JPH0560237A

JPH0560237A - 油圧駆動装置

Info

Publication number: JPH0560237A
Application number: JP24505791A
Authority: JP
Inventors: Hideyo Kato; 英世加藤; Takashi Kanai; 隆史金井; Masami Ochiai; 正已落合; Morio Oshina; 守雄大科; Mitsuo Sonoda; 光夫園田
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1991-08-30
Filing date: 1991-08-30
Publication date: 1993-03-09

Abstract

(57)【要約】【目的】通過流量に対する圧力損失が略一次比例する
差圧により可変容量油圧ポンプの吐出容量を制御するＨ
ＳＴ油圧駆動装置において、例えばＨＳＴ回路以外の負
荷がエンジンに入力されてもエンジン回転数を低下させ
ないようにする。【構成】アクセルペダル２１の踏込み量に応じた押圧
力を切換弁２０に与える。差圧発生部８はエンジン回転
数に略１次比例する差圧を発生する。この差圧に応じた
受圧力を切換弁２０に上記押圧力に対抗させるように与
える。切換弁２０は、押圧力が受圧力よりも小さいとき
には、油圧ポンプ２の吐出容量を増大させ、押圧力が受
圧力よりも大きいときには、吐出容量を低減する。同一
エンジンで駆動される油圧ポンプ１４の負荷が加わる
と、エンジン負荷が増加するが、上記切換弁の作用によ
り、油圧ポンプ２の吐出容量はポンプ１４のポンプ吸収
トルクの増加分だけ低減し、これによりエンジン回転数
の低下が防止される。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、可変容量形油圧ポンプ
と油圧モータとを閉回路接続したＨＳＴ式の油圧駆動装
置に関する。

【０００２】

【従来の技術】図５は、本出願人が特願平２−２９５０
９６号明細書で提案しているＨＳＴ式油圧駆動装置を搭
載したホイルロ−ダの走行回路の一例を示す。図５にお
いて、ディーゼルエンジン（原動機）１によって駆動さ
れる可変容量形油圧ポンプ２には主管路３，４により油
圧モータ５が閉回路接続され、可変容量形油圧ポンプ２
の傾転量は、エンジン１の回転数に応じた流量の圧油を
吐出する固定容量形のチャ−ジ用油圧ポンプ６によって
制御される。すなわち、チャ−ジポンプ６の吐出管路７
には図６に詳細を示す差圧発生部８が設けられ、その上
流側管路７ａと下流側管路７ｂとにチャ−ジポンプ６の
吐出量に応じた圧力差が生じ、この差圧によって、傾転
シリンダ９を駆動して油圧ポンプ２の傾転量（以下、吐
出容量とも呼ぶ）が制御される。

【０００３】今、運転席に設けられたスイッチ（不図
示）の操作により前後進切換弁１０を図示中立位置Ｎか
ら例えば前進位置Ｆに切換えると、傾転シリンダ９の一
方のシリンダ室９ａが管路７ａと、他方のシリンダ室９
ｂが管路７ｂとそれぞれ連通するので、管路７ａと７ｂ
との差圧、すなわち差圧発生部８で生じた差圧に応じた
量だけ傾転シリンダ９のピストン９ｃが下方に移動す
る。このピストン９ｃの移動量に応じて可変容量形油圧
ポンプ２の傾転量が決定され、油圧ポンプ２は、この傾
転量に応じた流量で圧油を主管路３に吐出し、この吐出
油により走行用の油圧モータ５が正転して車両が前進す
る。このように、油圧ポンプ２の傾転量はエンジン１の
回転数に依存する。

【０００４】また、チャ−ジポンプ６からの吐出油は、
チャ−ジ管路７，１１およびチェック弁１２ａ，１２ｂ
を介して主管路３，４に供給され、これによりキャビテ
−ションの防止が図られる。さらに図５において、符号
１４は、ホイルローダのフロント作業機（不図示）の油
圧アクチュエータを駆動する油圧ポンプであり、この油
圧ポンプ１４は油圧ポンプ２と複合操作される。なお、
リリーフ弁１３は、チャ−ジ管路１１の最高圧力を設定
するものである。

