WO2010061837A1 - ハイブリッド式作業機械の制御方法、及びハイブリッド式作業機械のポンプ出力制限方法 - Google Patents

ハイブリッド式作業機械の制御方法、及びハイブリッド式作業機械のポンプ出力制限方法 Download PDF

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WO2010061837A1
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hydraulic pump
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春男 呉
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住友重機械工業株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a hybrid work machine control method and a pump output control method, and more particularly to a hybrid work machine control method and a pump output control method for generating hydraulic pressure by driving a pump by assisting an internal combustion engine with an electric motor.
  • Hybrid work machines generally work with the generated hydraulic pressure by driving a hydraulic pump with the output of the engine (internal combustion engine).
  • the engine is efficiently operated by assisting the engine with the electric motor.
  • the electric motor is driven mainly by power from the battery.
  • the battery is a charge / discharge type, and discharges and supplies electric power to the electric motor when assisting the engine.
  • the engine is not assisted, it is charged by electric power from a generator driven by the engine or regenerative electric power from a hydraulic load. As a result, the electric motor can be assisted while the battery is always kept charged to some extent.
  • the engine can be assisted by the electric motor, so that the maximum output of the engine can be reduced and the engine can be made small.
  • the request can be met by assisting with the electric motor.
  • an electric motor as an electric generator
  • the functions of the electric motor and the generator can be combined into one. In this case, it is necessary to control whether the assist function is executed as an electric motor or whether the power generation function is executed as a generator.
  • variable displacement hydraulic pump In a hybrid work machine, a variable displacement hydraulic pump is often used so that the hydraulic pressure generated can be changed according to the demand of the hydraulic load (see, for example, Patent Document 2).
  • the output of the hydraulic pump can be obtained by calculation from the pressure and flow rate of the hydraulic pump. This output corresponds to the power on the output side of the hydraulic pump. Therefore, conventionally, power on the output side of the hydraulic pump is obtained by calculation, and output control of the motor generator is performed based on this power.
  • the input side power actually input to the hydraulic pump is not exactly equal to the output side power. Even if the output power of the hydraulic pump is known, the input side power must be accurately grasped. I can't.
  • the power on the input side of the hydraulic pump is the sum of the power of the engine and the motor generator.
  • the power on the output side of the hydraulic pump does not accurately reflect the sum of the load on the engine and the load on the motor generator.
  • the battery is maintained in a certain charge state so that the electric motor can always be driven.
  • the battery may be insufficiently charged, and the electric motor may not be able to assist the engine.
  • the output that the hydraulic pump requires for the engine is larger than the maximum output of the engine, the engine is overloaded, and not only the engine operating efficiency is lowered, but in the worst case There is a risk that the engine will stop due to an engine stall.
  • An embodiment of the present invention aims to accurately determine the power on the input side of the hydraulic pump and control the engine load based on the power on the input side.
  • the output of the hydraulic pump is limited to reduce the output request to the engine, and the engine operates normally. It is an object of the present invention to provide a method for limiting the pump output of a hybrid work machine that can be continued.
  • a control method for a hybrid work machine that drives a hydraulic pump with an engine output and a motor generator output.
  • a control method for a hybrid work machine characterized in that the power on the side is calculated and the output of the motor generator is controlled based on the calculated power.
  • a pump output control method for a hybrid work machine in which a variable displacement hydraulic pump is driven by an engine and the engine is assisted by a motor generator.
  • the output of the variable displacement hydraulic pump is limited according to a predetermined algorithm using the output excess obtained by subtracting the output of the engine and the output of the motor generator from the output of A pump output control method is provided.
  • the power on the input side of the hydraulic pump can be obtained with high accuracy, and the assist amount of the engine by the motor generator is controlled based on the power on the input side. For this reason, the load of the engine can be controlled with high accuracy, and the engine can always be maintained in a state of good operating efficiency.
  • the output request to the engine is reduced by restricting the output of the hydraulic pump, so that the engine operates normally. You can continue driving.
  • FIG. 2 is a control circuit of a hydraulic excavator applied to the present invention.
  • FIG. 2 is a characteristic diagram showing the relationship between the discharge pressure and the discharge flow rate of the hydraulic pump realized by the control circuit of FIG. 1.
  • It is a block diagram of the drive system of the hydraulic excavator provided with the control apparatus shown in FIG.
  • FIG. 12 is a diagram for explaining the PW diagram shown in FIG. 11.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining the creation of a PT map table from a diagram showing the relationship between pump discharge pressure determined by pump current and pump drive torque.
  • 15 is a flowchart of processing for obtaining a pump current after limiting from a pump output limiting amount using the PT map table shown in FIG.
  • FIG. 16 is a diagram showing a PT map table in which portions corresponding to the respective steps of the process shown in FIG. 15 are shown.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining the creation of a PQ map table from a diagram showing the relationship between pump discharge pressure and pump discharge amount determined by pump current.
  • FIG. 17 is a flowchart of a process for obtaining a pump current after restriction from a pump output restriction amount using the PQ map table shown in FIG. 16.
  • FIG. 19 is a diagram showing a PQ map table in which portions corresponding to the respective steps of the processing shown in FIG. 18 are shown. It is a control block diagram which shows an example of the power distribution process performed by a controller.
  • FIG. 1 is a block diagram showing a control circuit of a hydraulic excavator to which a control method according to the present invention is applied.
  • the hybrid work machine to which the present invention is applied is not limited to a hydraulic excavator.
  • Switching valves 22a, 22b, and 22c are connected to the oil passages of a variable displacement hydraulic pump (hereinafter simply referred to as a hydraulic pump) 21 driven by the engine motor 1, respectively.
  • a pump discharge pressure sensor 23 is connected to the oil passage upstream of the switching valve 22a.
  • the pump discharge pressure sensor 23 detects the discharge pressure of the hydraulic pump 21.
  • the oil passage on the downstream side of the switching valve 22 c is connected to the tank 25 via a negative control throttle valve (hereinafter referred to as a negative control throttle valve) 24.
  • variable displacement hydraulic pump 21 is, for example, a variable swash plate hydraulic pump, and the pump output can be changed by changing the angle of the swash plate. That is, the angle of the swash plate can be adjusted by changing the control current to the hydraulic pump 21, thereby changing the output of the hydraulic pump 21.
  • a negative control sensor (hereinafter referred to as a negative control sensor) 26 is connected to the upstream side of the negative control throttle valve 24.
  • the negative control sensor 26 is connected to the controller 2, detects the hydraulic pressure of the hydraulic flow path to each tank 25, and inputs a detection pressure signal to the controller 2.
  • the negative controller (hereinafter referred to as “negative controller”) including the negative control throttle valve 24, the negative control sensor 26 and the controller 2 is a control system for reducing the loss of the discharge flow rate of the hydraulic pump 21 returning to the tank 25.
  • a mode switch 3 for switching to each work mode such as a heavy excavation mode (H mode), a standard excavation mode (S mode), a finishing excavation mode (L mode), and an engine speed are set.
  • the throttle volume 4 is connected.
  • the electromagnetic proportional valve 5 and the discharge pressure sensor 23 are connected to the controller 2.
  • the electromagnetic proportional valve 5 is connected to a regulator 27, and the regulator 27 controls the discharge flow rate of the hydraulic pump 21.
  • a hydraulic excavator is equipped with a switching mechanism for switching to each work mode such as heavy excavation mode (H mode), standard excavation mode (S mode), and finish excavation mode (L mode).
  • the controller 2 changes the pump current I by the switching operation of the mode switch 3 to appropriately switch to each work mode.
  • the tilt angle of the swash plate 21a is changed corresponding to the pump current I changed by the regulator 27, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 21 is controlled.
  • the solenoid proportional valve 5 2 changes the input horsepower of the hydraulic pump 21 and also changes the rotation speed of the engine motor 1 by the controller 2 to switch the above-described working modes, and the discharge pressure-discharge flow rate characteristic (P) of the hydraulic pump as shown in FIG. -Q characteristics).
  • the pump discharge amount is controlled by the negative sensor 26, and further, the pump discharge pressure sensor 23 detects the fluctuation of the pump discharge pressure P to control the discharge amount of the hydraulic pump 21.
  • FIG. 3 is a block diagram of a drive system of a hydraulic excavator provided with the control device shown in FIG.
  • An engine 30 that is an internal combustion engine and an assist motor 34 that is a motor generator are connected to a splitter 32 that is a power distributor.
  • the engine 30, the assist motor 34, and the splitter 32 constitute the engine motor 1 shown in FIG.
  • the variable displacement hydraulic pump 21 is connected to a splitter 32 and is driven by an output from the splitter 32 to discharge high-pressure hydraulic oil.
  • the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 21 is sent to a controller valve 22 including switching valves 22a, 22b, and 22c shown in FIG. 1, and is supplied from the control valve 22 to a hydraulic load such as a hydraulic cylinder or a hydraulic motor.
  • a pilot gear pump 21A for detecting and controlling the hydraulic pressure output is connected to the hydraulic pump 21. Based on the pressure P and discharge flow rate Q detected by the pilot gear pump 21A, the output (power) Wout on the shaft output side of the hydraulic pump 21 can be obtained.
  • the assist motor 34 is connected to a battery 38, which is a battery, via an inverter (INV) 36.
  • the assist motor 34 is driven by power supplied from the battery 38 and functions as an electric motor to assist the engine 30. Further, the assist motor 34 receives the power of the engine via the splitter 32 and functions as a generator to charge the battery 38.
  • An electric load such as an electric motor or an electric actuator is connected to a battery 38 via an inverter (INV) 40 and operates by receiving supply of electric power from the battery 38.
  • the operations of the engine 30, the assist motor 34, and the hydraulic pump 21 are controlled by the controller 42.
  • the controller 42 accurately calculates the output (power) Win on the shaft input side of the hydraulic pump 21 and controls the output (assist amount) of the assist motor 34.
  • the output of the engine 30 is always maintained at an appropriate value, and control is performed so that the operation of the engine does not become abnormal and is operated in an efficient range.
  • a value actually measured by a hydraulic sensor is used as the discharge pressure Pi.
  • the discharge flow rate Q is calculated by multiplying the pump discharge amount V by the pump rotation speed (rotation speed) Np.
  • the pump discharge amount V can be obtained from the discharge pressure Pi and the control current I supplied to the hydraulic pump 21 based on the PQ diagram showing the discharge pressure-discharge amount characteristic of the hydraulic pump 21.
  • the pump discharge amount V is obtained from the pump horsepower control PQ diagram using the discharge pressure Pi of the hydraulic pump 21 and the pump limiting current I, and the pump rotation speed (the number of rotations) is obtained from the obtained pump discharge amount V.
  • the hydraulic pump flow rate Q is calculated by multiplying by Np.
  • the hydraulic pump output (shaft output side) Wout is calculated by multiplying the calculated hydraulic pump flow rate Q by the discharge pressure Pi.
  • the hydraulic pump output (shaft input side) Win is calculated by dividing the hydraulic pump output (shaft output side) Wout by the hydraulic pump efficiency ⁇ o.
  • the hydraulic pump efficiency ⁇ o varies depending on the discharge pressure Pi of the hydraulic pump 21 and the inclined plate angle Ki, but may be a fixed value as an average value of the variation range.
  • the hydraulic pump efficiency ⁇ o is calculated based on the discharge pressure Pi and the inclined plate angle Ki of the hydraulic pump 21, and the hydraulic pump is calculated with the calculated value. It is preferable to calculate the hydraulic pump output (shaft input side) Win by dividing the output (shaft output side) Wout.
  • the hydraulic pump efficiency ⁇ o can be obtained from the hydraulic pump efficiency map using the discharge pressure Pi and the inclined plate angle Ki.
  • the inclined plate angle Ki is calculated by dividing the pump discharge amount V obtained from the above PQ diagram by the pump maximum discharge amount Vmax. In other words, the hydraulic pump efficiency ⁇ o can be accurately calculated from the hydraulic pump efficiency map using the calculated pump discharge amount V and discharge pressure Pi.
  • FIG. 5 is a diagram showing a hydraulic pump efficiency map.
  • the pump efficiency values when the discharge pressure is changed from P1 to Pn on the vertical axis and the pump inclined plate angle is changed from K1 to Kn on the horizontal axis are tabulated.
  • ⁇ (j, j) that is the intersection of the column of the pump tilt plate angle Kj and the row of the pump discharge pressure Pj is obtained as the pump efficiency.
  • FIG. 6 is a flowchart of a calculation process when the pump efficiency is obtained by the interpolation method using the pump efficiency map shown in FIG.
  • the pump efficiency ⁇ o is obtained by linear interpolation when the pump discharge pressure is Pi, which is a value between Pj and Pj + 1
  • the pump tilt plate angle is Ki, which is a value between Kj and Kj + 1. Looking for.
  • step S1-1 discharge pressures Pj and Pj + 1 before and after the pump discharge pressure Pi are obtained. This corresponds to (1) in the pump efficiency map of FIG. The interval between the discharge pressures Pj and Pj + 1 is an interpolation interval related to the discharge pressure.
