JP4794468B2 - 建設機械のポンプ制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、油圧ショベル等の建設機械に備えられエンジンにより駆動される少なくとも３つの油圧ポンプを有する油圧回路に係り、特に各油圧ポンプの駆動に伴う消費トルクがエンジンの出力馬力を超えないかつ、エンジン出力を有効活用するように、各油圧ポンプの押しのけ容積を制御するための建設機械のポンプ制御装置に関する。

この種の従来技術として、例えば特許文献１に記載のものがある。この従来技術は、１台の原動機で駆動される３つの可変容量型油圧ポンプと、複数のアクチュエータから構成されており、第１及び第２油圧ポンプの押しのけ容積は、各々の自己吐出圧Ｐ１，Ｐ２と第３油圧ポンプの吐出圧Ｐ３を減圧弁により減圧した圧力Ｐ３’に基づいて制御され、第３油圧ポンプの吐出圧Ｐ３‘が大きいときは、第１、第２油圧ポンプの入力トルクは小さくなるように制御される。また、第３油圧ポンプの押しのけ容積は、自己吐出圧Ｐ３のみによって制御されるようになっており、第３油圧ポンプから吐出される圧油は第１、第２油圧ポンプの吐出流量の変動、すなわち消費トルクの変動の影響を受けることなく安定した流量を確保できる。そして第１、第２、第３油圧ポンプの入力トルクの総和がエンジンの出し得る馬力を超えることがなく制御され、エンジンの過負荷が防止されている。

特開２００２−２４２９０４号公報

しかし、上記した特許文献１に開示された従来技術では、第１、第２油圧ポンプの入力トルクを制御する場合は、第３油圧ポンプの吐出圧が減圧弁を介した２次圧により第１、第２油圧ポンプ１，２の減トルクを行っており、前記減圧弁の設定は、図６に示す最大圧Ｐ３０以下となるように設定されており、図６に示す減トルク特性線サ−シ−スに基づき減トルクするが、第３油圧ポンプの実際の入力トルクは、レギュレータのバネ特性の影響等により入力トルク線ｆのようになってしまうため、第３油圧ポンプの吐出圧を減圧弁で減圧した２次圧による第１、第２油圧ポンプの減トルクは図６の領域Ａに示すように、実際の第３油圧ポンプ入力トルク以上の減トルクが行なわれてしまう。そのため第３油圧ポンプの吐出圧が最大圧Ｐ３０より大きな領域では、原動機出力を有効に活用できていないので作業量が低下してしまうという問題がある。

本発明では、第３ポンプの吐出圧を用いて第１、第２油圧ポンプの入力トルクを制御する場合に、第３油圧ポンプの吐出圧を減圧弁で減圧した２次圧で第１、第２油圧ポンプ１、２の減トルクを行っても原動機出力を有効に活用でき、作業量の低下を招くことがない建設機械のポンプ制御装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明の請求項１に係る発明は、原動機と、前記原動機によって駆動される可変容量型の第１、第２、第３ポンプと固定容量型のパイロットポンプと、前記原動機の目標回転数を指令する指令手段と、前記原動機の回転数を制御する制御装置と、前記第１、第２、第３ポンプの吐出圧に基づき、第１、第２ポンプの入力トルクを制御する第１、第２ポンプ用レギュレータと、前記第３ポンプの吐出圧に基づき第３ポンプの入力トルクを制御する第３ポンプ用レギュレータと、前記第１、第２ポンプ用レギュレータに供給される前記第３ポンプの吐出圧を制限する制限手段とを備えた建設機械のポンプ制御装置において、前記第１、第２ポンプ用レギュレータは、外部指令圧により前記第１、第２ポンプの入力トルクを可変にする可変機構を備え、前記第１、第２ポンプ用レギュレータに供給される前記外部指令圧としてのトルク制御指令圧を演算するコントローラと、前記トルク制御指令圧を制御するトルク制御手段と、前記第３ポンプの吐出圧を検出する圧力検出手段とを備え、前記コントローラは前記圧力検出手段によって検出される第３ポンプの吐出圧に基づいて前記第１、第２ポンプの補正トルク量を出力するトルク補正量出力部と、前記指令手段によって指令される原動機の目標回転数に基づいて前記第１、第２ポンプの基準トルク値を出力する基準トルク出力部と、前記トルク補正量出力部と前記基準トルク出力部との出力値に基づき前記第３ポンプの吐出圧により前記第１、第２ポンプの入力トルクを制御するように前記第１、第２ポンプの入力トルクを増トルクするように前記トルク制御指令圧を演算する演算部とを備えたことを特徴とする。
また、請求項２に係る発明では、請求項１に記載の建設機械のポンプ制御装置において、前記原動機の実回転数を検出する回転数検出手段を備え、前記コントローラには、前記指令手段によって指令される目標回転数と実回転数の偏差によって第１、第２ポンプの入力トルクをさらに補正する補正値を出力するスピードセンシングトルク補正出力部をさらに備え、前記演算部は、前記トルク補正出力部と基準トルク出力部と前記スピードセンシングトルク補正量出力部からそれぞれ出力される補正量に基づいて前記トルク制御指令圧を演算することを特徴とする。