【０００５】ここで、図６によりこの差圧発生部８の構
成を説明する。この差圧発生弁８は、弁本体１８１と、
弁本体１８１の弁座部１８１ａに着座するポペット弁１
８２と、このポペット弁１８２のリフト運動を案内する
ガイドリング１８３と、ガイドリング１８３とポペット
弁１８２との間に設けられポペット弁１８２を弁座部１
８１ａに押圧するばね１８４とから成る。そして、弁本
体１８１の壁面１８１ｂの形状は、例えばポペット弁１
８２と壁面１８１ｂとの間に形成される開口面積がポペ
ット弁１８２のリフト量ｘに対してα・ｘ^1/2（α：定
数）で示されるル−ト関数となる曲面形状に設定され
る。

【０００６】このように構成される差圧発生弁８の特性
は次式で示される。まず、チャ−ジポンプ６の吐出流量
Ｑｃは、Ｑｃ＝Ｎｅ×ｑc ＝Ｋ’・α・ｘ^1/2・ΔＰ^1/2 …（１）ただし、Ｎｅ：エンジン回転数ｑc ：チャ−ジポンプ６の吐出容量Ｋ’：比例定数

【０００７】また、差圧発生弁８の前後圧力差ΔＰによ
る差圧発生部８の力のバランスは、ＡΔＰ＝ｋ・ｘ …（２）ただし、Ａ：受圧面積ｋ：ばね定数ｘ：ポペット弁の変位量したがって、（２）式をｘについて整理して（１）式に
代入すると、Ｑｃ＝Ｋ’・α（Ａ／ｋ）^1/2 ・ΔＰ ∴ΔＰ＝Ｑｃ／｛Ｋ’・α（Ａ／ｋ）^1/2｝＝Ｋ・Ｑｃ＝Ｋ・ｑc・Ｎｅ …（３）ただし、Ｋ＝１／｛Ｋ’・α（Ａ／ｋ）^1/2｝となり、差圧はエンジン回転数に比例する。

【０００８】この差圧により決定される油圧ポンプ２の
傾転量、つまり、油圧ポンプ２の吐出容量ｑpは、ｑp＝β・ΔＰ＋α・Ｐｓ＝β・Ｋ・ｑc・Ｎｅ＋α・Ｐｓ …（４）ただし、α，β：定数Ｐｓ：ポンプ１の自己吐出圧力で示される。すなわち、この差圧発生弁８を使用する
と、入力回転数Ｎｅとポンプ傾転量ｑpは、図７に実線
で示すように正比例の関係になる。

【０００９】このような傾転制御による油圧モータ３の
回転数Ｎｍは、今、油圧モータ３を固定容量形としその
吐出容量をｑmとすると、Ｎｍ＝(ｑp/ｑm)・Ｎｅ＝{β・Ｋ・(ｑc/ｑm)・Ｎｅ²}＋Ｃ…（５）ただし、Ｃ：回路圧力Ｐｓにより決る定数で表わされる。すなわち、油圧モータ３の回転数Ｎｍは
エンジン１の入力回転数Ｎｅの２乗に比例する。その結
果、低回転数域でのメ−タリング領域を確保して低速度
制御性を維持しつつ、かつ、高回転数域での俊敏なモー
タ回転数増減制御性を保持でき、ほぼ理想的な車速制御
特性が得られる。

【００１０】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、このよ
うな油圧駆動車両の走行油圧回路には次のような問題が
あることが判明した。図８に示すエンジン出力トルク特
性図により詳細に説明する。

【００１１】図８において、２点鎖線Ｔ１はエンジン回
転数に対するエンジン出力トルクを示し、これはディー
ゼルエンジン１のガバナの性能により決定される。実線
Ｔ２はモータ負荷を一定とした場合のエンジン回転数に
対する油圧ポンプの吸収トルク（負荷トルク）を示す。
ポンプ吸収トルクは、上述したようにエンジン回転数に
応じて制御されるポンプ２の傾転量ｑpと回路圧力Ｐｓ
により決定される。

