JPH0427784A - トルクコンバータ付き走行作業車両の油圧ポンプ制御装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 Ａ、産業上の利用分野 本発明は、トルクコンバータから走行駈動力を取り呂す
走行作業車両に搭載されフロント用アクチュエータを駆
動する圧油を吐出する可変容量油圧ポンプの吐出容量を
制御する装置に関する。

Ｂ、従来の技術 第１０図は従来のホイールローダにおける駒動装置の概
略構成を示す。エンジン２１の出力軸にトルクコンバー
タ２２と固定式油圧ポンプ２４が接続され、トルクコン
バータ２２に走行駆動装置２３が連結される。油圧ポン
プ４７には作業用バゲットなどのフロントを駆動する油
圧シリンダ２７がコントロールバルブ２６を介して接続
されている。

Ｃ０発明が解決しようとする課題 このような構成のホイールローダにより走行しながらパ
ケットを土砂に貫入させてすくい上げるような複合動作
を行う場合、エンジンの出力トルクはフロント用油圧ポ
ンプ４７に優先的に使用されるため、フロント側の負荷
が増大してエンジン出力トルクより大きくなるとエンジ
ンの回転数が低下してトルクコンバータ２２の入力トル
クが小さくなり、走行駆動装置を介しての牽引力、すな
わち突込力が小さくなる。

このようにホイールローダでは、トルクコンバータによ
る突っ込み力とフロントによる持上げ力との合力の方向
が重要である。すなわち、エンジンの出力馬力を走行と
フロントに対して如何に配分するかが性能上重要な問題
である。特にトルクコンバータがストール状態にあり、
かつフロントの油圧回路がリリーフ状態にある場合をコ
ンバインドストールと呼び、この状態がエンジンにとっ
て最も負荷が厳しく、この時のエンジン出力トルクをフ
ロント側と走行側とにどのように分配するかが問題とな
る。

次にこの点について詳述する。

第１１図はエンジンのトルクカーブＥＴとトルクコンバ
ータのストール時の入力トルクカーブＴＴを示し、ＥＴ
Ｌは、このエンジン出力トルクカーブＥＴからポンプ吸
収トルクＴＰを差し引いた残りのエンジン出力のトルク
カーブを示す。

今、エンジンが回転数Ｎｏで回転しているとき、ホイー
ルローダが掘削対象物（土砂等）に突入するとトルクコ
ンバータ２２は入力トルク（以下、トルコン入力トルク
と呼ぶ）Ｔｏを吸収する。ここで、フロントを動作させ
てフロントと走行に用いられる全トルクがエンジン出力
トルクよりも大きくなるとエンジン回転数が低下し、ト
ルクコンバータとフロント用油圧ポンプの吸収トルクの
和がエンジン出力トルクと等しくなる点（マツチング点
）Ａにおいてバランスする。この結果、エンジン回転数
はΔＮだけ低下し、トルクコンバータ２２の入力トルク
も△Ｔだけ低下する。

従来は油圧ポンプ２４として固定容量ポンプを使用して
いたため、コンバインドストール時のトルコン入力トル
ク（けん引力）の設定が１つであり、例えば、ポンプ吸
収トルクを大きく設定した場合には、土砂貫入時にフロ
ントを動作させたときにけん引力（突っ込み力）の減少
が大きくなり掘削できないおそれも生じる。また、作業
可能な場合でもエンジン回転数の低下が大きく、エンジ
ン出力の有効利用もできず、作業効率も悪い。

このような不都合を避けるために油圧ポンプ２４の容量
を小さくしてポンプ吸収トルクＴｐをＴｐｏの如く小さ
くすると、コンバインドストール時のマツチング点はＢ
点となり、コンバインドストール時のエンジン回転数は
マツチング点Ａの場合より改善されて高くなり、エンジ
ン出力の有効利用もできる。しかしこの場合には、フロ
ントの単独操作時に、エンジン出力に余裕があるにもか
かわらずフロントの仕事量は小さくなり、別の面でエン
ジンを有効に利用できないという問題が生じる。

本発明の目的は、作業負荷がエンジン出力トルクよりも
小さい場合には、フロント用油圧ポンプのポンプ吸収ト
ルクを大きくし、かつコンバインドストール時など作業
負荷がエンジン出力トルクよりも大きくなった場合には
大きな牽引力を維持するとともにエンジン出力の有効利
用を図るようにしたトルクコンバー付き走行作業車両の
油圧ポンプ制御装置を提供することにある。