このように構成した請求項１に係る発明では、制限手段で制限された第３油圧ポンプの吐出圧（２次圧）により第１、第２油圧ポンプ１，２の減トルクを行う場合においても、第３油圧ポンプの吐出圧が制限手段によって制限されて第１、第２油圧ポンプが過度に減トルクされそうになっても圧力検出手段によって検出される実際の第３ポンプの吐出圧に基づいて第１、第２油圧ポンプを増トルクすることで、各油圧ポンプの入力トルクの総和がエンジンの出し得る出力における設定範囲内で有効に活用することできるから第３油圧ポンプから供給される圧油で駆動するアクチュエータの負荷が増大しても、第１及び第２油圧ポンプの押しのけ容積を極端に減らすことなく、第１及び第２油圧ポンプからの吐出流量として少なくとも所定の流量を確保でき、各アクチュエータの過剰な速度低下を防止し、良好な操作性と作業性能を確保することができる。

請求項２に係る発明では、実エンジン回転数を検出する回転数検出手段により検出したエンジンの回転数と目標回転数を設定するため指令手段により設定した目標回転数の偏差から、スピードセンシングトルク補正量を決定し、そのトルク補正量と目標回転数から予め決定された基準トルクと、前記第３油圧ポンプの吐出圧より決定される第１、第２油圧ポンプの補正トルク量との３つのトルク補正量の和が最終的な油圧ポンプ合計の入力トルクとなることから、アクチュエータに急激に負荷が作用してもエンジン回転のラグダウンを防止することが可能になる。

―――第１の実施の形態―――
以下、本発明による建設機械の油圧回路の実施の形態を図１〜図６、図１０に基づき説明する。本実施の形態は、建設機械として油圧ショベルを対象に適用したもので、図１は全体油圧回路図、図２は要部油圧回路図、図３はコントローラによる処理の流れを示すフローチャート、図４は第１及び第２油圧ポンプの吐出流量特性図、図５は第３油圧ポンプの吐出流量特性図、図６は、第３ポンプ吐出圧による第１、第２ポンプ減トルク特性、図１０は油圧ショベルの外観図である。

