JP2005009402A - 作業機の油圧駆動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】エンジンの出力特性の如何に係わらず、従来のスピードセンシング制御が行う油圧ポンプの増馬力制御、減馬力制御と同等の制御を可能とし、かつ従来のスピードセンシング制御よりもエンジン負荷を正確に把握することで制御精度を向上することができる作業機の油圧駆動装置を提供する。
【解決手段】作業機コントローラ１８は、エンジン負荷率演算部１８ａ、目標エンジン負荷率設定部１８ｂ、負荷率制御によるポンプトルク制御部１８ｃの各機能を有し、エンジン負荷率演算部１８ａはコントロールラック位置からエンジン１にかかる負荷の割合であるエンジン負荷率を計算し、目標エンジン負荷率設定部１８ｂはモード信号に基づき目標エンジン負荷率を設定し、ポンプトルク制御部１８ｃはエンジン負荷率が目標エンジン負荷率に保持されるように油圧ポンプ２の増減馬力制御を行う。
【選択図】 図６

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は原動機としてディーゼルエンジンを備え、このエンジンにより可変容量型の油圧ポンプを駆動しアクチュエータを駆動する作業機の油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ショベル等の作業機は、一般に、原動機としてディーゼルエンジン（以下、適宜エンジンという）を備え、このエンジンにより可変容量型の油圧ポンプを駆動しアクチュエータを駆動することで作業を行う。エンジン制御は、一般に、メカニカルガバナや電子ガバナなどの燃料噴射装置を用い、この燃料噴射装置により燃料噴射量を制御することにより行う。油圧ポンプの制御は、要求流量に基づく容量制御とポンプ吐出圧に基づくトルク制御（馬力制御）を組み合わせて行うのが一般的である。油圧ポンプのトルク制御とは、ポンプ吐出圧が上昇するに従って油圧ポンプの容量を減じることで油圧ポンプの吸収トルクが設定値（最大吸収トルク）を越えないように制御し、エンジンの過負荷を防止するものである。
【０００３】
油圧ポンプのトルク制御でエンジンの出力馬力の有効利用を図る技術として、例えば特開昭５７−６５８２２号公報、特開平１１−１０１１８３号公報などに記載のスピードセンシング制御が知られている。このスピードセンシング制御は、エンジンの目標回転数と実回転数との偏差をトルク補正値に変換し、このトルク補正値をポンプベーストルクに加算或いは減算してポンプベーストルクを補正し、これを吸収トルクの設定値（最大吸収トルク）として油圧ポンプをトルク制御し、油圧ポンプの増馬力制御或いは減馬力制御をするものである。
【０００４】
また、従来のメカニカルガバナや電子ガバナを備えたエンジンは、ガバナ領域（部分負荷領域）において、エンジン出力トルク（エンジン負荷）が低下するに従ってエンジン回転数が増加する特性（ドループ特性）を有している。これに対し、近年、例えば特開平１０−８９１１１号公報や特開平１０−１５９５９９号公報等に記載のように、ガバナ領域をアイソクロナス特性に制御可能な燃料噴射制御装置を備えたエンジン（以下、適宜、アイソクロナス制御を実施するエンジンという）を用いることが提案されている。エンジン制御のアイソクロナス特性とはエンジン負荷の軽重に係わらず、すなわちエンジン出力トルクの低下に係わらず、ガバナ領域においてエンジン回転数が一定に保たれる特性である。これによりドループ特性を有するエンジンに比べガバナ領域での負荷変動によるエンジン回転数の変動が無くなり、低燃費及び低騒音を実現できる。
【０００５】
【特許文献１】
特開昭５７−６５８２２号公報
【特許文献２】
特開平１１−１０１１８３号公報
【特許文献３】
特開平１０−８９１１１号公報
【特許文献４】
特開平１０−１５９５９９号公報
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来技術には次のような問題がある。