  • step S1-2 inclined plate angles Kj and Kj + 1 before and after the pump inclined plate angle Ki are obtained. This corresponds to (2) of the pump efficiency map of FIG. An interval between the inclined plate angles Kj and Kj + 1 is an interpolation interval related to the inclined plate angle.
  • step S2 the pump efficiency ⁇ (j, j) based on the discharge pressure Pj and the inclined plate angle Kj is acquired, the pump efficiency ⁇ (j, j + 1) based on the discharge pressure Pj and the inclined plate angle Kj + 1 is acquired, and the discharge is performed.
  • the pump efficiency ⁇ W (j + 1, j) based on the pressure Pj + 1 and the inclined plate angle Kj is acquired, and the pump efficiency ⁇ (j + 1, j + 1) based on the discharge pressure Pj + 1 and the inclined plate angle Kj + 1 is acquired. This corresponds to (3) of the pump efficiency map of FIG.
  • step S3 the pump efficiency ⁇ (j (j, j + 1), ⁇ (j, j + 1), ⁇ (j + 1, j), and ⁇ (j + 1, j + 1) are used to obtain the pump efficiency ⁇ ( i, j) and ⁇ (i, j + 1) are calculated.
  • step S4 the pump efficiency ⁇ o is calculated by the following equation using the calculated pump efficiency ⁇ (i, j) and ⁇ (i, j + 1). This corresponds to (5) in FIG.
  • the pump efficiency ⁇ o when the pump discharge pressure is Pi and the pump inclined plate angle is Ki can be obtained with high accuracy. That is, the pump efficiency can be calculated with high accuracy by obtaining the pump efficiency using the pump discharge pressure and the pump inclined plate angle as parameters.
  • the hydraulic pump output (shaft input side) Win is accurately estimated by dividing the hydraulic pump output (shaft output side) Wout obtained by computation by the pump efficiency ⁇ o obtained by the above computation processing. Can be requested.
  • the hydraulic pump output (shaft input side) Win calculated by the estimation calculation in this way corresponds to the power input to the hydraulic pump 21. Since the power input to the hydraulic pump 21 is the sum of the output of the engine 30 and the output of the assist motor 34, the hydraulic pump output (shaft input side) Win obtained by the sum of the output of the engine 30 and the output of the assist motor 34 is obtained.
  • the output of the engine 30 that is, the load of the engine 30
  • the engine 30 can be operated in an efficient state.
  • the hydraulic pump output (shaft input side) Win can be obtained more accurately by considering the negative control pressure Nc.
  • FIG. 7 is a diagram showing a hydraulic load calculation algorithm used when calculating the output (power) Win on the shaft input side in consideration of the negative control pressure Nc.
  • the processing until the pump discharge amount V is obtained is different from the hydraulic load estimation algorithm shown in FIG. .
  • the horsepower control discharge amount Vp is obtained from the hydraulic pump discharge pressure Pi and the pump control current I using the PQ diagram, and at the same time, the negative control pressure Vn is obtained from the negative control pressure Nc.
  • the horsepower control discharge amount Vp is used as the pump discharge amount V as it is.
  • the horizontal axis represents the discharge pressure P
  • the vertical axis represents the horsepower control discharge amount Vp.
  • the discharge pressure P of the hydraulic pump 21 and the horsepower control discharge amount Vp are in an inversely proportional relationship, and the PQ diagram changes depending on the pump control current I. In this PQ diagram, if the pump control current I and the discharge pressure P are determined, the horsepower control discharge amount Vp can be obtained.
  • the negative control discharge amount Vn can be obtained from the negative control pressure (negative control pressure) Nc based on the negative control pressure-discharge amount characteristic diagram.
  • the negative control pressure Vn can be obtained by adding the negative control pressure to the negative control pressure-discharge amount characteristic diagram shown in FIG.
  • the pump discharge amount V is the smaller of the horsepower control discharge amount Vp and the negative control discharge amount Vn described above.
  • the hydraulic pump output (shaft output) Win is calculated from the hydraulic pump output (shaft output) Wout using the hydraulic pump efficiency.
  • the hydraulic pump output (shaft input side) Win may be calculated directly from the rotational speed Np.
  • FIG. 8 is a diagram showing a hydraulic load estimation algorithm for calculating the hydraulic pump output (shaft input side) Win directly from the driving torque T of the hydraulic pump 21 and the rotational speed Np of the hydraulic pump 21.
  • the driving torque T of the hydraulic pump 21 can be measured by providing a torque sensor on the driving shaft of the hydraulic pump 21.
  • a torque sensor may be provided on the output shaft of the splitter 32 to measure the driving torque T of the hydraulic pump 21. That is, a torque sensor is provided on the connecting shaft that supplies the power of the engine 30 to the hydraulic pump 21, and the power on the input side of the hydraulic pump 21 is calculated from the detected value of the torque sensor.
  • Rotational speed (rotation speed) Np of the hydraulic pump 21 can be measured by providing an encoder or the like on the output shaft of the hydraulic pump 21. By multiplying the driving torque T of the hydraulic pump 21 by the rotation speed Np, the hydraulic pump output (shaft input side) Win can be calculated.
  • the output of the assist motor 34 (when the electric state is a positive value) is controlled to be equal to the difference between the output (shaft input side) Win of the variable displacement hydraulic pump 21 and the output We of the engine 30.
  • (Wa Win ⁇ We).
  • the maximum output Wamax is controlled to be larger than the difference between the output Win of the variable displacement hydraulic pump 21 and the maximum output Wemax of the engine (Wamax> Win ⁇ Wemax).
  • the maximum output Wamax of the assist motor 34 in the electric state is obtained by considering the maximum output Wbamax of the battery 38 and the output request Wout of the electric load in consideration of the maximum output Wbamax of the battery 38 when the output request Wout exists in the electric load. (Wamax ⁇ Wbmax ⁇ Wout).
  • the drive of the hydraulic pump 21 is controlled based on negative control (abbreviated negative control), but the drive control method of the hydraulic pump 21 includes positive control (abbreviated) in addition to negative control. , Positive control) and load control control.
  • FIG. 9 is a diagram showing a hydraulic load estimation algorithm used when calculating the output (power) Win on the shaft input side when the pump control circuit is configured to perform positive control.
  • the processing until the pump discharge amount V is obtained is different from the hydraulic load estimation algorithm in the case of performing the negative control shown in FIG. The process will be described.
  • the hydraulic pump 21 When performing positive control, the hydraulic pump 21 according to the operation amount of each operation lever from the lever operation amounts ⁇ 1 , ⁇ 2 ,... Of the operation lever operated by the driver to drive the hydraulic drive unit. ejection amount V L1, V L2 is required, ... are determined from the map showing the relationship between the lever operation amount theta 1, theta 2, the ... ejection amount V L1, V L2, and ... in . Then, the sum of all the discharge amounts V L1 , V L2 ,... Becomes the required discharge amount V L required for the hydraulic pump 21.
  • the pump discharge amount V is the smaller of the horsepower control discharge amount Vp and the required discharge amount VL .
  • the hydraulic pump output (shaft input side) is calculated using the algorithm shown in FIG. ) Win can be calculated.
  • FIG. 10 is a diagram showing a hydraulic load calculation algorithm used when calculating the output (power) Win on the shaft input side when the pump control circuit is configured to perform load sensing control.
  • the processing until the pump discharge amount V is obtained differs from the hydraulic load estimation algorithm shown in FIG. 4, and the other parts are the same. Therefore, the processing until the pump discharge amount V is obtained will be described.
  • the hydraulic pump discharge pressure Pi in FIG. 4 is set to a value obtained by adding the differential pressure ⁇ P to the maximum load pressure Pmax.
  • the differential pressure ⁇ P is added in order to give a certain margin to the discharge amount of the pump, and may be a constant value or a variable value.
  • the pump discharge amount V is determined based on the PQ diagram indicating the discharge pressure-discharge amount characteristic of the hydraulic pump 21 and the control current I supplied to the hydraulic pump 21 and the hydraulic pump discharge pressure Pi determined as described above. It asks from.
  • the pump discharge amount V thus obtained is used for calculating the hydraulic pump output (shaft output side) Wout and the hydraulic pump efficiency ⁇ o, so that the hydraulic pump output (shaft input side) can be obtained using the algorithm shown in FIG. ) Win can be calculated.
  • the output of the hydraulic pump 21 is limited and the output requested by the hydraulic pump 21 to the engine 30 (that is, the engine 30 Need to be reduced.
  • the hydraulic pump 21 is a variable displacement hydraulic pump, and the output of the hydraulic pump 21 can be adjusted by adjusting the control current supplied to the hydraulic pump 21.
  • the load on the engine 30 can be reduced by adjusting the current limit and lowering the output of the hydraulic pump 21.
  • the output of the hydraulic pump 21 is lowered, it is necessary not to reduce the output too much so as to satisfy the demand of the hydraulic load as much as possible.
  • the actual output from the splitter 32 (the output of the engine 30 and the assist motor) (Which corresponds to the sum of 34 outputs) must be accurately controlled. Since the actual output from the splitter 32 is input to the hydraulic pump 21 as it is, assuming that the pump efficiency of the hydraulic pump is constant, the actual output from the splitter 32 can be regarded as corresponding to the output of the hydraulic pump 21. it can.
  • the current output from the splitter 32 is the current output Wi of the hydraulic pump 21
  • the current output Wi of the hydraulic pump 21 is greater than the sum of the output We of the engine 30 and the output Wa of the assist motor 34 (Wi > We + Wa)
  • an excessive load is applied to the engine 30.
  • the excess ⁇ Wr of the current output Wi of the hydraulic pump 21 is obtained as Wi ⁇ (We + Wa).
  • the engine output We can be obtained from the rotation speed and torque of the engine 30 or from the fuel injection amount of the engine 30.
  • the assist motor output Wa can be obtained from the rotation speed and torque of the assist motor 34.
  • the excess ⁇ Wr of the current output Wi of the hydraulic pump 21 becomes a positive value ( ⁇ Wr> 0)
  • the limit amount of the output of the hydraulic pump 21 is equal to the output excess ⁇ Wr. That is, the output excess amount ⁇ Wr corresponds to the pump output limit amount, and the target value of the pump output limit amount is set as the output excess amount ⁇ Wr.
  • the pump current I Since the output of the hydraulic pump 21 can be adjusted by the supplied control current I (hereinafter referred to as the pump current I), the pump current I may be changed (smallly limited) by an amount corresponding to the above-mentioned output excess ⁇ Wr. Therefore, by obtaining the pump current limit amount ⁇ I of the hydraulic pump 21 from the pump output limit amount ⁇ Wr and subtracting the pump current limit amount ⁇ I from the current pump current I, the pump current Io after the limit can be obtained. By using the algorithm as described above, the pump current Io after the limit can be accurately obtained from the pump output limit amount ⁇ Wr.
  • the pump current Io after the limitation can be calculated by the following method.
  • FIG. 11 is a diagram for explaining a calculation algorithm of the pump current limit amount by linear interpolation.
  • FIG. 12 is a functional configuration diagram of the pump output calculation unit.
  • the pump output calculation unit is a part that calculates the pump output W with respect to the pump current I.
  • a hydraulic pump pressure Pi and a negative control pressure NC are input to the pump output calculation unit together with the pump current I.
  • the pump output calculation unit is a map showing the relationship between the pump discharge pressure P and the hydraulic pump discharge flow rate at each pump current between the minimum pump current Imin and the maximum pump current Imax (the discharge pressure-discharge amount characteristic of the hydraulic pump 21).
  • the hydraulic pump discharge amount is obtained from the input pump current I and the hydraulic pump pressure Pi.
  • the pump output calculation unit has a map (negative control pressure-discharge amount characteristic diagram) showing the relationship between the negative control pressure Nc and the negative control discharge flow rate, and calculates the negative control discharge flow rate from the input negative control pressure Nc. Ask. Then, the pump output calculation unit sets the smaller one of the obtained hydraulic pump discharge flow rate and the negative control discharge flow rate as the pump discharge flow rate Q.
  • the pump computing unit multiplies the obtained pump discharge flow rate by the hydraulic pump pressure Pi, and divides this by the pump efficiency ⁇ to calculate and output the pump output W.
  • the present embodiment the case of performing the negative control is described. However, the present embodiment is also applicable to the case where the positive control is performed as shown in FIG. 9 or the load sensing control is performed as shown in FIG.
  • the pump output control method by can be applied.
  • the current output Wi of the hydraulic pump is similarly calculated using the above-described pump output calculation unit.
  • the current pump current value Ii is input to the PQ diagram showing the discharge pressure-discharge amount characteristic of the hydraulic pump 21, the current hydraulic pump discharge amount is obtained, and the current pump output Wi is calculated.
  • the output excess ⁇ Wr is obtained using the current pump output Wi calculated by the pump output calculation unit based on the current pump current value Ii.
  • a straight line connecting the point A and the origin determined by the maximum pump current limit amount ⁇ Imax and the maximum output limit amount obtained as described above is the pump current limit amount ⁇ I and the pump output limit.
