３条件分岐部２４ｈにより、エンジン回転数がエンジン許容回転数以下と判定された（Ｎｏの）場合は、第２演算部２４ｇへ進む。

次いで、第１および第２演算部２４ｅ，２４ｇ、および第３条件分岐部２４ｈにて演算されたポンプ出力および比例弁開度情報が指令生成部２４ｉへ入力される。比例生成部２４ｉにより、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のレギュレータ１４ｄ，１５ｄ，１６ｄ，１７ｄや比例弁３７に出力する各ポンプ指令および比例弁指令が生成されて信号線２３を介して第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７および比例弁３７へ送られ、これら第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の斜板１４ｃ，１５ｃ，１６ｃ，１７ｃの傾転角が制御され、かつ比例弁３７の開度が制御される（Ｓ２）。

以上により、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の馬力計算の精度が低い場合や、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のポンプ傾転の応答が遅いなどの原因で、エンジン回転数が増加してしまう場合であっても、エンジン回転数をエンジン許容回転数以下に保つことができるから、過負荷によるエンジン１２のエンストを防止できる。また、ブームシリンダ７ａの動力回生時にエンジン負荷が負にならないよう、回生中の第１油圧ポンプ１４の傾転を減少させるため、エンジン回転数の増加を防止でき、安定した操作性を確保しつつ、最大限の省エネ効果を得ることができる。

次に、上述したブーム下げ動作時の時間経過に伴う油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａ、油圧ポンプ１４，１５，１６，１７およびエンジン１２等の動作について、図４を参照して説明する。図４は、油圧駆動装置１０の動作を示すタイムチャートで、（ａ）はブームシリンダ７ａに対するレバー操作量、（ｂ）は第１油圧ポンプ１４の流量、（ｃ）は比例弁３７の流量、（ｄ）はエンジン負荷動力、（ｅ）はエンジン回転数、（ｆ）はブームシリンダ７ａの速度である。図４は、「ブーム上げ動作」から「ブーム下げ動作」を行う間の各構成機器の時刻歴応答を示している。図４では、レバー１１ａ，１１ｂの操作量Ｘ１における第１油圧ポンプ１４への要求流量がＱ１とし、流量Ｑ１が流れた場合のブームシリンダ７ａの速度がＶ１という関係となっている。

時刻ｔ０においては、図４（ａ）に示すように、ブームシリンダ７ａを駆動させるレバー操作がされず、図４（ｂ）、図４（ｃ）および図４（ｆ）に示すように、第１油圧ポンプ１４の流量、比例弁３７を通過する作動油の流量、およびブームシリンダ７ａの速度、各々がゼロ（０）である。このとき、図４（ｅ）に示すように、エンジン１２は、目標回転数Ｎ_ｒｅｆで略一定駆動しており、エンジン１２には摩擦損失動力Ｌ_ｅｆｒｃが作用している。摩擦損失動力Ｌ_ｅｆｒｃには、エンジン１２自体の摩擦損失のほか、オルタネータやエアコン用コンプレッサ等の補機類（図示せず）を駆動する動力も含まれている。

時刻ｔ１において、図４（ａ）に示すように、ブーム上げ動作させるレバー操作量が入力されると、コントローラ２４の流量指令演算回路２４ａ、馬力演算回路２４ｂおよびポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃでの演算結果に従い、レバー操作量に比例して第１油圧ポンプ１４の流量がプラス側に増加していき、ブームシリンダ７ａの速度が上昇していく。ブーム７を空中で動作させる場合においては、ブームシリンダ７ａの圧力が略一定であるため、図４（ｂ）に示すように、第１油圧ポンプ１４の流量の増加に応じて動力Ｌ_ＳＰ１が、Ｌ_ＳＰ１＝ΔＰ_ＢＭ×Ｑ_ＳＰ１の関係で増加していき、図４（ｄ）に示すように、動力の増加分ほどエンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）が増えていく。

時刻ｔ２において、図４（ｄ）に示すように、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）がエンジン許容馬力（Ｌ_ｅｍａｘ）を超えると、コントローラ２４の指令・比例弁指令演算回路２４ｃでの演算によって、第１油圧ポンプ１４の斜板１４ｃの傾転角が絞られて流量が減少され、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）がエンジン許容馬力（Ｌ_ｅｍａｘ）以下に抑えられる。この結果、エンジン１２のエンストが防止されるとともに、エンジン１２の馬力を有効に利用しブームシリンダ７ａに対し最適なアクチュエータ速度を確保することができる。