【０００７】
ディーゼルエンジンの出力トルク特性は、ガバナ領域（部分負荷領域）の特性と全負荷領域の特性に分けられる。従来のメカニカルガバナを備えたエンジンでは、上記のようにガバナ領域において、エンジン出力トルク（エンジン負荷）が低下するに従ってエンジン回転数が増加する特性、つまりドループ特性を有している。この特性は、メカニカルガバナに含まれるフライホイールの慣性により生じるものであり、燃料噴射装置として電子ガバナを用いるエンジンでも、メカニカルガバナと同様な使用形態を可能とするため同様な特性（ドループ特性）を設定することが多い。
【０００８】
特開昭５７−６５８２２号公報や特開平１１−１０１１８３号公報に記載の従来のスピードセンシング制御は、そのようなドループ特性を有するエンジンに適用されるものであり、これによりエンジン回転数が目標回転数（定格回転数）より低下する全負荷領域側で減馬力制御が行えるだけでなく、ガバナ領域側ではエンジン回転数が目標回転数より高くなるので、その回転数偏差により増馬力制御を行うことができ、その結果、下記の効果を得ることができる。
【０００９】
１．エンジン出力に余裕があるとき、すなわちエンジン回転数が定格回転数より大きくなったとき、ポンプ吸収馬力を増加させることでエンジン出力をより有効に活用できる（増馬力制御）。
【００１０】
２．掘削抵抗が急激に増大するなどによりエンジン負荷が急上昇したとき、ポンプ吸収馬力を減じることでエンジンに過大な負荷トルクがかかることを防止し、エンジンストールを防止することができる（減馬力制御）。これにより油圧ポンプの最大吸収トルク（設定値）をエンジンの最大出力トルクに近づけて設定することが可能となり、エンジンの出力の有効利用を図ることができる。
【００１１】
３．エンジン性能にばらつき（例えば設計性能に対する製造上のばらつきや長時間稼働後の性能の低下等）があっても、エンジン性能に最適となるようポンプ吸収馬力をそれに合わせて制御し、エンジン出力を有効利用することができる（増減馬力制御によるばらつき補正制御）。
【００１２】
ところで、スピードセンシング制御は、エンジン負荷であるポンプ吸収トルクをエンジン出力に合わせる制御であり、エンジン回転数の増減はエンジン負荷の増減とほぼ一致するという特徴に着目して、エンジン負荷とエンジン出力のずれをエンジン回転数偏差により検出するものである。しかし、エンジン回転数（実回転数）の増減にはエンジン負荷以外のファクター、例えば機械的損失、慣性の影響、メインポンプ以外のポンプ吸収トルクの増減等が関与しており、エンジン回転数偏差は必ずしもエンジン負荷とエンジン出力のずれを正確に反映した値ではないため、制御精度の点で更なる改善の余地があった。
【００１３】
また、特開平１０−８９１１１号公報や特開平１０−１５９５９９号公報等に記載のアイソクロナス制御を実施するエンジンでは、ガバナ領域における負荷変動によるエンジン回転数の変動が無くなり、低燃費及び低騒音を実現できる利点がある。しかし、ガバナ領域ではエンジン回転数が変化しないので、エンジン負荷が増減してもエンジン回転数偏差が得られない。このためこのようなエンジンを有する作業機にスピードセンシング制御を適用しても、エンジン回転数が目標回転数（定格回転数）より低下する全負荷領域側では減馬力制御が行えるものの、ガバナ領域側では回転数偏差による増馬力制御を行うことができず、上記１の増馬力制御の効果及び上記３のばらつき補正制御の効果を得ることができない。
【００１４】
本発明の第１の目的は、エンジンの出力特性如何に係わらず、従来のスピードセンシング制御が行う油圧ポンプの増馬力制御、減馬力制御と同等の制御を可能とし、エンジン出力を有効活用し、作業効率の向上を図ることができ、かつ従来のスピードセンシング制御よりもエンジン負荷を正確に把握し制御精度を向上することができる作業機の油圧駆動装置を提供することである。
【００１５】
