WO2013164928A1

WO2013164928A1 - ハイブリッド式作業機械

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Publication number: WO2013164928A1
Application number: PCT/JP2013/057781
Authority: WO
Inventors: 高橋　究; 新吾岸本; 圭文竹林; 和繁森; 夏樹中村
Original assignee: 日立建機株式会社
Priority date: 2012-05-01
Filing date: 2013-03-19
Publication date: 2013-11-07
Also published as: US9702379B2; EP2845954A4; JP5952897B2; US20150040553A1; CN104285014B; JPWO2013164928A1; CN104285014A; KR20150013136A; KR102033954B1; EP2845954A1

Abstract

　油圧ポンプ２の吐出圧と、エンジン回転数検出弁の出力圧と、油圧ポンプの吐出圧と最高負荷圧との差圧を絶対圧として生成して出力する差圧減圧弁１１の出力圧とを検出する３つの圧力センサ４０，４１，４２を設け、車体コントローラ６４で、それらの検出圧力と、油圧ポンプ２の斜板の運動方程式を用いて油圧ポンプ２の容量を仮想的に演算し、これらの値を用いて油圧ポンプ２の必要動力とエンジン１の出力とを演算し、両者の比較結果に応じて電動機６０の力行制御と発電制御とを切り換える。これにより、油圧ポンプの斜板の傾斜角をセンサで検出することなく、油圧ポンプの容量を推定可能とし、小型の作業機械であっても容易に搭載可能なハイブリッドシステムを備えたハイブリッド式作業機械を提供する。

Description

ハイブリッド式作業機械

　本発明はハイブリッド式作業機械に係わり、特に小型の油圧ショベルに適用して好適なハイブリッド式作業機械に関する。

　ハイブリッド式作業機械の従来技術として、特許文献１（特許第３８３３５７３号公報）に記載のものがある。特許文献１は、「エンジンと電動機兼発電機とを併用して油圧ポンプを駆動しうるハイブリッド式建設機械において、該油圧ポンプの出力を演算するポンプ出力演算手段と、該エンジンの回転数を設定する回転数設定手段と、該電動機兼発電機の電動機としての機能と発電機としての機能とを切り替える閾値を、該回転数設定手段で設定される該エンジンの回転数に対する関数として設定する閾値設定手段と、該閾値設定手段で設定される閾値と該ポンプ出力演算手段で演算された該油圧ポンプの出力とを比較する比較手段と、該比較手段の比較結果に応じて該電動機兼発電機の機能を切換制御する切替制御手段とを有していることを特徴とするハイブリッド式建設機械」を記載している。

特許第３８３３５７３号公報

　しかしながら、特許文献１記載の従来技術には次のような問題がある。

　油圧ポンプの必要動力を計算するためには油圧ポンプの吐出圧力と油圧ポンプの容量を知る必要がある。特許文献１では、油圧ポンプの容積を知るために油圧ポンプの斜板の傾斜角を検出する「斜板角検出器」を用いている。

　しかしながら、ミニショベル等の小型の油圧ショベルにおいては、搭載スペースが不足しがちであることや、油圧ポンプが小型であることなどから、油圧ポンプに斜板角検出器を設置することが難しい。そのため、そのような場合には油圧ポンプの容積を算出することができなない。

　また、油圧ポンプの必要動力を計算するためにはエンジン回転数も知る必要がある。しかし、ミニショベル等の小型の油圧ショベルにおいては、小型化のためにエンジンに回転数を検出するためのセンサを備えていない場合などもある。

　以上のことが、ミニショベル等の小型の油圧ショベル等の作業機械にハイブリッドシステムを搭載するための問題点になっていた。

　本発明の目的は、油圧ポンプの斜板の傾斜角をセンサで検出することなく、油圧ポンプの容量を推定可能とし、搭載スペースが不足しがちな小型の作業機械であっても容易にハイブリッドシステムを搭載可能とするハイブリッド式作業機械を提供することである。

　また、本発明の他の目的は、油圧ポンプの斜板の傾斜角とエンジンの回転数をセンサで検出することなく、油圧ポンプの必要動力を計算可能とし、小型化のためにエンジンに回転数を検出するためのセンサを備えていないミニショベル等の小型の油圧ショベルであっても、容易にハイブリッドシステムを搭載可能とするハイブリッド式作業機械を提供することである。

　上記目的を達成するために、本発明は、エンジンと、前記エンジンにより駆動される油圧ポンプと、前記エンジンと併用して前記油圧ポンプを駆動する電動機と、前記油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータと、前記油圧ポンプの吐出圧が高くなるにしたがって前記油圧ポンプの容量を減らし、前記油圧ポンプの吸収トルクが予め設定した最大トルクを超えないように制御するトルク制御部と、前記油圧ポンプの吐出圧が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう前記油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御部とを有するポンプ制御装置とを備えたハイブリッド式作業機械において、前記油圧ポンプの吐出圧を検出する第１圧力センサと、前記油圧ポンプの吐出圧と前記最高負荷圧との差圧に係わる圧力を検出する第２圧力センサとを含む複数の圧力センサと、前記複数の圧力センサが検出した圧力に基づいて、前記油圧ポンプの必要動力と前記エンジンの出力とを演算し、前記油圧ポンプの必要動力と前記エンジンの出力との比較結果に応じて前記電動機の力行制御と発電制御とを切り換える制御装置とを備え、前記制御装置は、前記第１及び第２圧力センサで検出した圧力と、前記油圧ポンプの押しのけ容積可変部材の運動方程式を用いて前記油圧ポンプの容量を仮想的に演算するものとする。

　このように制御装置において、第１及び第２圧力センサで検出した圧力と、油圧ポンプの押しのけ容積可変部材の運動方程式を用いて油圧ポンプの容量を仮想的に演算することにより、油圧ポンプの斜板の傾転角をセンサで検出することなく、油圧ポンプの容量を推定できるので、傾転角センサを設ける必要がない。その結果、搭載スペースが不足しがちなミニショベル等の小型の油圧ショベルであっても、容易にハイブリッドシステムを搭載することができる。

　また、上記目的を達成するために、本発明は、上述したハイブリッド式作業機械において、前記エンジンにより駆動されるパイロットポンプと、前記パイロットポンプに接続され、前記パイロットポンプの吐出油に基づいてパイロット一次圧を生成するパイロット油圧源と、前記パイロットポンプと前記パイロット油圧源の間に位置し、前記パイロットポンプの吐出油に基づいて前記エンジンの回転数に依存する油圧信号を絶対圧として生成して出力するエンジン回転数検出弁とを更に備え、前記ポンプ制御装置のロードセンシング制御部は、前記エンジン回転数検出弁の前記油圧信号が前記ロードセンシング制御の目標差圧として導かれ、前記複数の圧力センサは、前記エンジン回転数検出弁が出力する前記油圧信号を検出する第３圧力センサを更に含み、前記制御装置は、前記第３圧力センサで検出した前記油圧信号の圧力を用いて前記エンジンの回転数を演算し、このエンジン回転数を用いて前記エンジンの出力を演算するとともに、前記第１圧力センサ、前記第２圧力センサ、前記第３圧力センサのそれぞれが検出した圧力と、前記油圧ポンプの押しのけ容積可変部材の運動方程式を用いて前記油圧ポンプの容量を仮想的に演算するものとする。