  • a PW diagram is set to indicate the relationship with the quantity ⁇ Wr. Therefore, the pump current limit amount Io is obtained via the point B on the straight line by putting the pump output limit amount ⁇ Wr as a target value in this PW diagram. That is, the pump current limit amount Io can be obtained by the following calculation.
  • the hydraulic pump 21 By changing the tilt angle of the swash plate 21a based on the pump current (limited current) Io obtained as described above, and supplying it to the hydraulic pump 21 to limit the output of the hydraulic pump 21, the hydraulic pump 21 Can be set to an output obtained by subtracting only the excess ⁇ Wr of the current output Wi, and an excessive load applied to the engine 30 can be appropriately suppressed. Furthermore, the pump current (limited current) Io obtained as described above is input as the pump current I to the pump output calculation unit shown in FIGS. Based on the hydraulic pump input side output can be obtained. Thereby, the assist amount of the assist motor 34 can be accurately calculated. Therefore, excessive discharge from the battery 38 as a capacitor can be prevented, and long-time operation can be performed.
  • a pump torque map (PT map) in which a pump torque T determined from the pump discharge pressure P and the pump current I is mapped is prepared, and the pump current after limitation is prepared using the PT map. Io is calculated.
  • FIG. 14 is a diagram for explaining the creation of a PT map table from a diagram showing the relationship between the pump discharge pressure P determined by the pump current I and the pump drive torque T.
  • the pump current I is constant, the pump driving torque T for obtaining the pump discharge pressure P is determined.
  • the diagram shown in FIG. 14 shows the relationship between the pump discharge pressure P and the pump drive torque T determined by each pump current by changing the pump current from I 1 to I m .
  • the PT map is tabulated from the relationship of the diagram.
  • the table shows the pump driving torque T necessary to obtain the pump discharge pressures P 1 to P n for each of the pump currents I 1 to I m .
  • the pump driving torque T ji shown at the intersection of the I j column and the P i column is used. The good thing can be seen from the PT map tabulated.
  • FIG. 15 is a flowchart of a process for obtaining the limited pump current Io from the pump output limit amount ⁇ Wr using the PT map table shown in FIG.
  • FIG. 16 is a PT map table showing a part corresponding to each step of the process shown in FIG.
  • step S1-1 the pump torque T ii before restriction is obtained from the pump discharge pressure P i and the pump current Ii before restriction. This corresponds to (1) of the pump torque map table shown in FIG.
  • step S1-2 a pump torque limit amount ⁇ Tr is calculated from the pump output limit amount ⁇ Wr and the pump rotation speed Np.
  • step S2 calculates the pump torque To after control.
  • the pump torque To obtained here is assumed to be a value between the pump torque T ji and T j + 1, i as shown in (2) of FIG.
  • step S3 the pump torques T ji and T j + 1, i above and below the pump torque To are obtained in the PT map table.
  • pump torques T ji and T j + 1, i are indicated by (3). Between the pump torque T ji and the pump torque T j + 1, i is the torque interpolation interval.
  • step S4 a pump current I j corresponding to the pump torque T ji is obtained, and a pump current I j + 1 corresponding to the pump torque T j + 1, i is obtained.
  • pump currents I j and I j + 1 are indicated by (4).
  • a current interpolation interval is between the pump current I j and the pump current I j + 1 .
  • step S5 the limited pump current Io is calculated by interpolation. Calculation of the pump current Io after the limit is performed by the following equation.
  • the pump current Io after the limit obtained by this equation is indicated by (5).
  • the pump current Io after the limit can be easily obtained from the pump output limit amount ⁇ Wr by using the pump torque map table. Based on the pump current Io, the tilt angle of the swash plate 21 a can be changed to limit the output of the hydraulic pump 21. Furthermore, the limited current Io can be input to the pump output calculation unit to obtain the hydraulic pump input side output based on the limited pump current (limited current) Io.
  • a pump discharge amount map (PQ map) in which the pump discharge amount Q determined from the pump discharge pressure P and the pump current I is mapped is prepared, and the post-restriction using the PQ map is prepared.
  • the pump current Io is calculated.
  • FIG. 17 is a diagram for explaining the creation of a PQ map table from a diagram showing the relationship between the pump discharge pressure P determined by the pump current P and the pump discharge amount Q.
  • the pump discharge amount Q for obtaining the pump discharge pressure P is determined.
  • the diagram shown in FIG. 17 shows the relationship between the pump discharge pressure P and the pump discharge amount Q determined by each pump current by changing the pump current from I 1 to I m .
  • the PQ map is tabulated from the relationship of the diagram.
  • the table shows the pump discharge amount Q necessary for obtaining the pump discharge pressures P 1 to P n for each of the pump currents I 1 to I m .
  • the pump discharge amount Q ji shown at the intersection of the column of I j and the column of P i can be obtained.
  • the good thing can be seen from the tabulated PQ map.
  • FIG. 18 is a flowchart of a process for obtaining the limited pump current Io from the pump output limit amount ⁇ Wr using the PQ map table shown in FIG.
  • FIG. 19 is a PQ map table showing portions corresponding to the respective steps of the processing shown in FIG.
  • a pump discharge amount Q ii before restriction is obtained from the pump discharge pressure P i and the pump current I i before restriction. This corresponds to (1) of the PQ map table shown in FIG.
  • the pump discharge amount restriction amount ⁇ Qr is calculated from the pump output restriction amount ⁇ Wr, the pump discharge pressure Pi, and the pump rotation speed Np.
  • step S12 calculates the pump discharge amount Qo after control.
  • the pump discharge amount Qo obtained here is assumed to be a value between the pump discharge amount Q ji and Q j + 1, i as shown in (2) of FIG.
  • step S13 pump discharge amounts Q ji and Q j + 1, i above and below the pump discharge amount Qo are obtained in the PQ map table.
  • pump discharge amounts Q ji and Q j + 1, i are indicated by (3).
  • the interval between the pump discharge amount Q ji and the pump discharge amount Q j + 1, i is an interpolation interval of the pump discharge amount.
  • step S14 a pump current I j corresponding to the pump discharge amount Q ji is obtained, and a pump current I j + 1 corresponding to the pump discharge amount Q j + 1, i is obtained.
  • pump currents I j and I j + 1 are indicated by (4).
  • a current interpolation interval is between the pump current I j and the pump current I j + 1 .
  • step S15 the limited pump current Io is calculated by interpolation. Calculation of the pump current Io after the limit is performed by the following equation.
  • the pump current Io after the limit obtained by this equation is indicated by (5).
  • the pump current Io after the limit can be easily obtained from the pump output limit amount ⁇ Wr by using the PQ torque map table. Based on the pump current Io, the tilt angle of the swash plate 21 a can be changed to limit the output of the hydraulic pump 21. Furthermore, the limited current Io can be input to the pump output calculation unit to obtain the hydraulic pump input side output based on the limited pump current (limited current) Io.
  • the pump current Io The output Whyd of the variable displacement hydraulic pump 21 is limited and the difference between the output Whyd of the variable displacement hydraulic pump 21 and the maximum output Wamax of the assist motor 34 is controlled to be smaller than the maximum output Wemax of the engine (Wemax> Whyd). -Wamax).
  • the maximum output Wamax of the assist motor 34 in the electric state is a difference between the maximum output Wbmax of the battery and the output request Wout of the electric load in consideration of the maximum output Wbmax of the battery when the output request Wout is present in the electric load. Limited to a smaller range (Wamax ⁇ Wbmax ⁇ Wout).
  • the power from the engine and the battery is distributed based on the hydraulic load obtained based on each hydraulic load calculation algorithm.
  • An example of using power distribution processing will be described.
  • the example described below is a case where the hydraulic pump output (shaft input side) is obtained by estimation calculation using the hydraulic load calculation algorithm shown in FIG.
  • the load of the engine 30 can always be made appropriate. Therefore, an overload on the engine 30 is prevented, and the vehicle can always be operated under efficient conditions.
  • the power distribution process is performed by the controller 42.
  • FIG. 20 is a control block diagram illustrating an example of the power distribution process of the controller 42.
  • the controller 42 receives the pump control current I, the pump discharge pressure Pi, the turning motor request output Per, the engine speed Nact, and the battery voltage Vm.
  • the turning motor required output Per corresponds to the electric power required by the electric load.
  • the turning electric motor request output Per is calculated based on, for example, the operation amount of the operation lever operated by the operator.
  • the engine speed Nact corresponds to the actual engine speed.
  • the engine 30 is always driven during operation of the hydraulic excavator, and the rotation speed Nact is detected.
  • the battery voltage Vm corresponds to the voltage between the terminals of the battery 38 and is detected by a voltmeter.
  • the pump control current I and the pump discharge pressure Pi are input to the hydraulic load estimation calculation unit 50.
  • the hydraulic load estimation calculation unit 50 uses the pump control current I and the pump discharge pressure Pi to calculate the hydraulic pump output Win as a hydraulic load by the above-described hydraulic load calculation algorithm.
  • the calculated hydraulic pump output Win is supplied to the power distribution unit 60.
  • the engine speed Nact is input to the engine output range determination unit 52.
  • the engine output range determination unit 52 stores a map or conversion table for obtaining an engine output upper limit value and an engine output lower limit value from the engine speed Nact.
  • the engine output range determination unit 54 calculates the engine output upper limit value Pgou and the engine output lower limit value Pgol from the input engine speed Nact and supplies the calculated power output value to the power distribution unit 60.
  • the battery voltage Vm and the target SOC are input to the battery output determination unit 54.
  • the battery output determination unit 54 includes a battery output range determination unit 54A, a battery output target value determination unit 54B, and a charge state calculation unit 54C.
  • the charge state calculation block 54C calculates a state of charge (SOC) from the input battery voltage Vm. The calculated SOC is given to the battery output range determination unit 54A and the battery output target value determination unit 54B.
  • the battery output range determination unit 54A stores a map or conversion table for calculating the battery output upper limit value and lower limit value from the SOC.
  • the battery output target value determination unit 54B stores a map or a conversion table for calculating the battery output target value from the SOC and the target SOC.
  • This map or conversion table may define, for example, the relationship between the deviation between the input SOC and the target SOC and the battery output target value.
  • the target SOC may be determined in an arbitrary manner, and may be a fixed value during normal times (that is, during normal times except when a target SOC pattern is generated as an internal resistance measurement pattern described later). However, it may be a variable value.
  • the battery output range determination unit 54A obtains the first battery output upper limit value and the lower limit values Pbou0 and Pbol0 from the SOC and supplies them to the power distribution unit 60.
  • the battery output target value determination block 54B calculates the first battery output target value Pbot0 from the input SOC and the target SOC and supplies the first battery output target value Pbot0 to the power distribution unit 60.
  • the first battery output upper limit value Pbou0 corresponds to the upper limit value of the discharge power.
  • First battery output lower limit value Pbol0 is negative, and its absolute value corresponds to the upper limit value of charging power.
  • the power distribution unit 60 includes a hydraulic load request output Phr, a turning electric motor request output Per, an engine output upper limit value Pgou and an engine output lower limit value Pgor, a first battery output upper limit value and lower limit values Pbou0, Pbol0, and a first battery output. Based on the target value Pbot0, the final hydraulic load output Pho, the motor generator output Pao for the assist motor 34, and the electric load output Peo are determined. At this time, the power distribution unit 60 has the engine output within the range defined by the engine output upper limit value Pgou and the engine output lower limit value Pmol, and the battery output is the first battery output upper limit value and the lower limit values Pbou0, Pbol0. The final hydraulic load output Pho, the motor generator output Pao for the assist motor 34, and the electrical load output Peo are determined and output so as to fall within the range defined by
  • the controller 42 controls the assist motor 34 based on these determined outputs.
  • the hydraulic pump output (shaft input side) Win is accurately calculated using the hydraulic load estimation algorithm, and the assist amount of the assist motor 34 is controlled so that the load of the engine 30 is always appropriate. Can do. Therefore, an overload on the engine 30 is prevented, and the vehicle can always be operated under efficient conditions.
  • the lever operation amount ⁇ i is input to the controller 42 instead of the pump discharge pressure Pi, and in the case of load sensing, the maximum load pressure Pmax and the differential pressure ⁇ P are input to the controller 42.
  • the restriction control of the hydraulic pump instead of the pump restriction current I, the pump current Io obtained by any one of the calculation methods 1), 2) and 3) in the other embodiments of the present invention is used.
  • the output Pao of the assist motor can be obtained by inputting to the controller 42.
  • the present invention can be applied to a hybrid work machine that assists an internal combustion engine with an electric motor and generates a hydraulic pressure by driving a pump.