本発明の第２の目的は、更に、従来のスピードセンシング制御と同等の制御を行うに際し、油圧ポンプの最大吸収トルクを任意に変更できるようにすることで、燃料の消費を抑えた制御を容易に行うことができる作業機の油圧駆動装置を提供することである。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、エンジンと、このエンジンの回転数と出力とを制御する燃料噴射装置と、この燃料噴射装置を制御する燃料噴射装置コントローラと、前記エンジンによって駆動されアクチュエータを駆動する少なくとも１つの可変容量型の油圧ポンプとを備えた作業機の油圧駆動装置において、前記エンジンの負荷率を演算する第１手段と、前記負荷率が目標値に保たれるよう前記油圧ポンプの最大吸収トルクを制御する第２手段と、前記負荷率の目標値を変更可能とする第３手段とを備えるものとする。
【００１７】
このようにエンジンの負荷率（以下、エンジン負荷率という）を演算し、このエンジン負荷率が目標値に保たれるよう油圧ポンプの最大吸収トルクを制御することにより、エンジン負荷率が目標値より小さいときは油圧ポンプの増トルク制御が行われ、エンジン負荷率が目標値より大きくなると油圧ポンプの減トルク制御が行われることになり、その結果、エンジンの出力特性の如何に係わらず、従来のスピードセンシング制御が行う油圧ポンプの増馬力制御、減馬力制御と同等の制御が可能となり、エンジン出力を有効活用し、作業効率の向上を図ることができる。
【００１８】
また、エンジン負荷に直接的に係わるエンジン負荷率を検出し、このエンジン負荷率が目標値に保たれるよう制御するため、従来のスピードセンシング制御よりもエンジン負荷を正確に把握することができるようになり、制御精度を向上することができる。
【００１９】
更に、エンジン負荷率の目標値を変更可能とすることにより、油圧ポンプの最大吸収トルク（最大エンジン負荷）を任意に変更できるようになり、エンジン負荷率の目標値を小さめに設定し油圧ポンプの最大吸収トルクを小さくすることで、燃料の消費を抑えた制御を容易に行うことができる。
【００２０】
（２）上記（１）において、好ましくは、前記第２手段は、前記負荷率と目標値との偏差が０でないときは、その偏差が０に近づくよう前記油圧ポンプの最大吸収トルクを制御し、前記負荷率と目標値との偏差が０になると、そのときの油圧ポンプの最大吸収トルクを維持して偏差を０に保つよう定値制御を行う手段である。
【００２１】
これによりエンジン負荷率の目標値に応じた油圧ポンプの最大吸収トルクの設定が可能となり、エンジン負荷率の目標値を小さめに設定することで油圧ポンプの最大吸収トルクも小さくなるため、燃料の消費を抑えた制御を容易に行うことができる。
【００２２】
（３）また、上記（１）において、好ましくは、前記第２手段は、前記負荷率と目標値との偏差を演算する手段と、前記偏差を目標定トルク値の増分に変換する手段と、前記増分を前回の目標定トルク値に加算して新たな目標定トルク値を演算する手段とを有し、この新たな目標定トルク値を用いて前記油圧ポンプの最大吸収トルクを制御する。
【００２３】
これにより上記（２）で述べた定値制御が可能となる。
【００２４】
（４）更に、上記（１）において、好ましくは、前記第１手段は、前記燃料噴射装置のコントロールラック位置を検出し、
エンジン負荷率（％）＝〔（現在のコントロールラック位置−無負荷時のコントロー ルラック位置）／（全負荷状態でのコントロールラック位置−無負荷時のコントロール ラック位置）〕×１００
上記式中、全負荷状態でのコントロールラック位置及び無負荷時のコントロールラッ ク位置は事前に求めて記憶した値、
の式により前記負荷率を演算する。
【００２５】
これによりコントロールラック位置という比較的検出し易い状態量を用いてエンジン負荷率を求めることができ、実用的な負荷率検出手段を提供することができる。
【００２６】
（５）また、上記（１）において、好ましくは、前記第３手段は、オペレータにより操作され、通常時の負荷率目標値とそれよりも小さい省エネ用の負荷率目標値を選択的に設定する手段である。
【００２７】
これにより油圧ポンプの最大吸収トルクも小さく制御されるため、燃料の消費を抑えた制御を行うことができる。