　このように第３圧力センサで検出したエンジン回転数検出弁が出力する油圧信号の圧力からエンジン回転数を算出することにより、油圧ポンプの斜板の傾斜角とエンジンの回転数をセンサで検出することなく、油圧ポンプの必要動力が計算可能となり、小型化のためにエンジンに回転数を検出するためのセンサを備えていないミニショベル等の小型の油圧ショベルであっても、容易にハイブリッドシステムを搭載することができる。

　また、好ましくは、上記のハイブリッド式作業機械において、前記油圧ポンプの吐出圧と前記最高負荷圧との差圧を絶対圧として生成して出力する差圧減圧弁とを備え、前記第２圧力センサは、前記差圧減圧弁が出力する前記差圧を検出する圧力センサであり、前記複数の圧力センサは、前記第１圧力センサと前記第２圧力センサと前記第３圧力センサの３つの圧力センサである。

　これにより搭載スペースが不足しがちでかつ小型化のためにエンジンに回転数を検出するためのセンサを備えていないミニショベル等の小型の油圧ショベルであっても、容易にハイブリッドシステムを搭載することができる。

　本発明によれば、油圧ポンプの斜板の傾斜角をセンサで検出することなく、油圧ポンプの容量を推定可能とし、搭載スペースが不足しがちな小型の作業機械であっても容易にハイブリッドシステムを搭載することができる。

　また、本発明によれば、油圧ポンプの斜板の傾斜角とエンジンの回転数をセンサで検出することなく、油圧ポンプの必要動力を計算可能とし、小型化のためにエンジンに回転数を検出するためのセンサを備えていないミニショベル等の小型の油圧ショベルであっても、容易にハイブリッドシステムを搭載することができる。

本発明の一実施の形態におけるハイブリッド式作業機械の油圧駆動システム（ハイブリッドシステム）の構成を示す図である。車体コントローラの処理内容を示す機能ブロック図である。推定器の詳細を示すブロック図である。図３Ａに示した推定器の一部の拡大図である。図３Ａに示した推定器の他の一部の拡大図である。推定器の演算で使用する力学的モデル例とその力学的モデル例で使用されるパラメータを説明するための図である。本発明の油圧駆動システムが搭載されるミニショベル（小型の油圧ショベル）の外観を示す図である。

　以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。
＜第１の実施の形態＞
　～構成～
　図１は本発明の一実施の形態におけるハイブリッド式作業機械の油圧駆動システム（ハイブリッドシステム）の構成を示す図である。本実施の形態は、本発明をフロントスイング式の油圧ショベルに適用した場合のものである。

　図１において、本実施の形態に係わる油圧駆動システム（ハイブリッドシステム）は、エンジン１と、このエンジン１により駆動されるメインポンプとしての可変容量型の油圧ポンプ２及び固定容量型のパイロットポンプ３０と、油圧ポンプ２に動力分配器７０を介してエンジン１と並列に接続され、油圧ポンプ２とパイロットポンプ３０を補助的に駆動したり、エンジン１によって駆動されて発電機として機能する電動機／発電機（以下単に電動機という）６０と、油圧ポンプ２から吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…と、油圧ポンプ２と複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…との間に配置されたコントロールバルブ４と、油圧ポンプ２の斜板の傾転角（容量或いは押しのけ容積）を制御するポンプ制御装置１２と、パイロットポンプ３０の吐出油が供給される圧油供給油路３１ａに接続されたエンジン回転数検出弁１３と、エンジン回転数検出弁１３の下流側のパイロット油路３１ｂに接続され、パイロット油圧源３３を形成するパイロットリリーフ弁３２と、パイロット油路３１ｂに接続された安全弁としてのゲートロック弁１００であって、ゲートロックレバー２４によって操作され、下流側のパイロット油路３１ｃをパイロット油路３１ｂとタンクＴの一方に選択的に連通させるゲートロック弁１００と、パイロット油路３１ｃに接続され、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…を動作させるための指令パイロット圧（指令信号）を生成する操作レバー装置１２２，１２３（図４参照）とを備えている。

　コントロールバルブ４は、油圧ポンプ２の吐出油が供給される第１圧油供給油路５（配管）に接続された第２圧油供給油路４ａ（内部通路）と、第２圧油供給油路４ａから分岐する油路８ａ，８ｂ，８ｃ…に接続され、油圧ポンプ２からアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に供給される圧油の流量と方向をそれぞれ制御するクローズドセンタ型の複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…と、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…の上流側において油路８ａ，８ｂ，８ｃ…に接続され、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…のメータイン絞り部の前後差圧を制御する圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ…と、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の負荷圧のうちの最高圧力（最高負荷圧）を選択して信号油路２７に出力するシャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…と、油圧ポンプ２の吐出圧と前記最高負荷圧との差圧を絶対圧として信号油路２８に出力する差圧減圧弁１１と、第２圧油供給油路４ａに接続され、第２圧油供給油路４ａの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧）が設定圧力以上にならないように制限するメインリリーフ弁１４と、第２圧油供給油路４ａに接続され、油圧ポンプ２の吐出圧が最高負荷圧にアンロード圧（バネ１５ａと受圧部１５ｂのセット圧）を加算した圧力よりも高くなると開状態になって油圧ポンプ２の吐出油をタンクＴに戻し、油圧ポンプ２の吐出圧の上昇を制限するアンロード弁１５とを有している。

　アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃは例えば油圧ショベルの旋回モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダであり、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃはそれぞれ例えば旋回用、ブーム用、アーム用の流量制御弁である。図示の都合上、バケットシリンダ、ブームスイングシリンダ、走行モータ等のその他のアクチュエータ及びこれらアクチュエータに係わる流量制御弁の図示は省略している。

　流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…はそれぞれ負荷ポート２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…を有し、これらの負荷ポート２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…は、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置にあるときはタンクＴに連通して、負荷圧としてタンク圧を出力し、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置から図示左右の操作位置に切り換えられたときは、それぞれのアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に連通して、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の負荷圧を出力する。

　シャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…はトーナメント形式に接続され、負荷ポート２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…及び信号油路２７とともに最高負荷圧検出回路を構成する。シャトル弁９ｃは最後段のシャトル弁であり、その出力圧は最高負荷圧として信号油路２７に出力され、信号油路２７に出力された最高負荷圧は信号油路２７ａ，２７ｂを介して差圧減圧弁１１とアンロード弁１５に導かれる。

　圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ…は、差圧減圧弁１１の出力圧が油路２８ａを介して導かれる開方向作動の受圧部２１ａ，２１ｂ，２１ｃ…と、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…のメータイン絞り部の前後差圧を検出する受圧部２２ａ，２３ａ、２２ｂ，２３ｂ，２２ｃ，２３ｃ…を有し、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…のメータイン絞り部の前後差圧が差圧減圧弁１１の出力圧（油圧ポンプ２の吐出圧とアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧との差圧）に等しくなるように制御する。