まず、図１０を用いて本発明が適用される油圧ショベルの構成を説明する。油圧ショベルは走行装置４９により履帯を駆動して走行する走行体４１と、走行体４１上に旋回モータ１３（図２参照）により旋回可能に設けられる旋回体４０と、旋回体４０の前方に上下動可能に設けられる作業装置４７とから概略構成される。旋回体４０には運転室４３と、後述するエンジン５、油圧ポンプ１，２，３等の駆動源（いずれも図２参照）が格納される機械室４２とを有する。作業装置４７は、旋回体４０の前部に上下動可能に設けられるブーム４４と、ブーム４４の先端に設けられるアーム４５と、アーム４５の先端に設けられるバケット４６とを有し、ブーム４４、アーム４５、バケット４６は、それぞれブームシリンダ１１、アームシリンダ１２、バケットシリンダ４８により駆動される。
図１は、ブームシリンダ１１、アームシリンダ１２、旋回モータ１３の油圧回路図の全体図を示す。なおバケットシリンダ４８および走行モータおよび操作パイロット系の油圧回路については省略している。同図１に示すように第１の実施形態による油圧回路は、エンジン５により駆動する可変容量型の第１、第２、第３油圧ポンプ１，２，３と固定容量型のパイロットポンプ４とを有している。

第１、第２、第３油圧ポンプ１，２，３からそれぞれの主管路２２，２３，２４に吐出された圧油は方向制御弁８，９，１０によりその流れが制御され、ブームシリンダ１１、アームシリンダ１２、旋回モータ１３へと導かれる。

第１、第２、第３油圧ポンプ１，２，３は、１回転当たりの吐出流量(容積)を押しのけ容積可変機構(以下斜板で代表する)１ａ，２ａ，３ａの傾転角（押しのけ容積）を変えることにより調整可能な斜板ポンプであり、斜板１ａ，２ａの傾転角は、第１及び第２ポンプ１，２用の容量制御手段としてのレギュレータ６により制御され、斜板３ａの傾転角は第３油圧ポンプ用の容量制御手段としてのレギュレータ７により制御される。

レギュレータ６，７を含む油圧回路の要部詳細を図２に基づき説明する。なおこの図２では、各アクチュエータを不図示の操作レバーの操作量に応じた速度で駆動させる為の機構、すなわち、各アクチュエータを操作信号に応じた速度で駆動させる為に油圧ポンプに要求される流量に応じて傾転角を増加、あるいは減少させる流量制御機構については図示を省略している。