【００１２】今、アクセルペダルの踏込み量が一定の場
合、アクセルペダルにより指示されるエンジン出力トル
クに対して負荷を駆動する油圧ポンプ２の吸収トルクが
小さい間は、エンジン回転数は増加し、ガバナにより出
力トルクが低減される。一方、エンジン回転数の増加に
伴い、油圧ポンプ２は油圧モータ５を加速するためにそ
の吐出容量ｑpが増加し、油圧ポンプ２の吸収トルクが
増加する。このような動作を繰り返し行ない、エンジン
出力トルクと油圧ポンプ２の吸収トルクが等しくなる点
でエンジンの回転数が整定する。

【００１３】図８において、Ａ点（トルクＴａ）でエン
ジン出力トルクとポンプ吸収トルクが平衡し、エンジン
回転数がＮeaで整定しているとする。ここで、油圧ポン
プ１４の吐出油によりフロント作業機が駆動され、図８
の区間ＡＣで示すポンプ吸収トルクＴacが負荷としてエ
ンジン１に加わったとする。

【００１４】油圧ポンプ１４の負荷が加わる前、エンジ
ンの出力トルクは回転数Ｎeaで油圧ポンプ２の吸収トル
クと平衡しているから、油圧ポンプ２と１４の合計トル
クＴａ＋Ｔａｃに対してエンジン１の出力トルクは不足
し、エンジンは過負荷状態となり、エンジン回転数は低
下し始める。これにより、アクセルペダルの踏込み量と
エンジン回転数で制御されるガバナは出力トルクを増加
するように制御する。

【００１５】一方、エンジン回転数の低下に伴い、チャ
ージポンプ６の吐出流量が減少し、差圧発生部８の前後
差圧も減少し、油圧ポンプ２の吐出容量、すなわちポン
プ吸収トルクが減少する。そして、このような動作を繰
り返して、エンジン回転数低下による出力トルクの増加
分と、エンジン回転数低下に伴う油圧ポンプ２の吸収ト
ルクの減少分とが、油圧ポンプ１４の駆動する負荷によ
りトルク増加分に等しくなる点でエンジン回転数は整定
する。

【００１６】これを図８で詳細に説明すると、エンジン
１の回転数がＮeaからＮebへ低下し、出力トルクがＡ点
のＴａからＤ点のＴｄに増加する。一方、エンジン回転
数のＮeaからＮebへの低下にともない油圧ポンプ２の吸
収トルクがＡ点のＴａからＢ点のＴｂに減少する。この
ような動作により、油圧ポンプ１４の負荷分と等しい大
きさのエンジン出力トルク（ＢＤの区間のトルクＴｂ
ｄ）が回転数Ｎebで確保される。

【００１７】このように、図５に示す油圧駆動装置で
は、走行時に作業負荷が入力されるとエンジン回転数が
低下するから、油圧ポンプ１４で駆動されるフロント作
業機の速度がその分遅くなり作業効率が低下する。この
エンジン回転数の低下分はフロント作業機の負荷に依存
するから、フロント作業機の負荷が大きいほどエンジン
回転数の減少は大きくなり、作業性が悪化する。

【００１８】本発明の目的は、通過流量に対する圧力損
失が略一次比例する差圧により可変容量油圧ポンプの吐
出容量を制御するＨＳＴ油圧駆動装置において、例えば
目標回転数が一定のときに負荷変動があっても実回転数
を目標回転数に保持する、いわゆるスピードセンシング
制御を簡単な構成で実現することのできる油圧駆動装置
を提供することにある。

【００１９】

【課題を解決するための手段】一実施例を示す図１によ
り本発明を説明すると、本発明は、原動機１に駆動され
る可変容量形の第１の油圧ポンプ２と、一対の主管路
３，４により可変容量形油圧ポンプ２に閉回路接続さ
れ、この可変容量形油圧ポンプ２からの吐出油により駆
動される油圧モータ５と、原動機１により駆動されこの
原動機１の回転数に応じた流量の圧油を吐出する固定容
量形の第２の油圧ポンプ６と、この固定容量形の第２の
油圧ポンプ６の吐出流量に略１次比例する差圧を生じせ
しめる差圧発生部８と、この差圧発生部８により発生す
る差圧によって駆動され、この差圧が大きいほど可変容
量形油圧ポンプ２の吐出容量が大きくなるように制御す
る吐出容量調節手段９と、原動機１に駆動される第３の
油圧ポンプ１４と、原動機１の回転数を指令するエンジ
ン回転数指令部２１とを備えた油圧駆動装置に適用され
る。そして、エンジン回転数指令部２１による原動機回
転数指令値に応じて第１の力を発生させる力発生手段２
０ｃと、第１の力と差圧発生部８の前後差圧による第２
の力との大小関係により切換え制御され、第１の力が第
２の力よりも小さいときには、差圧を吐出容量調節手段
９に導いて吐出容量を増大させ、第１の力が第２の力よ
りも大きいときには、差圧が吐出容量調節手段９に導か
れないようにして吐出容量調節手段９により吐出容量が
低減されるようにする切換弁２０とを具備することによ
り、上述の目的を達成する。

