JPWO2003001067A1 - 作業機の油圧駆動装置及び油圧駆動方法 - Google Patents

Abstract

エンジン１の燃料噴射制御装置（電子ガバナ１２及びコントローラ１３）はガバナ領域をアイソクロナス特性に制御可能である。作業機コントローラ１８は、吐出圧力信号Ｐを入力し、油圧ポンプの吐出圧力が所定圧力Ｐ１を越えると油圧ポンプの押しのけ容積が予め設定されたポンプ吸収トルク曲線２０により定まる値を越えないようレギュレータ１６を制御し、油圧ポンプ２の吐出圧力が所定圧力Ｐ１以下にあるとき、油圧ポンプの吐出圧力が所定圧力Ｐ１から低くなるに従って油圧ポンプの押し除け容積が増加するようレギュレータ１６を制御する。これによりガバナ領域をアイソクロナス特性に制御されていても、エンジン負荷が軽くなるに従って油圧ポンプの吐出流量を増加させることができる。

Description

技術分野
本発明は、油圧ショベルなどの作業機に設けられ、ガバナ領域をアイソクロナス特性或いは逆ドループ特性に制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプとを備えた作業機の油圧駆動装置及び油圧駆動方法に関する。
背景技術
従来、例えば特開平７−８３０８４号公報に示されるようにメカニカルガバナ式エンジンを備えた作業機の油圧駆動装置がある。
この種のメカニカルガバナ式エンジンを有する従来技術は、一般に、エンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプの押し除け容積を制御するレギュレータと、油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータと、油圧ポンプの吐出圧力を検出し吐出圧力信号を出力する圧力検出器と、この圧力検出器から出力される吐出圧力信号を入力し、レギュレータに油圧ポンプの押し除け容積を制御する制御信号を出力するコントローラとを備えている。
このメカニカルガバナ式エンジンを有する従来技術では、エンジン出力特性は、メカニカルガバナが制御される領域であるガバナ領域において、エンジン出力ルク（エンジン負荷）が低下するに従って、エンジン回転数が増加するドループ特性を有している。このようなドループ特性は、メカニカルガバナに含まれるフライホイールの慣性により生じる。
従って作業機が例えば油圧ショベルの場合、バケットに土砂等を積み込んで放土した後の空荷動作に際しては、油圧ポンプの吐出圧が低くなり、エンジン負荷が軽くなってエンジン回転数が増加するため、油圧ポンプの吐出流量が増大し、油圧アクチュエータに供給される流量が多くなり、比較的速い油圧アクチュエータ速度が得られるようになる。その結果、空荷動作での作業速度が速くなり、作業能率を向上できる。
また、従来、例えば特開平１０−８９１１１号公報や特開平１０−１５９５９９号公報、上述のようなメカニカルガバナ式エンジンとは異なり、ガバナ領域をアイソクロナス特性或いは逆ドループ特性に制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジン（以下、適宜、アイソクロナス制御或いは逆ドループ制御を実施するエンジンという）を備えた作業機の油圧駆動装置も提案されている。エンジン制御のアイソクロナス特性とはエンジン負荷の軽重に係わらず、すなわちエンジン出力トルクの低下に係わらず、ガバナ領域においてエンジン回転数が一定に保たれる特性であり、逆ドループ特性とはエンジン出力トルク（エンジン負荷）が低下するに従って、エンジン回転数が減少する特性である。
このような従来技術では、メカニカルガバナのようなフライホイールの慣性による影響を除くことができ、メカニカルガバナを有するエンジンを備えた作業機に比べて、低燃費及び低騒音を実現できる。
発明の開示
上述のようにアイソクロナス制御或いは逆ドループ制御を実施するエンジンを備えた作業機では、低燃費化、低騒音化を実現できる利点はあるものの、エンジンが軽負荷の場合でもエンジン回転数が増加しないため、作業上問題を生じることがある。例えば、前述したように作業機が油圧ショベルの場合であって、空荷動作が行われ、エンジン負荷が軽負荷であるときでも、エンジン回転数は増加しないため油圧ポンプの吐出流量は増えず、油圧アクチュエータに供給される流量を増加させることができず、作業能率の向上を見込めない。
また、アイソクロナス制御或いは逆ドループ制御を実施するエンジンを備えた作業機で作業する場合、メカニカルガバナ式エンジンを備えた作業機の操作に慣れたオペレータにとっては、エンジン負荷が軽負荷であるにも係わらずメカニカルガバナ式エンジン付きの作業機のように油圧アクチュエータ速度が増加しないので、操作フィーリングに違和感を感じることがある。
本発明の目的は、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性及び逆ドループ特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンを備えた油圧駆動装置において、ガバナ領域にあってもエンジン負荷が軽くなるに従って油圧ポンプの吐出流量を増加させることができる作業機の油圧駆動装置及び油圧駆動方法を提供することにある。
（１）上記目的を達成するために、本発明は、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータとを備える作業機の油圧駆動装置において、上記油圧ポンプの吐出圧力が第１所定圧力を越えると油圧ポンプの押しのけ容積が予め設定されたポンプ吸収トルク曲線により定まる値を越えないよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御するポンプ吸収トルク制御手段と、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力以下にあるとき、油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力から低くなるに従って油圧ポンプの押しのけ容積が増加するよう制御する流量補正制御手段とを備えるものとする。
このように構成した本発明では、作業時のエンジン負荷が重負荷であり、油圧ポンプの吐出圧力が第１所定圧力よりも高いときは、ポンプ吸収トルク制御（ポンプ吸収馬力制御）によるエンジンの出力馬力の有効利用が可能となる。また、作業時に例えばエンジン負荷が重負荷から軽負荷に移行し、油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力以下となると、流量補正制御手段によってポンプ吐出圧力の低下に応じて油圧ポンプの押し除け容積が増加するように制御され、これによりガバナ領域においてアイソクロナス特性或いは逆ドループ特性によりエンジン回転数が上昇しなくても油圧ポンプの吐出流量を増加させることができ、エンジン軽負荷時に油圧アクチュエータ速度を増速させることができる。
（２）また、上記目的を達成するために、本発明は、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータとを備える作業機の油圧駆動装置において、上記油圧ポンプの押し除け容積を制御するレギュレータと、上記油圧ポンプの吐出圧力を検出する圧力検出器と、この圧力検出器により検出された上記油圧ポンプの吐出圧力が第１所定圧力を越えると油圧ポンプの押しのけ容積が予め設定されたポンプ吸収トルク曲線により定まる値を越えないよう上記レギュレータを制御するポンプ吸収トルク制御手段と、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力以下にあるとき、油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力から低くなるに従って油圧ポンプの押し除け容積が増加するよう上記レギュレータを制御する流量補正制御手段とを備えるものとする。
このように構成した本発明においても、上記（１）で述べたように、ポンプ吸収トルク制御（ポンプ吸収馬力制御）によるエンジンの出力馬力の有効利用とエンジン軽負荷時のポンプ吐出流量の増加制御が可能となり、エンジン軽負荷時に油圧アクチュエータ速度を増速させることができる。
（３）上記（１）又は（２）において、好ましくは、上記第２所定圧力は上記第１所定圧力に一致している。
これにより油圧ポンプの吐出圧力が第１所定圧力以下になると、直ちに流量補正制御手段が機能し、油圧ポンプの押し除け容積を増加させることができる。
（４）また、上記（１）又は（２）において、上記流量補正制御手段による上記油圧ポンプの押し除け容積の増加制御を無効にする制御解除手段を更に備える。
これにより必要に応じ流量補正制御手段による制御を解除することができ、作業内容に応じた流量制御が可能となる。
（５）上記（４）において、好ましくは、上記燃料噴射制御装置は、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性に制御可能なものであり、上記制御解除手段は、走行モードスイッチ、吊荷モードスイッチ、整地モードスイッチの少なくとも１つを含む。
これにより走行操作、吊荷作業、整地作業のように油圧ポンプの吐出流量の増加制御を望まない操作或いは作業では、油圧アクチュエータ速度をエンジン負荷の増減に係わらず等速度にし、良好な走行操作、吊荷作業、整地作業を実施させることができる。
（６）また、上記（１）又は（２）において、好ましくは、上記流量補正制御手段は、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第２所定圧力から低くなるに従って上記油圧ポンプの吐出流量が増加するよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御する。