レギュレータ６は、油圧ポンプ１，２の自己圧により入力トルクを制御する機能及び外部からの指令圧により油圧ポンプの入力トルクを制御する機能を有し、レギュレータ７は、油圧ポンプ３の自己圧により入力トルクを制御する機能を有し、それぞれサーボシリンダ６ａ，７ａと傾転制御弁６ｂ，７ｂとで形成されている。サーボシリンダ６ａは、受圧面積差で駆動する差動ピストン６ｅを有し、この差動ピストン６ｅの大傾受圧室６ｃは、傾転制御弁６ｂを介して、パイロット管路２８ａに接続され、パイロット管路２５を介し供給されるパイロット圧Ｐ０が直接作用する。また、差動ピストン６ｅの受圧室６ｊはパイロット管路３６、後述する電磁比例弁３５を介してパイロット管路２５に接続されて電磁比例弁３５によって減圧されたパイロット圧Ｐ３５が作用する。そして、大傾側受圧室６ｃがパイロット管路２８ａに連通すると差動ピストン６ｅは、受圧面積差により図示右方駆動され、大傾側受圧室６ｃがタンク１５に連通すると、差動ピストン６ｅは受圧面積差により、図示左方に駆動される。差動ピストン６ｅが図示右方に移動すると、斜板１ａ、２ａ、の傾転角、すなわちポンプ傾転が減少し、油圧ポンプ１、２の吐出量は減少し、差動ピストン６ｅが図示左方に移動すると、斜板１ａ，２ａの傾転角、すなわちポンプ傾転が増加し、油圧ポンプ１、２の吐出量は増加する。また、パイロット一次圧Ｐ０を減圧する電磁比例弁３５を設け、それぞれ管路３６を介し、減圧されたパイロット２次圧Ｐ３５が差動ピストン６ｅの外部指令受圧室６ｊに導かれるようになっており、外部指令受圧室６ｊにパイロット２次圧Ｐ３５が作用することにより、第１、第２油圧ポンプの入力トルクが油圧ポンプ１，２の自己圧や第３ポンプの吐出圧に関わらず可変とすることができる。つまりパイロット２次圧Ｐ３５が昇圧した場合は、サーボピストン６ｅのバランスが（６ｊ押付力＋６ｃ押付力）と（６ｄ押付力）の３つの押付力でポンプ傾転が制御される。このため、パイロット２次圧Ｐ３５が昇圧している状態では、パイロット２次圧Ｐ３５が昇圧していない状態と比較し、第１、第２油圧ポンプ１，２の傾転制御が第１、第２油圧ポンプ１，２吐出圧が低い状態で行われるため、第１、第２ポンプの入力トルクは小さくなる。逆に、パイロット２次圧Ｐ３５が昇圧していない場合は、外部指令受圧室６ｊは、パイロット管路３６を介してタンク１５と連通しているため、サーボピストン６ｅの６ｊ押付力がなくなり、サーボピストン６ｅのバランスが（６ｃ押付力）と（６ｄ押付力）の２つの押付力でポンプ傾転が制御される。このため、パイロット２次圧Ｐ３５が昇圧していない状態では、パイロット２次圧Ｐ３５が昇圧している状態と比較し、第１、第２油圧ポンプ１，２の傾転制御が第１、第２油圧ポンプ１，２吐出圧が高い状態で行われるため、第１、第２ポンプの入力トルクは、パイロット２次圧Ｐ３５が昇圧していない場合と比較して大きくなる。
ボシリンダ７ａは、受圧面積差で駆動する差動ピストン７ｅを有し、この差動ピストン７ｅの大傾受圧室７ｃは、傾転制御弁７ｂを介して、パイロット管路２８ｃに接続され、パイロット管路２８を介し供給されるパイロット圧Ｐ０が直接作用する。そして、大傾側受圧室７ｃがパイロット管路２８ｃに連通すると差動ピストン７ｅは、受圧面積差により図示右方駆動され、大傾側受圧室７ｃがタンク１５に連通すると、差動ピストン７ｅは受圧面積差により、図示左方に駆動される。差動ピストン７ｅが図示右方に移動すると、斜板３ａの傾転角、すなわちポンプ傾転が減少し、油圧ポンプ３の吐出量は減少し、差動ピストン７ｅが図示左方に移動すると、斜板３ａの傾転角、すなわちポンプ傾転が増加し、油圧ポンプ３の吐出量は増加する。

傾転制御弁６ｂ、７ｂは、入力トルク制限用の弁であり、スプール６ｇ，７ｇとばね６ｆ，７ｆと操作駆動部６ｈ，６ｉ，７ｈとで形成されている。第１ポンプから吐出された圧油（吐出圧Ｐ１）と第２ポンプから吐出された圧油（吐出圧Ｐ２）は、それぞれの主管路２２，２３から分岐された管路１６、及び１７によりシャトル弁２６に導かれ、シャトル２６により選択された高圧側の圧油（圧力Ｐ１２）が管路２７を介し、第１、第２油圧ポンプ１、２用の傾転制御弁６ｂの操作駆動部６ｈに導かれる。また第３油圧ポンプから吐出された圧油（吐出圧Ｐ３）は、主管路２４から分岐された管路１８上に設けられた後述する制限手段としての減圧弁１４により減圧され（圧力Ｐ３‘）、管路１９を介し、もう1つの操作駆動部６ｉに導かれる。一方、第３ポンプ用傾転制御用弁７ｂの操作駆動部７ｈには、第３油圧ポンプからの吐出圧Ｐ３が管路１８及びこの管路１８から分岐された管路１８ａを介し直接導かれる。そして、各傾転制御弁６ｂ，７ｂは、ばね６ｆ，７ｆによる押付力と操作駆動部６ｈ，６ｉ，７ｈへの油圧による押付力に応じてその弁位置が制御される。