時刻ｔ３において、図４（ａ）に示すように、ブームシリンダ７ａを駆動させるレバー操作がゼロ（０）に戻され、図４（ｂ）および図４（ｆ）に示すように、第１油圧ポンプ１４の流量がゼロ（０）とされ、ブームシリンダ７ａの速度がゼロ（０）となる。このとき、図４（ｅ）に示すように、エンジン１２は、目標回転数Ｎ_ｒｅｆで略一定駆動した元の負荷状態に戻る。

時刻ｔ４において、ブーム下げ動作させるレバー操作量が入力されると、コントローラ２４の流量指令演算回路２４ａ、馬力演算回路２４ｂおよびポンプ指令・比例弁指令演算回路２４ｃでの演算結果に従い、レバー操作量に比例して第１油圧ポンプ１４の流量がマイナス側に増加していき、ブームシリンダ７ａの速度が上昇していく。第１油圧ポンプ１４は、ブームシリンダ７ａのボトム室７ｅ側である高圧ライン側の管路３２から作動油を吸い込んでロッド室７ｆ側である低圧ライン側の管路３１に作動油を吐出し、油圧モータとして動作され、図４（ｄ）に示すように、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）を下げる方向に作用させる。すなわち、第１油圧ポンプ１４にて動力回生が行われるため、図４（ｅ）に示すように、エンジン負荷動力が減少し、より少ない燃料噴射量でエンジンを目標回転数Ｎ_ｒｅｆに保持でき、エンジンの燃費を向上させることができる。

一般に、ブーム７は大きな位置エネルギを有しており、特にバケット９に土砂等の積荷が満載の状態においては、この積荷の位置エネルギが加わり、ブーム下げ動作時の回生動力が非常に大きくなってしまい、この位置エネルギのすべてを回生動力した場合には、図４（ｅ）中の点線（従来）で示すように、エンジン回転数を増速させてしまう。

そこで、時刻ｔ５において、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）がゼロ（０）になった場合、すなわちコントローラ２４の第２条件分岐部２４ｆにて、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）が負と判定された場合（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ≦０）に、エンジン１２での燃料噴射量をカットし、エンジン１２が惰性で回る状態とする。このとき、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）がマイナスに転じた場合には、エンジン回転数が増加し始め、従来の技術のように、第１油圧ポンプ１４の流量をレバー操作量通りにし続けると、図４（ｅ）中の点線（従来）で示すように、エンジン回転数がエンジン許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えてしまう。すなわち、エンジン回転数が増加すると第１油圧ポンプ１４の流量も増加するためブームシリンダ７ａの速度がさらに上昇し、オペレータの意思に反してブームシリンダ７ａの速度が上昇してしまい操作性の低下に繋がるという課題がある。また、エンジン回転数がエンジン許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を越えてしまうおそれがあるため、エンジン１２や、エンジン１２にて駆動される補器類の耐久性が低下しまうという課題もある。

これに対し、上述した本発明の第１実施形態に係るコントローラ２４においては、第２条件分岐部２４ｆにて、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）が負と判定された場合（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ≦０）に、第２演算部２４ｇにて、回生動作している第１油圧ポンプ１４の傾転角を減少させて流量を減少させる。このため、エンジン負荷動力（Ｌ_{ｔｏｔａｌ}＋Ｌ_ｅｆｒｃ）を略ゼロに保持でき、エンジン回転数の増加を抑制しつつ、ブームシリンダ７ａから供給される作動油の動力回生を効率良く行うことができる。

ここで、コントローラ２４の馬力演算回路２４ｂでの第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の馬力演算の精度が、作動油の油温変化や第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７自体の経年劣化等で低下し、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）がその許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えた場合であっても、コントローラ２４の第３条件分岐部２４ｈにて、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）がエンジン許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えていないかどうかを比較する。そして、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）がエンジン許容回転数（Ｎ_{ｌｉｍｉｔ}）を超えた場合に、第１油圧ポンプ１４の傾転を減少させるため、エンジン回転数（Ｎ_ｅｎｇ）を順次に許容回転数以下に保持でき、第１油圧ポンプ１４からの動力回生を安定して行うことができる。

さらに、時刻ｔ５においては、第１油圧ポンプ１４の流量が、レバー操作量−Ｘ１に応じた−Ｑ１に対し−Ｑ２（＞−Ｑ１）ほど減っているため、このままの状態では、ブームシリンダ７ａの速度は、レバー操作量−Ｘ１に応じた−Ｖ１に対し、図４（ｆ）中の一点鎖線で示すように、−Ｖ２（＞−Ｖ１）に低下してしまうことが考えられる。