これにより上記（１）で述べたように、ガバナ領域においてアイソクロナス特性或いは逆ドループ特性によりエンジン回転数が上昇しなくても油圧ポンプの吐出流量を増加させることができる。
（７）更に、上記（１）又は（２）において、上記燃料噴射制御装置は、ガバナ領域の少なくとも一部を逆ドループ特性に制御可能なものであり、上記流量補正制御手段は、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第２所定圧力から低くなるに従って上記油圧ポンプの吐出流量が増加するよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御する第１手段と、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第２所定圧力から低くなるときに上記油圧ポンプの吐出流量が一定に保たれるよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御する第２手段と、上記第１手段と第２手段の一方を選択する選択手段とを有する。
これによりガバナ領域の特性に係わらず、第１手段を選択したときは油圧ポンプの吐出流量が増加するよう制御され、第２手段を選択したときは油圧ポンプの吐出流量が一定に保たれるよう制御され、作業内容に応じた流量制御が可能となる。
（８）上記（７）において、好ましくは、上記流量補正制御手段は、更に、上記油圧ポンプの押し除け容積の増加制御を無効にする第３手段を更に有し、上記選択手段は、上記第１手段と第２手段と第３手段のいずれか１つを選択するものである。
これにより第３手段を選択したときは油圧ポンプの押し除け容積の増加制御が無効となり、作業内容に応じた流量制御が可能となる。
（９）また、上記（１）又は（２）において、好ましくは、上記ポンプ吸収トルク制御手段は、上記油圧ポンプの吐出圧力とポンプ吸収トルク曲線とからポンプ吸収トルク制御のための目標押しのけ容積を演算するとともに、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力以下にあるときに前記目標押しのけ容積を一定値に保持する手段を有し、上記流量補正制御手段は、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第２所定圧力から低くなるに従って増加する押しのけ容積補正値を演算する手段と、上記目標押しのけ容積に前記押しのけ容積補正値を加算し補正された第２押しのけ容積を演算する手段とを有し、この補正された目標押しのけ容積により上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御する。
これによりポンプ吸収トルク制御手段及び流量補正制御手段をコンピュータ化することができる。
（１０）また、上記（１）又は（２）において、好ましくは、上記ポンプ吸収トルク制御手段は、上記油圧ポンプの押しのけ容積の最大値を上記ポンプ吸収トルク曲線により定まる値以下に制限する手段であり、上記流量補正制御手段は、上記油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力から低くなるに従って上記油圧ポンプの押しのけ容積の最大値が増加するよう制御する手段である。
これにより上記（１）で述べたように、ポンプ吸収トルク制御（ポンプ吸収馬力制御）によるエンジンの出力馬力の有効利用とエンジン軽負荷時のポンプ吐出流量の増加制御が可能となるとともに、複数のアクチュエータの要求流量が少ない場合はそれに応じて油圧ポンプの押しのけ容積を制御し、所望のアクチュエータ速度を得ることができる。
（１１）更に、上記（１）又は（２）において、上記複数の油圧アクチュエータの要求流量に応じた第１目標押しのけ容積を演算する第１演算手段を更に備え、上記ポンプ吸収トルク制御手段は、上記油圧ポンプの吐出圧力とポンプ吸収トルク曲線とからポンプ吸収トルク制御のための第２目標押しのけ容積を演算するとともに、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力以下にあるときに前記目標押しのけ容積を一定値に保持する第２演算手段を有し、上記流量補正制御手段は、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第２所定圧力から低くなるに従って増加する押しのけ容積補正値を演算する手段と、前記第２目標押しのけ容積に前記押しのけ容積補正値を加算し補正された第２目標押しのけ容積を演算する手段とを有し、前記第１目標押しのけ容積と前記補正された第２目標押しのけ容積の小さな方を制御用の目標押しのけ容積として選択し、上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御する。
これにより複数の油圧アクチュエータの要求流量に応じた第１目標押しのけ容積が補正された第２目標押しのけ容積より大きいときは、補正された第２目標押しのけ容積が制御用の目標押しのけ容積となるので、油圧ポンプの押しのけ容積は補正された第２目標押しのけ容積に制限され、上記（１）で述べたようにポンプ吸収トルク制御（ポンプ吸収馬力制御）によるエンジンの出力馬力の有効利用とエンジン軽負荷時のポンプ吐出流量の増加制御が可能となる。一方、第１目標押しのけ容積が補正された第２目標押しのけ容積より小さいときは、第１目標押しのけ容積が制御用の目標押しのけ容積となるので、油圧ポンプの押しのけ容積は第１目標押しのけ容積に基づき要求流量に応じて制御され、所望のアクチュエータ速度を得ることができる。
（１２）また、上記目的を達成するために、本発明は、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータとを備える作業機の油圧駆動方法において、上記油圧ポンプの吐出圧力が第１所定圧力を越えるときは、油圧ポンプの押しのけ容積が予め設定されたポンプ吸収トルク曲線により定まる値を越えないよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御し、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力以下にあるときは、油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力から低くなるに従って油圧ポンプの押しのけ容積が増加するよう制御することものとする。
これにより上記（１）で述べたように、ポンプ吸収トルク制御（ポンプ吸収馬力制御）によるエンジンの出力馬力の有効利用とエンジン軽負荷時のポンプ吐出流量の増加制御が可能となり、エンジン軽負荷時に油圧アクチュエータ速度を増速させることができる。
（１３）上記（１２）において、好ましくは、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力以下にあるときは、油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力から低くなるに従って油圧ポンプの押しのけ容積が増加させる制御と、油圧ポンプの押しのけ容積を一定に保つ制御のいずれか一方を選択可能である。
これにより必要に応じ押しのけ容積の増加制御を解除することができ、作業内容に応じた流量制御が可能となる。
（１４）また、上記（１２）において、好ましくは、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力以下にあるときは、油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力から低くなるに従って上記油圧ポンプの吐出流量が増加するよう油圧ポンプの押しのけ容積を制御する。
これにより上記（１）で述べたように、ガバナ領域においてアイソクロナス特性或いは逆ドループ特性によりエンジン回転数が上昇しなくても油圧ポンプの吐出流量を増加させることができる。
（１５）また、上記（１２）において、好ましくは、上記燃料噴射制御装置は、ガバナ領域の少なくとも一部を逆ドループ特性に制御可能なものであり、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力以下にあるときは、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第２所定圧力から低くなるに従って上記油圧ポンプの吐出流量が増加するよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を増加させる制御と、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第２所定圧力から低くなるに従って上記油圧ポンプの吐出流量が一定に保たれるよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を増加させる制御のいずれか一方を選択可能である。
これによりガバナ領域の特性に係わらず、作業内容に応じた流量制御が可能となる。
発明を実施するための最良の形態
以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。
図１は、本発明の一実施の形態に係わる作業機の油圧駆動装置の油圧回路を含むシステム全体を示す図である。
本実施の形態に係わる油圧駆動装置は、作業機、例えば油圧ショベルに備えられるもので、図１に示すように、エンジン１と、このエンジン１の燃料噴射制御装置を構成する電子ガバナ１２とエンジンコントローラ１３を備えている。電子ガバナ１２とエンジンコントローラ１３は、ガバナ領域をアイソクロナス特性に制御可能なもの、つまりガバナ領域においてエンジン負荷の増減に係わらずエンジン１の回転数を定格回転数に維持するアイソクロナス制御を実施するものであり、電子ガバナ１２はエンジンコントローラ１３により制御され、エンジン１に燃料を噴射する。この種の燃料噴射制御装置は、例えば、特開平１０−１５９５９９号公報より公知である。