０１課題を解決するための手段 一実施例である第１図に対応づけて本発明に係る走行作
業車両を説明すると、本発明は、エンジン２１の目標回
転数を指令する指令手段３１と、エンジン２１の出力軸
に接続されたトルクコンバータ２２と、このトルクコン
バータ２２の出力軸に接続された走行駆動装置２３と、
エンジン２１によって駆動される可変容量油圧ポンプ２
４と。

この可変容量油圧ポンプ２４から吐出される圧油により
駆動され作業用フロント部材を駆動するアクチュエータ
２７とを備えた走行作業車両に適用される。

そして、エンジン２１の実回転数を検出する検出手段２
９と、この検出手段２９で検出された回転数と目標回転
数の指令値とに基づいて、指令値の低下による回転数の
減少に伴う吐出容量の低減率に比べて指令値一定のとき
に負荷による回転数低減に伴う吐出容量の低減率が大き
くなるように可変容量油圧ポンプ２４の吐出容量を制御
する吐出容量設定手段２８．３２とを具備することによ
り、上述の目的を達成する。

８０作用 エンジン出力は走行能動力とフロント翳動力とに分配さ
れる。走行とフロントの複合操作時に走行負荷とフロン
ト負荷の和がエンジン２１の出力トルクを越えると１回
転数指令値が一定でもエンジン回転数はその時の回転数
からエンジン出力トルクカーブに従って低下し、トルク
コンバータ２２の入力トルクはニンジン回転数の低下に
比例して小さくなる。この回転数低減に伴って可変容量
油圧ポンプ２４の吐出容量が低下してポンプ吸収トルク
が低下する。そして、ポンプ吸収トルクとトルクコンバ
ータ入力トルクの和がエンジン出力トルクと等しくなる
点でマツチングする。

一方、回転数指令値が低下すると回転数が減少し、吐出
容量が所定の低減率で低下してポンプ吸収トルクが減少
される。本発明では、指令値の変更に伴う吐出容量の低
減率に比へて、指令値一定のときに負荷による回転数低
減に伴う吐出容量の低減率が大きくなるように可変容量
油圧ポンプ２４の吐出容量が制御される。

したがって、最大吐出容量の大きな可変容量油圧ポンプ
を使用しても、コンバインドストール時のマツチング点
が従来よりも高回転数側に設定でき、トルクコンバータ
２２の入力トルクを大きくできる。その結果、複合操作
時に大きな牽引力を維持でき、しかもフロント単独時の
仕事量を大きくできる。また、エンジン出力を有効に利
用できる。

なお、本発明の詳細な説明する上記り項およびＥ項では
、本発明を分かり易くするために実施例の図を用いたが
、これにより本発明が実施例に限定されるものではない
。

Ｆ、実施例 第１図〜第６図により本発明の一実施例を説明する。

エンジン２１はガバナ２１ａを有し、アクセルペダル３
１の踏み込みにより操作されるガバナレバー（不図示）
によって回転数が制御される。このエンジン２１にはト
ルクコンバータ２２の入力軸が接続され、トルクコンバ
ータ２２の出力軸は走行駆動装置２３を構成する変速機
の入力軸に連結されている。一方、エンジン２１にはフ
ロント用の可変容量油圧ポンプ２４と固定容量ポンプ２
５も接続されている。可変容量油圧ポンプ２４と固定容
量ポンプ２５の吐出油は合流されてコントロールバルブ
２６を介してフロント訃動用の油圧シリンダ２７に導か
れる。可変容量油圧ポンプ２４の吐出容量（傾転角）は
傾転角制御用のポンプレギュレータ２８で制御される。

ポンプレギュレータ２８は２つのピストン室２８１．２
８２を有し、ピストン室２８１には、可変容量油圧ポン
プ２４の傾転レバー２４ａと連結されたピストン２８３
と、このピストン２８３を常時右方、すなわち最小傾転
方向に付勢するばね２８４とが配設されている。ここで
、エンジンが停止しているときには可変容量油圧ポンプ
２４の傾転角が零となるようにばね２８４のばね力が決
められている。ピストン室２８２には、先端のピストン
ロット２８５ａがピストン室２８１の左室２８１Ｑに挿
入されているピストン２８５と、このピストン２８５を
常時左方に付勢するばね２８６とが設けられている。