【００２０】

【作用】エンジン回転数指令部２１により原動機１の回
転数が制御される。力発生手段２０ｃで発生した回転数
指令値に応じた第１の力が差圧による第２の力よりも小
さいときには、すなわち、指令する回転数よりも実回転
数が高い時は、差圧が吐出容量調節手段９に導かれて可
変容量形の第１の油圧ポンプの吐出容量が増大される。
第１の力が第２の力よりも大きいときには、すなわち、
実回転数が指令する回転数より低い時は、差圧が吐出容
量調節手段９に導かれなくなり、吐出容量が低減され
る。こうすることにより、例えば、第１の油圧ポンプ２
が所定の吸収トルクで駆動されている時に第３の油圧ポ
ンプ１４の負荷トルクが増加すると、第１の油圧ポンプ
２の吐出容量を低下させてポンプ吸収トルクの合計値が
エンジンの出力トルクを越えないように制御する。その
ため、従来のように原動機１の回転数を低下させて出力
トルクを増加させるのではないから、第３の油圧ポンプ
１４の吐出流量がその負荷により影響されることがな
く、第３の油圧ポンプ１４による作業速度の低下が防止
される。

【００２１】なお、本発明の構成を説明する課題を解決
するための手段および作用の項では、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。

【００２２】

【実施例】図１〜図４により本発明をホイルローダの油
圧駆動装置に適用した場合の一実施例を説明する。図１
に示す実施例では、走行時にフロント作業機の負荷が発
生した時にエンジン回転数を低下させることなく、走行
用油圧ポンプおよびフロント作業機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ようにし
たもので、図５の例と異なるのは、前後進切換弁１０の
入力側に新たに切換弁２０を設けた点である。それ以外
の構成は図５に示したものと同様であり、同様な箇所に
は同一の符号を付して相違点を中心に説明する。

【００２３】切換弁２０はパイロットポート２０ａ，２
０ｂを有し、一方のパイロットポート２０ａに差圧発生
部８の上流の管路７ａの圧力が導かれ、他方のパイロッ
トポート２０ｂに差圧発生部８の下流の管路７ｂの圧力
が導かれる。したがって、この切換弁２０には、差圧発
生部８で発生するエンジン回転数に比例する差圧が働
き、切換弁２０には常時、Ａ位置に切換わるような力ｆ
ｐが作用している。この力は、切換弁２０のパイロット
ポート２０ａ，２０ｂの受圧面積をａ、差圧をΔＰとす
る時、ａ・ΔＰで表される。本明細書ではこの差圧によ
る力ｆｐを受圧力と呼ぶ。

【００２４】パイロットポート２０ｂ側には可変ばね部
２０ｃが設けられ、上記受圧力ｆｐに対抗する力を切換
弁２０に作用させる。可変ばね部２０ｃはアクセルペダ
ル２１の踏込み量に比例した力を切換弁２０に与えるよ
うに構成され、アクセルペダル２１と機械的に連結した
り、あるいはアクセルペダル２１の踏込み量を電気的に
検出し、その検出結果に応じた力を与えるものでもよ
い。本明細書では、アクセルペダル２１の踏込み量に比
例する力を押圧力ｆｂと呼ぶ。

【００２５】したがって、切換弁２０は次のような条件
でその位置が切換わる。（１）エンジン１の実回転数を示す差圧発生部８の差圧
による受圧力ｆｐが可変ばね部２０ｃで発生する押圧力
ｆｂよりも大きい（ｆｐ＞ｆｂ）時は、アクセルペダル
２１の踏込み量で指示するエンジン回転数より実回転数
が高いため、油圧ポンプ２の吐出容量を増加させるよう
に、切換弁２０はＡ位置に切換わる。これにより、油圧
ポンプ２の吸収トルクを大きくする。