また、本実施の形態に係わる油圧駆動装置は、図１に示すように、エンジン１により駆動される例えば斜板式の可変容量型の油圧ポンプ２と、この油圧ポンプ２の押し除け容積（斜板の傾転角）を制御するレギュレータ１６と、油圧ポンプ２から吐出される圧油によって駆動する油圧シリンダ３、油圧モータ４、油圧シリンダ５，６等の複数の油圧アクチュエータと、これらの油圧アクチュエータに供給される圧油の流れを制御する方向制御弁７〜１０と、メインリリーフ弁１１と、方向制御弁７〜１０を切り換え操作するためのパイロット圧力を発生する操作レバー装置５０，…（１つのみ図示）と、油圧ポンプ２の吐出圧力を検出し吐出圧力信号Ｐを出力する圧力検出器１４と、油圧ポンプ２の斜板の傾転角（押しのけ容積）を検出し傾転角信号θを出力する傾転角検出器１５と、制御解錠信号Ｆを出力可能なモード選択スイッチ１７と、操作レバー装置５０，…からのパイロット圧力を入力しそのうちの１つのパイロット圧力を選択し出力するシャトル弁の組み合わせを有する信号制御弁５３と、信号制御弁５３から出力されたパイロット圧力を検出しパイロット圧信号Ｄを出力する圧力検出器５５と、圧力検出器１４から出力される吐出圧力信号Ｐ、及び傾転角検出器１５から出力される傾転角信号θ、モード選択スイッチ１７から出力される制御解除信号Ｆ、圧力検出器５５から出力されるパイロット圧力信号Ｄを入力し、レギュレータ１６に押し除け容積を制御する制御電流信号Ｒを出力する作業機コントローラ１８とを備えている。
図２に本実施の形態に係わる油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す。
油圧ショベルは、下部走行体１０２、上部旋回体１０３、フロント作業機１０４を有し、上部旋回体１０３は下部走行体１０２の上部に旋回可能に搭載され、フロント作業機１０４は上部旋回体１０３の前部に上下動可能に取り付けられている。上部旋回体１０３にはエンジンルーム１０５、運転室１０６が備えられている。フロント作業機１０４はブーム１０８、アーム１０９、バケット１１０を有する多関節構造である。下部走行体１０２、上部旋回体１０３、フロント作業機１０４は、それぞれアクチュエータとして左右の走行モータ１１１（一方のみ図示）、旋回モータ１１２、ブームシリンダ１１３、アームシリンダ１１４、バケットシリンダ１１５を有し、下部走行体１０２は左右の走行モータ１１１の回転より走行し、上部旋回体１０３は旋回モータ１１２の回転により旋回し、フロント作業機１０４のブーム１０８はブームシリンダ１１３の伸縮により上下方向に回動し、アームシリンダ１０９はアームシリンダ１１４の伸縮により上下、前後方向に回動し、バケット１１０はバケットシリンダ１１５の伸縮により上下、前後方向に回動する。
図１に示した油圧シリンダ３，５，６及び油圧モータ４は上記アクチュエータを代表するものであり、例えば油圧シリンダ３，５，６はブームシリンダ１１３、アームシリンダ１１４、バケットシリンダ１１５であり、油圧モータ４は旋回モータ１１２である。
また、操作レバー装置５０，…及びモード選択スイッチ１７は運転室１０６内に配置され、エンジン１及び油圧ポンプ２はエンジンルーム１０５内に設置されている。方向制御弁７〜１０、エンジンコントローラ１３、作業機コントローラ１８等の油圧機器及び電子機器は上部旋回体１０３の適所に設置されている。
図３にアイソクロナス制御を実施する燃料噴射制御装置（電子ガバナ１２とエンジンコントローラ１３に）よるエンジン１の回転数Ｎと出力トルクＴｅとの関係を示す。
エンジン１の出力トルク特性は、図３に示す如く、直線３２で表されるガバナ領域３３の特性（アイソクロナス特性）と曲線３０で表される全負荷領域の特性に分けられる。ガバナ領域３３はガバナの開度が１００％以下での出力領域であり、全負荷領域はガバナ開度が１００％の出力領域である。図中、破線３１は、比較のため、従来のメカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域における特性（ドループ特性）を示している。メカニカルガバナはフライホイールとバネのつり合いによって燃料噴射量を調整する構造であるため、メカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域は、破線３１のように、エンジント出力ルク（エンジン負荷）Ｔｅが低下するに従って、エンジン回転数Ｎが増加するドループ特性を有している。これに対し、本実施の形態におけるエンジン１では、直線３２のように、ガバナ領域では電子ガバナ１２によりエンジン出力トルクＴｅの低下に係わらずエンジン回転数Ｎを定格回転数ＮＯに一定に保つアイソクロナス制御を実施するアイソクロナス特性を有している。このアイソクロナス制御により、メカニカルガバナ式エンジンを備えた作業機に比べて、低燃費及び低騒音を実現できる。
図４にレギュレータ１６の詳細を示す。レギュレータ１６は、作業機コントローラ１８から出力された制御電流信号Ｒにより油圧ポンプ２の傾転角を制御電流信号Ｒが示す目標ポンプ傾転角に一致するよう制御するものであり、電磁比例減圧弁６０と、サーボ弁６１と、サーボピストン６２とを有している。電磁比例減圧弁６０は作業機コントローラ１８から制御電流信号Ｒを入力し、その制御電流信号Ｒに比例した制御圧力を出力し、サーボ弁６１はその制御圧力により作動してサーボピストン６２の位置を制御し、サーボピストン６２は油圧ポンプ２の斜板２ａを駆動し、その傾転角を制御する。
油圧ポンプ２の吐出圧力は、チェックバルブ６３を介してサーボ弁６１の入力ポートに導かれるとともに、通路５４を介してサーボピストン６２の小径室６２ａに常時作用している。パイロットポンプ６６の吐出圧力が電磁比例減圧弁６０の入力ポートに導かれ、電磁比例減圧弁６０が作動することにより減圧されて制御圧力となる。この制御圧力は通路６７を通ってサーボ弁６１のパイロットピストン６１ａに作用する。また、油圧ポンプ２の吐出圧力がパイロットポンプ６６の吐出圧力より低いとき、パイロットポンプ６６の吐出圧力がサーボアシスト圧としてチェックバルブ６９を介してサーボ弁６１の入力ポートに導かれる。
図５に電磁比例減圧弁６０に与えられる制御電流信号Ｒと油圧ポンプ２の斜板２ａの傾転角（以下、適宜、単に油圧ポンプ２の傾転角或いはポンプ傾転という）との関係を示す。
制御電流信号ＲがＲ１以下のとき電磁比例減圧弁６０は作動せず、電磁比例減圧弁６０からの制御圧力は０である。このためサーボ弁６１のスプール６１ｂはスプリング６１ｃによって図示左方向に押され、油圧ポンプ２の吐出圧力（或いはパイロットポンプ６６の吐出圧）がチェックバルブ６３、スリーブ６１ｄ、スプール６１ｂを通ってサーボピストン６２の大径室６２ｂに作用する。サーボピストン６２の小径室６２ａにも、通路５４を通って自己ポンプ２の吐出圧力が作用しているが、面積差によってサーボピストン６２は図示右方に移動する。
サーボピストン６２が図示右方に移動すると、フィードバックレバー７１はピン７２を支点として図示反時計方向に回転する。フィードバックレバー７１の先端は、ピン７３でスリーブ６１ｄと連結しているため、スリーブ６１ｄは図示左方向に移動する。サーボピストン６２の移動は、スリーブ６１ｄとスプール６１ｂの開口部の切り欠きが閉じるまで行われ、それが完全に閉じるとサーボピストン６１は停止する。
これらの作動により油圧ポンプ２の傾転角は最小位置になり、油圧ポンプ２の吐出流量が最少になる。
制御電流信号ＲがＲ１よりも大きくなり電磁比例減圧弁６０が作動すると、電磁比例減圧弁６０の作動量に応じた制御圧力が通路６７を通ってサーボ弁６１のパイロットピストン６１ａに作用し、スプール６１ｂをスプリング６１ｃの力とつりあう位置まで図示右方に移動させる。スプール６１ｂが移動するとサーボピストン６２の大径室６２ｂは、スプール６１ｂ内部の通路を経由してタンク７５につながる。サーボピストン６２の小径室６２ａには、通路５４を通じて常時油圧ポンプ２の吐出圧力（或いはパイロットポンプ６６の吐出圧）が作用しているためサーボピストン６２は図示左方に移動し、大径室６２ｂの作動油はタンク７５に戻される。
サーボピストン６２が図示左方に移動すると、フィードバックレバー７１はピン７２を支点として図示時計方向に回転し、サーボ弁６１のスリーブ６１ｄは図示右方向に移動する。サーボピストン６２の移動は、スリーブ６１ｄとスプール６１ｂの開口部の切り欠きが閉じるまで行われ、それが完全に閉じるとサーボピストン６１は停止する。
これらの作動により油圧ポンプ２の傾転角が大きくなり、油圧ポンプ２の吐出流量が増加する。また、油圧ポンプ２の吐出流量の増加量は制御圧力の上昇量、つまり制御電流信号Ｒの増加量に比例する。
制御電流信号Ｒが低下し電磁比例減圧弁６０からの制御圧力が低下すると、サーボ弁６１のスプール６１ｂはスプリング６１ｃの力とつりあう位置まで図示左方に戻され、油圧ポンプ２の吐出圧力（或いはパイロットポンプ６６の吐出圧）がサーボ弁６２のスリーブ６１ｄ、スプール６１ｂを通ってサーボピストン６２の大径室６２ｂに作用し、小径室６２ａとの面積差によってサーボピストン５２は図示右方に移動する。
サーボピストン６２が図示右方に移動すると、フィードバックレバー７１はピン７２を支点として図示反時計方向に回転し、サーボ弁６１のスリーブ６１ｄは図示左方向に移動する。サーボピストン６２の移動は、スリーブ６１ｄとスプール６１ｂの開口部の切り欠きが閉じるまで行われ、それが完全に閉じるとサーボピストン６１は停止する。
これらの作動によりポンプ２の傾転角が小さくなり、油圧ポンプ２の吐出流量が減少する。油圧ポンプ２の吐出流量の減少量は制御圧力の低下量、つまり制御電流信号Ｒの低下量に比例する。
図６に、モード選択スイッチ１７の詳細及び作業機コントローラ１８の演算機能を機能ブロック図で示す。
モード選択スイッチ１７は、例えば走行モードスイッチ１７ａ、吊荷モードスイッチ１７ｂ、整地モードスイッチ１７ｃを備え、これらのスイッチ１７ａ〜１７ｃのいずれかがオペレータにより操作されると制御解除信号Ｆを出力する。