　差圧減圧弁１１は、パイロット油路３１ｂの圧力を元圧として油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧を絶対圧として生成するバルブであり、油圧ポンプ２の吐出圧が導かれる受圧部１１ａと、最高負荷圧が導かれる受圧部１１ｂと、自身の出力圧が導かれる受圧部１１ｃとを有している。

　アンロード弁１５は、アンロード弁のアンロード圧（クラッキング圧）Ｐｕｎを設定する閉方向作動のバネ１５ａ及び受圧部１５ｂと、第２圧油供給油路４ａの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧）が導かれる開方向作動の受圧部１５ｃと、最高負荷圧が信号油路２７ａを介して導かれる閉方向作動の受圧部１５ｄとを有しており、第２圧油供給油路４ａの圧力が最高負荷圧に、バネ１５ａと受圧部１５ｂとによって設定されるアンロード圧Ｐｕｎを加算した圧力よりも高くなると、アンロード弁１５は開状態になって第２圧油供給油路４ａの圧油をタンクＴに戻し、第２圧油供給油路４ａの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧）の上昇を制限する。アンロード弁１５のバネ１５ａと受圧部１５ｂとによって設定されるアンロード圧Ｐｕｎは、一般的に、エンジン１が定格最高回転数にあるときのエンジン回転数検出弁１３の出力圧によって設定されるロードセンシング制御の目標差圧（後述）と概ね同じ値か、それよりも少し高い圧力に設定されている。本実施の形態では、受圧部１５ｂに油路２９ａを介してエンジン回転数検出弁１３の出力圧が導かれており、これによりアンロード圧Ｐｕｎはバネ１５ａの設定圧力とエンジン回転数検出弁１３の出力圧とを加算した圧力に設定され、その結果、アンロード圧Ｐｕｎは、バネ１５ａの設定分だけロードセンシング制御の目標差圧より高い圧力に設定されている。また、受圧部１５ｂにエンジン回転数検出弁１３の出力圧を導いてアンロード圧Ｐｕｎを設定することにより、低温時のエンジン始動性を向上させている。

　エンジン回転数検出弁１３は、パイロットポンプ３０からの吐出流量に応じてその絞り量が可変となる特性を持つ可変絞り弁１３ａと、その可変絞り弁１３ａの前後差圧を絶対圧Ｐｇｒとして出力する差圧減圧弁１３ｂとから構成される。パイロットポンプ３０の吐出流量はエンジン回転数に依存して変化するため、可変絞り弁１３ａの前後差圧もエンジン回転数に依存して変化し、その結果、差圧減圧弁１３ｂが出力する絶対圧Ｐｇｒもエンジン回転数に依存して変化する。絶対圧Ｐｇｒは油路１３ｃを介してポンプ制御装置１２に導かれ、ポンプ制御装置１２は絶対圧Ｐｇｒをロードセンシング制御の目標差圧として油圧ポンプ２の斜板の傾転角（容量或いは押しのけ容積）を制御する。これによりエンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善が図れ、エンジン回転数を低く設定した場合に良好な微操作性が得られる。この点は特開平１０－１９６６０４号公報に詳しい。

　ポンプ制御装置１２はトルク制御ピストン１２ａ（トルク制御部）と、ＬＳ制御弁１２ｂ及びＬＳ制御ピストン１２ｃ（ロードセンシング制御部）とを有している。

　トルク制御ピストン１２ａは油圧ポンプ２の吐出圧が高くなるにしたがって油圧ポンプ２の斜板の傾転角を減らして、油圧ポンプ２の吸収トルク（入力トルク）が予め設定した最大トルクを超えないように制御し、これにより油圧ポンプ２の吸収トルクがエンジン１の制限トルクを越えないように制御され、油圧ポンプ２の消費馬力を制限し、過負荷によるエンジン１の停止（エンジンストール）が防止される。

　ＬＳ制御弁１２ｂは対向する受圧部１２ｄ，１２ｅを有し、受圧部１２ｄには油路１３ｃを介してエンジン回転数検出弁１３の差圧減圧弁１３ｂが出力する絶対圧Ｐｇｒ（以下差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒという）がロードセンシング制御の目標差圧（目標ＬＳ差圧）として導かれ、受圧部１２ｅに油路２８ｂを介して差圧減圧弁１１の出力圧（油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧の絶対圧；以下出力圧Ｐｌｓという）が導かれる。ＬＳ制御弁１２ｂは、差圧減圧弁１１の出力圧Ｐｌｓが差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒよりも高くなると、パイロット油路３１ｂの圧力をＬＳ制御ピストン１２ｃに導いて油圧ポンプ２の斜板の傾転角を減らし、差圧減圧弁１１の出力圧Ｐｌｓが差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒよりも低くなると、ＬＳ制御ピストン１２ｃをタンクＴに連通して油圧ポンプ２の斜板の傾転角を増やし、これにより油圧ポンプ２の吐出圧が最高負荷圧よりも差圧減圧弁１３ｂの出力圧（目標差圧）だけ高くなるように油圧ポンプ２の斜板の傾転角を制御する。これによりＬＳ制御弁１２ｂ及びＬＳ制御ピストン１２ｃは、油圧ポンプ２の吐出圧が複数のアクチユエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧よりも目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御する。

　また、本実施の形態の油圧駆動装置は、電動機／発電機６０を電動機と発電機とに切り替えるコンバータ６１と、コンバータ６１を介して電動機／発電機６０に動力を供給もしくは電動機／発電機６０で発生した電力を蓄えるバッテリ６２と、バッテリ６２の状況を制御するためのバッテリコントローラ６３と、第１圧油供給油路５に接続され、油圧ポンプ２の吐出圧を検出する圧力センサ４０と、油路１３ｃに接続され、エンジン回転数検出弁１３の出力圧Ｐｇｒを検出する圧力センサ４１と、差圧減圧弁１１の出力圧Ｐｌｓを検出する圧力センサ４２と、車体コントローラ６４とを備えている。

　車体コントローラ６４は、前記各圧力センサ４０，４１，４２から検出圧を入力し、油圧ポンプ２に必要な動力を推定し、エンジン１の出力との比較から電動機／発電機６０を電動機として用いるのか発電機として用いるのかを判定し、車体コントローラ６４からコンバータ６１に制御信号が出力される。