【００２８】
（６）また、上記目的を達成するために、本発明は、エンジンと、このエンジンの回転数と出力とを制御する燃料噴射装置と、この燃料噴射装置を制御する燃料噴射装置コントローラと、前記エンジンによって駆動されアクチュエータを駆動する少なくとも１つの可変容量型の油圧ポンプとを備えた作業機の油圧駆動装置において、前記エンジンの負荷率を演算する第１手段と、前記負荷率が目標値に保たれるよう前記油圧ポンプの最大吸収トルクを制御する第２手段とを備え、前記第２手段は、前記負荷率と目標値との偏差が０でないときは、その偏差が０に近づくよう前記油圧ポンプの最大吸収トルクを制御し、前記負荷率と目標値との偏差が０になると、そのときの油圧ポンプの最大吸収トルクを維持して偏差を０に保つよう定値制御を行う手段であるものとする。
【００２９】
これにより上記（１）及び（２）で述べたように、エンジンの出力特性の如何に係わらず、従来のスピードセンシング制御が行う油圧ポンプの増馬力制御、減馬力制御と同等の制御が可能となり、エンジン出力を有効活用し、作業効率の向上を図ることができ、かつ従来のスピードセンシング制御よりもエンジン負荷を正確に把握して制御精度を向上することができる。
【００３０】
更に、従来のスピードセンシング制御と同等の制御を行うに際し、油圧ポンプの最大吸収トルクを任意に変更できるようになり、燃料の消費を抑えた制御を容易に行うことができる。
【００３１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。
【００３２】
図１は、本発明の一実施の形態に係わる作業機の油圧駆動装置のシステム全体を示す図である。
【００３３】
本実施の形態に係わる油圧駆動装置は、作業機、例えば油圧ショベルに備えられるものであり、図１に示すように、エンジン１と、このエンジン１の燃料噴射制御装置を構成する電子ガバナ１２と、エンジンコントローラ１３と、スロットルダイヤル１４とを備えている。電子ガバナ１２とエンジンコントローラ１３は、ガバナ領域をアイソクロナス特性に制御可能なもの、つまりガバナ領域においてエンジン負荷の増減に係わらずエンジン１の回転数を定格回転数に維持するアイソクロナス制御を実施するものであり、電子ガバナ１２はエンジンコントローラ１３により制御され、エンジン１に燃料を噴射することでエンジン１の出力と回転数を制御する。エンジンコントローラ１３はスロットルダイヤル１４から目標回転数の指示信号を入力し、その指示信号に応じて電子ガバナ１２を制御する。
【００３４】
また、本実施の形態に係わる油圧駆動装置は、エンジン１により駆動される例えば斜板式の可変容量型の油圧ポンプ２と、この油圧ポンプ２の押し除け容積（斜板の傾転角）を制御するレギュレータ１６と、油圧ポンプ２から吐出される圧油によって駆動する油圧シリンダ３、油圧モータ４、油圧シリンダ５，６等の複数の油圧アクチュエータと、これらの油圧アクチュエータに供給される圧油の流れを制御する方向制御弁７〜１０と、メインリリーフ弁１１と、方向制御弁７〜１０を切り換え操作するためのパイロット圧力を発生する操作レバー装置５０，…（１つのみ図示）と、油圧ポンプ２の吐出圧力を検出しポンプ圧力信号Ｐを出力する圧力検出器２４と、油圧ポンプ２の斜板の傾転角（押しのけ容積）を検出し傾転角信号θを出力する傾転角検出器２５と、電子ガバナ１２のコントロールラック位置を検出しコントロールラック位置信号Ｌを出力するラック位置検出器２６と、通常モードか省エネモードかを選択し対応するモード信号Ｆを出力可能なモード選択スイッチ２７と、操作レバー装置５０，…からのパイロット圧力を入力しそのうちの１つのパイロット圧力を選択し出力するシャトル弁の組み合わせを有する信号制御弁５３と、信号制御弁５３から出力されたパイロット圧力を検出しパイロット圧信号Ｄを出力する圧力検出器５５と、圧力検出器２４から出力されるポンプ圧力信号Ｐ、傾転角検出器２５から出力される傾転角信号θ、ラック位置検出器２６から出力されるコントロールラック位置信号Ｌ、モード選択スイッチ２７から出力されるモード信号Ｆ、圧力検出器５５から出力されるパイロット圧力信号Ｄを入力し、レギュレータ１６に押し除け容積を制御する制御電流信号Ｒを出力する作業機コントローラ１８とを備えている。