作業機コントローラ１８は、第１目標ポンプ傾転角演算部８１と、第２目標ポンプ傾転角演算部８２と、傾転角補正値演算部８３と、スイッチング部８４と、加算部８５と、最小値選択部８６と、減算部８７と、制御電流演算部８８の各機能を有している。
第１目標ポンプ傾転角演算部８１は、圧力検出器５５からのパイロット圧力信号Ｄを入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときの信号Ｄが示すパイロット圧力に対応する油圧ポンプ２の第１目標傾転θＤを演算する。この第１目標傾転θＤは操作レバー装置５０，…（図１参照）のレバー操作量（要求流量）に応じたポジティブ制御の目標傾転であり、メモリのテーブルには、パイロット圧力が増大するに従って第１目標傾転θＤも増大するように両者の関係が設定されている。
第２目標ポンプ傾転角演算部８２は、圧力検出器１４からの油圧ポンプ２の吐出圧力信号Ｐを入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときの信号Ｐが示すポンプ吐出圧力（以下、便宜上、信号と同じ符号Ｐを付す）に対応する油圧ポンプ２の第２目標傾転θＴを演算する。この第２目標傾転θＴは油圧ポンプ２のトルク制御を行うための制限値となるものであり、メモリのテーブルには、図７に示すように、ポンプ吸収トルク曲線に基づくポンプ吐出圧力Ｐと油圧ポンプ２の第２目標傾転θＴ（制限値）との関係が設定されている。
図７において、２０がポンプ吸収トルク曲線であり、エンジン１の所定回転数（例えば、定格回転数ＮＯ）における出力トルクＴｅ（図３参照）の曲線２１に一致するよう設定されている。ポンプ吐出圧力ＰがＰ１以上の範囲では、第２目標ポンプ傾転θＴはそのポンプ吸収トルク曲線２０に沿って変化し、ポンプ吐出圧力Ｐが増大するに従い第２目標ポンプ傾転θＴは減少する。
ポンプ吐出圧力ＰがＰ１のとき第２目標ポンプ傾転θＴは第１最大傾転θｍａｘ１であり、吐出圧力ＰがＰ１より低い範囲では、特性線１９のように第２目標ポンプ傾転θＴは第１最大傾転θｍａｘ１に保たれる。この第１最大傾転θｍａｘ１は、油圧ショベルの設計仕様、例えば前述した旋回モータ１１２、ブームシリンダ１１３、アームシリンダ１１４、バケットシリンダ１１５（油圧シリンダ３，４，６及び油圧モータ４）の動作速度等の設計仕様により定まる値である。つまり、第１最大傾転θｍａｘ１は、それにより得られるポンプ吐出流量がそれらアクチュエータの所望の動作速度を与えるように設定されている。
Ｐｍｉｎは油圧ポンプ２の最低吐出圧力、Ｐｍａｘは油圧ポンプ２の最大吐出圧力である。最大吐出圧力Ｐｍａｘはメインリリーフ弁１１（図１参照）の設定圧力に対応する。
また、最低吐出圧力Ｐｍｉｎと圧力Ｐ１の間の範囲２３は前述したガバナ領域３３に相当する領域である。
油圧ポンプ２の吸収トルクは油圧ポンプ２の吐出圧力と油圧ポンプ２の押しのけ容積（傾転角）との積で表される。よって、ポンプ吸収トルク曲線２０からポンプ吐出圧力Ｐに対応する第２目標傾転θＴを演算し、この第２目標ポンプ傾転θＴとなるよう油圧ポンプ２の傾転角を制御することは、ポンプ吐出圧力Ｐと第２目標ポンプ傾転θＴの積（油圧ポンプ２の吸収トルク）が曲線２０で表されるポンプ吸収トルク（一定値）に維持されるよう油圧ポンプ２の傾転を制御することを意味する。
傾転角補正値演算部８３は、圧力検出器１４からの油圧ポンプ２の吐出圧力信号Ｐを入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときの信号Ｐが示すポンプ吐出圧力（以下、同様に、信号と同じ符号Ｐを付す）に対応する油圧ポンプ２の第２目標傾転θＴの補正値Ｓを演算する。この補正値Ｓは、アイソクロナス制御によりガバナ領域３３（図３）でのエンジン回転数が一定であっても、エンジン負荷が軽くなるに従い油圧ポンプ２の傾転角を増加させ吐出流量が増加するよう油圧ポンプ２の傾転角を補正するためのものであり、メモリのテーブルには、図８に示すように、ポンプ吐出圧力ＰがＰ１以上のときは補正値Ｓ＝０であり、吐出圧力ＰがＰ１より小さくなると、吐出圧力Ｐが小さくなるに従って直線比例的に補正値Ｓが大きくなるように吐出圧力Ｐと補正値Ｓとの関係が設定されている。
スイッチング部８４は、モード選択スイッチ１７から制御解除信号Ｆが出力されると開き、目標ポンプ傾転の補正値Ｓを無効にする。
加算部８５は、第２目標ポンプ傾転角演算部８２で演算された油圧ポンプ２の第２目標傾転θＴに傾転角補正値演算部８３で演算された目標ポンプ傾転の補正値Ｓを加算し、補正された第２目標傾転θＴを演算する。
図９に、加算部８５で補正された吐出圧力Ｐと第２目標傾転θＴとの関係を示す。
第２目標傾転θＴに補正値Ｓを加算することにより、図７に示した特性線１９は特性線２２のように補正され、ポンプ吐出圧力ＰがＰ１からＰｍｉｎに低下するに従い、補正された第２目標傾転θＴは第１最大傾転θｍａｘ１から第２最大傾転θｍａｘ２（＝第１最大傾転θｍａｘ１＋Ｓｍａｘ）まで直線的に増大する。この第２最大傾転θｍａｘ２は、例えば油圧ポンプ２の構造上の最大傾転（ポンプ性能限界）に対応して設定されている。
最小値選択部８６は、第１目標ポンプ傾転角演算部８１で演算された油圧ポンプ２の第１目標傾転θＤと加算部８５で補正された第２目標傾転θＴの小さい方を選択し、油圧ポンプ２の制御用の目標傾転θｃとする。これにより第１目標ポンプ傾転角演算部８１で演算された油圧ポンプ２の第１目標傾転θＤが補正された第２目標傾転θＴにより大きいときは補正された第２目標傾転θＴが制御用の目標ポンプ傾転θｃとして出力され、制御用の目標ポンプ傾転θｃは補正された第２目標傾転θＴ以下に制限される。
減算部８７は、制御用の目標ポンプ傾転θｃと傾転角検出器１５から出力される傾転角信号θの偏差Δθを演算し、制御電流演算部８８は、例えば積分制御演算によりその偏差Δθから制御電流信号Ｒを演算する。これにより傾転角信号θが制御用の目標ポンプ傾転θｃに一致するように制御される。
以上のように構成した本実施の形態における動作は以下の通りである。
まず、モード選択スイッチ１７の何れのスイッチ１７ａ〜１７ｃも操作されておらず、御解除信号Ｆが出力されていない場合、つまり作業機コントローラ１８のスイッチング部８４が閉成している場合について説明する。
エンジン１を起動させて油圧ポンプ２を駆動し、操作レバー装置５０，…のいずれかを操作すると、油圧ポンプ２から吐出された圧油が方向制御弁７〜１０の該当するものを介して油圧シリンダ３，５，６、或いは油圧モータ４等に供給され、例えば図２に示した油圧ショベルのフロント作業機１０４が駆動し、土砂の掘削作業等が実施される。
作業機コントローラ１８では、第１目標ポンプ傾転角演算部８１において、圧力検出器５５から出力されるパイロット圧力信号Ｄに対応する油圧ポンプ２の第１目標傾転θＤが演算され、第２目標ポンプ傾転角演算部８２において、圧力検出器１４から出力される油圧ポンプ２の吐出圧力信号Ｐに対応する油圧ポンプ２の第２目標傾転θＴが演算され、傾転角補正値演算部８３において、圧力検出器１４から出力される油圧ポンプ２の吐出圧力信号Ｐに対応する油圧ポンプ２の目標傾転の補正値Ｓが演算される。
このとき、操作レバー装置のレバー操作量が小さく、θＤ＜θｃ（＝θＴ）であると、最小値選択部８６では第１目標ポンプ傾転角演算部８１で演算された油圧ポンプ２の第１目標傾転θＤが制御用の目標傾転θｃとして選択され、減算部８７及び制御電流演算部８８により傾転角信号θを目標傾転θｃに一致させるための制御電流信号Ｒが演算され、この制御電流信号Ｒがレギュレータ１６の電磁比例減圧弁６０に出力される。これにより油圧ポンプ２の傾転角は制御用の目標傾転θｃ（＝θＤ）に一致するよう制御され、油圧ポンプ２は目標傾転θｃとそのときのエンジン１の回転数Ｎとの積に比例した流量を吐出する。この吐出流量は操作レバー装置のレバー操作量に応じた流量であり、この吐出流量が油圧シリンダ３，５，６、或いは油圧モータ４の該当するものに供給され、当該アクチュエータが操作レバー装置の操作量に応じた速度で駆動される。
一方、例えば操作レバー装置の操作レバーをフル操作し、θＤ＞θｃ（＝θＴ）であると、最小値選択部８６では第２目標ポンプ傾転角演算部８２で演算された油圧ポンプ２の第２目標傾転θＴが制御用の目標傾転θｃとして選択され、この目標傾転θｃと傾転角信号θとから演算された制御電流信号Ｒがレギュレータ１６の電磁比例減圧弁６０に出力される。
このとき例えば、重掘削等が実施され、圧力検出器１４から出力される信号Ｐが示すポンプ吐出圧力が図９に示すＰ１よりも高いＰ２であると、傾転角補正値演算部８３では補正値Ｓ＝０が演算され、第２目標ポンプ傾転角演算部８２では第２目標傾転θＴ＝θ２が演算され、そのθ２がそのまま補正された第２目標傾転θＴとなる。このため油圧ポンプ２の傾転角はθ２に制限され、油圧ポンプ２の吐出流量も下記の流量Ｑ１に制限される。
Ｑ１＝ａ・θ２・Ｎ
（ａは定数）
このように油圧ポンプ２の吐出流量が制限される結果、油圧ポンプ２の吐出流量と吐出圧力との積で表される油圧ポンプ２の消費馬力も制限される。これによりエンジン１の過負荷を防止し、エンジンストールを生じない範囲でエンジン１の出力馬力の有効活用を実施できる。
このポンプ吸収トルク曲線２０に基づく油圧ポンプ２の傾転角の制御はポンプ吸収トルク制御と呼ばれ、油圧ポンプ２の吐出流量の制御はポンプ吸収馬力制御と呼ばれる。
上述のような状態から、例えばバケット１１０から土砂が捨てられ、空荷動作となったような場合には、油圧ポンプ２の吐出圧力ＰがＰ２から低下する。このポンプ吐出圧力Ｐが例えばＰ１より小さいＰ３に低下すると、傾転角補正値演算部８３では補正値Ｓ＝Ｓ１が演算され、第２目標ポンプ傾転角演算部８２では第２目標傾転θＴ＝θｍａｘ１が演算され、補正値Ｓ１をθｍａｘ１に加算した値が補正された第２目標傾転θＴとなる。このため油圧ポンプ２の傾転角はθｍａｘ１＋Ｓ１となるよう制御され、油圧ポンプ２の吐出流量も下記の流量Ｑ３となるよう制御される。