　図４は、本発明の油圧駆動システムが搭載されるミニショベル（小型の油圧ショベル）の外観を示す図である。

　図４において、作業機械としてよく知られているミニショベルは、上部旋回体３００と、下部走行体３０１と、スイング式のフロント作業機３０２を備え、フロント作業機３０２は、ブーム３０６、アーム３０７、バケット３０８から構成されている。上部旋回体３００は下部走行体３０１を図１に示す旋回モータ３ｃの回転によって旋回可能である。上部旋回体３００の前部にはスイングポスト３０３が取り付けられ、このスイングポスト３０３にフロント作業機３０２が上下動可能に取り付けられている。スイングポスト３０３は図示しないスイングシリンダの伸縮により上部旋回体３００に対して水平方向に回動可能であり、フロント作業機３０２のブーム３０６、アーム３０７、バケット３０８はブームシリンダ３ａ，アームシリンダ３ｂ，バケットシリンダ３ｄの伸縮により上下方向に回動可能である。下部走行体３０１は中央フレームには、ブレードシリンダ３ｅの伸縮により上下動作を行うブレード３０５が取り付けられている。下部走行体３０１は、走行モータ３ｆ，３ｇの回転により左右の履帯３１０，３１１を駆動することによって走行を行う。図１ではブームシリンダ３ａ、アームシリンダ３ｂ、旋回モータ３ｃのみを示し、バケットシリンダ３ｄ、ブレードシリンダ３ｅ、左右の走行モータ３ｆ，３ｇやそれらの回路要素を省略している。

　上部旋回体３００にはキャビン(運転室)３１３が設置され、キャビン３１３内には、運転席１２１、フロント／旋回用の操作レバー装置１２２，１２３（図４では右側のみ図示）、走行用の操作レバー装置１２４、ゲートロックレバー２４が設けられている。

　図２は、車体コントローラ６４の処理内容を示す機能ブロック図である。

　車体コントローラ６４は、推定器（オブザーバ)６４ａ、回転数テーブルデータ６４ｂ、乗算器６４ｃ，６４ｄ、変換器６４ｅ、エンジン出力テーブルデータ６４ｆ、減算器６４ｇ、演算器６４ｈの各機能を有している。

　推定器６４ａは、油圧ポンプ２の斜板２ａの運動方程式をプログラムとして記述しておき、圧力センサ４０，４１，４２で検出した油圧ポンプ２の吐出圧、エンジン回転数検出弁１３の出力圧Ｐｇｒ、差圧減圧弁１１の出力圧Ｐｌｓと、その運動方程式を用いて、油圧ポンプ２の容量（以下適宜「ポンプ容量」という）を仮想的に算出する。斜板２ａの運動方程式には油圧ポンプ２の馬力制御とロードセンシング制御による流量制御による動作が含まれる（後述）。

　回転数テーブルデータ６４ｂは、圧力センサ４１で検出したエンジン回転数検出弁１３の出力圧Ｐｇｒを入力し、予め記憶した絶対圧Ｐｇｒとエンジン回転数の関係にエンジン回転数検出弁１３の出力圧Ｐｇｒを参照し、油圧ポンプ２の回転数（以下適宜「ポンプ回転数」という）を算出する。エンジン回転数検出弁１３は、パイロットポンプ３０の吐出流量に応じて絶対圧Ｐｇｒを出力するので、逆にその絶対圧Ｐｇｒからパイロットポンプ３０の吐出流量、すなわちパイロットポンプ３０の回転数を算出し、ポンプ回転数を求めることができる。

　乗算器６４ｃ，６４ｄと換算器６４ｅは、推定器６４ａで仮想的に演算したポンプ容量と、圧力センサ４０で検出した油圧ポンプ２の吐出圧とを用いて油圧ポンプ２の必要動力を演算するポンプ動力演算部６４ｊを構成しており、乗算器６４ｃは、得られたポンプ容量とポンプ回転数を乗ずることで、油圧ポンプ２が吐出する流量（以下適宜「ポンプ流量」という）を算出し、乗算器６４ｄは、圧力センサ４０で検出した油圧ポンプ２の吐出圧（以下適宜「ポンプ圧」という）とポンプ流量を乗じることで、油圧ポンプ２の必要動力（以下ポンプ必要動力という）を算出する。

　エンジン出力テーブルデータ６４ｆは、回転数テーブルデータ６４ｂで算出したポンプ回転数を入力し、予め記憶したエンジン１の出力馬力特性にポンプ回転数を参照し、エンジン１の出力（以下適宜「エンジン出力」という）を算出する。このとき、油圧ポンプ２の回転数とエンジン１の回転数とが動力分配器７０の減速比などによって異なる場合は、その回転数の差分を変換器６４ｅによって補正する。

　本実施の形態において、乗算器６４ｃ，６４ｄ（ポンプ動力演算部６４ｊ）で演算されるポンプ必要動力及びエンジン出力テーブルデータ６４ｆで演算されるエンジン出力は,それぞれ、馬力の値である。なお、これらはトルクの値であってもよい。その場合は、乗算器６４ｃが不要であり、エンジン出力テーブルデータ６４ｆは、エンジン１の出力トルク特性を記憶しておけばよい。

　減算器６４ｇは、算出されたエンジン出力からポンプ必要動力を減算する。演算器６４ｈは、減算器６４ｇで算出された「エンジン出力」－「ポンプ必要動力」に基づいて、モータ／発電機の機能の切替の判定を行う。具体的には、演算器６４ｈは、仮に「エンジン出力」－「ポンプ必要動力」－Ｐｍ≧０の場合は、エンジン出力に余裕があるということなので、電動機／発電機６０が発電機として用いるようコンバータ６１に制御信号を出力する。逆に、「エンジン出力」－「ポンプ必要動力」－Ｐｍ＜０の場合は、ポンプ必要動力に対してエンジン出力の余裕が足りないということなので、電動機／発電機６０を電動機として用いるようコンバータ６１に制御信号を出力する。

　ここで、Ｐｍとは「ポンプ必要動力」の「エンジン出力」に対する余裕であり、ある所定の値に予め決めておく。

　推定器６４ａの詳細を図３Ａ～３Ｄを用いて説明する。

　図３Ａは、推定器６４ａの詳細を示すブロック図であり、図３Ｂ及び図３Ｃは図３Ａの一部をそれぞれ拡大して示す図である。

　推定器６４ａは、圧力センサ４１で検出したエンジン回転数検出弁１３の出力圧Ｐｇｒと圧力センサ４２で検出した差圧減圧弁１１の出力圧Ｐｌｓを入力し、油圧的なモデルに基づいてＬＳ制御ピストン１２ｃ内の圧力を計算する計算部８１と、圧力センサ４０で検出したポンプ圧を入力し、かつ計算部８１で求めたＬＳ制御ピストン１２ｃ内の圧力を用い、斜板２ａの回転中心まわりに作用するモーメント合計から力学的モデル例に基づいて斜板２ａの運動方程式を立てて、ポンプ容量を計算する計算部８２からなっている。図３Ｂは計算部８１の拡大図であり、図３Ｃは計算部８２の拡大図である。

　図３Ｄは、推定器６４ａの演算で使用する力学的モデル例とその力学的モデル例で使用されるパラメータを説明するための図である。

　まず、図３Ｄを用いて、力学的モデル例で使用されるパラメータについて説明する。図３Ｄでは、油圧ポンプ２の斜板傾転調整部の構成を模式図（力学的モデル例）で示しており、油圧ポンプ２の斜板を長方形状の棒状部材２ａで示している。