【００３５】
図２に本実施の形態に係わる油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す。
【００３６】
油圧ショベルは、下部走行体１０２、上部旋回体１０３、フロント作業機１０４を有し、上部旋回体１０３は下部走行体１０２の上部に旋回可能に搭載され、フロント作業機１０４は上部旋回体１０３の前部に上下動可能に取り付けられている。上部旋回体１０３にはエンジンルーム１０５、運転室１０６が備えられている。フロント作業機１０４はブーム１０８、アーム１０９、バケット１１０を有する多関節構造である。下部走行体１０２、上部旋回体１０３、フロント作業機１０４は、それぞれアクチュエータとして左右の走行モータ１１１（一方のみ図示）、旋回モータ１１２、ブームシリンダ１１３、アームシリンダ１１４、バケットシリンダ１１５を有し、下部走行体１０２は左右の走行モータ１１１の回転より走行し、上部旋回体１０３は旋回モータ１１２の回転により旋回し、フロント作業機１０４のブーム１０８はブームシリンダ１１３の伸縮により上下方向に回動し、アームシリンダ１０９はアームシリンダ１１４の伸縮により上下、前後方向に回動し、バケット１１０はバケットシリンダ１１５の伸縮により上下、前後方向に回動する。
【００３７】
図１に示した油圧シリンダ３，５，６及び油圧モータ４は上記アクチュエータを代表するものであり、例えば油圧シリンダ３，５，６はブームシリンダ１１３、アームシリンダ１１４、バケットシリンダ１１５であり、油圧モータ４は旋回モータ１１２である。
【００３８】
また、操作レバー装置５０，…及びモード選択スイッチ２７は運転室１０６内に配置され、エンジン１及び油圧ポンプ２はエンジンルーム１０５内に設置されている。方向制御弁７〜１０、エンジンコントローラ１３、作業機コントローラ１８等の油圧機器及び電子機器は上部旋回体１０３の適所に設置されている。
【００３９】
図３にアイソクロナス制御を実施する燃料噴射制御装置（電子ガバナ１２とエンジンコントローラ１３）によるエンジン１の回転数Ｎと出力トルクＴｅとの関係を示す。
【００４０】
エンジン１の出力トルク特性は、図３に示す如く、直線３２で表されるガバナ領域３３の特性（アイソクロナス特性）と曲線３０で表される全負荷領域の特性からなる。ガバナ領域３３は電子ガバナ１２のガバナの開度が１００％以下での出力領域であり、全負荷領域はガバナ開度が１００％の出力領域である。電子ガバナ１２のガバナ開度１００％は電子ガバナ１２のコントロールラックの最大位置に対応する。図中、破線３１は、比較のため、従来のメカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域における特性（ドループ特性）を示している。
【００４１】
メカニカルガバナはフライホイールとバネのつり合いによって燃料噴射量を調整する構造であるため、メカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域は、破線３１のように、エンジン出力トルク（エンジン負荷）Ｔｅが低下するに従って、エンジン回転数Ｎが増加するドループ特性を有している。これに対し、本実施の形態におけるエンジン１では、直線３２のように、ガバナ領域では電子ガバナ１２によりエンジン出力トルクＴｅの低下に係わらずエンジン回転数Ｎを定格回転数Ｎ０に一定に保つアイソクロナス制御を実施するアイソクロナス特性を有している。このアイソクロナス制御により、メカニカルガバナ式エンジンを備えた作業機に比べて、低燃費及び低騒音を実現できる。
【００４２】
図４にレギュレータ１６の動作特性を示す。図４の横軸は作業機コントローラ１８から出力される制御電流信号Ｒ、縦軸は油圧ポンプ２の斜板の傾転角（以下、適宜、単に油圧ポンプ２の傾転角或いはポンプ傾転という）である。