Ｑ３＝ａ・（θｍａｘ１＋Ｓ１）・Ｎ
つまり、油圧ポンプ２の傾転角は、油圧ポンプ２の吐出圧力がＰ１にあるときの傾転角である第１最大傾転θｍａｘ１に比べ補正値Ｓ１の分だけ増加し、これに伴って油圧ポンプ２の吐出流量も増加する。
ここで、補正値Ｓは、吐出圧力ＰがＰ１より低くなるに従い直線比例的に大きくなるように設定されており、補正された第２目標傾転θＴは、特性線２２のようにポンプ吐出圧力ＰがＰ１から低下するに従い直線比例的に第１最大傾転θｍａｘ１から第２最大傾転θｍａｘ２（＝第１最大傾転θｍａｘ１＋Ｓｍａｘ）まで増大する。このため、アイソクロナス制御によりガバナ領域３３（図３）に相当する範囲２３でエンジン１の回転数が一定であっても、エンジン負荷が軽くなるに従い油圧ポンプ２の吐出流量が増加するよう制御され、それに応じて油圧シリンダ３，５，６、油圧モータ４等の油圧アクチュエータの動作速度を速くすることができる。この特性線２２が示す特性は、図３に示したメカニカルガバナにおけるドループ特性線３１と見かけ上ほぼ一致する。
図１０Ａ及び図１０Ｂに、ガバナ領域をドループ特性に制御するメカニカルガバナ式エンジンを有する従来技術によるポンプ吐出圧力Ｐとポンプ傾転θとの関係及びポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す。
作業機コントローラの演算機能に図６に示した傾転角補正値演算部８３、スイッチング部８４及び加算部８５を備えていない従来技術では、ガバナ領域３３（図３）に相当するＰｍｉｎとＰ１の間の範囲２３では直線２５で示すようにポンプ傾転θは一定である。一方、メカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域３３では、図３の破線３１のように、エンジント出力ルク（エンジン負荷）Ｔｅが低下するに従ってエンジン回転数Ｎが増加するドループ特性が得られる。このためＰｍｉｎとＰ１の間の範囲２３では、ポンプ吐出圧力ＰがＰ１から低下するに従ってエンジン回転数Ｎが増加するため、ポンプ傾転θが一定であってもエンジン回転数Ｎの増加によりポンプ吐出流量Ｑは破線２６で示すように増加する。これにより油圧アクチュエータに供給される流量が多くなり、空荷動作での作業速度が速くなり、作業能率を向上できる。
図１１Ａ及び図１１Ｂに、ガバナ領域をアイソクロナス特性に制御するエンジンを有する従来技術と本実施の形態によるポンプ吐出圧力Ｐとポンプ傾転θとの関係及びポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す。
ガバナ領域をアイソクロナス特性に制御するエンジンのガバナ領域３３では、図３の直線３２のようにエンジン出力トルクＴｅの低下に係わらずエンジン回転数Ｎは定格回転数ＮＯで一定である。このため、ガバナ領域３３に相当するＰｍｉｎとＰ１の間の範囲２３において、一点鎖線２７で示すようにポンプ傾転θが一定である場合は、ポンプ吐出流量Ｑも、図１１Ｂに一点鎖線２８で示すように一定である。これに対し、本実施の形態では、ガバナ領域３３に相当するＰｍｉｎとＰ１の間の範囲２３において、ポンプ傾転θは図９の特性線２２に対応して直線３５のように変化し、ポンプ吐出流量Ｑはポンプ傾転θの増加により直線３６で示すように変化する。つまり、エンジン回転数Ｎが一定であっても、ポンプ吐出圧力ＰがＰ１から低下するに従ってポンプ吐出流量Ｑは直線比例的に増加する。これにより図１０Ａ及び図１０Ｂに示した従来技術と同様、油圧アクチュエータに供給される流量が多くなり、空荷動作での作業速度が速くなり、作業能率を向上できる。
また、上述のようにエンジン軽負荷時における油圧ポンプ２の吐出流量の増加制御を望まない操作或いは作業として、走行操作、吊荷作業、整地作業がある。このような操作或いは作業をする場合は、オペレータはモード選択スイッチ１７のスイッチ１７ａ〜１７ｃの該当するものを操作する。これによりモード選択スイッチ１７から制御解除信号Ｆが作業機コントローラ１８に出力され、スイッチング部８４が開かれ、目標ポンプ傾転の補正値Ｓが無効にされる。その結果、転角補正値演算部８３の補正値Ｓによる油圧ポンプ２の吐出流量の増加制御が実施されなくなる。
なお、上述したモード選択スイッチ１７の例えば走行モードスイッチ１７ａは、走行操作レバーの操作を検出する検出手段からの信号が作業機コントローラ１８に入力されたときに作動する構成となっていてもよい。他のモードスイッチ１７ｂ，１７ｃについても同様である。
このように構成した本実施形態によれば、アイソクロナス制御を適用したエンジン１を備えたものにおいて、ガバナ領域３３にあってもエンジン負荷が軽くなるに従ってポンプ吐出流量Ｑを次第に増加させることができる。すなわち、メカニカルガバナにおけるドループ特性による流量の増加とほぼ同等のポンプ吐出流量の増加を実施させることができる。これによってエンジン軽負荷時の油圧アクチュエータ速度を増速させることができ、空荷作業等の軽負荷時の作業能率を向上させることができる。また、メカニカルガバナ式エンジンを備えた作業機の操作に慣れたオペレータに対しても良好な操作フィーリングを与えることができる。
また、走行操作、吊荷作業、整地作業が実施されるときには、転角補正値演算部８３による補正値Ｓを無効化し、図３に示すアイソクロナス特性線３２に従ったアイソクロナス制御を実施させることにより、エンジン負荷に係わらず油圧ポンプ２の吐出流量は一定となり、油圧アクチュエータ速度をエンジン負荷の増減に係わらず等速度にし、良好な走行操作、吊荷作業、整地作業を実施させることができる。
本発明の第２の実施の形態を図１２〜図１７Ｂにより説明する。本実施の形態は、ガバナ領域を逆ドループ特性に制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンを備えた油圧駆動装置に本発明を適用したものである。
本実施の形態に係わる油圧駆動装置の全体構成は図１に示した第１の実施の形態と下記の点を除いて実質的に同じである。
本実施の形態において、図１に示した電子ガバナ１２及びエンジンコントローラ１３からなる燃料噴射制御装置は、ガバナ領域を逆ドループ特性に制御可能なものであり、これによりエンジン１は、ガバナ領域においてエンジン出力トルクＴｅ（エンジン負荷）が軽くなるに従いエンジン１の回転数が低下するよう制御される。
図１２に逆ドループ特性に制御されるエンジン１の回転数Ｎと出力トルクＴｅとの関係を示す。図１２において、ガバナ領域３３では、直線３４のように、エンジン出力トルクＴｅ（エンジン負荷）が低下するに従ってエンジン回転数Ｎが減少する逆ドループ特性を有している。この逆ドループ特性により、ドループ特性やアイソクロナス特性に比べ、軽負荷時のエンジン回転数を更に低下させ、更なる低燃費と低騒音を実現することができる。
図１３に、本実施の形態に係わる作業機コントローラ１８の演算機能を機能ブロック図で示す。
作業機コントローラ１８は、第１目標ポンプ傾転角演算部８１と、第２目標ポンプ傾転角演算部８２と、第１傾転角補正値演算部８３Ａと、第２傾転角補正値演算部８３Ｂと、０設定部８３Ｃと、スイッチング部８４Ａと、加算部８５と、最小値選択部８６と、減算部８７と、制御電流演算部８８の各機能を有している。
第１及び第２傾転角補正値演算部８３Ａ，８３Ｂは、それぞれ、圧力検出器１４からの油圧ポンプ２の吐出圧力信号Ｐを入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、油圧ポンプ２の第２目標傾転θＴの補正値Ｓを演算する。
第１傾転角補正値演算部８３Ａは、逆ドループ特性によりガバナ領域３３でのエンジン回転数が低下しても、エンジン負荷が軽くなるに従い油圧ポンプ２の吐出流量が増加するよう油圧ポンプ２の傾転角を補正するためのものであり、メモリのテーブルには、図１４に示すように、ポンプ吐出圧力ＰがＰ１以上のときは補正値Ｓａ＝０であり、吐出圧力ＰがＰ１より小さくなると、吐出圧力Ｐが小さくなるに従って直線比例的に補正値Ｓａが大きくなるように吐出圧力Ｐと補正値Ｓａとの関係が設定されている。
また、第２傾転角補正値演算部８３Ｂは、逆ドループ特性によりガバナ領域３３でのエンジン回転数が低下しても、エンジン負荷に係わらず油圧ポンプ２の吐出流量が一定となるよう油圧ポンプ２の傾転角を補正するためのものであり、メモリのテーブルには、図１４に示すように、ポンプ吐出圧力ＰがＰ１以上のときは補正値Ｓｂ＝０であり、吐出圧力ＰがＰ１より小さくなると、第１傾転角補正値演算部８３Ａで演算される補正値Ｓａよりも小さい割合で、吐出圧力Ｐが小さくなるに従って直線比例的に補正値Ｓｂが大きくなるように吐出圧力Ｐと補正値Ｓｂとの関係が設定されている。
０設定部８３Ｃは、補正値Ｓとして０を出力する。
モード選択スイッチ１７Ａはダイヤル式であり、第１、第２、第３の３つの切換位置を有している。
スイッチング部８４Ａは、モード選択スイッチ１７Ａが図示の第１位置にあるときは図示の如く第１傾転角補正値演算部８３Ａで演算された補正値Ｓａを選択し、モード選択スイッチ１７Ａが第２位置に切り換えられると第２傾転角補正値演算部８３Ｂで演算された補正値Ｓｂを選択し、モード選択スイッチ１７Ａが第３位置に切り換えられると０設定部８３Ｃから出力された補正値Ｓ（＝０）を選択し、それぞれ補正値Ｓとして出力する。
加算部８５では、第１の実施の形態と同様、第２目標ポンプ傾転角演算部８２で演算された油圧ポンプ２の第２目標傾転θＴとスイッチング部８４Ａで選択した補正値Ｓを加算し、補正された第２目標傾転θＴを演算する。
図１５に、加算部８５で補正されたポンプ吐出圧力Ｐと第２目標傾転θＴとの関係を示す。
スイッチング部８４Ａにおいて第１傾転角補正値演算部８３Ａで演算された補正値Ｓａを選択したとき、ガバナ領域３３に相当する範囲３４における特性線１９は特性線４０のように補正され、ポンプ吐出圧力ＰがＰ１からＰｍｉｎに低下するに従い、補正された第２目標傾転θＴは第１最大傾転θｍａｘ１から第４最大傾転θｍａｘ４（＝第１最大傾転θｍａｘ１＋Ｓａｍａｘ）まで直線的に増大する。この第４最大傾転θｍａｘ４は、例えば油圧ポンプ２の構造上の最大傾転（ポンプ性能限界）に対応して設定されている。