　力学的モデル例で使用されるパラメータは以下の通りである。

　Acp：ＬＳ制御ピストン１２ｃの受圧面積
　Fcp：ＬＳ制御ピストン１２ｃから斜板２ａが受ける力
　Fp：ポンプ要素であるピストンシリンダの各ピストンから斜板２ａが受ける合力
（ポンプ要素であるピストンシリンダの各ピストンは図１に示したトルク制御ピストン１２ａを兼ねている。ピストンシリンダの各ピストンは斜板２ａの回転中心からオフセットしており、油圧ポンプ２の吐出圧が高くなると、斜板２ａの傾転角を小さくする方向に力を発生する。）
　Fk：トルク制御用バネ１２ｆから斜板２ａが受ける力
（バネ１２ｆは油圧ポンプ２が消費する最大トルクを設定する。）
　k：トルク制御用バネ１２ｆのバネ定数
　θ：斜板２ａの傾転角
（傾転角θが大きくなるとポンプ容量が大きくなり、傾転角θが小さくなるとポンプ容量が小さくなる。）
　lcp：ＬＳ制御ピストン１２ｃから斜板２ａが受ける力Fcpの作用点と斜板２ａの回転中心との距離
　lp：ピストンシリンダの各ピストン（トルク制御ピストン１２ａ）から斜板２ａが受ける合力Fpの作用点と斜板２ａの回転中心との距離
　lk：トルク制御用バネ１２ｆから斜板２ａが受ける力Fkの作用点と斜板２ａの回転中心との距離
　図３Ａの演算で用いられる図３Ｄに示すパラメータ以外のパラメータは以下の通りである。

　ρ：作動油の密度
　C_PA：ＬＳ制御弁１２ｂのポンプポートＰ→アクチュエータポートＡの縮流係数
　C_AT：ＬＳ制御弁１２ｂのアクチュエータポートＡ→タンクポートＴの縮流係数
　B：作動油の体積弾性率
　V_cp：ＬＳ制御ピストン１２ｃ内部の体積
　1/s：積分ブロック
　I_SW：斜板２ａの回転中心まわりの慣性モーメント
　c：斜板の粘性係数
　図３Ｂに示すように、計算部８１はサブ計算部８１ａ～８１ｆから構成され、以下のように圧力センサ４１で検出したエンジン回転数検出弁１３の出力圧Ｐｇｒ（以下Ｐｇｒ圧という）と圧力センサ４２で検出した差圧減圧弁１１の出力圧Ｐｌｓ（以下Ｐｌｓ圧という）からＬＳ制御ピストン１２ｃ内の圧力を計算する。
＜サブ計算部８１ａ＞
　サブ計算部８１ａは、Ｐｇｒ圧とＰｌｓ圧との差の圧力を演算し、この差の圧力によってＬＳ制御弁１２ｂのメータイン開口面積ＡPAとメータアウト開口面積ＡATを演算する。前述した如く、ＬＳ制御弁１２ｂの対向する受圧部１２ｄ，１２ｅにＰｇｒ圧とＰｌｓ圧がそれぞれ導かれており、ＬＳ制御弁１２ｂはＰｇｒ圧とＰｌｓ圧との差の圧力に応じてストロークして、メータイン絞りの開口面積（メータイン開口面積ＡPA）とメータアウト絞りの開口面積（メータアウト開口面積ＡAT）を変化させる。メータイン絞りはＬＳ制御弁１２ｂのポンプポートＰとアクチュエータポートＡを連通させる通路の絞りであり、メータアウト絞りはアクチュエータポートＡとタンクポートＴを連通させる通路の絞りである。ポンプポートＰはパイロット油路３１ｂに接続され、アクチュエータポートＡはＬＳ制御ピストン１２ｃに接続され、タンクポートＴはタンクＴに接続されている。車体コントローラ６４は、Ｐｇｒ圧とＰｌｓ圧との差の圧力に対するメータイン開口面積ＡPAの関係及びメータアウト開口面積ＡATの関係を予め記憶しており、サブ計算部８１ａは、差の圧力の演算値をそれらの関係に参照することによりメータイン開口面積ＡPAとメータアウト開口面積ＡATを求める。
＜サブ計算部８１ｂ＞
　サブ計算部８１ｂは、サブ計算部８１ａで演算したメータイン開口面積ＡPAと、予め記憶したパイロット油路３１ｂの圧力（一定値）と、後述する内部演算値であるＬＳ制御ピストン１２ｃ内の圧力ＰCPを用いて、ＬＳ制御ピストン１２ｃにＬＳ制御弁１２ｂのメータイン絞りを介して流入する流量を演算する。一般的に、絞り（オリフィス）を通過する流量Ｑは下記の式で求めることができる。

　　　Ｑ＝Ｃ・Ａ√（２（ΔＰ）／ρ）　　　　・・・（１）
　　　　Ｃ：絞りの縮流係数
　　　　Ａ：絞りの開口面積
　　　　ΔＰ：絞りの前後差圧
　　　　ρ：流体の密度
　サブ計算部８１ｂは、パイロット油路３１ｂの圧力（一定値）から内部演算値であるＬＳ制御ピストン１２ｃ内の圧力ＰCPを減算することで、ＬＳ制御弁１２ｂのメータイン絞りの前後差圧を求め、この前後差圧と、サブ計算部８１ａで計算したメータイン開口面積ＡPAと、作動油の密度ρ及びメータイン絞りの縮流係数C_PAを上述した（１）式に適用することで、ＬＳ制御弁１２ｂのメータイン絞りを介して流入する流量を求める。
＜サブ計算部８１ｃ＞
　サブ計算部８１ｃは、サブ計算部８１ａで演算したメータアウト開口面積ＡATと後述する内部演算値であるＬＳ制御ピストン１２ｃ内の圧力ＰCPを用いて、サブ計算部８１ｂと同様の考えに基づいて、ＬＳ制御ピストン１２ｃからＬＳ制御弁１２ｂのメータアウト絞りを介して流出する流量を演算する。タンクＴの圧力を０とみなした場合、メータアウト絞りの前後差圧はＬＳ制御ピストン１２ｃ内の圧力ＰCPに等しくなり、この場合も、その前後差圧（ＬＳ制御ピストン１２ｃ内の圧力ＰCP）と、サブ計算部８１ａで計算したメータアウト開口面積ＡATと、作動油の密度ρ及びメータアウト絞りの縮流係数C_ATを上述した（１）式に適用することで、ＬＳ制御弁１２ｂのメータアウト絞りを介して流出する流量が求まる。
＜サブ計算部８１ｄ＞
　サブ計算部８１ｄは、後述する内部演算値である斜板の角速度にＬＳ制御ピストン１２ｃの受圧面積Acpを乗じることで、ＬＳ制御ピストン１２ｃ自身が伸び縮みすることで発生する流量を演算する。
＜サブ計算部８１ｅ＞
　サブ計算部８１ｅは、サブ計算部８１ｂ，８１ｃ，８１ｄで演算されたＬＳ制御ピストン１２ｃへの流入／流出する流量を加算し、合計流量を演算する。
＜サブ計算部８１ｆ＞
　サブ計算部８１ｆは、サブ計算部８１ｅで演算した合計流量に堆積弾性率B／ＬＳ制御ピストン１２ｃの内部の体積V_cpを乗じ、その値を積分することで、ＬＳ制御ピストン１２ｃ内の圧力ＰCPを演算する。