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Abstract

ハイブリッド式作業機械において、油圧ポンプ（２１）をエンジン（３０）の出力と電動発電機（３４）の出力とで駆動する。油圧ポンプ（２１）の入力側の動力（Ｗｉｎ）を算出し、算出した動力（Ｗｉｎ）に基づいて電動発電機（３４）の出力を制御する。これにより、油圧ポンプ（２１）の入力側の動力を精確に求め、入力側の動力に基づいてエンジンの負荷を制御することができる。

Description

ハイブリッド式作業機械の制御方法、及びハイブリッド式作業機械のポンプ出力制限方法
　本発明はハイブリッド式作業機械の制御方法及びポンプ出力制御方法り、特に内燃機関を電動モータによりアシストしてポンプを駆動して油圧を発生させるハイブリッド式作業機械の制御方法及びポンプ出力制御方法に関する。
　ハイブリッド式作業機械は、一般的にエンジン（内燃機関）の出力で油圧ポンプを駆動し、発生した油圧により作業を行なう。そして、電動モータでエンジンをアシストすることでエンジンを効率的に運転する。電動モータは主にバッテリからの電力により駆動される。バッテリは充放電式であり、エンジンをアシストするときは放電して電動モータに電力を供給する。一方、エンジンをアシストしないときには、エンジンで駆動される発電機からの電力や油圧負荷からの回生電力により充電される。これにより、バッテリが常にある程度充電された状態に維持して電動モータをアシストできるようにする。
　このようにハイブリッド式作業機械では、エンジンを電動モータでアシストすることができるため、エンジンの最大出力を小さくして小型のエンジンとすることができる。エンジンの最大出力より大きな出力が油圧ポンプに要求された場合には、電動モータでアシストしてその要求に応えることができる。
　電動モータを電動発電機とすることで、電動モータと発電機の機能を一つにまとめることができる。この場合、電動モータとしてアシスト機能を実行するか、あるいは発電機として発電機能を実行するかを制御する必要がある。
　そこで、油圧ポンプの出力を演算により求め、求めた油圧ポンプ出力と閾値とを比較して電動発電機を電動モータとして機能させるか発電機として機能させるかを切替え制御することが提案されている（例えば、特許文献１参照。）。
　また、ハイブリッド式作業機械では、油圧負荷の要求に応じて発生する油圧を変化させることができるように、可変容量式油圧ポンプが用いられることが多い（例えば、特許文献２参照）。
特開２００４－１１２５６号公報 特開平１０－１０３１１２号公報
　油圧ポンプの出力は、油圧ポンプの圧力と流量から演算により求めることができる。この出力は油圧ポンプの出力側の動力に相当する。したがって、従来は、油圧ポンプの出力側の動力を演算により求め、この動力に基づいて電動発電機の出力制御を行なっていた。
　ところが、油圧ポンプに実際に入力される入力側の動力は、出力側の動力と全く等しいわけではなく、油圧ポンプの出力側の動力がわかったとしても、入力側の動力を精確に把握することはできない。油圧ポンプの入力側の動力はエンジンと電動発電機の動力の和である、油圧ポンプの出力側の動力はエンジンの負荷と電動発電機の負荷の和を精確に反映したものではない。
　エンジンを効率的に運転するためには、エンジンの負荷を精度よく求めてこれに基づいて電動発電機の出力を調整する必要がある。したがって、エンジンを効率的に運転するためには、油圧ポンプの入力側の動力を精度よく求める必要がある。
　また、上述のようなハイブリッド式作業機械において、バッテリをある程度の充電状態に維持して電動モータを常に駆動できる状態にしている。ところが、油圧負荷が連続して大きな油圧を要求したような場合、バッテリの充電量が不足し、電動モータでエンジンをアシストできなくなるような状態が生じ得る。このような場合、油圧ポンプがエンジンに要求する出力のほうが、エンジンの最大出力より大きくなり、エンジンに過負荷がかかった状態となり、エンジンの運転効率が低くなるばかりでなく、最悪の場合にはエンジンストールを起してエンジンが停止してしまうおそれがある。
　本発明の一実施態様は、油圧ポンプの入力側の動力を精確に求め、入力側の動力に基づいてエンジンの負荷を制御することを目的とする。また、本発明の他の実施態様は、エンジンの最大出力を越える出力が要求された場合に、油圧ポンプの出力を制限することで、エンジンへの出力要求を低減し、エンジンが正常に運転を続けることができるようにするハイブリッド式作業機械のポンプ出力制限方法を提供することを目的とする。
　上述の目的を達成するために、本発明の一実施態様によれば、油圧ポンプをエンジンの出力と電動発電機の出力とで駆動するハイブリッド式作業機械の制御方法であって、油圧ポンプの入力側の動力を算出し、算出した動力に基づいて前記電動発電機の出力を制御することを特徴とするハイブリッド式作業機械の制御方法が提供される。
　また、本発明の他の実施態様によれば、可変容量式油圧ポンプをエンジンで駆動し、電動発電機により該エンジンをアシストするハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法であって、可変式油圧ポンプの出力からエンジンの出力及び電動発電機の出力を減算して求めた出力超過分を用い、予め定められたアルゴリズムに従って可変容量式油圧ポンプの出力を制限することを特徴とするハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法が提供される。
　本発明の一実施態様によれば、油圧ポンプの入力側の動力を精度良く求めることができ、この入力側の動力に基づいて電動発電機によるエンジンのアシスト量を制御する。このため、エンジンの負荷を精度よく制御することができ、エンジンを運転効率の良い状態に常に維持することができる。
　また、本発明の他の実施態様によれば、エンジンの最大出力を越える出力が要求された場合に、油圧ポンプの出力を制限することで、エンジンへの出力要求を低減し、エンジンが正常に運転を続けることができる。
本発明に適用される油圧ショベルの制御回路である。 図１の制御回路によって実現させる油圧ポンプの吐出圧力と吐出流量の関係を示す特性図である。 図１に示す制御装置が設けられた油圧ショベルの駆動系のブロック図である。 油圧負荷算出アルゴリズムを示す図である。 油圧ポンプ効率マップを示す図である。 図５に示すポンプ効率マップを用いて補間法によりポンプ効率を求める際の演算処理のフローチャートである。 ネガコン圧力を考慮したときの油圧負荷算出アルゴリズムを示す図である。 油圧ポンプの駆動トルクと回転数とから直接に油圧ポンプ出力（軸入力側）を算出する油圧負荷推定アルゴリズムを示す図である。 ポジコン制御を行なうようにポンプの制御回路が構成された場合において、軸入力側の出力（動力）を算出する際に用いる油圧負荷算出アルゴリズムを示す図である。 ロードセンシング制御を行なうようにポンプの制御回路が構成された場合において、軸入力側の出力（動力）を算出する際に用いる油圧負荷算出アルゴリズムを示す図である。 線形補間によりポンプ電流制限量を算出する方法を説明するための図である。 図１１に示すポンプ出力演算部のブロック図である。 図１１に示すＰ－Ｗ線図を説明するための図である。 ポンプ電流により決まるポンプ吐出圧とポンプ駆動トルクの関係を示す線図から、Ｐ－Ｔマップのテーブルを作成することを説明する図である。 図１４に示すＰ－Ｔマップテーブルを用いてポンプ出力制限量から制限後のポンプ電流を求める処理のフローチャートである。 図１５に示す処理の各ステップに対応する部分が示されたＰ－Ｔマップテーブルを示す図である。 ポンプ電流により決まるポンプ吐出圧とポンプ吐出量の関係を示す線図から、Ｐ－Ｑマップのテーブルを作成することを説明する図である。 図１６に示すＰ－Ｑマップテーブルを用いてポンプ出力制限量から制限後のポンプ電流を求める処理のフローチャートである。 図１８に示す処理の各ステップに対応する部分が示されたＰ－Ｑマップテーブルを示す図である。 コントローラにより実行される動力分配処理の一例を示す制御ブロック図である。
　本発明の実施形態について図面を参照しながら説明する。
　まず、本発明による出力制限方法が適用されるハイブリッド式作業機械の一例としての油圧ショベルの制御装置について説明する。図１は本発明による制御方法が適用される油圧ショベルの制御回路を示すブロック図である。なお、本発明が適用されるハイブリッド式作業機械は、油圧ショベルに限定されるものではない。
　まず、図１に示す油圧ショベルの制御回路の構成について説明する。エンジンモータ１によって駆動される可変容量式油圧ポンプ（以下、単に油圧ポンプと称する）２１の油路には、それぞれ、切換弁２２ａ，２２ｂ，２２ｃが接続されている。そして、切換弁２２ａの上流側の油路には、ポンプ吐出圧センサ２３が接続されている。ポンプ吐出圧センサ２３は、油圧ポンプ２１の吐出圧を検出する。さらに、切換弁２２ｃの下流側の油路は、ネガティブコントロール絞り弁（以下、ネガコン絞り弁と称する）２４を介してタンク２５に接続されている。
　可変容量式油圧ポンプ２１は、例えば可変斜板式油圧ポンプであり、斜板の角度を変更することでポンプ出力を変更することができる。すなわち、油圧ポンプ２１への制御電流を変更することにより斜板の角度を調整し、これにより油圧ポンプ２１の出力を変更することができる。
　ネガコン絞り弁２４の上流側には、ネガティブコントロールセンサ（以下、ネガコンセンサ）２６が接続されている。ネガコンセンサ２６はコントローラ２に結線され、それぞれのタンク２５への油圧流路の油圧を検出し、検出圧力の信号をコントローラ２へ入力する。
　ネガコン絞り弁２４、ネガコンセンサ２６及びコントローラ２からなるネガティブコントローラ（以下、ネガコンと称する）は、タンク２５に戻る油圧ポンプ２１の吐出流量の損失を低減するための制御システムである。
　コントローラ２には、重掘削モード（Ｈモード）、標準掘削モード（Ｓモード）、仕上げ掘削モード（Ｌモード）などの各作業モードに切り換えるためのモード切換器３、及びエンジン回転数を設定するためのスロットルボリューム４が接続されている。さらに、コントローラ２には、電磁比例弁５と吐出圧センサ２３が結線されている。また、電磁比例弁５はレギュレータ２７に接続され、レギュレータ２７が油圧ポンプ２１の吐出流量を制御する。
　通常、油圧ショベルには、重掘削モード（Ｈモード）、標準掘削モード（Ｓモード）、仕上げ掘削モード（Ｌモード）などの各作業モードに切り換えるための切換機構が装備されている。すなわち、モード切換器３の切り換え操作によってコントローラ２がポンプ電流Ｉを変更することで、各作業モードに適宜切り換えている。このような制御回路の切換機構によって、レギュレータ２７によって変更されたポンプ電流Ｉに対応して斜板２１ａの傾転角を変更し、油圧ポンプ２１の吐出流量を制御している。さらに、電磁比例弁５
によって油圧ポンプ２１の入力馬力を変化させると共に、コントローラ２によってエンジンモータ１の回転数を変化させて上記の各作業モードを切り換え、図２に示すような油圧ポンプの吐出圧力－吐出流量特性（Ｐ－Ｑ特性）を実現させている。
　そして、ネガコンセンサ２６によってポンプ吐出量を制御し、さらに、ポンプ吐出圧センサ２３によってポンプ吐出圧Ｐの変動を検出して油圧ポンプ２１の吐出量を制御する。
　図３は図１に示す制御装置が設けられた油圧ショベルの駆動系のブロック図である。内燃機関からなるエンジン３０と電動発電機からなるアシストモータ３４は、動力分配機であるスプリッタ３２に接続される。エンジン３０とアシストモータ３４とスプリッタ３２とで、図１に示すエンジンモータ１を構成する。可変容量式油圧ポンプ２１はスプリッタ３２に接続され、スプリッタ３２からの出力により駆動されて高圧の作動油を吐出する。