【００２６】（２）エンジン１の実回転数を示す上記差
圧による受圧力ｆｐが可変ばね部２０ｃで発生する押圧
力ｆｂよりも小さい（ｆｐ＜ｆｂ)時は、アクセルペダ
ル２１の踏込み量で指示するエンジン回転数が実回転数
より大きいため、油圧ポンプ２の吐出容量を低減させる
ように、切換弁２０はＣ位置に切換わる。これにより、
油圧ポンプ２の吸収トルクを小さくする。

【００２７】（３）エンジン１の実回転数を示す差圧に
よる受圧力ｆｐが可変ばね部２０ｃで発生する押圧力ｆ
ｂと等しい（ｆｐ＝ｆｂ）時は、アクセルペダル２１の
踏込み量で指示するエンジン回転数が実回転数と等しい
ため、油圧ポンプ２の吐出容量をその値に保持させるよ
うに、切換弁２０はＢ位置に切換わる。

【００２８】図２は（１）〜（３）をグラフで示すもの
で、可変ばね部２０ｃの押圧力ｆｂが差圧による受圧力
ｆｐと等しい実線上では、油圧ポンプ２の傾転量は保持
され、たとえば、Ａ点で押圧力ｆｂに対して差圧による
受圧力ｆｐが増える時は傾転量を増加させ、逆に押圧力
ｆｂに対して差圧による受圧力ｆｐが減る時は傾転量を
低減させることを図示している。

【００２９】図３により可変ばね部２０ｃによる力と差
圧発生部８で発生する差圧による受圧力との関係につい
てさらに詳細に説明する。図３の第２象限の横軸はトル
ク、縦軸はエンジン回転数である。実線および破線はそ
れぞれ設定しようとする負荷トルク特性の２例を示し、
可変ばね部２０ｃによる押圧力ｆｂを調整することによ
り、実線と破線との間で負荷トルクを任意に設定でき
る。たとえば、実線の負荷トルク特性Ｉを設定すると、
常にエンジン出力トルクの最大値で負荷を駆動できるパ
ワフルな装置が実現できる。一方、破線の負荷トルク特
性IIを設定すれば、走行モータの速度フィーリングが良
好な従来と同様の装置を実現できる。

【００３０】図３の第１象限の横軸はアクセルペダル２
１の踏込み量を１００分率で示し、縦軸はエンジン回転
数を示す。実線は、図３の第２象限に示した負荷トルク
特性Ｉを実現するアクセルペダル踏込み量に対するエン
ジン回転数の特性を示し、破線は負荷トルク特性IIを実
現するアクセルペダル踏込み量に対するエンジン回転数
の特性を示すグラフである。

【００３１】図４の第１象限の横軸はアクセルペダル２
１の踏込み量を１００分率で示し、縦軸はエンジン回転
数を示すグラフで、図３の第１象限に示したグラフと同
様のものである。第２象限の横軸は差圧発生部８の前後
差圧を示し、縦軸はチャージポンプ６の吐出流量を示
す。つまり、エンジン回転数に比例するチャージポンプ
６の吐出流量と差圧の関係を示すグラフである。上述し
た通り、差圧はエンジン回転数に比例する。

【００３２】図４の第３象限の横軸は差圧、縦軸はこの
差圧により切換弁２０に作用する受圧力ｆｐを示し、差
圧と受圧力ｆｐとの関係を示すグラフである。さらに、
第４象限の縦軸は可変ばね部２０ｃで設定されたばね力
による切換弁押圧力ｆｂを示し、横軸はアクセルペダル
２１の踏込み量を１００分率で示すものである。したが
って、図４の第４象限のグラフからアクセルペダル踏込
み量に対する可変ばね部２０ｃによる押圧力ｆｂ力の設
定値が示される。図４において、破線は負荷トルク特性
IIに対応し、実線は負荷トルク特性Ｉに対応する。