固定容量油圧ポンプ２Ｓの吐出管路には比例電磁式の可
変絞り２９が設けられ、絞り２９の上流の圧力は管路３
０ｒを介してピストン室２８１の右室２８１ｒに導かれ
、絞り２９の下流の圧力は管路３０Ｑを介して左室２８
１Ｑに導かれている。

したがって、ピストン２８３の左右には絞り２９の前後
圧が作用するゆ一方、ピストン室２８２の左室２８２Ｑ
はアクセルペダル３１に連動する減圧弁３２の出力ポー
トに接続されて、アクセルペダル３１の踏み込み量に比
例した圧力が導入される。

次にこのようなホイールローダのポンプ吐出容量制御動
作を説明する。

アクセルペダル３１を踏み込むとエンジン２１の回転数
が上がり、絞り２９０前後差圧ΔＰが上昇すると同時に
、減圧弁３２の出力ポートにも踏み込み量に応じた圧力
がたつ。その結果、ポンプレギュレータ２８のピストン
室２８１の左右の室２８１Ｑ、２８１ｒには絞り２９の
前後圧力がそれぞれ導かれ、ピストン室２８２の左室２
８２Ｑには減圧弁３２の出力圧力が導かれる。

絞り２９の前後差圧ΔＰはエンジン回転数Ｎにより第２
図の実線ａのように変化し、減圧弁３２の出力圧力Ｐｒ
はアクセルペダル３１の踏み込み量Ｓにより第２図の実
ＩＩＡｂのように変化する。作業負荷がエンジン出力ト
ルクと等しいか小さい場合には、アクセルペダルの踏込
み量Ｓはエンジン回転数Ｎに比例するからＳ＝Ｎとなる
。これを式で表すと次のようになる。

ΔＰ：α・ｆｌ（Ｎ）　　　　　　（１）Ｐｒ＝β・ｆ
２（Ｓ） ＝β・ｆ２（Ｎ）　　　　　　（２） 但し、ｆｌ　（Ｎ）、ｆ２　（Ｎ）はエンジン回転数の
関数を表し、α、βは定数である。

なお、第２図においては、説明を簡単にするためｆｌ　
（Ｎ）、ｆ２　（Ｎ）を１次関数とした。

ここで、ピストン２８３をばね２８４のばね力に抗して
左方に駆動する力をＰａとするとき、この駆動力Ｐａは
、 Ｐａ＝Δｐ−ｐｒ（３） で表される。

トルクコンバータ入力トルクＴしとポンプ吸収トルクＴ
ｐの和がエンジン出力トルクＴｅの範囲内のとき、つま
り作業負荷がｔＪｓさくエンジン回転数がアクセルペダ
ル３１の踏み込み量に比例して増加するような場合には
、駆動力Ｐａは第３図の実＋１！ｃのようにエンジン回
転数Ｎに応して増加する。

一方、トルクコンバータ入力トルクＴｔとポンプ吸収ト
ルクＴｐの和がエンジン出力トルクＴｅを上回るとき、
つまり作業負荷が大きくアクセルペダル３１の踏み込み
量を一定としてもエンジン回転数がその時の回転数（Ｎ
Ｏ）からエンジン出力トルクカーブに従ってΔＮ′減少
するような場合には、ピストン室２８２の左室２８２Ｑ
に作用する圧力Ｐｒは変化しないがピストン２８３に作
用する圧力ΔＰは減少するため、第３図の破Ｊ！ｄのよ
うにエンジン回転数の減少（ΔＮ’　）に応じて駆動力
Ｐａは減少する。

これを式で表すと次のようになる。

ΔＰ＝α・ｆｌ（Ｎｏ−ΔＮ’　）　　　　　　　　（
４）Ｐｒ＝β・ｆ　２　（Ｎｏ）　　　　　　　　　　
　　（５）Ｐａ＝ΔＰ−Ｐｒ ＝ａ・ｆｌ（Ｎｏ−ΔＮ’）−β・ｆ２（Ｎｏ）　　　
（６）但し、ＮＯは負荷が増加する前のニンジン回転数 ΔＮ′は負荷によって減少するエンジン回転数分 さらに、可変容量油圧ポンプ２４の吐出容量りとピスト
ン２８３の輛動力Ｐａとは第４図の実線ｅのような関係
（Ｄ＝γ・Ｐａ：但し、γは定数）があるので、エンジ
ン回転数Ｎと吐出容量りとは、作業負荷がエンジン出力
トルクより小さいときには、第５図の実線ｆ１作業負荷
がエンジン出力トルクより大きいときには破線ｇのよう
になる。