　油圧ポンプ２１から吐出された作動油は、図１に示す切換弁２２ａ，２２ｂ，２２ｃからなるコントローラバルブ２２に送られ、コントロールバルブ２２から油圧シリンダや油圧モータ等の油圧負荷に供給される。油圧ポンプ２１には油圧出力を検出して制御するためのパイロット・ギアポンプ２１Ａが接続されている。このパイロット・ギアポンプ２１Ａで検出した圧力Ｐ及び吐出流量Ｑに基づいて、油圧ポンプ２１の軸出力側の出力（動力）Ｗｏｕｔを求めることができる。
　アシストモータ３４はインバータ（ＩＮＶ）３６を介して蓄電器であるバッテリ３８に接続されている。アシストモータ３４はバッテリ３８から電力の供給を受けて駆動され、電動機として機能してエンジン３０をアシストする。また、アシストモータ３４はエンジンの動力をスプリッタ３２を介して受けることで、発電機として機能してバッテリ３８を充電する。電動モータや電動アクチュエータ等の電気負荷は、インバータ（ＩＮＶ）４０を介してバッテリ３８に接続され、バッテリ３８からの電力の供給を受けて作動する。
　図３に示すシステムにおいて、エンジン３０，アシストモータ３４及び油圧ポンプ２１の作動は、コントローラ４２により制御される。特に、コントローラ４２は、油圧ポンプ２１の軸入力側の出力（動力）Ｗｉｎを精確に算出してアシストモータ３４の出力（アシスト量）を制御する。これにより、エンジン３０の出力を常に適切な値に維持し、エンジンの作動が異常とならないように且つ効率の良い範囲で運転されるように制御する。
　ここで、コントローラ４２が油圧ポンプ２１の軸入力側の出力（動力）Ｗｉｎを算出する際に用いるアルゴリズムについて、図４を参照しながら説明する。
　油圧負荷は油圧ポンプ出力（軸出力側）Ｗｏｕｔに相当し、油圧ポンプ２１の吐出圧力Ｐｉと吐出流量Ｑの積として算出される（Ｗｏｕｔ＝Ｐｉ×Ｑ）。吐出圧力Ｐｉとしては、油圧センサにより実測された値が用いられる。吐出流量Ｑは、ポンプ吐出量Ｖにポンプ回転速度（回転数）Ｎｐを乗じることで算出される。ポンプ吐出量Ｖは、油圧ポンプ２１の吐出圧力－吐出量特性を示すＰＱ線図に基づいて、吐出圧力Ｐｉと油圧ポンプ２１に供給する制御電流Ｉとから求めることができる。
　以上のように、まず油圧ポンプ２１の吐出圧力Ｐｉとポンプ制限電流Ｉとを用いてポンプ馬力制御ＰＱ線図からポンプ吐出量Ｖを求め、求めたポンプ吐出量Ｖにポンプ回転速度（回転数）Ｎｐを乗じることで油圧ポンプ流量Ｑを算出する。そして、算出した油圧ポンプ流量Ｑに吐出圧力Ｐｉを乗じることで油圧ポンプ出力（軸出力側）Ｗｏｕｔを算出する。
　次に、油圧ポンプ出力（軸出力側）Ｗｏｕｔを油圧ポンプ効率ηｏで割ることにより油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを算出する。油圧ポンプ効率ηｏを考慮することで、油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを精度良く求めることができる。油圧ポンプ効率ηｏは、油圧ポンプ２１の吐出圧力Ｐｉや傾斜板角度Ｋｉにより変動するが、変動範囲の平均値として固定値としてもよい。ただし、より精度よく油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを算出するためには、油圧ポンプ２１の吐出圧力Ｐｉ及び傾斜板角度Ｋｉに基づいて油圧ポンプ効率ηｏを算出し、算出した値で油圧ポンプ出力（軸出力側）Ｗｏｕｔを割って油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを算出することが好ましい。
　油圧ポンプ効率ηｏは、吐出圧力Ｐｉと傾斜板角度Ｋｉとを用いて油圧ポンプ効率マップにより求めることができる。傾斜板角度Ｋｉは、上述のＰＱ線図から求めたポンプ吐出量Ｖをポンプ最大吐出量Ｖｍａｘで割ることにより算出する。すなわち、算出したポンプ吐出量Ｖと吐出圧力Ｐｉとを用いて油圧ポンプ効率マップにより油圧ポンプ効率ηｏを精度よく算出することができる。
　油圧ポンプ効率マップは、予め吐出圧力と傾斜板角度を変えながら油圧ポンプを運転して効率を求めて作成する。図５は油圧ポンプ効率マップを示す図である。図５に示す例では、吐出圧力を縦軸にしてＰ１からＰｎまで変化させ、ポンプ傾斜板角度を横軸としてＫ１からＫｎまで変化させた際の、ポンプ効率の値がテーブル化されている。例えば、ポンプ傾斜板角度がＫｊで、ポンプ吐出圧力がＰｊであった場合、ポンプ傾斜板角度Ｋｊの列とポンプ吐出圧力Ｐｊの行の交点であるη（ｊ，ｊ）がポンプ効率として求められる。
　ポンプ吐出圧力及びポンプ傾斜板角度がテーブル化された値ではなかった場合は、補間法により算出して求めることができる。図６は図５に示すポンプ効率マップを用いて補間法によりポンプ効率を求める際の演算処理のフローチャートである。図６に示す処理では、ポンプ吐出圧力がＰｊとＰｊ＋１の間の値であるＰｉであり、ポンプ傾斜板角度がＫｊとＫｊ＋１の間の値であるＫｉである場合のポンプ効率ηｏを線形補間により求めている。
　まず、ステップＳ１－１において、ポンプ吐出圧力Ｐｉの前後の吐出圧力Ｐｊ及びＰｊ＋１を求める。これは図５のポンプ効率マップの（１）に相当する。吐出圧力ＰｊとＰｊ＋１の間が吐出圧力に関する補間区間となる。同様に、ステップＳ１－２において、ポンプ傾斜板角度Ｋｉの前後の傾斜板角度Ｋｊ及びＫｊ＋１を求める。これは図５のポンプ効率マップの（２）に相当する。傾斜板角度ＫｊとＫｊ＋１の間が傾斜板角度に関する補間区間となる。
　次に、ステップＳ２において、吐出圧力Ｐｊと傾斜板角度Ｋｊによるポンプ効率η（ｊ，ｊ）を取得し、吐出圧力Ｐｊと傾斜板角度Ｋｊ＋１によるポンプ効率η（ｊ，ｊ＋１）を取得し、吐出圧力Ｐｊ＋１と傾斜板角度Ｋｊによるポンプ効率ηＷ（ｊ＋１，ｊ）を取得し、吐出圧力Ｐｊ＋１と傾斜板角度Ｋｊ＋１によるポンプ効率η（ｊ＋１，ｊ＋１）を取得する。これは図５のポンプ効率マップの（３）に相当する。
　次に、ステップＳ３において、取得したポンプ効率η（ｊ，ｊ）とη（ｊ，ｊ＋１）とη（ｊ＋１，ｊ）とη（ｊ＋１，ｊ＋１）とを用いて以下の式によりポンプ効率η（ｉ，ｊ）とη（ｉ，ｊ＋１）を算出する。これは、図５における（４）に相当する。
              η（ｉ，ｊ）＝η（ｊ，ｊ）－（Ｐｊ－Ｐｉ）（η（ｊ，ｊ）－η（ｊ＋１，ｊ））／（Ｐｊ－Ｐｊ＋１）
              η（ｉ，ｊ＋１）＝η（ｊ，ｊ＋１）－（Ｐｊ－Ｐｉ）（η（ｊ，ｊ＋１）－η（ｊ＋１，ｊ＋１））／（Ｐｊ－Ｐｊ＋１）
　続いて、ステップＳ４において、算出したポンプ効率η（ｉ，ｊ）とη（ｉ，ｊ＋１）を用いて以下の式によりポンプ効率ηｏを算出する。これは、図５における（５）に相当する。
              ηｏ＝η（ｉ，ｊ）－（Ｋｊ－Ｋｉ）（η（ｉ，ｊ）－η（ｊ，ｊ＋１））／（Ｋｊ－Ｋｊ＋１）
以上のような演算処理により、ポンプ吐出圧力がＰｉでポンプ傾斜板角度がＫｉのときのポンプ効率ηｏを精度よく求めることができる。すなわち、ポンプ吐出圧力とポンプ傾斜板角度をパラメータとしてポンプ効率を求めることで、精度よくポンプ効率を算出することができる。
　図４に示すように、演算により求めた油圧ポンプ出力（軸出力側）Ｗｏｕｔを、以上の演算処理により求めたポンプ効率ηｏで割ることで、油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを精度よく推定し求めることができる。このようにして推定演算により算出した油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎは、油圧ポンプ２１に入力する動力に相当する。油圧ポンプ２１に入力する動力は、エンジン３０の出力とアシストモータ３４の出力の和であるから、エンジン３０の出力とアシストモータ３４の出力の和が求めた油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎとなるようにアシストモータ３０の出力を制御することで、エンジン３０の出力（すなわち、エンジン３０の負荷）を精度よく制御することができる。したがって、エンジン３０への負荷が常に適切な負荷となるように制御することができ、エンジン３０を効率のよい状態で運転することができる。
　以上説明した油圧負荷推定アルゴリズムではネガティブコントロール圧力（ネガコン圧力Ｎｃ）が考慮されていないが、ネガコン圧力Ｎｃを考慮することで、より精度よく油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを求めることができる。
　図７はネガコン圧力Ｎｃを考慮して軸入力側の出力（動力）Ｗｉｎを算出する際に用いる油圧負荷算出アルゴリズムを示す図である。ネガコン圧力Ｎｃを考慮した場合、ポンプ吐出量Ｖを求めるまでの処理が図４に示す油圧負荷推定アルゴリズムと異なり、他の部分は同じであるので、ポンプ吐出量Ｖを求めるまでの処理について説明する。
　ポンプ吐出量Ｖを求める際に、油圧ポンプ吐出圧力Ｐｉとポンプ制御電流ＩとからＰＱ線図を用いて馬力制御吐出量Ｖｐを求めるのと同時に、ネガコン圧力Ｎｃからネガコン制御吐出量Ｖｎを求める。なお、図４に示す油圧負荷推定アルゴリズムでは、馬力制御吐出量Ｖｐをそのままポンプ吐出量Ｖとしている。
　図７に示すＰＱ線図において、横軸が吐出圧力Ｐを表し、縦軸が馬力制御吐出量Ｖｐを表す。油圧ポンプ２１の吐出圧力Ｐと馬力制御吐出量Ｖｐとは反比例の関係にあり、ＰＱ線図はポンプ制御電流Ｉによって変化する。このＰＱ線図において、ポンプ制御電流Ｉと吐出圧力Ｐとが決まれば、馬力制御吐出量Ｖｐを求めることができる。
　ネガコン制御吐出量Ｖｎは、ネガティブコントロール圧－吐出量特性線図に基づいて、ネガティブコントロール圧力（ネガコン圧）Ｎｃから求めることができる。図７に示すネガコン圧－吐出量特性線図にネガコン圧を入れることで、ネガコン制御吐出量Ｖｎを求めることができる。
　ポンプ吐出量Ｖは、上述の馬力制御吐出量Ｖｐとネガコン制御吐出量Ｖｎのうちいずれか小さい方となる。このようにして求めたポンプ吐出量Ｖを、油圧ポンプ出力（軸出力側）Ｗｏｕｔの算出及び油圧ポンプ効率ηｏの算出に用いることで、より精度よく油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを算出することができる。
　以上説明した油圧負荷推定アルゴリズムでは、油圧ポンプ効率を用いて油圧ポンプ出力（軸出力）Ｗｏｕｔから油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを算出したが、油圧ポンプ２１の駆動トルクＴと油圧ポンプ２１の回転数Ｎｐとから直接に油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを算出することとしてもよい。
　図８は油圧ポンプ２１の駆動トルクＴと油圧ポンプ２１の回転数Ｎｐとから直接に油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを算出する油圧負荷推定アルゴリズムを示す図である。
　油圧ポンプ２１の駆動トルクＴは、油圧ポンプ２１の駆動軸にトルクセンサを設けて測定することができる。スプリッタ３２の出力軸にトルクセンサを設けて油圧ポンプ２１の駆動トルクＴを測定してもよい。すなわち、エンジン３０の動力を油圧ポンプ２１に供給する連結軸にトルクセンサを設け、トルクセンサの検出値から油圧ポンプ２１の入力側の動力を算出する。
　油圧ポンプ２１の回転速度（回転数）Ｎｐは、油圧ポンプ２１出力軸にエンコーダ等を設けることで測定することができる。油圧ポンプ２１の駆動トルクＴに回転速度Ｎｐを乗じることで、油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを算出することができる。