　図３Ｃに示すように、計算部８２はサブ計算部８２ａ～８２ｈから構成され、以下のように圧力センサ４０で検出したポンプ圧と計算部８１で計算したＬＳ制御ピストン１２ｃ内の圧力からポンプ容量を計算する。
＜サブ計算部８２ａ＞
　サブ計算部８２ａは、計算部８１で演算したＬＳ制御ピストン１２ｃ内の圧力ＰCPにＬＳ制御ピストン１２ｃの受圧面積を乗じることで、ＬＳ制御ピストン１２ｃから斜板２ａが受ける力Fcpを演算し、この力Fcpに、ＬＳ制御ピストン１２ｃから斜板２ａが受ける力Fcpの作用点と斜板２ａの回転中心との距離lcpを乗じることで、ＬＳ制御ピストン１２ｃ内の圧力ＰCPによる斜板２ａの回転モーメントを演算する。
＜サブ計算部８２ｂ＞
　サブ計算部８２ｂは、ポンプ圧からピストンシリンダの各ピストンから斜板２ａが受ける合力（トルク制御ピストン１２ａから斜板２ａが受ける力）Fpを演算し、この合力Fpを、斜板２ａが受ける合力Fpの作用点と斜板２ａの回転中心との距離lpを乗じることで、ポンプ圧Ｐｄによる斜板２ａの回転モーメントを演算する。車体コントローラ６４は、ポンプ圧とピストンシリンダの各ピストンから斜板２ａが受ける合力Fpとの関係を予め記憶しており、サブ計算部８２ｂは、ポンプ圧をその関係に参照することで、合力Fpを求める。
＜サブ計算部８２ｃ＞
　サブ計算部８２ｃは、後述する内部演算値である斜板２ａの傾転角θにトルク制御用バネ１２ｆのバネ定数kを乗じることで、トルク制御用バネ１２ｆから斜板２ａが受ける力Fkを演算し、この力Fkに、斜板２ａが受ける力Fkの作用点と斜板２ａの回転中心との距離lkを乗じることで、トルク制御用バネ１２ｆの付勢力による斜板２ａの回転モーメントを演算する。
＜サブ計算部８２ｄ＞
　サブ計算部８２ｄは、サブ計算部８２ａ，８２ｂ，８２ｃで演算した斜板２ａの回転中心回りに作用するモーメントを加算して合計モーメントを演算する。
＜サブ計算部８２ｅ＞
　サブ計算部８２ｅは、後述する内部演算値である斜板の角速度に斜板の粘性係数cを乗じることで、斜板２ａの回転中心回りに作用する抵抗モーメントを演算し、この抵抗モーメントをサブ計算部８２ｄで演算した合計モーメントから減算することで、斜板２ａの回転中心回りに作用するモーメントを算出する。
＜サブ計算部８２ｆ＞
　サブ計算部８２ｆは、サブ計算部８２ｅで演算した斜板２ａの回転中心回りに作用するモーメントに１／斜板２ａの回転中心まわりの慣性モーメントI_SWを乗じ、その値を積分することで、斜板２ａの角速度を演算する。
＜サブ計算部８２ｇ＞
　サブ計算部８２ｇは、サブ計算部８２ｆで演算した斜板２ａの角速度を積分することで、斜板２ａの傾転角を演算する。
＜サブ計算部８２ｈ＞
　サブ計算部８２ｈは、サブ計算部８２ｇで求めた斜板２ａの傾転角からポンプ容量を演算する。車体コントローラ６４は、斜板２ａの傾転角とポンプ容量との関係を予め記憶しており、サブ計算部８２ｈは、斜板２ａの傾転角をその関係に参照することで、ポンプ容量を求める。

　～油圧回路の基本動作～
　まず、本実施の形態の油圧駆動システムの油圧回路の基本動作を説明する。

　操作レバー装置１２２，１２３を含む全ての操作装置の操作レバーが中立位置にある場合、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…は中立位置にあり、油圧ポンプ２からの吐出油はアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に供給されない。また、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置にあるときは、シャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…により検出される最高負荷圧はタンク圧であり、アンロード弁１５は、油圧ポンプ２の吐出圧がアンロード圧Ｐｕｎ（バネ１５ａの設定圧力とエンジン回転数検出弁１３の出力圧とを加算した圧力）よりも高くなると、開状態となり、油圧ポンプ２の吐出圧がアンロード圧Ｐｕｎより高くならないように制御する。

　一方、油圧ポンプ２の吐出圧が上昇し、差圧減圧弁１１の出力圧がエンジン回転数検出弁１３の出力圧よりも大きくなると、ＬＳ制御弁１２ｂは図示右側の位置に切り換わり、ＬＳ制御ピストン１２ｃにパイロット油圧源３３の圧力が導かれ、油圧ポンプ２は傾転角が小さくなるよう制御される。油圧ポンプ２には、その最小傾転角を規定するストッパ（図示せず）が設けられており、油圧ポンプ２はそのストッパにより規定される最小傾転角に保持され、最少流量を吐出する。

　任意のアクチュエータ、例えばブーム用の操作レバーを単独で操作した場合は、流量制御弁６ｂが切り換わり、ブームシリンダ３ｂに圧油が供給され、ブームシリンダ３ｂが駆動される。

　流量制御弁６ｂを流れる流量は、流量制御弁６ｂのメータイン絞りの開口面積とメータイン絞りの前後差圧によって決まり、メータイン絞りの前後差圧は圧力補償弁７ｂによって差圧減圧弁１１の出力圧と等しくなるように制御されるため、流量制御弁６ｂを流れる流量（したがってブームシリンダ３ｂの駆動速度）は操作レバーの操作量（要求流量）に応じて制御される。

　ブームシリンダ３ｂが動き始めると、一時的に油圧ポンプ２の吐出圧が低下するが、油圧ポンプ２のＬＳ制御弁１２ｂには、エンジン回転数検出弁１３の出力圧と差圧減圧弁１１の出力圧とが導かれており、油圧ポンプ２の吐出圧が低下して差圧減圧弁１１の出力圧がエンジン回転数検出弁１３の出力圧よりも低下すると、ＬＳ制御弁１２ｂは図示左側の位置に切り換わり、ＬＳ制御ピストン１２ｃをタンクＴに連通させて油圧ポンプ２の傾転角を増加するよう制御し、油圧ポンプ２の吐出流量が増加する。この油圧ポンプ２の吐出流量の増加は、差圧減圧弁１１の出力圧がエンジン回転数検出弁１３の出力圧と等しくなるまで続く。これらの一連の働きにより、油圧ポンプ２の吐出圧が最高負荷圧よりもエンジン回転数検出弁１３の出力圧（目標差圧）だけ高くなるよう制御され、操作レバーの操作量に応じた流量（要求流量）をブームシリンダ３ｂに供給する、いわゆるロードセンシング制御が行われる。