スイッチング部８４Ａにおいて第２傾転角補正値演算部８３Ｂで演算された補正値Ｓｂを選択したとき、ガバナ領域３３に相当する範囲３４における特性線１９は特性線４１のように補正され、ポンプ吐出圧力ＰがＰ１からＰｍｉｎに低下するに従い、補正された第２目標傾転θＴは第１最大傾転θｍａｘ１から第３最大傾転θｍａｘ３（＝第１最大傾転θｍａｘ１＋Ｓｂｍａｘ）まで直線的に増大する。
スイッチング部８４Ａにおいて０設定部８３Ｃの補正値Ｓ＝０が選択されたとき、ガバナ領域３３に相当する範囲３４における特性線１９は補正されず、第２目標ポンプ傾転角演算部８２で演算された第２目標傾転θＴがそのまま出力される。
特性線４０が示す特性は、図１２に示したメカニカルガバナにおけるドループ特性線３１と見かけ上ほぼ一致し、特性線４１が示す特性は、図３に示したアイソクロナス制御の特性線３２と見かけ上ほぼ一致する。
以上のように構成した本実施の形態における動作は、エンジン１が逆ドループ特性に制御され、油圧ポンプ２の吐出流量増加制御が補正値Ｓａと補正値Ｓｂのいずれかによりなされる点を除いて、第１の実施の形態と実質的に同じである。
つまり、例えば重掘削等の作業時に操作レバー装置の操作レバーをフル操作し、θＤ＞θｃ（＝θＴ）で、Ｐ＞Ｐ１であるとき、モード切換スイッチ１７Ａを第１位置に切り換え、第１傾転角補正値演算部８３Ａで演算された補正値Ｓａが選択されたときは、図１５に示す特性線４０による油圧ポンプ２の傾転角の増加制御（吐出流量の増加制御）がなされ、モード切換スイッチ１７Ａを第２位置に切り換え、第２傾転角補正値演算部８３ｂで演算された補正値Ｓｂが選択されたときは、図１５に示す特性線４１による油圧ポンプ２の傾転角の増加制御（吐出流量の保持制御）がなされる。
図１６Ａ及び図１６Ｂに、ガバナ領域を逆ドループ特性に制御するエンジンを有する従来技術によるポンプ吐出圧力Ｐとポンプ傾転θとの関係及びポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す。
前述したように、作業機コントローラの演算機能に図６に示した傾転角補正値演算部８３、スイッチング部８４及び加算部８５を備えていない場合は、ガバナ領域３３に相当するＰｍｉｎとＰ１の間の範囲２３では直線２５で示すようにポンプ傾転θは一定である。一方、逆ドループ特性では、図１２の直線３４のように、エンジント出力ルク（エンジン負荷）Ｔｅが低下するに従ってエンジン回転数Ｎが減少する。このためＰｍｉｎとＰ１の間の範囲２３では、ポンプ吐出圧力ＰがＰ１から低下するに従ってエンジン回転数Ｎが減少するため、ポンプ傾転θが一定であってもエンジン回転数Ｎの減少によりポンプ吐出流量Ｑは破線４４で示すように減少する。これにより油圧アクチュエータに供給される流量が少なくなり、空荷動作での作業速度がアイソクロナス制御の場合よりも更に遅くなるという問題がある。
図１７Ａ及び図１７Ｂに、本実施の形態によるポンプ吐出圧力Ｐとポンプ傾転θとの関係及びポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す。
本実施の形態では、第１傾転角補正値演算部８３Ａで演算された補正値Ｓａが選択され、図１５に示す特性線１９が特性線４０に補正される場合は、ガバナ領域３３に相当するＰｍｉｎとＰ１の間の範囲２３において、ポンプ傾転θは図１５の特性線４０に対応して直線４５のように変化し、ポンプ吐出流量Ｑはポンプ傾転θの増加により直線４６で示すように変化する。つまり、逆ドループ特性によりエンジン回転数Ｎが低下しても、ポンプ吐出圧力ＰがＰ１から低下するに従ってポンプ吐出流量Ｑは直線比例的に増加する。これにより図１０Ａ及び図１０Ｂに示した従来技術と同様、油圧アクチュエータに供給される流量が多くなり、空荷動作での作業速度が速くなり、作業能率を向上できる。
また、第２傾転角補正値演算部８３Ｂで演算された補正値Ｓｂが選択され、図１５に示す特性線１９が特性線４１に補正される場合は、ガバナ領域３３に相当するＰｍｉｎとＰ１の間の範囲２３において、ポンプ傾転θは図１５の特性線４１に対応して直線４７のように変化し、ポンプ吐出流量Ｑはポンプ傾転θの増加により直線４８で示すようになる。つまり、逆ドループ特性によりエンジン回転数Ｎが低下しても、それによるポンプ吐出流量Ｑの減少がポンプ傾転の増大により相殺され、ポンプ吐出流量Ｑは一定に保たれるよう制御される。これにより走行操作、吊荷作業、整地作業のように油圧ポンプ２の吐出流量の増加制御を望まない操作或いは作業では、油圧アクチュエータ速度をエンジン負荷の増減に係わらず等速度にし、良好な走行操作、吊荷作業、整地作業を実施させることができる。
０設定部８３Ｃの補正値Ｓ＝０が選択され、図１５に示す特性線１９が補正されない場合は、ガバナ領域３３に相当するＰｍｉｎとＰ１の間の範囲２３において、ポンプ傾転θは図１５の特性線１９に対応して直線４９のように一定となり、ポンプ吐出流量Ｑは、図１６Ｂと同様、逆ドループ特性によるエンジン回転数Ｎの低下によりポンプ吐出流量Ｑは直線５０のように減少する。これにより燃費を更に向上させることができる。
以上のように構成した本実施の形態によっても、逆ドループ特性に制御されるエンジンを備えた油圧駆動装置において、第１の実施の形態と同様の効果が得られる。つまり、モード切換スイッチ１７Ａを第１位置に切り換え、第１傾転角補正値演算部８３Ａで演算された補正値Ｓａを選択することにより、ガバナ領域３３にあってもエンジン負荷が軽くなるに従ってポンプ吐出流量Ｑを次第に増加させることができ、メカニカルガバナにおけるドループ特性による流量の増加とほぼ同等のポンプ吐出流量の増加を実施させることができる。これによってエンジン軽負荷時の油圧アクチュエータ速度を増速させることができ、空荷作業等の軽負荷時の作業能率を向上させることができる。また、メカニカルガバナ式エンジン１を備えた作業機の操作に慣れたオペレータに対しても良好な操作フィーリングを与えることができる。
また、走行操作、吊荷作業、整地作業が実施されるときには、モード切換スイッチ１７Ａを第２位置に切り換え、第２傾転角補正値演算部８３Ｂで演算された補正値Ｓｂを選択することにより、エンジン負荷に係わらず油圧ポンプ２の吐出流量は一定となり、油圧アクチュエータ速度をエンジン負荷の増減に係わらず等速度にし、良好な走行操作、吊荷作業、整地作業を実施させることができる。
また、本実施の形態によれば、逆ドループ特性に制御されるエンジンを用い、油圧ポンプ２を駆動するので、アイソクロナス特性に制御されるエンジンを用いた第１の実施の形態に比べ軽負荷時のエンジン回転数を更に低下させ、更なる低燃費と低騒音を実現することができる。
また、軽掘削時に燃費を最優先させたい場合は、モード切換スイッチ１７Ａを第３位置に切り換え、０設定部８３Ｃの設定値Ｓ＝０を選択することにより、油圧ポンプ２の吐出流量は減少し、更に燃費を向上させることができる。
本発明の第３の実施の形態を図１８〜図２０により説明する。
以上の実施の形態では、ガバナ領域をアイソクロナス特性或いは逆ドループ特性に制御するエンジンを備えた油圧駆動装置に本発明を適用したが、ガバナ領域の特性はそれに限定されるものではない。本実施の形態は、その一例として、ガバナ領域をアイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性に制御されるエンジンを備えたものに本発明を適用したものである。
図１８にアイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性に制御されるエンジンの回転数Ｎと出力トルクＴｅとの関係を示す。図１８において、ガバナ領域３３では、直線９０ａのように、エンジン出力トルクＴｅ（エンジン負荷）の低下に係わらずエンジン回転数Ｎを定格回転数ＮＯの一定値に保つアイソクロナス特性と、直線９０ｂのように、エンジン出力トルクＴｅが低下するに従ってエンジン回転数Ｎが減少する逆ドループ特性とを組み合わせた特性９０を有している。この特性９０により、中負荷時にはアイソクロナス特性によりエンジン回転数を一定に保ち、ある程度のアクチュエータ速度を確保しかつ騒音及び燃費を向上させ、エンジン負荷がそれより小さい軽負荷時には、逆ドループ特性により更なる騒音及び燃費の向上が可能となる。
図１９は、エンジンがそのような特性９０を有する場合の傾転角補正値演算部８３（図６参照）におけるポンプ傾転補正値Ｓの特性を示す図である。ポンプ傾転補正値Ｓの特性は、図１８に示す直線９０ａと直線９０ｂの特性に対応して折れ線に設定されている。
図２０は、傾転角補正値演算部８３の補正値Ｓが図１９に示すような特性を有する場合の図９と同様な特性図である。第２目標傾転θＴに補正値Ｓを加算することにより、特性線１９は特性線９１のように補正値Ｓの折れ線と同様の折れ線の特性に補正される。これにより重掘削等、油圧ポンプ２の傾転角が第２目標傾転θＴに制限されるような作業では、ガバナ領域３３に相当するＰｍｉｎとＰ１の間の範囲２３において、ポンプ傾転θは特性線９１のように変化し、これに伴い油圧ポンプの吐出流量は図１１Ｂの直線３６のように変化し、第１の実施の形態と同様のポンプ吐出流量の増加制御が行うことができる。
なお、上記の実施の形態においては、ポンプ吐出圧力ＰがＰ１以下となったエンジン軽負荷時にポンプ吐出流量を増加させる補正値Ｓの特性として、メカニカルガバナにおけるドループ特性にほぼ一致するポンプ吐出流量の増加制御が行えるものを設定したが、本発明は、このような吐出流量特性に設定することには限られない。例えば、図８に示すポンプ傾転補正値Ｓの特性線の傾きをより大きくし、ドループ特性によるポンプ吐出流量の増加より多くポンプ吐出流量が増加するようにしても良いし、その逆であってもよい。また、ガバナ領域の特性がアイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせたものでない場合でも、図８に示すポンプ傾転補正値Ｓの特性線を折れ線にしてもよい。更に、ポンプ傾転補正値Ｓの特性線は直線でなく、曲線であってもよい。