　以上説明した図４、７、８に示す油圧負荷推定アルゴリズムを用いて油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを精度よく算出して、アシストモータ３４のアシスト量を制御することにより、エンジン３０の負荷を常に適切にすることができる。したがって、エンジン３０への過負荷が防止され、常に効率のよい条件で運転することができる。
　すなわち、アシストモータ３４の出力（電動状態を正の値とした場合）が、可変容量式油圧ポンプ２１の出力（軸入力側）Ｗｉｎとエンジン３０の出力Ｗｅとの差分に等しくなるように制御する（Ｗａ＝Ｗｉｎ－Ｗｅ）。また、油圧ポンプ２１の出力Ｗｉｎがエンジン３０の出力Ｗｅとアシストモータ３４の出力Ｗａとの和より大きくなると（ＷＷｉｎ＞Ｗｅ＋Ｗａ）、エンジン３０に過大な負荷が加わることとなるので、アシストモータ３４の最大出力Ｗａｍａｘが、可変容量式油圧ポンプ２１の出力Ｗｉｎとエンジンの最大出力Ｗｅｍａｘの差分より大きくなるように制御する（Ｗａｍａｘ＞Ｗｉｎ－Ｗｅｍａｘ）。ここで、電動状態にあるアシストモータ３４の最大出力Ｗａｍａｘは、電気負荷に出力要求Ｗｏｕｔがある場合にバッテリ３８の最大出力Ｗｂａｍａｘを考慮すると、バッテリ３８の最大出力Ｗｂｍａｘと電気負荷の出力要求Ｗｏｕｔとの差分より小さい範囲に制限される（Ｗａｍａｘ＜Ｗｂｍａｘ－Ｗｏｕｔ）。
　以上の説明では、油圧ポンプ２１の駆動をネガティブコントロール（略して、ネガコン制御）に基づいて制御しているが、油圧ポンプ２１の駆動制御方法には、ネガコン制御の他に、ポジティブコントロール（略して、ポジコン制御）及びロードセンシング制御という駆動制御方法がある。
　まず、ポジコン制御により油圧ポンプ２１の駆動を制御する場合について説明する。図９はポジコン制御を行なうようにポンプの制御回路が構成された場合において、軸入力側の出力（動力）Ｗｉｎを算出する際に用いる油圧負荷推定アルゴリズムを示す図である。ポジコン制御を行なう場合、ポンプ吐出量Ｖを求めるまでの処理が、図７に示すネガコン制御を行なう場合の油圧負荷推定アルゴリズムと異なり、他の部分は同じであるので、ポンプ吐出量Ｖを求めるまでの処理について説明する。
　ポジコン制御を行なう場合には、油圧駆動部を駆動するために運転者が操作する操作レバーのレバー操作量θ１，θ２，・・・から、各操作レバーの操作量に応じた油圧ポンプ２１に要求される吐出量ＶＬ１，ＶＬ２，・・・が、レバー操作量θ１，θ２，・・・と吐出量ＶＬ１，ＶＬ２，・・・との関係を示すマップから求められる。そして、全ての吐出量ＶＬ１，ＶＬ２，・・・を加算したものが、油圧ポンプ２１に要求される要求吐出量ＶＬとなる。
　そして、ポンプ吐出量Ｖは、馬力制御吐出量Ｖｐと要求吐出量ＶＬのうちいずれか小さい方となる。このようにして求めたポンプ吐出量Ｖを、油圧ポンプ出力（軸出力側）Ｗｏｕｔの算出及び油圧ポンプ効率ηｏの算出に用いることで、図７に示すアルゴリズムを用いて油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを算出することができる。
　次に、ロードセンシング制御により油圧ポンプ２１の駆動を制御する場合について説明する。図１０はロードセンシング制御を行なうようにポンプの制御回路が構成された場合において、軸入力側の出力（動力）Ｗｉｎを算出する際に用いる油圧負荷算出アルゴリズムを示す図である。ポジコン制御を行なう場合、ポンプ吐出量Ｖを求めるまでの処理が、図４に示す油圧負荷推定アルゴリズムと異なり、他の部分は同じであるので、ポンプ吐出量Ｖを求めるまでの処理について説明する。
　ロードセンシング制御を行なう場合には、図４における油圧ポンプ吐出圧力Ｐｉを、最大負荷圧力Ｐｍａｘに差圧ΔＰを加算した値とする。差圧ΔＰはポンプの吐出量にある程度余裕を持たせるために加算するものであり、一定の値としても可変値としてもよい。そして、ポンプ吐出量Ｖは、油圧ポンプ２１の吐出圧力－吐出量特性を示すＰＱ線図に基づいて、上述のようにして求められた油圧ポンプ吐出圧力Ｐｉと油圧ポンプ２１に供給する制御電流Ｉとから求める。このようにして求めたポンプ吐出量Ｖを、油圧ポンプ出力（軸出力側）Ｗｏｕｔの算出及び油圧ポンプ効率ηｏの算出に用いることで、図４に示すアルゴリズムを用いて油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを算出することができる。
　次に、本発明の他の実施形態について図面を参照しながら説明する。本実施形態では、本発明による出力制限方法が図１に示す油圧ショベルに適用されたものとして説明する。なお、本発明が適用されるハイブリッド式作業機械は、油圧ショベルに限定されるものではない。
　図３に示すようなハイブリッドシステムにおいて、油圧負荷が増大してエンジン３０に過大な負荷がかった場合、油圧ポンプ２１の出力を制限して油圧ポンプ２１がエンジン３０に要求する出力（すなわち、エンジン３０への負荷）を低減する必要がある。油圧ポンプ２１は可変容量式油圧ポンプであり、油圧ポンプ２１に供給する制御電流を調整することで油圧ポンプ２１の出力を調整することができる。
　以上のように、エンジン３０に過大な負荷がかかる場合は、制限電流を調整して油圧ポンプ２１の出力を下げることで、エンジン３０への負荷を低減することができる。ここで、油圧ポンプ２１の出力を下げる場合は、油圧負荷の要求をなるべく満足するように出力を下げ過ぎないようにする必要があり、スプリッタ３２からの実際の出力（エンジン３０の出力とアシストモータ３４の出力との和に相当する）を精度良く制御する必要がある。スプリッタ３２からの実際の出力は油圧ポンプ２１にそのまま入力されるので、油圧ポンプのポンプ効率が一定であると仮定すると、スプリッタ３２からの実際の出力は油圧ポンプ２１の出力に相当するとみなすことができる。
　そこで、スプリッタ３２からの現在の出力を油圧ポンプ２１の現在の出力Ｗｉとすると、油圧ポンプ２１の現在の出力Ｗｉがエンジン３０の出力Ｗｅとアシストモータ３４の出力Ｗａとの和より大きくなると（Ｗｉ＞Ｗｅ＋Ｗａ）、エンジン３０に過大な負荷が加わることとなる。油圧ポンプ２１の現在の出力Ｗｉの超過分ΔＷｒは、Ｗｉ－（Ｗｅ＋Ｗａ）として求められる。ここで、エンジン出力Ｗｅは、エンジン３０の回転数とトルクから、あるいは、エンジン３０の燃料噴射量から求めることができる。また、アシストモータ出力Ｗａは、アシストモータ３４の回転数とトルクから求めることができる。
　したがって、油圧ポンプ２１の現在の出力Ｗｉの超過分ΔＷｒが正の値となった場合（ΔＷｒ＞０）、エンジンに過大な負荷がかかっていると判断して、油圧ポンプ２１の出力を制限する。油圧ポンプ２１の出力の制限量は、出力超過分ΔＷｒに等しい。すなわち、出力超過分ΔＷｒはポンプ出力制限量に相当し、ポンプ出力制限量の目標値を出力超過分ΔＷｒとする。
　油圧ポンプ２１の出力は供給する制御電流Ｉ（以下、ポンプ電流Ｉと称する）により調整できるから、上述の出力超過分ΔＷｒに相当する分だけポンプ電流Ｉを変更（小さく制限）すればよい。したがって、ポンプ出力制限量ΔＷｒから、油圧ポンプ２１のポンプ電流制限量ΔＩを求め、現在のポンプ電流Ｉからポンプ電流制限量ΔＩを引くことで、制限後のポンプ電流Ｉｏを求めることができる。以上のようなアルゴリズムを用いることで、ポンプ出力制限量ΔＷｒから制限後のポンプ電流Ｉｏを精度良く求めることができる。
　ここで、制限後のポンプ電流Ｉｏは以下の方法で算出することができる。
　１）線形補間による算出方法
　ポンプ出力制限量ΔＷｒを用いて、ΔＷとΔＩの関係に基づく線形補間により、制御後のポンプ電流Ｉｏを算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
  
　２）ポンプトルクマップ（Ｐ－Ｔマップ）による算出方法
　ポンプ出力制限量ΔＷｒとポンプトルク制限量ΔＴｒの関係から、制御後のポンプ電流Ｉｏを算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
  
　３）ポンプ吐出量マップ（Ｐ－Ｑマップ）による算出方法                   
　ポンプ出力制限量ΔＷｒとポンプ吐出量ΔＱｒの関係から、制御後のポンプ電流Ｉｏを算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
  
　次に、１）線形補間による算出方法について詳細に説明する。図１１は線形補間によるポンプ電流制限量の算出アルゴリズムを説明するための図である。
　まず、ポンプ出力制限量ΔＷとポンプ電流制限量ΔＩの関係
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
  
を示す線図（Ｐ－Ｗ線図）を求める。
　制限前のポンプ電流Ｉｉから最小ポンプ電流（固定値）Ｉｍｉｎを引くことにより最大ポンプ電流制限量ΔＩｍａｘを求める（ΔＩｍａｘ＝Ｉｉ－Ｉｍｉｎ）。ΔＩｍａｘは、現在のポンプ電流Ｉｉをどれだけ小さくできるかを示す値である。
　次に、最小ポンプ電流Ｉｍｉｎとポンプ吐出圧Ｐｉとネガコン圧Ｎｃとからポンプ最小出力Ｗｍｉｎを演算により求める。この演算はポンプ出力演算部により行なわれる。図１２はポンプ出力演算部の機能構成図である。ポンプ出力演算部はポンプ電流Ｉに対するポンプ出力Ｗを演算する部分である。ポンプ出力演算部にはポンプ電流Ｉと共に油圧ポンプ圧力Ｐｉとネガコン圧力ＮＣが入力される。
　ポンプ出力演算部は、最小ポンプ電流Ｉｍｉｎから最大ポンプ電流Ｉｍａｘまでの間の各ポンプ電流におけるポンプ吐出圧Ｐと油圧ポンプ吐出流量との関係を示すマップ（油圧ポンプ２１の吐出圧力－吐出量特性を示すＰＱ線図）を有しており、入力されたポンプ電流Ｉと油圧ポンプ圧力Ｐｉとから、油圧ポンプ吐出量を求める。また、ポンプ出力演算部は、ネガコン圧力Ｎｃとネガコン制御吐出流量との関係を示すマップ（ネガティブコントロール圧－吐出量特性図）を有しており、入力されたネガコン圧力Ｎｃからネガコン制御吐出流量を求める。そして、ポンプ出力演算部は、求められた油圧ポンプ吐出流量とネガコン制御吐出流量とのうちいずれか少ないほうをポンプ吐出流量Ｑとする。ポンプ演算部は、求められたポンプ吐出流量に油圧ポンプ圧力Ｐｉを掛け合わせ、これをポンプ効率ηで割ることによりポンプ出力Ｗを算出し、出力する。
　なお、本実施形態ではネガコン制御を行なう場合について説明しているが、図９で示すようにポジコン制御を行なう場合、あるいは、図１０に示すようにロードセンシング制御を行なう場合にも、本実施形態によるポンプ出力制御方法を適用することができる。
　以上のような演算を行なうポンプ出力演算部に、最小ポンプ電流Ｉｍｉｎと、ポンプ吐出圧Ｐｉとネガコン圧力Ｎｃとを入力することで、ポンプ最小出力Ｗｍｉｎを求めることができる。そして、図１１に示すように、制限前のポンプ出力Ｗｉからポンプ最小出力Ｗｍｉｎを引くことにより最大出力制限量ΔＷｍａｘを求める（ΔＷｍａｘ＝Ｗｉ－Ｗｍｉｎ）。
　また、油圧ポンプの現在の出力Ｗｉも同様に、上述のポンプ出力演算部を用いて算出される。この場合、現在のポンプ電流値Ｉｉを油圧ポンプ２１の吐出圧力－吐出量特性を示すＰＱ線図に入力し、現在の油圧ポンプ吐出量を求め、現在のポンプ出力Ｗｉが算出される。このように、現在のポンプ電流値Ｉｉを基にポンプ出力演算部で算出された現在のポンプ出力Ｗｉを用いて、出力超過分ΔＷｒは求められる。
　図１１におけるＰ－Ｗ線図において、以上のようにして求められた最大ポンプ電流制限量ΔＩｍａｘと最大出力制限量とにより決まる点Ａと原点とを結ぶ直線がポンプ電流制限量ΔＩとポンプ出力制限量ΔＷｒとの関係を示すものとしてＰ－Ｗ線図に設定する。したがって、このＰ－Ｗ線図に目標値としてのポンプ出力制限量ΔＷｒを入れることにより、直線上の点Ｂを介してポンプ電流制限量Ｉｏが求められる。すなわち、ポンプ電流制限量Ｉｏを以下の演算により求めることができる。