【００４３】
制御電流信号ＲがＲ１以下のとき油圧ポンプ２の傾転角は最小位置になり、油圧ポンプ２の吐出流量は最少となる。制御電流信号ＲがＲ１よりも大きくなると、それに応じて油圧ポンプ２の傾転角が大きくなり、油圧ポンプ２の吐出流量が増加し、制御電流信号Ｒが低下すると、それに応じてポンプ２の傾転角が小さくなり、油圧ポンプ２の吐出流量が減少する。油圧ポンプ２の吐出流量の増加量及び減少量は制御電流信号Ｒの増加量及び低下量に比例する。
【００４４】
図５に、油圧駆動装置のシステム全体の制御の流れと作業機コントローラ１８の処理機能をブロック図で示す。作業機コントローラ１８は、エンジン負荷率演算部１８ａと、目標エンジン負荷率設定部１８ｂと、負荷率制御によるポンプトルク制御部１８ｃの各機能を有している。
【００４５】
エンジン負荷率演算部１８ａは、コントロールラック位置信号Ｌ（以下、適宜、コントロールラック位置Ｌという）を入力し、エンジン１にかかる負荷の割合であるエンジン負荷率を計算し、エンジン負荷率信号ＬＦ（以下、適宜エンジン負荷率ＬＦという）として出力する。
【００４６】
ここで、エンジン負荷率について説明する。電子ガバナ１２を有するエンジン１の出力トルク特性は、図３を用いて説明したように、ガバナ領域３３の特性３２と全負荷領域の特性３０からなり、ガバナ領域３３は電子ガバナ１２のガバナの開度が１００％以下での部分負荷領域であり、全負荷領域はガバナ開度が１００％の出力領域である。電子ガバナ１２のガバナの開度が１００％のとき、燃料噴射量（燃料流量）も１００％となる。
【００４７】
本発明では、現在の燃料流量と予め設定した全負荷状態での燃料流量及び無負荷状態での燃料流量に基づき、下記式により求められる値をエンジン負荷率と定義する。
【００４８】
エンジン負荷率（％）＝〔（現在の燃料流量−無負荷時の燃料流量）／（全負荷状態での燃料流量−無負荷時の燃料流量）〕×１００
図６に、上記式により定義される燃料流量とエンジン負荷率の関係を示す。図６において、横軸は燃料流量、つまり電子ガバナ１２の燃料噴射量であり、縦軸はエンジン負荷率である。エンジン全負荷状態（例えば図３のＡ点）での燃料流量（電子ガバナ１２の燃料噴射量）は最大であり、このときのエンジン負荷率を１００％とする。無負荷状態（例えば図３のＢ点）での燃料流量は最少であり、このときのエンジン負荷率を０％とする。その間の負荷状態（図３のガバナ領域３３の特性３２上における任意の点）では、エンジン負荷が上昇し、燃料流量が増加するに従ってエンジン負荷率は０％から１００％へと直線比例的に増大する。
【００４９】
エンジン負荷率演算部１８ａは、燃料流量の代わりに、センサが安価で設置が容易な電子ガバナ１２のコントロールラック位置を用いてエンジン負荷率を演算する。これは、電子ガバナ１２を有するエンジン１において、電子ガバナ１２内のコントロールラック位置と燃料噴射量はほぼ直線的な比例関係にあるという関係を利用したもので、エンジン全負荷状態でのコントロールラック位置を検出しこれをエンジン負荷率１００％と定め、無負荷時でのコントロールラック位置を検出しこれを負荷率０％と定め、その間のコントロールラック位置から下記式によりエンジン負荷率を演算する。
【００５０】
エンジン負荷率（％）＝〔（現在のコントロールラック位置−無負荷時のコントロールラック位置）／（全負荷状態でのコントロールラック位置−無負荷時のコントロールラック位置）〕×１００
上記式中、全負荷状態でのコントロールラック位置及び無負荷時のコントロールラック位置は事前に求めて記憶した値であり、現在のコントロールラック位置はコントロールラック位置信号Ｌにより得られる値である。
【００５１】