そこで、上記第１実施形態に係るコントローラ２４の第２演算部２４ｇでは、比例弁３７の開度を制御し、第１油圧ポンプ１４の流量のうちの減少した分の流量（−｜Ｑ１−Ｑ２｜）をブームシリンダ７ａのボトム室７ｅ側から排出される作動油を、比例弁３７を介して作動油タンク２２へ排出させることにより、レバー１１ａ，１１ｂの操作にて要求された通りのブームシリンダ７ａの速度−Ｖ１にできる。よって、省エネ効果を得つつ、油圧ショベル１の操作性と操作速度を確保できるから、油圧ショベル１の作業量を確保できる。

［第２実施形態］
図５は、本発明の第２実施形態に係る油圧駆動装置を示す油圧回路図である。本第２実施形態が前述した第１実施形態と異なるのは、第１実施形態は、各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａと第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７とがそれぞれ閉回路状に接続された油圧駆動装置１０に対し、第２実施形態は、これら油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａのうちの旋回モータ５ａとバケットシリンダ９ａとが開回路状に接続された油圧駆動装置１０Ａとされている。なお、本第２実施形態において、第１実施形態と同一又は対応する部分には同一符号を付している。

＜構成＞
本第２実施形態においては、ブームシリンダ７ａが第１油圧ポンプ１４に閉回路状に接続されて第１閉回路３３とし、アームシリンダ８ａが第２油圧ポンプ１５に閉回路状に接続され第２閉回路４３としている。バケットシリンダ９ａのボトム室９ｅおよびロッド室９ｆに接続された管路５１，５２間に、コントロールバルブ７１が接続され、管路５２が開回路用油圧ポンプ７２の出力ポート７２ａに接続され開回路７３としている。コントロールバルブ７１は、信号線７４を介してコントローラ２４に接続され、コントローラ２４にてコントロールバルブ７１のバルブ位置が制御され、コントロールバルブ７１は通過する流量を調整する。

開回路用油圧ポンプ７２は、入力ポート７２ｂが作動油タンク２２に接続され、入力ポート７２ｂから吸い込んだ作動油を出力ポート７２ａから吐出させる可変容量型の油圧ポンプである。開回路用油圧ポンプ７２は、片傾転式の斜板７２ｃを備えた片傾転斜板機構であり、斜板７２ｃの傾斜角を調整するためのレギュレータ７２ｄを備えている。レギュレータ７２ｄは、信号線２３を介してコントローラ２４に接続され、コントローラ２４にてレギュレータ７２ｄによる斜板７２ｃの傾転角を制御し、開回路用油圧ポンプ７２の吐出流量が調整される。

バケットシリンダ９ａとコントロールバルブ７１との間の管路５１，５２間には、管路５１，５２内の作動油圧が予め定めた所定圧以上になった場合に、管路５１，５２内の作動油を排出させるリリーフ弁７５ａ，７５ｂが接続されている。リリーフ弁７５ａ，７５ｂ間は、管路７６を介して開回路用油圧ポンプ７２の出力ポート７２ａに接続され、管路７６と管路５２との間には、ブリードオフバルブ７７とリリーフ弁７８とが接続されている。ブリードオフバルブ７７およびリリーフ弁７８は、作動油タンク２２に接続されている。ブリードオフバルブ７７は、管路５２内の作動油圧を管路７６へ逃がし、管路５２内の作動油圧を制御する。リリーフ弁７８は、管路５２内の作動油圧が予め定めた所定圧以上になった場合に、管路５２内の作動油を作動油タンク２２へ排出する。

旋回モータ５ａの入出力ポート５ｂ，５ｃに接続された管路６１，６２間には、コントロールバルブ８１が接続されている。管路５２は、開回路用油圧ポンプ７２の出力ポート７２ａに接続され、管路５１は、管路７６に接続されている。コントロールバルブ８１は、信号線７４を介してコントローラ２４に接続され、コントローラ２４にてコントロールバルブ８１のバルブ位置が制御され、コントロールバルブ８１は通過する流量を調整する。

以上により、本第２実施形態に係る油圧駆動装置１０Ａのように、油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａのうちの旋回モータ５ａおよびバケットシリンダ９ａを開回路用油圧ポンプ７２に開回路状に接続して開回路７３としても、エンジン負荷動力が負の場合に、第１油圧ポンプ１４の傾転角を減少させて流量を減少させることにより、エンジン負荷動力を略ゼロに保持することができる。また、比例弁３７の開度を制御することにより、レバー１１ａ，１１ｂの操作にて要求された通りのブームシリンダ７ａの速度にできる。よって、一部が開回路７３とされた油圧駆動装置１０Ａであっても、上述した第１実施形態と同様の作用効果を奏することができる。