【００３３】次に、図１に示す駆動装置の動作を説明す
る。以下では、アクセルペダル２１の５０％踏込みによ
りエンジン回転数が図８のＮeaになるような負荷トルク
特性IIを設定した場合について説明する。今、運転席に
設けられたスイッチ（不図示）の操作により前後進切換
弁１０を図示中立位置Ｎから例えば前進位置Ｆに切換え
るとともに、アクセルペダル２１をたとえば全踏み込み
量の５０％踏込む。

【００３４】ここで、アクセルペダル２１の０％〜５０
％の踏込みにより可変ばね部２０ｃには図４に示すよう
にｆｂ₀〜ｆｂ₅₀なる押圧力が発生し、切換弁２０はこ
の押圧力ｆｂでＣ位置に切換わる方向に付勢される。一
方、アクセルペダル２１の踏込みによりエンジン１の回
転数が増加し、この増加に伴い、エンジン１に駆動され
る油圧ポンプ２、６、１４が増速される。チャージポン
プ６からの吐出油により、差圧発生部８の上流管路７ａ
と下流管路７ｂとの間に圧力差が発生し、管路７ａおよ
び７ｂの圧力は切換弁２０の各パイロットポート２０
ａ，２０ｂにそれぞれ作用し、圧力差に応じた受圧力ｆ
ｐが可変ばね部２０ｃの押圧力ｆｂと対抗する。アクセ
ルペダル踏込み開始直後は、エンジン１の実回転数Ｎｅ
が上記設定回転数Ｎeaよりも低い。すなわち、受圧力ｆ
ｐが押圧力ｆｂよりも小さい。したがって、切換弁２０
は位置Ｃのままであり、油圧ポンプ２の傾転シリンダ９
のシリンダ室９ａと９ｂは互に連通し、油圧ポンプ２は
中立状態にある。このとき、ポンプ吸収トルクはゼロで
ある。

【００３５】このため、エンジン出力には余裕があるか
らエンジン１は増速する。エンジン実回転数が設定回転
数と等しくなると受圧力ｆｐが押圧力ｆｂと等しくなる
から、切換弁２０は位置Ｂに切換わる。位置Ｂではまだ
ポンプ２の傾転量はゼロであり、エンジン１はさらに増
速する。そして、エンジン実回転数Ｎｅが設定回転数Ｎ
eaより大きくなると、差圧により切換弁２０に作用する
受圧力ｆｐが可変ばね部２０ｃによる押圧力ｆｂよりも
大きくなるので、切換弁２０は位置Ａに切換わる。この
ため、油圧ポンプ２の傾転シリンダ９のシリンダ室９
ａ、９ｂはそれぞれ管路７ａ，７ｂに連通され、差圧発
生部８の上下流の圧力がそれぞれ導かれる。その結果、
油圧ポンプ２は、両シリンダ室の圧力差による受圧力
と、ばね９ｃによる付勢力と、油圧ポンプ２の自己吐出
圧に応じて中立位置に向う復帰モーメントとがバランス
する位置まで傾転し、その傾転量に応じた圧油を吐出
し、モータ５を正転駆動する。

【００３６】このとき、ポンプ吸収トルクがエンジン出
力トルクを越えると、ガバナの働きによりエンジン回転
数が低減され、チャージポンプ６の吐出流量が減少す
る。これにともない、差圧発生部８で発生する差圧が減
少し、切換弁２０に作用する受圧力ｆｐも減少する。こ
のとき、アクセルペダル２１の踏込みによる切換弁２０
の押圧力ｆｂが変動しないものとすると、切換弁２０は
位置Ｃに切換えられ、油圧ポンプ２の傾転シリンダ９の
シリンダ室９ａと９ｂが連通し、傾転量が減少してポン
プ吸収トルクが小さくなる。その結果、エンジン出力ト
ルクとポンプ吸収トルクとが再びバランスするようにガ
バナによりエンジン回転数が増速され、結局、このよう
な動作の繰り返しにより油圧ポンプ２の傾転量が増加し
ていくとともに、エンジン出力トルクとアクセルペダル
２１で指令された負荷トルクであるポンプ吸収トルクと
が等しくなる点でエンジン回転数は整定する。すなわ
ち、エンジン１の実回転数はＮｅ（＝Ｎea）であり、こ
のとき、切換弁２０に作用する差圧による受圧力ｆｐと
可変ばね部２０ｃによる押圧力ｆｂとは等しく、切換弁
２０は位置Ｂとなり、油圧ポンプ２の傾転量はその値で
保持され、エンジン回転数はＮeaで整定する。この状態
を図８のＡ点とする。