減圧弁１４は、ばね１４ａと吐出圧がフィードバックされる受圧部１４ｂとを有し、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３がばね１４ａにより設定される所定の圧力値以上になると絞り量を大きくする。これにより、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３が減圧され、傾転制御弁６ｂの操作駆動部６ｉへ導かれる圧力Ｐ３‘が所定の圧力値以上にならないようになっている。この実施形態では、ばね１４ａの設定は図４に示す第３油圧ポンプ３の吐出流量制御が実施されない最大圧Ｐ３０に設定している。１５は圧油の貯油タンクである。

電磁比例弁３５は、ソレノイド３５ｂに電流３５ｉが通電すると、この電流値に応じて電磁比例弁３５のスプールが移動し、その弁位置がリ側及びヌ側となる。このスプールの移動によりパイロット管路２５と管路３６とが徐々に連通し、電流値３５ｉが大きくなるに従ってパイロット二次圧Ｐ３５が大きくなり、傾転制御用差動ピストン６ｅの外部指令受圧室６ｊにそのパイロット二次圧Ｐ３５が供給される。

圧力センサ３０は第３油圧ポンプ３の吐出圧（Ｐ３）を検出し、コントローラ２９に指令電圧を送信している。

コントローラ２９は、圧力センサ３０で検出した第３油圧ポンプの吐出圧Ｐｄ３と予め用意された第３油圧ポンプの吐出圧Ｐｄ３とトルク補正量の関係を表したテーブルＴ２から第１、第２油圧ポンプの増トルク補正量Ｔｄ３を決定し、またエンジン回転コントロールダイヤル３７で設定された目標エンジン回転数Ｎｅと予め用意された目標エンジン回転数Ｎｅと基準トルクの関係を表したテーブルＴ１から基準トルクＴｅを決定し、コントローラ演算部Ｔ６にて前述の基準トルクＴｅと第１、第２油圧ポンプの増トルク補正量Ｔｄ３を加算し目標トルクＴａを決定し、予め用意された目標トルクと比例弁出力の関係テーブルＴ３から電磁比例弁出力Ｐｓを決定し、電磁弁出力特性テーブルＴ４により、電磁弁３５へ出力する電流値を決定する。なお、テーブルＴ２で決定される増トルク補正量Ｔｄ３は第３油圧ポンプ３のレギュレータ７のバネ特性などを考慮し、図６に示す領域Ａ分の減トルクを補う増トルク量として実験等により予め決定される値である。

以上のように構成された第１の実施の形態による建設機械の油圧回路では、ブームシリンダ１１を作動させた場合には、その要求流量に応じて不図示の流量制御機構によりレギュレータ６の傾転角が増加し、第１油圧ポンプ１からの吐出流量が増加する。この吐出流量の増加及びブームシリンダ１１の負荷圧により、第１油圧ポンプ１からの吐出圧Ｐ１が大きくなり、傾転制御弁６ｂの操作駆動部６ｈの圧力Ｐ１２が上昇し、スプール６ｇの図２左方への押付力が増加する。このスプール６ｇの左方への押付力が、ばね６ｆによる右方への押付力を上回ると、スプール６ｇが左方へ移動し、その弁位置がハ側に移行し、サーボシリンダ６ａの大径側受圧室６ｃとパイロット管路２８ａとを連通する。上述したように、サーボシリンダ６ａの大径側受圧室６ｃとパイロット管路２８ａとが連通すると、サーボシリンダ６ａの各受圧室６ｃ，６ｄの受圧面積差により差動ピストン６ｅが図２の右方へ移行し、斜板１ａ，２ａの傾転角が減少する。一方、旋回モータ１３は作動していないため、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３は低圧の状態を保持し、傾転制御弁６ｂのもう一つの操作駆動部６ｉに付与される圧力Ｐ３’も極めて低圧の状態を保持する。このときの比例弁出力は、前記第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３は低圧の状態を保持しているため、目標エンジン回転から決定された基準トルクに準じた基準トルクＴｅを満たす出力となっている。