　また、ブームシリンダ３ｂの駆動時は、アンロード弁１５にブームシリンダ３ｂの負荷圧が最高負荷圧として導かれ、ブームシリンダ３ｂの負荷圧に応じてアンロード弁１５のクラッキング圧力（アンロード弁１５が開き始める圧力）は上昇するため、アンロード弁１５が開弁することなく油圧ポンプ２の吐出油をブームシリンダ３ｂに供給することが可能となる。また、油圧ポンプ２の吐出圧が過渡的に最高負荷圧よりアンロード圧Ｐｕｎ（バネ１５ａの設定圧力とエンジン回転数検出弁１３の出力圧とを加算した圧力）より高くなった場合は、アンロード弁１５は開弁して油圧ポンプ２の吐出油の一部をタンクに戻し、過渡的な油圧ポンプ２の吐出圧の上昇を防止する。

　２つ以上のアクチュエータの操作レバー、例えばブーム用の操作レバーとアーム用の操作レバーを複合で操作した場合も、操作レバーを単独で操作した場合と同様、油圧ポンプ２の吐出圧が最高負荷圧よりもエンジン回転数検出弁１３の出力圧（目標差圧）だけ高くなるようロードセンシング制御が行われ、ブームシリンダ３ｂ及びアームシリンダ３ｃに操作レバーの操作量に応じた流量（要求流量）が供給され、ブームシリンダ３ｂ及びアームシリンダ３ｃが駆動される。

　また、流量制御弁６ｂ，６ｃのメータイン絞り部の前後差圧は圧力補償弁７ｂ，７ｃによって差圧減圧弁１１の出力圧（油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧）に等しくなるように制御されているため、ブームシリンダ３ｂとアームシリンダ１１の負荷圧の大小に係わらず、流量制御弁６ｂ，６ｃのメータイン絞り部の開口面積に応じた比率でブームシリンダ３ｂとアームシリンダ１１に圧油が供給される。

　このとき、油圧ポンプ２の吐出流量が操作レバーの要求する流量に満たないサチュレーション状態になった場合は、サチュレーションの程度に応じて差圧減圧弁１１の出力圧（油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧）が低下し、これに伴って圧力補償弁７ｂ，７ｃの目標補償差圧も小さくなるため、油圧ポンプ２の吐出流量を流量制御弁６ｂ，６ｃのメータイン絞り部の開口面積に応じた比率で再分配できる。

　以上の動作はエンジン１が最高定格回転数にあるときのものであるが、エンジン１の回転数を低速に下げた場合は、エンジン回転数検出弁１３の出力圧がそれに応じて低下するため、ＬＳ制御弁１２ｂの目標差圧も同様に低下する。また、ロードセンシング制御の結果、圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ…の目標補償差圧も同様に低下する。これによりエンジン回転数の低下に合わせて油圧ポンプ２の吐出流量と流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…の通過流量が減少し、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の駆動速度が速くなりすぎることがなく、エンジン回転数を下げた場合の微操作性を向上することができる。
～電動機／発電機６０に係わる動作～
　次に、本実施の形態の油圧駆動システムの特徴的構成である電動機／発電機６０に係わる動作を説明する。

　上述したように任意のアクチュエータの操作レバーを単独或いは複合で操作すると、流量制御弁が切り換わるとともに、ロードセンシング制御により油圧ポンプ２の吐出流量が増加し、アクチュエータに操作レバーの操作量に応じた流量が供給される。このとき、車体コントローラ６４において、以下の処理が行われ、電動機／発電機６０を電動機と発電機のいずれかに切り替える制御を行う。

　まず、圧力センサ４０，４１，４２で検出した油圧ポンプ２の吐出圧、エンジン回転数検出弁１３の出力圧Ｐｇｒ、差圧減圧弁１１の出力圧Ｐｌｓが推定器６４ａに入力され、推定器６４ａは図３Ａ～図３Ｄを用いて説明した原理により、油圧ポンプ２の容量を仮想的に算出する。また、圧力センサ４１で検出したエンジン回転数検出弁１３の出力圧Ｐｇｒが回転数テーブルデータ６４ｂに入力され、回転数テーブルデータ６４ｂはポンプ回転数を算出する。次いで、このように算出したポンプ容量とポンプ回転数が乗算器６４ｃにて乗じられることで、油圧ポンプ２の吐出流量が算出され、圧力センサ４０で検出した油圧ポンプ２の吐出圧と算出したポンプ流量が乗算器６４ｄにて乗じられることで、油圧ポンプ２の必要動力（ポンプ必要動力）が算出される。

　一方、回転数テーブルデータ６４ｂで算出したポンプ回転数は出力テーブルデータ６４ｆに入力され、エンジン１の出力（エンジン出力）が算出される。このとき、油圧ポンプ２の回転数とエンジン１の回転数とが動力分配器７０の減速比などによって異なる場合は、変換器６４ｅによって回転数の差分が補正される。

　～効果～
　このように算出されたエンジン出力とポンプ必要動力とが減算器６４ｇにて比較される。その後、演算器６４ｈにおいて、「エンジン出力」－「ポンプ必要動力」－Ｐｍ≧０の場合は、エンジン出力に余裕があるということなので、電動機／発電機６０が発電機として用いるようコンバータ６１に制御信号が出力される。これにより電動機／発電機６０は発電機として動作し、発生した電力がバッテリ６２に蓄えられる。逆に、「エンジン出力」－「ポンプ必要動力」－Ｐｍ＜０の場合は、ポンプ必要動力に対してエンジン出力の余裕が足りないということなので、電動機／発電機６０を電動機として用いるようコンバータ６１に制御信号が出力される。これにより電動機／発電機６０はバッテリ６２の電力を用いて電動機として動作し、エンジン１をアシストする。

　このように本実施の形態によれば、エンジン出力の余剰分を電気エネルギとして貯めて省エネルギを図り、エンジン出力不足時に、その貯めた電気エネルギを放出して電動機／発電機６０を駆動し必要ポンプ動力を維持することができる。その結果、作業機械が作業を行う際に必要な平均馬力相当の定格出力を有する小型エンジンの採用が可能となり、燃費の向上や排出ＣＯ_２の削減が可能となる。

　また、本実施の形態によれば、油圧ポンプ２の斜板の傾転角をセンサで検出することなく、油圧ポンプの容量を推定できるので、傾転角センサを設ける必要がない。その結果、搭載スペースが不足しがちなミニショベル等の小型の油圧ショベルであっても、容易にハイブリッドシステムを搭載することができる。

　また、本実施の形態によれば、圧力センサ４１で検出したエンジン回転数検出弁１３の出力圧Ｐｇｒからポンプ回転数或いはエンジン回転数を算出するため、油圧ポンプ２の斜板２ａの傾斜角とエンジン１の回転数をセンサで検出することなく、油圧ポンプ２の必要動力が計算可能となり、小型化のためにエンジンに回転数を検出するためのセンサを備えていないミニショベル等の小型の油圧ショベルであっても、容易にハイブリッドシステムを搭載することができる。
＜その他の実施の形態＞
　以上の実施の形態は本発明の精神の範囲内で種々の変更が可能である。以下にそのいくつかの例を説明する。