更に、上記実施の形態では、補正値Ｓを０とするポンプ吐出圧力をポンプ吸収トルク曲線２０による制御の開始圧力であるＰ１に一致させたがそれよりも低い圧力であってもよい。
また、上記の実施の形態では、ポンプ吐出圧力ＰがＰ１以下となったエンジン軽負荷時にポンプ吐出流量を増加させる補正値Ｓの特性としてドループ特性に対応する１つの特性を設定したが、それ以外に１つ或いは複数の特性を設定し、オペレータがモード選択スイッチの切り換えによりそのうちの１つを選択できるようにしてもよい。また、モード選択スイッチを出力を連続的に変化させるダイヤル式とし、補正値Ｓの特性を連続的変えれるようにしてもよい。これによりアイソクロナス特性或いは逆ドループ特性のメリットである低燃費と低騒音の効果を維持したまま、作業機に複数の動作性能を持たせ、オペレータの望む動作スピードをオペレータ自身で選択できるようになる。
また、上記実施の形態では、アイソクロナス特性或いは逆ドループ特性に制御可能な燃料噴射制御装置のアクチュエータ部分を電子ガバナ１２としたが、本発明はこれに限るものではなく、エンジン回転数に関係なく噴射量の制御が可能なコモンレール式燃料噴射制御装置やユニットインジェクタ式燃料噴射制御装置を設けてもよい。
また、上記実施の形態では、要求流量に応じた油圧ポンプ２の傾転角の制御、油圧ポンプ２の吸収トルク制御（吸収馬力制御）、本発明の特徴である軽負荷時の油圧ポンプの傾転角増加制御の指令値の演算を全て作業機コントローラ１８により行い、制御電流信号をレギュレータ１６に送ることで油圧ポンプの傾転角を制御したが、それらの一部（例えば要求流量に応じた油圧ポンプ２の傾転角の制御や油圧ポンプ２の吸収トルク制御（吸収馬力制御））をレギュレータにより油圧的に行ってもよい。更に、上記実施の形態では、傾転角検出器１５により油圧ポンプ２の傾転角を検出し、その傾転角が目標傾転角に一致するようフィードバックループにより制御したが、傾転角検出器１５を設けず、オープンループにて油圧ポンプの傾転角を制御してもよい。
産業上の利用可能性
本発明によれば、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能なエンジンを備えた油圧駆動装置において、ガバナ領域にあってもエンジン負荷が軽くなるに従って油圧ポンプの吐出流量を増加させることができ、エンジン軽負荷時の油圧アクチュエータ速度をメカニカルガバナ式エンジンを備えたものと同様に増速させることができ、軽負荷時の作業能率を向上させることができる。
また、メカニカルガバナ式エンジンを備えた作業機の操作に慣れたオペレータに対しても良好な操作フィーリングを与えることができる。
また、本発明によれば、選択的に油圧ポンプの吐出流量が一定となる制御を実施し、油圧アクチュエータ速度をエンジン負荷の増減に係わらず等速度にし、オペレータの望む操作或いは作業を良好に実施させることができる。
【図面の簡単な説明】
図１は、本発明の第１の実施の形態に係わる作業機の油圧駆動装置の油圧回路を含むシステム全体を示す図である。
図２は、本実施の形態に係わる油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す図である。
図３は、アイソクロナス制御を実施する電子ガバナを有するエンジンの回転数と出力トルクとの関係を示す特性図である。
図４は、レギュレータの構造の詳細を示す図である。
図５は、レギュレータの電磁比例減圧弁に与えられる制御電流信号と油圧ポンプの傾転角との関係を示す図である。
図６は、作業機コントローラの演算機能を示す機能ブロック図である。
図７は、作業機コントローラの第２目標傾転角演算部で用いるポンプ吐出圧力と第２目標傾転との関係を示す図である。
図８は、作業機コントローラの傾転角補正値演算部で用いるポンプ吐出圧力とポンプ傾転角補正値との関係を示す図である。
図９は、加算部で補正されたポンプ吐出圧力と第２目標ポンプ傾転との関係を示す図である。
図１０Ａは、ガバナ領域をドループ特性に制御するメカニカルガバナ式エンジンを有する従来技術によるポンプ吐出圧力Ｐとポンプ傾転θとの関係を示す図であり、図１０Ｂは、同従来技術によるポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す図である。
図１１Ａは、ガバナ領域をアイソクロナス特性に制御するエンジンを有する従来技術と本実施の形態によるポンプ吐出圧力Ｐとポンプ傾転θとの関係を示す図であり、図１１Ｂは、同従来技術と本実施の形態によるポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す図である。
図１２は、本発明の第２の実施の形態に係わる逆ドループ特性の制御を実施する電子ガバナを有するエンジンの回転数と出力トルクとの関係を示す特性図である。
図１３に、第２の実施の形態に係わる作業機コントローラの演算機能を示す機能ブロック図である。
図１４は、作業機コントローラの傾転角補正値演算部で用いるポンプ吐出圧力とポンプ傾転角補正値との関係を示す図である。
図１５は、加算部で補正された吐出圧力信号と第２目標傾転との関係を示す図である。
図１６Ａは、ガバナ領域を逆ドループ特性に制御するエンジンを有する従来技術によるポンプ吐出圧力Ｐとポンプ傾転θとの関係を示す図であり、図１６Ｂは、同従来技術によるポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す図である。
図１７Ａは、第２の実施の形態によるポンプ吐出圧力Ｐとポンプ傾転θとの関係を示す図であり、図１７Ｂは、第２の実施の形態によるポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す図である。
図１８は、本発明の第３の実施の形態に係わるアイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた制御を実施する電子ガバナを有するエンジンの回転数と出力トルクとの関係を示す特性図である。
図１９は、作業機コントローラの傾転角補正値演算部で用いるポンプ吐出圧力とポンプ傾転角補正値との関係を示す図である。
図２０は、加算部で補正された吐出圧力信号と第２目標傾転との関係を示す図である。

Claims (15)

1. ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置（１２，１３）を有するエンジン（１）と、
   このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプ（２）と、
   この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータ（３−６）とを備える作業機の油圧駆動装置において、
   上記油圧ポンプ（２）の吐出圧力が第１所定圧力（Ｐ１）を越えると油圧ポンプの押しのけ容積が予め設定されたポンプ吸収トルク曲線（２０）により定まる値を越えないよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御するポンプ吸収トルク制御手段（８２）と、
   上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力（Ｐ１）以下にあるとき、油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力（Ｐ１）から低くなるに従って油圧ポンプの押しのけ容積が増加するよう制御する流量補正制御手段（８３，８５；１７Ａ，８３Ａ，８３Ｂ，８４Ａ，８５）とを備えることを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
2. ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置（１２，１３）を有するエンジン（１）と、
   このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプ（２）と、
   この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータ（３−６）とを備える作業機の油圧駆動装置において、
   上記油圧ポンプ（２）の押し除け容積を制御するレギュレータ（１６）と、
   上記油圧ポンプの吐出圧力を検出する圧力検出器（１４）と、
   この圧力検出器により検出された上記油圧ポンプの吐出圧力が第１所定圧力（Ｐ１）を越えると油圧ポンプの押しのけ容積が予め設定されたポンプ吸収トルク曲線（２０）により定まる値を越えないよう上記レギュレータ（１６）を制御するポンプ吸収トルク制御手段（８２）と、
   上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力（Ｐ１）以下にあるとき、油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力（Ｐ１）から低くなるに従って油圧ポンプの押し除け容積が増加するよう上記レギュレータ（１６）を制御する流量補正制御手段（８３，８５；１７Ａ，８３Ａ，８３Ｂ，８４Ａ，８５）とを備えることを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
3. 請求項１又は２記載の作業機の油圧駆動装置において、
   上記第２所定圧力（Ｐ１）は上記第１所定圧力（Ｐ１）に一致していることを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
4. 請求項１又は２記載の作業機の油圧駆動装置において、