このように旋回モータ１３が作動していない場合には、第１油圧ポンプ１及び第２油圧ポンプ２の傾転角は、第１油圧ポンプ１あるいは第２油圧ポンプ２の吐出圧Ｐ１，Ｐ２によって制御され、図４に示す流量特性線ア−イ−ウ−エに沿って吐出流量が変化する。すなわち、第１油圧ポンプ１及び第２油圧ポンプ２からの吐出圧Ｐ１，Ｐ２が比較的低圧の場合には傾転角が大きく、吐出流量も多くなるが、吐出圧Ｐ１，Ｐ２が高くなるにつれ、傾転角を減じその吐出流量を減らし、予め第１油圧ポンプ１及び第２油圧ポンプ２に割当てられた最大入力トルクａ（破線で示す曲線ａ）を超えないようにその傾転角が制御される。

このような状況で、旋回モータ１３の作動が指示されると、不図示の流量制御機構により第３油圧ポンプ３からの吐出流量が増加し、上述したブームシリンダ１１の駆動の場合とほぼ同様の作用により、吐出圧Ｐ３に応じ図５に示す流量特性線に沿って、油圧ポンプ３の斜板３ａの傾転角が減少する。すなわち、第３油圧ポンプ３に対し予め設定された最大入力トルクｃ（破線で示す曲線ｃ）を超えない範囲で傾転角が制御される。

この場合、第３油圧ポンプ３用のレギュレータ７による制御には第１油圧ポンプ１及び第２油圧ポンプ２の吐出圧Ｐ１，Ｐ２が反映されていないため、例えばブームシリンダ１１の負荷圧が変動しても旋回モータ１３への第３油圧ポンプ３からの供給流量は変動することがない。

一方、第３油圧ポンプ３からの吐出圧Ｐ３は、減圧弁１４を介し第１、第２油圧ポンプ１，２用のレギュレータ６に導かれている。すなわち、傾転制御弁６ｂの操作駆動部６ｈには第１、第２油圧ポンプ１，２からの吐出圧Ｐ１２が作用し、さらに、もう一つの操作駆動部６ｉには第３油圧ポンプ３からの吐出圧Ｐ３が減圧された圧力Ｐ３’が付与されるため、レギュレータ６による第１、第２油圧ポンプ１，２の傾転角が旋回モータ１３が駆動していない場合よりもさらに小さく減じられる。ここで、圧力センサ３０にて検出された第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３は、コントローラ２９へ送信され前述のごとく、圧力センサ３０で検出した第３油圧ポンプの吐出圧Ｐｄ３と予め用意された第３油圧ポンプの吐出圧Ｐｄ３とトルク補正量の関係を表したテーブルＴ２から第１、第２油圧ポンプの増トルク補正量Ｔｄ３を決定し、またエンジン回転コントロールダイヤル３７で設定された目標エンジン回転Ｎｅと予め用意された目標エンジン回転数Ｎｅと基準トルクの関係を表したテーブルＴ１から基準トルクＴｅを決定し、コントローラ演算部Ｔ６にて前述の基準トルクＴｅと第１、第２油圧ポンプの増トルク補正量Ｔｄ３を加算し目標トルクＴａを決定し、予め用意された目標トルクと比例弁出力の関係テーブルＴ３から電磁比例弁出力Ｐｓを決定し、電磁弁出力特性テーブルＴ４により、電磁弁へ送信する電流値Ｔｓａを決定し、電磁比例弁３５から外部指令圧Ｐ３５が供給される。減圧弁１４から付与される圧力Ｐ３’と電磁比例弁３５から供給される外部指令圧Ｐ３５の値に応じて、図４に示す流量特性線ア−イ−ウ−エ−キ−カ−オで囲まれる領域の値に制御されるようになる。上述したように、減圧弁１４のばね１４ｂは、傾転制御弁６ｂに伝達される圧力Ｐ３’がＰ３０以下となるように設定されており、特性線オ−カ−キは第１、第２油圧ポンプ１，２の最大入力トルクａから圧力Ｐ３０に相当する第３油圧ポンプ３の入力トルク分を差引いたトルクｂ（図４に破線で示す曲線ｂ）に前記増トルク量を加算したトルクｄ（図４に破線で示す曲線ｄ）を目標とする流量特性線ア−ク−ケ−コで示される流量が確保される。ここで第１、第２油圧ポンプ１，２の最大入力トルクａから圧力Ｐ３‘に相当する第３油圧ポンプ３の入力トルク分を差引いたトルクｂ（図４に破線で示す曲線ｂ）に前記増トルク量を加算したトルクｄ（図４に破線で示す曲線ｄ）は、前述の如く、第３油圧ポンプの吐出圧Ｐ３により変化するために、トルクａ（図４に破線で示す曲線ａ）とトルクｂ（図４に破線で示す曲線ｂ）の間に位置する。このため、旋回負荷が大きくなり第３油圧ポンプ３からの吐出圧Ｐ３が増加しても、第１、第２油圧ポンプ１，２からの吐出流量は、少なくとも図４に流量特性線ア−ク−ケ−コで示される流量が確保され、ブームシリンダ１１およびアームシリンダ１２の動作速度が極端に低下することを回避できると同時に、第３油圧ポンプから供給される圧油で駆動するアクチュエータの負荷が増大しても、第１及び第２油圧ポンプの押しのけ容積を極端に減らすことなく、第１及び第２油圧ポンプからの吐出流量として少なくとも所定の流量を確保でき、各アクチュエータの過剰な速度低下を防止し、良好な操作性と作業性能を確保することができる。