これを式で表すと次のようになる。

イ）作業負荷がエンジン出力トルクより小さいとき、 Ｄ＝Ｙ　（ａ・ｆ　１（Ｎｏ）−β−ｆ２（Ｎｏ））　
　　　　（７）口）作業負荷がエンジン出力トルクより
大きいとき Ｄ＝’１（ａ４１（Ｎｏ−ΔＮ’）−β・ｆ　２（Ｎｏ
））　　（８）第６図は以上の動作により得られるエン
ジン回転数ＮとトルクＴを説明する図である。

ＥＴはエンジン２１の出力トルク曲線、ＴＴはトルクコ
ンバータ２２の入力トルク曲線、Ｌ１〜Ｌ３は、エンジ
ン出力トルクＥＴからポンプ吸収トルクＴＰを差引いた
残りのエンジン出力トルクカーブを示す。そして、Ｌｌ
は作業負荷がエンジン出力トルクよりも小さい時、Ｌ２
は作業負荷がエンジン出力トルクよりも大きい時、Ｌ３
は可変絞り２９の絞り開度をＬ２のときよりも大きくし
た場合の一例をそれぞれ示す。

上述したように、フロントと走行を同時に操作するとフ
ロント用ポンプのトルクが優先して使用される。フロン
ト負荷が小さい場合には、フロント用ポンプ２４．２５
とトルクコンバータ２２の入力トルクの和がエンジン２
１の出力トルクを越えないので、エンジン回転数はアク
セルペダル３１の踏み込み量に比例して増減する。この
場合、吐出容量は（７）式で表され、エンジン回転数Ｎ
に対して第５図の実線ｆのように変化する。ここで、ポ
ンプ吸収トルクは（吐出容量（Ｄ）×ポンプ圧力（Ｐ）
）で表わされるので、ポンプ吸収トルクは第６図の実、
ＩＬＩに示すようにエンジン回転数に比例して増減する
。

フロント負荷が増加してフロント用ポンプ２４゜２５と
トルクコンバータ２２の人力トルクの和がエンジン２１
の出力トルクを越えた場合には、アクセルペダル３１の
踏み込み量を一定に保持していてもエンジン回転数はそ
の時の回転数（ＮＯ）からエンジン出力トルクカーブに
従って低下する。

吐出容量は（８）式で表され、第５図の破線ｇのように
変化し、ポンプ吸収トルクは第６図のＬ２に示すように
エンジン回転数に比例して増減する。

この場合、破線ｇからもわかる通り、負背が小さいとき
の実線ｆに比へてエンジン回転数に対する吐出容量の変
化率が大きいから、エンジン回転数に対するポンプ吸収
トルクの変化率も大きい。このことは、第６図のＬ２と
ＥＴの間の距離の変化がＬｌとＥＴの間の距離の変化に
比へて大きいことから容易に理解できる・ 今、第６図のＥＴとＴＴを第１１図の場合と等しいとし
、ＬｌとＴＴとの交点Ｃに対応するエンジン回転数とト
ルクの大きさを第１１図のマツチング点Ａに対応するも
のと等しいとする。

エンジン回転数がＮＯのときにトルクコンバータは入力
トルクＴｏを吸収する。ここで、フロントを動作させて
全トルクがエンジン出力トルクよりも大きくなると、こ
の実施例では、（８）式にしたがって可変容量油圧ポン
プ２４の吐出容量Ｄ、つまりポンプ吸収トルクがＬ２の
ように変化しエンジン回転数がΔＮ′　（くΔＮ）だけ
減少した点で、ポンプ吸収トルクＴｐとトルクコンバー
タ入力トルクＴｔの和がエンジン出力トルクＴｅと等し
くなり、マツチング点はＤとなる。その結果、エンジン
回転数減少分はΔＮ’　　（＜ＮΔ）、トルクコンバー
タ入力トルクの減少分はΔＴ′（くΔＴ）となり、複合
動作時に従来よりも大きな牽引力が維持できるとともに
、高回転側で作業ができエンジン出力の有効利用が可能
となる。