　ΔＩｏ＝ΔＩｍａｘ－（ΔＩｍａｘ／ΔＷｍａｘ）×（ΔＷｍａｘ－ΔＷｒ）
　そして、制限前のポンプ電流Ｉｉに、以上のようにして求められたポンプ電流制限量ΔＩｏを加えることで制限後のポンプ電流Ｉｏを求めることができる（Ｉｏ＝Ｉｉ＋ΔＩｏ）。
　以上のようにして求めたポンプ電流（制限電流）Ｉｏに基づいて斜板２１ａの傾転角を変更し、油圧ポンプ２１に供給して、油圧ポンプ２１の出力を制限することで、油圧ポンプ２１の出力を、現在の出力Ｗｉの超過分ΔＷｒだけを差し引いた出力にすることができ、エンジン３０にかかる過大な負荷を適度に抑制することができる。さらに、以上のようにして求められたポンプ電流（制限電流）Ｉｏを図４及び図１２に示すポンプ出力演算部へポンプ電流Ｉとして入力することで、制限後のポンプ電流（制限電流）Ｉｏに基づく油圧ポンプ入力側出力を求めることができる。これにより、アシストモータ３４のアシスト量を精確に算出することができる。したがって、蓄電器であるバッテリ３８からの過度の放電を防止でき、長時間の運転ができる。
　なお、図１１におけるＰ－Ｗ線図は、図１３に示すように最大ポンプ電流制限量ΔＩｍａｘ（電流をどれだけ下げられるか）と最大出力制限量ΔＷｍａｘ（ネガコン圧力Ｎｃを考慮した値）に基づいて決定される。図１３において、使用例１と使用例２では、Ｐ－Ｗ線の傾きが異なっており、求められるポンプ電流制限量ΔＩｏも異なることがわかる。したがって、上述の線形補間による算出方法を用いることにより、現在のポンプ電流Ｉの値とネガコン圧力Ｎｃの影響を考慮した油圧ポンプ２１の出力制限を行なうことができる。
　次に、２）ポンプトルクマップ（Ｐ－Ｔマップ）による算出方法について詳細に説明する。この算出方法では、ポンプ吐出圧Ｐとポンプ電流Ｉとから決まるポンプトルクＴをマップ化したポンプトルクマップ（Ｐ－Ｔマップ）を準備しておき、Ｐ－Ｔマップを用いて制限後のポンプ電流Ｉｏを算出する。
　図１４はポンプ電流Ｉにより決まるポンプ吐出圧Ｐとポンプ駆動トルクＴの関係を示す線図から、Ｐ－Ｔマップのテーブルを作成することを説明する図である。ポンプ電流Ｉを一定にすると、ポンプ吐出圧Ｐを得るためのポンプ駆動トルクＴが決まる。図１４に示す線図は、ポンプ電流をＩ１～Ｉｍまでの間で変えて各ポンプ電流により決まるポンプ吐出圧Ｐとポンプ駆動トルクＴの関係を示している。この線図の関係からＰ－Ｔマップをテーブル化する。テーブルには、ポンプ電流Ｉ１～Ｉｍの各々において、ポンプ吐出圧Ｐ１～Ｐｎを得るために必要なポンプ駆動トルクＴが示されている。例えば、ポンプ電流をＩｊに設定しているときにポンプ吐出圧Ｐｉを得るためには、Ｉｊの列とＰｉの列とが交わる部分に示されたポンプ駆動トルクＴｊｉにすればよいことが、テーブル化したＰ－Ｔマップから知ることができる。
　図１５は図１４に示すＰ－Ｔマップテーブルを用いてポンプ出力制限量ΔＷｒから制限後のポンプ電流Ｉｏを求める処理のフローチャートである。図１６は図１５に示す処理の各ステップに対応する部分が示されたＰ－Ｔマップテーブルである。
　まず、ステップＳ１－１において、ポンプ吐出圧Ｐｉと制限前のポンプ電流Ｉｉとから制限前のポンプトルクＴｉｉを求める。これは図１６に示すポンプトルクマップテーブルの（１）に相当する。同時にステップＳ１－２において、ポンプ出力制限量ΔＷｒとポンプ回転数Ｎｐとからポンプトルク量制限量ΔＴｒを算出する。ポンプトルク量制限量ΔＴｒは、ポンプ出力制限量ΔＷｒをポンプ回転数Ｎｐで割った値である（ΔＴｒ＝ΔＷｒ／Ｎｐ）。
　次に、ステップＳ２において、ステップＳ１－１で求めた制御前のポンプトルクＴｉｉとステップＳ１－２で算出したポンプトルク量制限量ΔＴｒとから、制御後のポンプトルクＴｏを算出する。制御後のポンプトルクＴｏは、制御前のポンプトルクＴｉｉからポンプトルク量制限量ΔＴｒを引いた値である（Ｔｏ＝Ｔｉｉ－ΔＴｒ）。ここで得られたポンプトルクＴｏは、図１６の（２）に示すようにポンプトルクＴｊｉとＴｊ＋１，ｉとの間の値であるとする。
　次に、ステップＳ３において、Ｐ－Ｔマップテーブルの中でポンプトルクＴｏの上下のポンプトルクＴｊｉとＴｊ＋１，ｉとを求める。図１６において、ポンプトルクＴｊｉとＴｊ＋１，ｉは（３）で示されている。ポンプトルクＴｊｉとポンプトルクＴｊ＋１，ｉとの間がトルクの補間区間となる。
　そして、ステップＳ４において、ポンプトルクＴｊｉに対応するポンプ電流Ｉｊを求め、且つポンプトルクＴｊ＋１，ｉに対応するポンプ電流Ｉｊ＋１を求める。図１６において、ポンプ電流ＩｊとＩｊ＋１は（４）で示されている。ポンプ電流Ｉｊとポンプ電流Ｉｊ＋１との間が電流の補間区間となる。
　次に、ステップＳ５において、制限後のポンプ電流Ｉｏを補間により算出する。制限後のポンプ電流Ｉｏの算出は以下の式により行なう。
　　Ｉｏ＝Ｉｊ－（Ｉｊ－Ｉｊ＋１）（Ｔｊｉ－Ｔｏ）／（Ｔｊｉ－Ｔｊ＋１，ｉ）
　　　　＝Ｉｊ－（Ｉｊ－Ｉｊ＋１）ΔＴｒ／（Ｔｊｉ－Ｔｊ＋１，ｉ）
図１６において、この式により求められた制限後のポンプ電流Ｉｏは（５）で示されている。
　以上のように、ポンプトルクマップテーブルを用いることで、ポンプ出力制限量ΔＷｒから制限後のポンプ電流Ｉｏを容易に求めることができる。このポンプ電流Ｉｏに基づいて斜板２１ａの傾転角を変更し、油圧ポンプ２１の出力を制限することができる。さらに、制限後の電流Ｉｏをポンプ出力演算部へ入力して、制限後のポンプ電流（制限電流）Ｉｏに基づく油圧ポンプ入力側出力を求めることができる。
　次に、３）ポンプ吐出量マップ（Ｐ－Ｑマップ）による算出方法について詳細に説明する。この算出方法では、ポンプ吐出圧Ｐとポンプ電流Ｉとから決まるポンプ吐出量Ｑをマップ化したポンプ吐出量マップ（Ｐ－Ｑマップ）を準備しておき、Ｐ－Ｑマップを用いて制限後のポンプ電流Ｉｏを算出する。
　図１７はポンプ電流Ｐにより決まるポンプ吐出圧Ｐとポンプ吐出量Ｑの関係を示す線図から、Ｐ－Ｑマップのテーブルを作成することを説明する図である。ポンプ電流Ｉを一定にすると、ポンプ吐出圧Ｐを得るためのポンプ吐出量Ｑ決まる。図１７に示す線図は、ポンプ電流をＩ１～Ｉｍまでの間で変えて各ポンプ電流により決まるポンプ吐出圧Ｐとポンプ吐出量Ｑの関係を示している。この線図の関係からＰ－Ｑマップをテーブル化する。テーブルには、ポンプ電流Ｉ１～Ｉｍの各々において、ポンプ吐出圧Ｐ１～Ｐｎを得るために必要なポンプ吐出量Ｑが示されている。例えば、ポンプ電流をＩｊに設定しているときにポンプ吐出圧Ｐｉを得るためには、Ｉｊの列とＰｉの列とが交わる部分に示されたポンプ吐出量Ｑｊｉにすればよいことが、テーブル化したＰ－Ｑマップから知ることができる。
　図１８は図１６に示すＰ－Ｑマップテーブルを用いてポンプ出力制限量ΔＷｒから制限後のポンプ電流Ｉｏを求める処理のフローチャートである。図１９は図１８に示す処理の各ステップに対応する部分が示されたＰ－Ｑマップテーブルである。
　まず、ステップＳ１１－１において、ポンプ吐出圧Ｐｉと制限前のポンプ電流Ｉｉとから制限前のポンプ吐出量Ｑｉｉを求める。これは図１９に示すＰ－Ｑマップテーブルの（１）に相当する。同時にステップＳ１１－２において、ポンプ出力制限量ΔＷｒとポンプ吐出圧Ｐｉとポンプ回転数Ｎｐとからポンプ吐出量制限量ΔＱｒを算出する。ポンプ吐出量制限量ΔＱｒは、ポンプ出力制限量ΔＷｒをポンプ吐出圧Ｐｉとポンプ回転数Ｎｐとで割った値である（ΔＴｒ＝ΔＷｒ／Ｐｉ／Ｎｐ）。
　次に、ステップＳ１２において、ステップＳ１１－１で求めた制御前のポンプ吐出量ＱｉｉとステップＳ１１－２で算出したポンプ吐出量制限量ΔＱｒとから、制御後のポンプ吐出量Ｑｏを算出する。制御後のポンプ吐出量Ｑｏは、制御前のポンプ吐出量Ｑｉｉからポンプ吐出量制限量ΔＱｒを引いた値である（Ｑｏ＝Ｑｉｉ－ΔＱｒ）。ここで得られたポンプ吐出量Ｑｏは、図１９の（２）に示すようにポンプ吐出量ＱｊｉとＱｊ＋１，ｉとの間の値であるとする。
　次に、ステップＳ１３において、Ｐ－Ｑマップテーブルの中でポンプ吐出量Ｑｏの上下のポンプ吐出量ＱｊｉとＱｊ＋１，ｉとを求める。図１９において、ポンプ吐出量ＱｊｉとＱｊ＋１，ｉは（３）で示されている。ポンプ吐出量Ｑｊｉとポンプ吐出量Ｑｊ＋１，ｉとの間がポンプ吐出量の補間区間となる。
　そして、ステップＳ１４において、ポンプ吐出量Ｑｊｉに対応するポンプ電流Ｉｊを求め、且つポンプ吐出量Ｑｊ＋１，ｉに対応するポンプ電流Ｉｊ＋１を求める。図１９において、ポンプ電流ＩｊとＩｊ＋１は（４）で示されている。ポンプ電流Ｉｊとポンプ電流Ｉｊ＋１との間が電流の補間区間となる。
　次に、ステップＳ１５において、制限後のポンプ電流Ｉｏを補間により算出する。制限後のポンプ電流Ｉｏの算出は以下の式により行なう。
　　Ｉｏ＝Ｉｊ－（Ｉｊ－Ｉｊ＋１）（Ｑｊｉ－Ｑｏ）／（Ｑｊｉ－Ｑｊ＋１，ｉ）
　　　　＝Ｉｊ－（Ｉｊ－Ｉｊ＋１）ΔＱｒ／（Ｑｊ＋１，ｉ）
図１９において、この式により求められた制限後のポンプ電流Ｉｏは（５）で示されている。
　以上のように、Ｐ－Ｑトルクマップテーブルを用いることで、ポンプ出力制限量ΔＷｒから制限後のポンプ電流Ｉｏを容易に求めることができる。このポンプ電流Ｉｏに基づいて斜板２１ａの傾転角を変更し、油圧ポンプ２１の出力を制限することができる。さらに、制限後の電流Ｉｏをポンプ出力演算部へ入力して、制限後のポンプ電流（制限電流）Ｉｏに基づく油圧ポンプ入力側出力を求めることができる。
　そして、上述した１）２）３）のいずれかの算出方法により求めたポンプ電流Ｉｏを可変容量式油圧ポンプ２１に供給しながら、アシストモータ３４の出力（電動状態を正の値とした場合）が、可変容量式油圧ポンプ２１の出力Ｗｈｙｄとエンジン３０の出力Ｗｅとの差分に等しくなるように制御する（Ｗａ＝Ｗｈｙｄ－Ｗｅ）。また、油圧ポンプ２１の出力Ｗｈｙｄがエンジン３０の出力Ｗｅとアシストモータ３４の出力Ｗａとの和より大きくなると（Ｗｈｙｄ＞Ｗｅ＋Ｗａ）、エンジン３０に過大な負荷が加わることとなるので、ポンプ電流Ｉｏにより可変容量式油圧ポンプ２１の出力Ｗｈｙｄを制限し、可変容量式油圧ポンプ２１の出力Ｗｈｙｄとアシストモータ３４の最大出力Ｗａｍａｘの差分が、エンジンの最大出力Ｗｅｍａｘより小さくなるように制御する（Ｗｅｍａｘ＞Ｗｈｙｄ－Ｗａｍａｘ）。ここで、電動状態にあるアシストモータ３４の最大出力Ｗａｍａｘは、電気負荷に出力要求Ｗｏｕｔがある場合にバッテリの最大出力Ｗｂｍａｘを考慮すると、バッテリの最大出力Ｗｂｍａｘと電気負荷の出力要求Ｗｏｕｔとの差分より小さい範囲に制限される（Ｗａｍａｘ＜Ｗｂｍａｘ－Ｗｏｕｔ）。
　ここで、上述　　した本発明の実施の形態及び本発明の他の実施の形態を用いて、各油圧負荷算出アルゴリズムに基づいて求められた油圧負荷に基づいて、エンジン及びバッテリからの動力を分配する動力分配処理を用いる場合において、その一例について説明する。以下に説明する例は、図４に示す油圧負荷算出アルゴリズムを用いて油圧ポンプ出力（軸入力側）を推定演算により求めた場合である。油圧ポンプ出力（軸入力側）を精度よく算出して、アシストモータ３４のアシスト量を制御することにより、エンジン３０の負荷を常に適切にすることができる。したがって、エンジン３０への過負荷が防止され、常に効率のよい条件で運転することができる。なお、動力分配処理はコントローラ４２により行なわれる。
　図２０は、コントローラ４２の動力分配処理の一例を示す制御ブロック図である。コントローラ４２には、ポンプ制御電流Ｉ、ポンプ吐出圧力Ｐｉ、旋回用電動機要求出力Ｐｅｒ、エンジン回転数Ｎａｃｔ、及びバッテリ電圧Ｖｍが入力される。
　旋回用電動機要求出力Ｐｅｒは、電気負荷が必要とする電気的パワーに相当する。例えば、旋回用電動機要求出力Ｐｅｒは、例えば、操縦者が操作する操作レバーの操作量に基づいて算出される。
　エンジン回転数Ｎａｃｔは、エンジン３０の実際の回転数に相当する。エンジン３０は、油圧ショベルの運転時には常時駆動されており、その回転数Ｎａｃｔが検出されている。バッテリ電圧Ｖｍは、バッテリ３８の端子間電圧に相当し、電圧計により検出される。