【００３７】ここで、アクセルペダル２１の踏込み量を
５０％のまま保持している時、フロント作業機が駆動さ
れ、油圧ポンプ１４のポンプ吸収トルクが図８で示す区
間ＡＣとして新たに加わったとする。この結果、エンジ
ン１は過負荷状態となりエンジン回転数が低下し始め
る。これによりチャージポンプ６の吐出量が減少し、差
圧発生部８の前後差圧も減少し、切換弁２０に作用する
受圧力ｆｐも減少する。このとき、切換弁２０に作用す
る押圧力ｆｂは減少しないから、切換弁２０は位置Ｃに
切換わり、油圧ポンプ２の傾転量が低減されてポンプ吸
収トルクが低減される。一方、エンジン回転数の低減に
よりガバナの働きでエンジン出力トルクが増加制御さ
れ、このトルク増加分とポンプ２のトルク低下分でポン
プ１４の負荷が駆動される。

【００３８】このときエンジン回転数Ｎｅは設定回転数
Ｎeaより小さく、切換弁２０は位置Ｃにあるから、ポン
プ２の傾転量はさらに減少してポンプ吸収トルクはさら
に小さくなる。エンジン出力トルクは、油圧ポンプ２お
よび１４の吸収トルクの和である負荷トルクよりも大き
く余裕がある（図３の負荷トルク特性IIと負荷トルク特
性Ｉの間のトルク分だけ余裕がある）ので、回転数が増
加し始める。そして、エンジン実回転数が設定回転数に
等しくなると、切換弁２０に働く受圧力ｆｐと押圧力ｆ
ｂとが等しくなり、切換弁２０は位置Ｂに切換わる。し
かし、このときはまだエンジン出力トルクに余裕がある
から、エンジン１はさらに増速される。

【００３９】エンジン実回転数が設定回転数Ｎeaより大
きくなると、切換弁２０の受圧力ｆｐが押圧力ｆｂより
も大きくなり、切換弁２０はＡ位置に切換わり、油圧ポ
ンプ２の傾転量は再び増加する。つまり、ポンプ吸収ト
ルクが増加する。これにより、ポンプ２と１４の吸収ト
ルクの和である負荷トルクとエンジン出力トルクが等し
くなるように、ポンプ傾転量が制御され、エンジン回
転数が調節される。

【００４０】このような動作の繰り返しにより、アクセ
ルペダル２１の踏込み量で指示された負荷トルク特性II
で与えられるポンプ２と１４の吸収トルクの和である負
荷トルクとエンジン出力トルクとが等しくなる点、すな
わちエンジン実回転数がＮeaになると、切換弁２０に作
用する受圧力ｆｐと押圧力ｆｂとが等しくなり、切換弁
２０は位置Ｂで保持され、ポンプ２の傾転量が保持され
る。したがって、エンジン回転数はフロント作業機が駆
動される前の回転数Ｎeaで整定する。

【００４１】図８で説明すると、エンジン回転数はＮea
のまま、油圧ポンプ１４の負荷分である区間ＡＣのポン
プ吸収トルクＴａｃが、区間ＡＥで示す油圧ポンプ２の
ポンプ吸収トルクの低下分で確保され、フロント作業機
の作業速度を低下させることなく走行作業とフロント作
業との複合操作が可能となる。なお、フロント作業機駆
動時には走行トルクが低下しても走行性能に影響を与え
ることはない。また、走行作業とフロント作業の複合操
作以外でも、本実施例によりいわゆるスピードヤンシン
グ制御が行なわれる。例えば、アクセル全開で登坂する
とき、あるいはブレーキをかけたままアクセルを踏み込
む場合など、エンジンの出力トルクに対して負荷トルク
（入力トルク）が大きく過負荷状態となる場合のすべて
において、スピードセンシング制御が行なわれる。

【００４２】なお、上述したように、負荷トルク特性Ｉ
を実現するためには、図４の第４象限に実線で示したよ
うにアクセルペダル踏込み量と押圧力ｆｂを対応づけれ
ばよい。さらに、負荷トルク特性IIと負荷トルク特性Ｉ
の間で任意に負荷トルクを設定することも可能である。