一方、例えばフロント単独操作時のようにポンプ吸収ト
ルクとトルクコンバータ入力トルクの和がエンジン出力
トルクを越えない場合には、（７）式しこしたがって可
変容量油圧ポンプ２４の吐出容量Ｄ、つまりポンプ吸収
トルクがＬｌｏのように変化するから、第１１図のＥＴ
Ｌと比へてポンプ吸収トルクを大きく設定でき、フロン
トの仕事量を向上できる。

以上の実施例の動作をまとめると次のようになる。

（１）作業負荷がエンジン出力トルクよりも小さい場合
には、アクセルペダル３１で指令した目標回転数に比例
してポンプ吐出容量が増加する。

（２）作業負荷がエンジン出力トルクより大きくなりエ
ンジン実回転数が目標回転数 より減少した場合には、（１）で述べたポンプ容量から
回転数偏差に比例しただけポンプ容量が減少し、この分
、走行トルクが大きくできる。

なお以上では、可変容量油圧ポンプ２４と合流する固定
ポンプ２５の吐出油によりエンジン回転数を検品してレ
ギュレータ２８を駆動するようにしたが、専用ポンプで
レギュレータ２８を駆動したり、他のパイロット油圧用
のポンプを用いて駆動してもよい。

第７図は他の実施側の要部を示すもので、？（クロコン
ピユータなどで構成されるコントローラ４１によりレギ
ュレータ１２８を制御して可変容量油圧ポンプ２４の吐
出容量を制御するものである。

すなわち、エンジン回転数を検出するエンジン回転数セ
ンサ４２と、アクセルペダル３２の踏み込み量を検出す
るポテンショメータ４３と、回路圧力Ｐを検出する圧力
センサ４４と、ポンプレギュレータ２８の傾転レバー２
４ａの角度を検出してポンプ２４の傾転角すなわち吐出
容量りを検出する傾転角センサ４５とを備える。各セン
サの検出出力はコントローラ４１に入力され、コントロ
ーラｔ±第８図に示す手順を実行して比例電磁式減圧弁
４６の吐出圧を調節して可変容量油圧ポンプ２４の吐出
容量を調節する。減圧弁４６の吐出圧力が大きいとレギ
ュレータ１２８のピストン１２８ａがばね１２８ｂに抗
して左方に移動して吐出容量が増加する。

第８図のプログラムが実行されると、ステップＳ１にお
いて、回転数センサ４２．ポテンショメータ４３．圧力
センサ４４および傾転角センサ４５の検出出力からエン
ジン回転数Ｎ、アクセルペダル踏み込み量Ｓ１回路圧力
Ｐおよび吐出容量りを読み込む。ステップＳ２では、各
センサの検出出力に基づいて、エンジン出力トルクＴｅ
がトルクコンバータ２２の入力トルクＴ　ｔ、とポンプ
吸収トルクＴｐの和より大きいかを判定する。ステップ
Ｓ２でＴｅ＞Ｔｔ＋Ｔｐが否定されると（負荷が小さい
と）ステップＳ３に進み、肯定されると（負荷が大きい
と）ステップＳ４に進む。ステップＳ３では、図示のよ
うなエンジン回転数Ｎと吐出容量りのマツプに従って回
転数センサ４２の検品出力であるエンジン回転数Ｎから
吐出容量りを求め、一方、ステップＳ４においては、ア
クセルペダル踏み込み量Ｓとエンジン回転数Ｎとに基づ
いて、図示の３次元マツプにしたがって吐出容量りを求
める。ステップＳ５ではステップＳ３またはＳ４で得ら
れた吐出容量りに相応した信号を比例電磁式減圧弁４６
に印加してレギュレータ１２８の右室１２８ｒに圧油を
送り所望の傾転角を得る。

第９図に示すように、例えばエンジン回転数がＮｏ、吐
出容量がＤｏで低負荷状態で運転されているときにフロ
ント負荷が増大して作業負荷がエンジン出力トルクより
大きくなると、アクセル踏み込み量Ｓから曲線ｉが選択
され、その曲線ｉに従いフロント負荷に応じた吐出容量
りが求められ、比例電磁式減圧弁４６を介してレギュレ
ータ１２８が操作され、これによって可変容量油圧ポン
プ２４が求められた吐出容量りに設定される。