したがって、この第１の実施形態による建設機械の油圧回路によれば、旋回負荷が増大しても第１、第２油圧ポンプ１，２からの吐出流量を必要以上に減じることがなく、第３油圧ポンプ３の吐出圧Ｐ３‘による過剰な減トルク量を第１、第２油圧ポンプ１，２側で増トルクすることにより、エンジン出力の有効活用が可能になる。ゆえにブームシリンダ１１およびアームシリンダ１２の極端な速度低下を回避でき、良好な操作性を確保することができる。

―――第２の実施の形態―――
この第２の実施の形態では、第１の実施の形態に実エンジン回転数を検出するためのエンジン回転数センサ３２とこのエンジン回転センサ３２で検出した実エンジン回転数をコントローラ２９へ送信する配線３３を追加した構成となっている。

また、コントローラ２９では、圧力センサ３０で検出した第３油圧ポンプの吐出圧Ｐｄ３と予め用意された第３油圧ポンプの吐出圧Ｐｄ３とトルク補正量の関係を表したテーブルＴ２から第１、第２油圧ポンプの増トルク補正量Ｔｄ３を決定し、またエンジン回転コントロールダイヤル３７で設定された目標エンジン回転Ｎｅと予め用意された目標エンジン回転数Ｎｅと基準トルクの関係を表したテーブルＴ１から基準トルクＴｅを決定し、エンジン回転センサ３２から検出した実エンジン回転数Ｎｒと前記目標エンジン回転数Ｎｅの偏差（Ｎｒ−Ｎｅ）と予め用意されたエンジン回転センサ３２から検出した実エンジン回転数Ｎｒと前記目標エンジン回転数Ｎｅの偏差とトルク補正量の関係を表したテーブルＴ５からトルク補正量ＴＮｓを決定し、コントローラ演算部Ｔ７にて前記実エンジン回転数Ｎｒと前記目標エンジン回転数Ｎｅの偏差から求めたＴＮｓと前記基準トルクＴｅと第１、第２油圧ポンプの増トルク補正量Ｔｄ３を加減算し目標トルクＴａを決定し、予め用意された目標トルクと比例弁出力の関係テーブルＴ３から電磁比例弁出力Ｐｓを決定し、電磁弁出力特性テーブルＴ４により、電磁弁へ送信する電流値Ｔｓａを決定する。