【００４３】以上では、ホイルローダを一例とし、走行
時にフロント作業が行なわれる場合に、エンジン回転数
を低下させずに複合動作を可能にして、フロント作業機
の作業効率を向上させる場合について説明したが、本発
明はホイルローダ以外の作業車両にも適用可能であり、
複合動作も走行とフロント作業に限定されない。また、
差圧発生部も、エンジン回転数にほぼ比例する差圧を発
生する構造であれば図示例に限定されない。

【００４４】以上の実施例の構成において、油圧ポンプ
２が第１の油圧ポンプを、油圧ポンプ６が第２の油圧ポ
ンプを、油圧ポンプ１４が第３の油圧ポンプを、傾転シ
リンダ９が吐出容量調節手段を、アクセルペダル２１が
エンジン回転数指令手段をそれぞれ構成する。

【００４５】

【発明の効果】本発明によれば、例えばＨＳＴ閉回路に
より作業を行なっているとき、同一の原動機で駆動され
るＨＳＴ閉回路以外の油圧回路が作動すると、ＨＳＴ閉
回路の可変容量油圧ポンプの吐出容量を低減してエンジ
ン出力トルクとポンプ吸収トルクとをバランスさせるよ
うにしたので、ＨＳＴ閉回路以外の油圧回路の作業速度
を向上させることができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施例である油圧駆動装置を示す回
路図

【図２】可変ばねによる押圧力と差圧による受圧力の関
係を示すグラフ

【図３】アクセルペダル踏込み量、エンジン回転数、負
荷トルクを関連づけて示す図

【図４】アクセルペダル踏込み量、エンジン回転数、チ
ャージポンプ吐出流量、差圧、受圧力、押圧力を関連づ
けて示す図

【図５】従来の油圧駆動装置を示す回路図

【図６】エンジン回転数に比例する差圧を発生する差圧
発生弁の断面図

【図７】入力回転数とポンプ傾転量との関係を示す図

【図８】エンジン出力トルクとポンプ吸収トルクを説明
する図

【符号の説明】

１：エンジン２：可変容量形油圧ポンプ５：油圧ポンプ８：差圧発生弁９：傾転シリンダ１０：前後進切換弁２０：切換弁２０ａ，２０ｂ：パイロットポート２０ｃ：可変ばね部２１：アクセルペダル１８１：弁本体１８１ｂ：ル−ト関数の壁面１８１ｃ：急激な開口面積の増加を得る壁面１８２：ポペット弁１８３：リングガイド

フロントページの続き (72)発明者大科守雄茨城県土浦市神立町650番地日立建機株式会社土浦工場内 (72)発明者園田光夫茨城県土浦市神立町650番地日立建機株式会社土浦工場内

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】原動機に駆動される可変容量形の第１の油
圧ポンプと、一対の主管路により前記可変容量形の第１の油圧ポンプ
に閉回路接続され、この可変容量形の第１の油圧ポンプ
からの吐出油により駆動される油圧モータと、前記原動機により駆動されこの原動機の回転数に応じた
流量の圧油を吐出する固定容量形の第２の油圧ポンプ
と、この固定容量形の第２の油圧ポンプの吐出流量に略一次
比例する差圧を生じせしめる差圧発生部と、この差圧発生部により発生する差圧によって駆動され、
この差圧が大きいほど前記可変容量形の第１の油圧ポン
プの吐出容量が大きくなるように制御する吐出容量調節
手段と、前記原動機に駆動される第３の油圧ポンプと、前記原動機の回転数を指令するエンジン回転数指令部と
を備えた油圧駆動装置において、前記エンジン回転数指令部による原動機回転数指令値に
応じて第１の力を発生させる力発生手段と、前記第１の力と前記差圧発生部の前後差圧による第２の
力との大小関係により切換え制御され、第１の力が第２
の力よりも小さいときには、前記差圧を前記吐出容量調
節手段に導いて前記吐出容量を増大させ、第１の力が第
２の力よりも大きいときには、前記差圧が前記吐出容量
調節手段に導かれないようにして前記吐出容量調節手段
により吐出容量が低減されるようにする切換弁とを具備
することを特徴とする油圧駆動装置。