［第３実施形態］
図６は、本発明の第３実施形態に係る油圧駆動装置を示す油圧回路図である。本第３実施形態が前述した第１実施形態と異なるのは、第１実施形態は、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７をエンジン１２にて駆動させる油圧駆動装置１０に対し、第３実施形態は、これら第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７を原動機である電動モータ９１にて駆動させる油圧駆動装置１０Ｂとしている。なお、本第３実施形態において、第１実施形態と同一又は対応する部分には同一符号を付している。

本第３実施形態に係る油圧駆動装置１０Ｂのように、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７を、動力伝達装置１３を介して電動モータ９１で駆動する油圧駆動装置１０Ｂとしても、電動モータ９１の負荷動力が負の場合に、第１油圧ポンプ１４の傾転角を減少させて流量を減少させることにより、電動モータ９１の負荷電力を略ゼロに保持できる。また、比例弁３７の開度を制御することにより、レバー１１ａ，１１ｂの操作にて要求された通りのブームシリンダ７ａの速度にできる。よって、電動モータ９１を用いた油圧駆動装置１０Ｂであっても、上述した第１実施形態と同様の作用効果を奏することができる。

［その他］
なお、本発明は前述した実施形態に限定されるものではなく、様々な変形態様が含まれる。例えば、前述した実施形態は、本発明を分りやすく説明するために説明したものであり、本発明は、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。

また、上記各実施形態においては、油圧駆動装置１０，１０Ａ，１０Ｂを油圧ショベル１に搭載させた場合を例として説明したが、本発明はこれに限定されず、例えば油圧式クレーンやホイールローダなどの油圧駆動装置１０，１０Ａ，１０Ｂで駆動可能な油圧アクチュエータの駆動装置を備えた建設機械であれば、油圧ショベル１以外の作業機械についても適用可能である。

さらに、上記各実施形態においては、ブームシリンダ７ａを駆動する第１閉回路３３に比例弁３７を接続し、ブーム下げ動作を例として説明した。しかしながら、本発明はこれに限定されず、その他のアームシリンダ８ａ、バケットシリンダ９ａ等のいずれの油圧アクチュエータを閉回路状とし、閉回路上の回生時に高圧側となる管路に比例弁３７を接続し、レバー操作量に応じた油圧アクチュエータの動作速度が確保されない場合に、比例弁３７を開動作させることにより、油圧アクチュエータの動作速度を落とすことなく安定した回生動作を得ることができる。

また、上記各実施形態においては、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７について、エンジン負荷動力が負になる場合に、第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７のうちの回生動作する油圧ポンプの傾転角を減少させることもできる。さらに、ブームシリンダ７ａのボトム室側７ｅの作動油圧を計測し、計測した作動油圧に基づいて比例弁３７の開度を調整して流量制御したり、圧力補償型の比例弁３７を用いて流量制御してもよい。

上記第１および第３実施形態においては、各油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａと第１ないし第４油圧ポンプ１４，１５，１６，１７とがそれぞれ閉回路状に接続された油圧駆動装置１０，１０Ｂとし、上記第２実施形態において、油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａのうちの旋回モータ５ａとバケットシリンダ９ａとが開回路状に接続された油圧駆動装置１０Ａとした。しかしながら、油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａと油圧ポンプ１４，１５，１６，１７の少なくとも１つが閉回路状に接続された閉回路とされ、この閉回路に比例弁３７が接続された構成とすることにより、上記第１ないし第３実施形態と同様に、比例弁３７が接続された油圧アクチュエータ５ａ，７ａ，８ａ，９ａの動作速度を落とすことなく安定した回生動作を得ることができる。