   上記流量補正制御手段（８３，８５；１７Ａ，８３Ａ，８３Ｂ，８４Ａ，８５）による上記油圧ポンプの押し除け容積の増加制御を無効にする制御解除手段（１７，８４；１７Ａ，８３Ｃ）を更に備えることを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
5. 請求項４記載の作業機の油圧駆動装置において、
   上記燃料噴射制御装置（１２，１３）は、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性に制御可能なものであり、
   上記制御解除手段（１７，８４）は、走行モードスイッチ（１７ａ）、吊荷モードスイッチ（１７ｂ）、整地モードスイッチ（１７ｃ）の少なくとも１つを含むことを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
6. 請求項１又は２記載の作業機の油圧駆動装置において、
   上記流量補正制御手段（８３，８５；１７Ａ，８３Ａ，８４Ａ，８５）は、上記油圧ポンプ（２）の吐出圧力が上記第２所定圧力（Ｐ１）から低くなるに従って上記油圧ポンプの吐出流量が増加するよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御することを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
7. 請求項１又は２記載の作業機の油圧駆動装置において、
   上記燃料噴射制御装置（１２，１３）は、ガバナ領域の少なくとも一部を逆ドループ特性に制御可能なものであり、
   上記流量補正制御手段（１７Ａ，８３Ａ，８３Ｂ，８４Ａ，８５）は、上記油圧ポンプ（２）の吐出圧力が上記第２所定圧力（Ｐ１）から低くなるに従って上記油圧ポンプの吐出流量が増加するよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御する第１手段（８３Ａ，８５）と、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第２所定圧力（Ｐ１）から低くなるときに上記油圧ポンプの吐出流量が一定に保たれるよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御する第２手段（８３Ｂ，８５）と、上記第１手段と第２手段の一方を選択する選択手段（１７Ａ，８４Ａ）とを有することを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
8. 請求項７記載の作業機の油圧駆動装置において、
   上記流量補正制御手段（１７Ａ，８３Ａ，８３Ｂ，８４Ａ，８５）は、更に、上記油圧ポンプ（２）の押し除け容積の増加制御を無効にする第３手段（８３Ｃ）を更に有し、上記選択手段（１７Ａ，８４Ａ）は、上記第１手段と第２手段と第３手段のいずれか１つを選択するものであることを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
9. 請求項１又は２記載の作業機の油圧駆動装置において、
   上記ポンプ吸収トルク制御手段（８２）は、上記油圧ポンプ（２）の吐出圧力とポンプ吸収トルク曲線とからポンプ吸収トルク制御のための目標押しのけ容積（θＴ）を演算するとともに、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力（Ｐ１）以下にあるときに前記目標押しのけ容積を一定値（θｍａｘ１）に保持する手段（８２）を有し、
   上記流量補正制御手段（８３，８５；１７Ａ，８３Ａ，８３Ｂ，８４Ａ，８５）は、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第２所定圧力（Ｐ１）から低くなるに従って増加する押しのけ容積補正値（Ｓ）を演算する手段（８３；８３Ａ，８３Ｂ）と、上記目標押しのけ容積に前記押しのけ容積補正値を加算し補正された第２押しのけ容積（θＴ）を演算する手段とを有し、この補正された目標押しのけ容積により上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御することを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
10. 請求項１又は２記載の作業機の油圧駆動装置において、
    上記ポンプ吸収トルク制御手段（８２）は、上記油圧ポンプ（２）の押しのけ容積の最大値を上記ポンプ吸収トルク曲線（２０）により定まる値以下に制限する手段であり、
    上記流量補正制御手段（８３，８５；１７Ａ，８３Ａ，８３Ｂ，８４Ａ，８５）は、上記油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力から低くなるに従って上記油圧ポンプの押しのけ容積の最大値が増加するよう制御する手段であることを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
11. 請求項１又は２記載の作業機の油圧駆動装置において、
    上記複数の油圧アクチュエータ（３−６）の要求流量に応じた第１目標押しのけ容積（θＤ）を演算する第１演算手段（８１）を更に備え、
    上記ポンプ吸収トルク制御手段（８２）は、上記油圧ポンプ（２）の吐出圧力とポンプ吸収トルク曲線（２０）とからポンプ吸収トルク制御のための第２目標押しのけ容積（θＴ）を演算するとともに、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力（Ｐ１）以下にあるときに前記目標押しのけ容積を一定値（θｍａｘ１）に保持する第２演算手段（８２）を有し、
    上記流量補正制御手段（８３，８５；１７Ａ，８３Ａ，８３Ｂ，８４Ａ，８５）は、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第２所定圧力（Ｐ１）から低くなるに従って増加する押しのけ容積補正値（Ｓ）を演算する手段（８２；８３Ａ，８３Ｂ）と、前記第２目標押しのけ容積に前記押しのけ容積補正値を加算し補正された第２目標押しのけ容積（θＴ）を演算する手段（８５）とを有し、
    前記第１目標押しのけ容積と前記補正された第２目標押しのけ容積の小さな方を制御用の目標押しのけ容積として選択し、上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御することを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
12. ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置（１２，１３）を有するエンジン（１）と、
    このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプ（２）と、
    この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータ（３−６）とを備える作業機の油圧駆動方法において、
    上記油圧ポンプ（２）の吐出圧力が第１所定圧力（Ｐ１）を越えるときは、油圧ポンプの押しのけ容積が予め設定されたポンプ吸収トルク曲線（２０）により定まる値を越えないよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を制御し、
    上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力（Ｐ１）以下にあるときは、油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力（Ｐ１）から低くなるに従って油圧ポンプの押しのけ容積が増加するよう制御することを特徴とする作業機の油圧駆動方法。
13. 請求項１２記載の作業機の油圧駆動方法において、
    上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力（Ｐ１）以下にあるときは、油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力（Ｐ１）から低くなるに従って油圧ポンプの押しのけ容積が増加させる制御と、油圧ポンプの押しのけ容積を一定に保つ制御のいずれか一方を選択可能であるであることを特徴とする作業機の油圧駆動方法。
14. 請求項１２記載の作業機の油圧駆動方法において、
    上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力（Ｐ１）以下にあるときは、油圧ポンプの吐出圧力が第２所定圧力（Ｐ１）から低くなるに従って上記油圧ポンプの吐出流量が増加するよう油圧ポンプの押しのけ容積を制御することを特徴とする作業機の油圧駆動方法。
15. 請求項１２記載の作業機の油圧駆動方法において、
    上記燃料噴射制御装置（１２，１３）は、ガバナ領域の少なくとも一部を逆ドループ特性に制御可能なものであり、
    上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第１所定圧力（Ｐ１）以下にあるときは、上記油圧ポンプ（２）の吐出圧力が上記第２所定圧力（Ｐ１）から低くなるに従って上記油圧ポンプの吐出流量が増加するよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を増加させる制御と、上記油圧ポンプの吐出圧力が上記第２所定圧力（Ｐ１）から低くなるに従って上記油圧ポンプの吐出流量が一定に保たれるよう上記油圧ポンプの押しのけ容積を増加させる制御のいずれか一方を選択可能であることを特徴とする作業機の油圧駆動方法。

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