　ポンプ制御電流Ｉ及びポンプ吐出圧力Ｐｉは、油圧負荷推定演算部５０に入力される。油圧負荷推定演算部５０は、ポンプ制御電流Ｉ及びポンプ吐出圧力Ｐｉを用いて、上述の油圧負荷算出アルゴリズムにより、油圧負荷として油圧ポンプ出力Ｗｉｎを算出する。算出した油圧ポンプ出力Ｗｉｎは動力分配部６０に供給される。
　エンジン回転数Ｎａｃｔは、エンジン出力範囲決定部５２に入力される。エンジン出力範囲決定部５２には、エンジン回転数Ｎａｃｔから、エンジン出力上限値及びエンジン出力下限値を求めるためのマップ又は変換テーブルが格納されている。エンジン出力範囲決定部５４は、入力されたエンジン回転数Ｎａｃｔから、エンジン出力上限値Ｐｇｏｕ及びエンジン出力下限値Ｐｇｏｌを算出し、動力分配部６０に供給する。
　バッテリ電圧Ｖｍ及び目標ＳＯＣは、バッテリ出力決定部５４に入力される。バッテリ出力決定部５４は、バッテリ出力範囲決定部５４Ａ，バッテリ出力目標値決定部５４Ｂ，及び、充電状態算出部５４Ｃを含む。充電状態算出ブロック５４Ｃは、入力されたバッテリ電圧Ｖｍから充電状態（ＳＯＣ）を算出する。算出されたＳＯＣは、バッテリ出力範囲決定部５４Ａ及びバッテリ出力目標値決定部５４Ｂに与えられる。
　バッテリ出力範囲決定部５４Ａには、ＳＯＣからバッテリ出力上限値及び下限値を算出するためのマップ又は変換テーブルが格納されている。バッテリ出力目標値決定部５４Ｂには、ＳＯＣ及び目標ＳＯＣからバッテリ出力目標値を算出するためのマップ又は変換テーブルが格納されている。このマップ又は変換テーブルは、例えば、入力されたＳＯＣと目標ＳＯＣとの間の偏差と、バッテリ出力目標値との関係を定義するものであってよい。なお、目標ＳＯＣは、任意の態様で決定されてよく、通常時は（即ち後述の内部抵抗計測パターンとして目標ＳＯＣのパターンが生成される場合を除く通常時は）、固定値であってもよいし、可変値であってもよい。バッテリ出力範囲決定部５４Ａは、ＳＯＣから第１のバッテリ出力上限値及び下限値Ｐｂｏｕ０，Ｐｂｏｌ０を求め、動力分配部６０に供給する。バッテリ出力目標値決定ブロック５４Ｂは、入力されたＳＯＣ及び目標ＳＯＣから第１のバッテリ出力目標値Ｐｂｏｔ０を算出し、動力分配部６０に供給する。
　第１のバッテリ出力上限値Ｐｂｏｕ０は、放電電力の上限値に相当する。第１のバッテリ出力下限値Ｐｂｏｌ０は、負であり、その絶対値は、充電電力の上限値に相当する。第２のバッテリ出力上限値及び下限値Ｐｂｏｕ１，Ｐｂｏｌ１により、バッテリ１９の入出力電圧の適正範囲が定義される。例えば、バッテリ３８の内部抵抗計測結果に基づいてバッテリ３８の劣化が検出されない場合は、Ｐｂｏｕ１＝Ｐｂｏｕ０，Ｐｂｏｌ１＝Ｐｂｏｌ０とされる一方、バッテリ３８の劣化が検出された場合は、Ｐｂｏｕ１＜Ｐｂｏｕ０，Ｐｂｏｌ１＞Ｐｂｏｌ０とされる。
　動力分配部６０は、油圧負荷要求出力Ｐｈｒ，旋回用電動機要求出力Ｐｅｒ，エンジン出力上限値Ｐｇｏｕ及びエンジン出力下限値Ｐｇｏｌ、第１のバッテリ出力上限値及び下限値Ｐｂｏｕ０，Ｐｂｏｌ０及び第１のバッテリ出力目標値Ｐｂｏｔ０に基づいて、最終的な油圧負荷出力Ｐｈｏ、アシストモータ３４に対する電動発電機出力Ｐａｏ、及び、電気負荷出力Ｐｅｏを決定する。この際、動力分配部６０は、エンジン出力がエンジン出力上限値Ｐｇｏｕ及びエンジン出力下限値Ｐｇｏｌにより定義される範囲内に収まり、且つ、バッテリ出力が第１のバッテリ出力上限値及び下限値Ｐｂｏｕ０，Ｐｂｏｌ０により定義される範囲に収まるように、最終的な油圧負荷出力Ｐｈｏ，アシストモータ３４に対する電動発電機出力Ｐａｏ、及び、電気負荷出力Ｐｅｏを決定し、出力する。
　コントローラ４２は、これらの決定された出力に基づいて、アシストモータ３４を制御する。
　以上のように、油圧負荷推定アルゴリズムを用いて油圧ポンプ出力（軸入力側）Ｗｉｎを精度よく算出して、アシストモータ３４のアシスト量を制御することにより、エンジン３０の負荷を常に適切にすることができる。したがって、エンジン３０への過負荷が防止され、常に効率のよい条件で運転することができる。
　また、ポジコンの場合にはポンプ吐出圧Ｐｉに代えてレバー操作量θｉが、ロードセンシングの場合には最大負荷圧力Ｐｍａｘ及び差圧ΔＰが、コントローラ４２へ入力される。さらに、油圧ポンプの制限制御を行なう場合には、ポンプ制限電流Ｉに代えて、本発明の他の実施の形態中の１）２）３）のいずれかの算出方法により求めたポンプ電流Ｉｏを、コントローラ４２へ入力してアシストモータの出力Ｐａｏを求めることができる。
　以上、本発明の例示的な実施形態のハイブリッド式作業機械について説明したが、本発明は、具体的に開示された実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲から逸脱することなく、種々の変形や変更が可能である。
　本出願は２００８年１１月２８日出願の日本特許出願２００８－３０４５３０号及び２００８年１２月３日出願の日本特許出願２００８－３０８６９８号に基づくものであり、その全内容はここに援用される。
　本発明は、内燃機関を電動モータによりアシストしてポンプを駆動して油圧を発生させるハイブリッド式作業機械に適用可能である。
　１　エンジンモータ
　２　コントローラ
　３　モード切換器
　４　スロットルボリューム
　５　電磁比例弁
　２１　油圧ポンプ
　２１ａ　斜板
　２１Ａ　パイロット・ギアポンプ
　２２　コントローラバルブ
　２２ａ，２２ｂ，２２ｃ　切換弁
　２３　ポンプ吐出圧センサ
　２４　ネガティブコントロール絞り弁（ネガコン絞り弁）
　２５　タンク
　２６　ネガティブコントロールセンサ（ネガコンセンサ）
　２７　レギュレータ
　３０　エンジン
　３２　スプリッタ
　３４　アシストモータ
　３６，４０　インバータ
　３８　バッテリ
　４２　コントローラ
　５０　油圧負荷推定演算部
　５２　エンジン出力範囲決定部
　５４　バッテリ出力決定部
　５４Ａ　バッテリ出力範囲決定部
　５４Ｂ　バッテリ出力目標値決定部
　５４Ｃ　充電状態算出部

Claims (14)

  1. 　油圧ポンプをエンジンの出力と電動発電機の出力とで駆動するハイブリッド式作業機械の制御方法であって、
    　前記油圧ポンプの入力側の動力を算出し、
    　算出した動力に基づいて前記電動発電機の出力を制御する
    　ことを特徴とするハイブリッド式作業機械の制御方法。
  2. 　請求項１記載のハイブリッド式作業機械の制御方法であって、
    　前記油圧ポンプの入力側の動力を推定演算により算出することを特徴とするハイブリッド式作業機械の制御方法。
  3. 　請求項２記載のハイブリッド式作業機械の制御方法であって、
    　前記油圧ポンプの出力側の動力を求め、求められた動力をポンプ効率で割ることにより、前記油圧ポンプの入力側の動力を算出することを特徴とするハイブリッド式作業機械の制御方法。
  4. 　請求項３記載のハイブリッド式作業機械の制御方法であって、
    　前記油圧ポンプとして可変斜板式油圧ポンプを用い、
    　該可変斜板式油圧ポンプの傾斜板角度と吐出圧力とを用いて前記ポンプ効率を算出する
    　ことを特徴とするハイブリッド式作業機械の制御方法。
  5. 　請求項１記載のハイブリッド式作業機械の制御方法であって、
    　前記エンジンの動力を前記油圧ポンプに供給する連結軸にトルクセンサを設け、
    　該トルクセンサの検出値から前記油圧ポンプの入力側の動力を算出する
    　ことを特徴とするハイブリッド式作業機械の制御方法。
  6. 　請求項１乃至４のうちいずれか一項記載のハイブリッド式作業機械の制御方法であって、
    　ネガティブコントロール圧力から求めた前記油圧ポンプの吐出量であるネガコン制御吐出量圧と、前記油圧ポンプの吐出圧力から求めた前記油圧ポンプの吐出量である馬力制御吐出量とを比較し、いずれか小さいほうを前記油圧ポンプの吐出量として選定することを特徴とするハイブリッド式作業機械の制御方法。
  7. 　請求項１乃至４のうちいずれか一項記載のハイブリッド式作業機械の制御方法であって、
    　油圧負荷を駆動するための指令を送る複数の操作レバーのレバー操作量から求めた前記油圧ポンプに要求される吐出量を加算して求めた要求吐出量と、前記油圧ポンプの吐出圧力から求めた前記油圧ポンプの吐出量である馬力制御吐出量とを比較し、いずれか小さいほうを前記油圧ポンプの吐出量として選定することを特徴とするハイブリッド式作業機械の制御方法。
  8. 　請求項１乃至４のうちいずれか一項記載のハイブリッド式作業機械の制御方法であって、
    　最大負荷圧力に所定の差圧を加算して求めた油圧ポンプの吐出圧力を用いて、ポンプ馬力制御ＰＱ線図から前記油圧ポンプの吐出量を求めることを特徴とするハイブリッド式作業機械の制御方法。
  9. 　可変容量式油圧ポンプをエンジンで駆動し、電動発電機により該エンジンをアシストするハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法であって、
    　前記可変式油圧ポンプの出力から前記エンジンの出力及び前記電動発電機の出力を減算して求めた出力超過分を用い、予め定められたアルゴリズムに従って前記可変容量式油圧ポンプの出力を制限することを特徴とするハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法。
  10. 　請求項９記載のハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法であって、
    　前記アルゴリズムは、前記出力超過分と前記可変容量式油圧ポンプの吐出圧力とを用いて前記可変容量式油圧ポンプの制御電流を決定することを特徴とするハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法。
  11. 　請求項９記載のハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法であって、
    　前記アルゴリズムに基づいて作成したマップを用いて前記可変容量式油圧ポンプの制御電流を決定することを特徴とするハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法。
  12. 　請求項９記載のハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法であって、
    　前記アルゴリズムは、前記可変容量式油圧ポンプの制御電流制限量とポンプ出力制限量の関係を示す線図を用いて、前記可変容量式油圧ポンプの制御電流を決定することを特徴とするハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法。
  13. 　請求項９記載のハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法であって、
    　前記アルゴリズムは、前記可変容量式油圧ポンプの制御電流制限量とトルク制限量の関係を示す線図を用いて、前記可変容量式油圧ポンプの制御電流を決定することを特徴とするハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法。
  14. 　請求項９記載のハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法であって、
    　前記アルゴリズムは、前記可変容量式油圧ポンプの制御電流制限量とポンプ吐出量制限量の関係を示す線図を用いて、前記可変容量式油圧ポンプの制御電流を決定することを特徴とするハイブリッド式作業機械のポンプ出力制御方法。
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