１ 油圧ショベル（作業機械）
２ 下部走行体
２ａ 走行装置
３ 上部旋回体
４ キャブ
５ 旋回装置
５ａ 旋回モータ（油圧アクチュエータ）
５ｂ，５ｃ 入出力ポート
６ フロント作業機
７ ブーム
７ａ ブームシリンダ（油圧アクチュエータ）
７ｂ ロッド
７ｃ シリンダチューブ
７ｄ ピストン
７ｅ ボトム室
７ｆ ロッド室
８ アーム
８ａ アームシリンダ（油圧アクチュエータ）
８ｂ ロッド
８ｃ シリンダチューブ
８ｄ ピストン
８ｅ ボトム室
８ｆ ロッド室
９ バケット
９ａ バケットシリンダ（油圧アクチュエータ）
９ｂ ロッド
９ｃ シリンダチューブ
９ｄ ピストン
９ｅ ボトム室
９ｆ ロッド室
１０，１０Ａ，１０Ｂ 油圧駆動装置（駆動装置）
１１ 操作レバー装置（操作装置）
１１ａ，１１ｂ レバー
１２ エンジン（原動機）
１３ 動力伝達装置
１４ 第１油圧ポンプ
１４ａ，１４ｂ 入出力ポート
１４ｃ 斜板
１４ｄ レギュレータ
１５ 第２油圧ポンプ
１５ａ，１５ｂ 入出力ポート
１５ｃ 斜板
１５ｄ レギュレータ
１６ 第３油圧ポンプ
１６ａ，１６ｂ 入出力ポート
１６ｃ 斜板
１６ｄ レギュレータ
１７ 第４油圧ポンプ
１７ａ，１７ｂ 入出力ポート
１７ｃ 斜板
１７ｄ レギュレータ
１８ チャージポンプ
１９ 管路
２１ リリーフ弁
２２ 作動油タンク
２３ 信号線
２４ コントローラ
２４ａ 流量指令算出回路
２４ｂ 馬力演算回路（出力算出部）
２４ｃ ポンプ指令・比例弁指令演算回路（ポンプ制御部、流量調整弁制御部）
２４ｄ 第１条件分岐部
２４ｅ 第１演算部
２４ｆ 第２条件分岐部
２４ｇ 第２演算部
２４ｈ 第３条件分岐部
３１，３２ 管路
３３ 第１閉回路
３４ フラッシング弁
３５ａ，３５ｂ リリーフ弁
３６ａ，３６ｂ チェック弁
３７ 比例弁（流量調整弁）
４１，４２ 管路
４３ 第２閉回路
４４ フラッシング弁
４５ａ，４５ｂ リリーフ弁
４６ａ，４６ｂ チェック弁
５１，５２ 管路
５３ 第３閉回路
５４ フラッシング弁
５５ａ，５５ｂ リリーフ弁
５６ａ，５６ｂ チェック弁
６１，６２ 管路
６３ 第４閉回路
６４ フラッシング弁
６５ａ，６５ｂ リリーフ弁
６６ａ，６６ｂ チェック弁
７１ コントロールバルブ
７２ 開回路用油圧ポンプ
７２ａ 出力ポート
７２ｂ 入力ポート
７２ｃ 斜板
７２ｄ レギュレータ
７３ 開回路
７４ 信号線
７５ａ，７５ｂ リリーフ弁
７６ 管路
７７ ブリードオフバルブ
７８ リリーフ弁
８１ コントロールバルブ
９１ 電動モータ（原動機）

Claims (3)

1. 複数の油圧アクチュエータと、
   圧油を供給して前記油圧アクチュエータを駆動する可変容量型の複数の油圧ポンプと、
   前記複数の油圧ポンプを駆動する原動機と、
   前記油圧ポンプの容量を制御するコントローラとを備えた作業機械の駆動装置であって、
   前記コントローラは、前記複数の油圧ポンプの合計出力を算出する出力算出部と、前記出力算出部にて算出した合計出力に基づいて前記原動機に対する負荷動力を算出し、前記負荷動力が所定の動力以下かつ正の値となるように、前記油圧ポンプの容量を制御するポンプ制御部とを有する
   ことを特徴とする作業機械の駆動装置。
2. 請求項１に記載の作業機械の駆動装置において、
   前記複数の油圧アクチュエータのうちの少なくともいずれか１つと前記油圧ポンプとを接続して構成する閉回路と、
   前記閉回路上の前記油圧アクチュエータと前記油圧ポンプとを接続する複数の管路と、
   前記複数の管路のうち、前記油圧アクチュエータからの戻り油にて前記油圧ポンプを回生駆動させることができる側の管路に接続された流量調整弁と、
   前記油圧アクチュエータを操作する操作装置とを備え、
   前記コントローラは、前記油圧ポンプの容量が前記操作装置の操作量に応じた容量より少ない場合に、前記流量調整弁を開動作させる流量調整弁制御部を有する
   ことを特徴とする作業機械の駆動装置。
3. 請求項１または２に記載の作業機械の駆動装置において、
   前記ポンプ制御部は、前記原動機の回転数が予め設定された所定の回転数以上の場合に、前記油圧ポンプの合計出力が正の値となるように前記油圧ポンプの容量を制御する
   ことを特徴とする作業機械の駆動装置。