上述した第２の実施の形態では、第１の実施の形態の作用効果に加え、次の作用効果を奏する。すなわち、エンジンに作用する負荷に基づいて油圧ポンプ１，２のトルク補正も行なうようにしたので、レバーの急激な操作によるアクチュエータの急激な負荷状態においてのエンジン回転ラグダウンを防止することが可能になる。

本発明による第１の実施の形態の油圧回路図である。 第１の実施の形態における要部油圧回路図である。 第１の実施の形態における制御フロー図である。 第１の実施の形態における第１、第２油圧ポンプの流量特性を示す図である。 第１の実施の形態における第３油圧ポンプの流量特性を示す図である。 第１の実施の形態における第３油圧ポンプのトルク制御特性と実際の入力トルクを示す図である。 本発明による第２の実施の形態の油圧回路図である。 第２の実施の形態における要部油圧回路図である。 第２の実施の形態における制御フロー図である。 本発明が適用される建設機械としての油圧ショベルの外観を示す図である。

符号の説明

１ 第１油圧ポンプ
２ 第２油圧ポンプ
３ 第３油圧ポンプ
４ パイロットポンプ
５ エンジン
６ レギュレータ（第１及び第２油圧ポンプ用のレギュレータ、可変機構付）
７ レギュレータ
１４ 減圧弁（制限手段）
２９ コントローラ
３０ 圧力センサ（圧力検出手段）
３５ 電磁比例弁（制御手段）
Ｔ１ テーブル（基準トルク出力部）
Ｔ２ テーブル（トルク補正量出力部）
Ｔ５ テーブル（スピードセンシングトルク補正量出力部）

Claims (2)

1. 原動機と、前記原動機によって駆動される可変容量型の第１、第２、第３ポンプと固定容量型のパイロットポンプと、前記原動機の目標回転数を指令する指令手段と、前記原動機の回転数を制御する制御装置と、前記第１、第２、第３ポンプの吐出圧に基づき、第１、第２ポンプの入力トルクを制御する第１、第２ポンプ用レギュレータと、前記第３ポンプの吐出圧に基づき第３ポンプの入力トルクを制御する第３ポンプ用レギュレータと、前記第１、第２ポンプ用レギュレータに供給される前記第３ポンプの吐出圧を制限する制限手段とを備えた建設機械のポンプ制御装置において、
   前記第１、第２ポンプ用レギュレータは、外部指令圧により前記第１、第２ポンプの入力トルクを可変にする可変機構を備え、
   前記第１、第２ポンプ用レギュレータに供給される前記外部指令圧としてのトルク制御指令圧を演算するコントローラと、
   前記トルク制御指令圧を制御するトルク制御手段と、
   前記第３ポンプの吐出圧を検出する圧力検出手段とを備え、
   前記コントローラは前記圧力検出手段によって検出される第３ポンプの吐出圧に基づいて前記第１、第２ポンプの補正トルク量を出力するトルク補正量出力部と、
   前記指令手段によって指令される原動機の目標回転数に基づいて、前記第１、第２ポンプの基準トルク値を出力する基準トルク出力部と、
   前記トルク補正量出力部と前記基準トルク出力部との出力値に基づき、前記トルク制御指令圧を演算する演算部とを備えたことを特徴とする建設機械のポンプ制御装置。
2. 請求項１に記載の建設機械のポンプ制御装置において、
   前記原動機の実回転数を検出する回転数検出手段を備え、
   前記コントローラには、前記指令手段によって指令される目標回転数と実回転数の偏差によって第１、第２ポンプの入力トルクをさらに補正する補正値を出力するスピードセンシングトルク補正出力部をさらに備え、
   前記演算部は、前記トルク補正出力部と基準トルク出力部と前記スピードセンシングトルク補正量出力部からそれぞれ出力される補正量に基づいて前記トルク制御指令圧を演算することを特徴とする建設機械のポンプ制御装置。

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