このような実施例でも先に説明した実施例と同様な作用
効果が得られる。

なお、第１図の実施例では、絞り２９を可変絞りとして
いるので、第６図に示すように可変容量油圧ポンプ２４
のトルク曲線をＬ３のようにすることもでき、走行とフ
ロントのマツチング点を所望に応じて如何様にも設定で
きる。また、第７図の実施例でも、第９図の曲線１を変
えることにより同様にマツチング点を任意に変更できる
。さらに、ホイールローダについて説明したが、その他
の同様な走行作業車両にも本発明を適用することができ
る。

以上の実施例の構成において、アクセルペダル３１やポ
テンショメータ４３が指令手段を、可変絞り２９やエン
ジン回転数センサ４２が検出手段を、レギュレータ２８
や１２８が吐出容量設定手段をそれぞれ構成する。

Ｇ０発明の効果 本発明によれば、作業負荷がエンジン出力トルクよりも
大きくなった時し；おける可変容量油圧ポンプの吐出容
量の低減率を、回転数指令値の低下による吐出容量の低
減率よりも大きくするようにしたので、走行とフロント
との複合動作時におけるコンバインドストール時のよう
に作業負荷がエンジン出力トルクよりも大きくなった時
に、ポンプ吸収トルクとトルクコンバータ入力トルクと
のマツチング点が高回転数側に設定され、大きなけん引
力を維持でき、作業負荷がエンジン出力トルクよりも小
さいときには、フロント用油圧ポンプの吸収トルクを大
きくでき、エンジンの有効利用が図れる。

【図面の簡単な説明】

第１図〜第６図は本発明の一実施例を説明するもので、
第１図は走行駆動系とフロント駆動系とを示す構成図、
第２図はエンジン回転数と差圧との関係Ｎ−ΔＰおよび
アクセルペダルの踏み込み量と減圧弁出力との関係５−
Ｐｒを示すグラフ、第３図はエンジン回転数とレギュレ
ータ駆動力の関係Ｎ−Ｐａを示すグラフ、第４図はレギ
ュレータ駆動力と吐出容量との関係Ｐａ−Ｄを示すグラ
フ、第５図はエンジン回転数と吐出容量との関係Ｎ−Ｄ
を示すグラフ、第６図はエンジン回転数とエンジン出力
トルク、トルクコンバータ入力トルクおよびポンプ吸収
トルクの関係を示すグラフである。 第７図〜第９図は変形実施例を説明するもので、第７図
はその要部を示す図、第８図はその手順例を示すフロー
チャート、第９図は動作を説明するグラフである。 第１０図および第１１図は従来例を説明するもので、第
１０図が第１図に相当する図、第１１図が第６図に相当
するグラフである。 ２１：エンジン　　　　　　　　２２：トルクコンバー
タ２３：走行駆動装置　　　　　　２４：可変容量油圧
ポンプ２５：固定容量油圧ポンプ　　　２７：油圧シリ
ンダ２８：ポンプレギュレータ　　　２９：絞り３１：
アクセルペダル　　　　　３２：減圧弁４１：コントロ
ーラ　　　　　　４２：回転数センサ４３：ポテンショ
メータ　　　　４４：圧力センサ４５：傾転角センサ　
　　　　　４６：減圧弁４７：固定容量油圧ポンプ　　
１２８：レギュレータ特許呂原人　　　　日立建機株式
会社 代理人　弁理士　　　　永　井　冬　紀第２図 第３図 第５図 Ａ 第８図 第１０図 エンジン回転数

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 エンジンの目標回転数を指令する指令手段と、エンジン
   の出力軸に接続されたトルクコンバータと、 このトルクコンバータの出力軸に接続された走行駆動装
   置と、 前記エンジンによって駆動される可変容量油圧ポンプと
   、 この可変容量油圧ポンプから吐出される圧油により作業
   用フロント部材を駆動するアクチュエータとを有する走
   行作業車両の油圧ポンプ制御装置において、 前記エンジンの実回転数を検出する検出手段と、この検
   出手段で検出された回転数と前記目標回転数の指令値と
   に基づいて前記可変容量油圧ポンプの吐出容量を設定す
   る吐出容量設定手段とを具備し、 この吐出容量設定手段は、前記指令値の低下によるエン
   ジン回転数の減少に伴う吐出容量の低減率に比べて、指
   令値一定のときに負荷によるエンジン回転数低減に伴う
   吐出容量の低減率が大きくなるように、前記可変容量油
   圧ポンプの吐出容量を制御することを特徴とするトルク
   コンバータ付き走行作業車両の油圧ポンプ制御装置。