　（１）上記実施の形態では、圧力センサ４１を用いてエンジン回転数検出弁１３の出力圧Ｐｇｒを検出し、エンジン１の実際の回転数を算出し、このエンジン１の実際の回転数を用いてポンプ流量やエンジン出力を算出したが、エンジン１の実際の回転数に代えて目標回転数を用いてポンプ流量やエンジン出力を算出してもよい。油圧ショベル等の作業機械においては、通常、エンジン１の目標回転数は、運転室に設けられたエンジンコントロールダイヤル等の操作手段をオペレータが操作することで指示され、目標回転数の指示信号がエンジンコントローラに入力される。したがって、目標回転数を用いてポンプ流量やエンジン出力を算出する場合は、エンジンコントロールダイヤルの指示信号を入力し、この指示信号から目標回転数を算出すればよい。

　（２）上記実施の形態では、差圧減圧弁１１を設け、油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力し、圧力センサ４２を用いてその絶対圧を検出した。しかし、機種によっては差圧減圧弁１１を備えない作業機械もあり、その場合は、最大負荷圧を検出する圧力センサを設け、この圧力センサで検出した最大負荷圧と圧力センサ４０で検出したポンプ圧との差圧をコントローラ内で演算し、その差圧を差圧減圧弁１１の出力圧の代わりに用いてもよい。なお、差圧減圧弁１１を設けない場合は、７ａ，７ｂ，７ｃ…において、開方向作動の受圧部２１ａ，２１ｂ，２１ｃ…に代えて、対向する２つの受圧部を設け、これらの受圧部にポンプ圧と最高負荷圧を個別に導けばよい。ＬＳ制御弁１２ｂにおいても、同様に、受圧部１２ｅに代えて、対向する２つの受圧部を設け、これらの受圧部にポンプ圧と最高負荷圧を個別に導けばよい。
（３）上記実施の形態では、建設機械が小型の油圧ショベルである場合について説明したが、小型の作業機械であれば、油圧ショベル以外作業機械（例えばホイール式ショベル等）に本発明を適用し、同様の効果を得ることができる。

１　エンジン
２　油圧ポンプ（メインポンプ）
３ａ，３ｂ，３ｃ…　アクチュエータ
４　コントロールバルブ
４ａ　第２圧油供給油路
５　第１圧油供給油路
６ａ，６ｂ，６ｃ…　流量制御弁
７ａ，７ｂ，７ｃ…　圧力補償弁
８ａ，８ｂ，８ｃ…　油路
９ａ，９ｂ，９ｃ…　シャトル弁
１１　差圧減圧弁
１２　ポンプ制御装置
１２ａ　トルク制御ピストン
１２ｂ　ＬＳ制御弁
１２ｃ　ＬＳ制御ピストン
１３　エンジン回転数検出弁
１４　メインリリーフ弁
１５　アンロード弁
２４　ゲートロックレバー
２７，２７ａ，２７ｂ　信号油路
３０　パイロットポンプ
３１ａ　圧油供給油路
３１ｂ　パイロット油路
３１ｃ　パイロット油路
３２　パイロットリリーフ弁
３３　パイロット油圧源
４０　圧力センサ（第１圧力センサ）
４１　圧力センサ（第３圧力センサ）
４２　圧力センサ（第２圧力センサ）
６０　電動機／発電機
６１　コンバータ
６２　バッテリ
６３　バッテリコントローラ
６４　車体コントローラ
６４ａ　推定器（オブザーバ－)
６４ｂ　回転数テーブルデータ
６４ｃ,ｄ　乗算器
６４ｅ　変換器
６４ｆ　エンジン出力テーブルデータ
６４ｇ　減算器
６４ｈ　演算器
６４ｊ　ポンプ動力演算部
７０　　動力分配器
８１　計算部
８１ａ～８１ｆ　サブ計算部
８２　計算部
８２ａ～８２ｈ　サブ計算部
１００　ゲートロック弁
１２２，１２３　操作レバー装置

Claims

　エンジンと、
　前記エンジンにより駆動される油圧ポンプと、
　前記エンジンと併用して前記油圧ポンプを駆動する電動機と、
　前記油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータと、
　前記油圧ポンプの吐出圧が高くなるにしたがって前記油圧ポンプの容量を減らし、前記油圧ポンプの吸収トルクが予め設定した最大トルクを超えないように制御するトルク制御部と、前記油圧ポンプの吐出圧が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう前記油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御部とを有するポンプ制御装置とを備えたハイブリッド式作業機械において、
　前記油圧ポンプの吐出圧を検出する第１圧力センサと、前記油圧ポンプの吐出圧と前記最高負荷圧との差圧に係わる圧力を検出する第２圧力センサとを含む複数の圧力センサと、
　前記複数の圧力センサが検出した圧力に基づいて、前記油圧ポンプの必要動力と前記エンジンの出力とを演算し、前記油圧ポンプの必要動力と前記エンジンの出力との比較結果に応じて前記電動機の力行制御と発電制御とを切り換える制御装置とを備え、
　前記制御装置は、前記第１及び第２圧力センサで検出した圧力と、前記油圧ポンプの押しのけ容積可変部材の運動方程式を用いて前記油圧ポンプの容量を仮想的に演算することを特徴とするハイブリッド式作業機械。
　請求項１記載のハイブリッド式作業機械において、
　前記エンジンにより駆動されるパイロットポンプと、
　前記パイロットポンプに接続され、前記パイロットポンプの吐出油に基づいてパイロット一次圧を生成するパイロット油圧源と、
　前記パイロットポンプと前記パイロット油圧源の間に位置し、前記パイロットポンプの吐出油に基づいて前記エンジンの回転数に依存する油圧信号を絶対圧として生成して出力するエンジン回転数検出弁とを更に備え、
　前記ポンプ制御装置のロードセンシング制御部は、前記エンジン回転数検出弁の前記油圧信号が前記ロードセンシング制御の目標差圧として導かれ、
　前記複数の圧力センサは、前記エンジン回転数検出弁が出力する前記油圧信号を検出する第３圧力センサを更に含み、
　前記制御装置は、
　前記第３圧力センサで検出した前記油圧信号の圧力を用いて前記エンジンの回転数を演算し、このエンジン回転数を用いて前記エンジンの出力を演算するとともに、前記第１圧力センサ、前記第２圧力センサ、前記第３圧力センサのそれぞれが検出した圧力と、前記油圧ポンプの押しのけ容積可変部材の運動方程式を用いて前記油圧ポンプの容量を仮想的に演算することを特徴とするハイブリッド式作業機械。
　請求項２記載のハイブリッド式作業機械において、
　前記油圧ポンプの吐出圧と前記最高負荷圧との差圧を絶対圧として生成して出力する差圧減圧弁とを備え、
　前記第２圧力センサは、前記差圧減圧弁が出力する前記差圧を検出する圧力センサであり、
　前記複数の圧力センサは、前記第１圧力センサと前記第２圧力センサと前記第３圧力センサの３つの圧力センサであることを特徴とするハイブリッド式作業機械。