図７に、上記式により定義されるコントロールラック位置とエンジン負荷率の関係を示す。図７において、横軸はコントロールラック位置であり、縦軸はエンジン負荷率である。エンジン全負荷状態（例えば図３のＡ点）でのコントロールラック位置は最大であり、このときのエンジン負荷率は１００％である。無負荷状態（例えば図３のＢ点）でのコントロールラック位置は最小であり、このときのエンジン負荷率は０％である。その間の負荷状態（図３のガバナ領域３３の特性３２上における任意の点）では、エンジン負荷が上昇し、コントロールラック位置が増大するに従ってエンジン負荷率は０％から１００％へと直線比例的に増大する。エンジン負荷率演算部１８ａは上記関係式から負荷率を求める代わりに、図７の関係をメモリの記憶しておき、これにコントロールラック位置信号Ｌを参照させ、エンジン負荷率を求めてもよい。
【００５２】
なお、エンジン負荷率の演算方法の他の例として、エンジンコントローラ１３で計算される目標燃料流量を用いる下記の方法がある。
【００５３】
エンジン負荷率（％）＝〔（現在の目標燃料流量−無負荷時燃料流量）／（全負荷状態での燃料流量−無負荷時燃料流量）〕×１００
上記の関係式において、全負荷状態での燃料流量及び無負荷時燃料流量は事前に求めて記憶した値である。
【００５４】
また、実際に燃料流量を検出し、上記の目標燃料流量の部分を実燃料流量に置き換えても同様にエンジン負荷率を計算することもできる。
【００５５】
目標エンジン負荷率設定部１８ｂは、モード信号Ｆに基づき目標エンジン負荷率を設定し目標エンジン負荷率信号ＬＦｒ（以下、適宜目標エンジン負荷率ＬＦｒという）を出力するものであり、図８に示すように、通常の目標負荷率記憶部１１８ａと、省エネモード用の目標負荷率記憶部１１８ｂと、切換部１１８ｃとを有している。通常の目標負荷率記憶部１１８ａには目標エンジン負荷率として通常の値（例えば９０％）が記憶されており、省エネモード用の目標負荷率記憶部１１８ｂには目標エンジン負荷率として省エネ用の値（例えば７０％）が記憶されており、切換部１１８ｃは、通常モードを選択するモード信号Ｆが入力されると通常の値を選択し、省エネモードを選択するモード信号Ｆが入力されると省エネ用の値を選択し、それぞれ目標エンジン負荷率信号ＬＦｒとして出力する。
【００５６】
ここで、通常の値及び省エネ用の値は次のように設定する。
【００５７】
例えば、大気圧、燃料の質が標準状態である標準仕様のエンジンにおいて、ポンプ吸収トルクをべーストルクＴＢになるように油圧ポンプ２を制御してエンジン負荷率を測定したところ、９０％だったとする（ただし、エンジン回転数は定格回転数ＮＯに固定）。べーストルクＴＢは作業機に要求されるスペックによって決まる設計仕様値である。この場合、目標エンジン負荷率の通常の値として９０％を設定する。また、省エネ用の値としては、その通常の値の９０％より小さい値、例えば７０％を設定する。通常の値よりどのくらい小さくするかは、エンジン出力の低下による作業量の低下と省エネ効果とのバランスにより定める。
【００５８】
ポンプトルク制御部１８ｃは、要求流量に応じて油圧ポンプ２の吐出流量を制御するとともに、エンジン負荷率ＬＦが目標エンジン負荷率ＬＦｒに保持されるように油圧ポンプ２の増減馬力制御を行うものである。
【００５９】
図９にポンプトルク制御部１８ｃの詳細を示す。ポンプトルク制御部１８ｃは、ポジティブ制御の目標ポンプ傾転θＤを演算する第１目標ポンプ傾転角演算部２１８ａと、負荷率制御によるポンプトルク制限の目標ポンプ傾転θＴを演算する第２目標ポンプ傾転角演算部２１８ｂと、トルク制限制御された目標ポンプ傾転角θｃを演算する最小値選択部２１８ｃと、フィードバック制御の傾転角偏差Δθを演算する減算部２１８ｄと、傾転角偏差Δθを制御電流信号Ｒに変換する制御電流演算部２１８ｅの各機能を有している。
【００６０】
第１目標ポンプ傾転角演算部２１８ａは、圧力検出器５５からのパイロット圧力信号Ｄを入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときの信号Ｄが示すパイロット圧力に対応する油圧ポンプ２の第１目標傾転θＤを演算する。この第１目標傾転θＤは操作レバー装置５０，…（図１参照）のレバー操作量（要求流量）に応じたポジティブ制御の目標ポンプ傾転であり、メモリのテーブルには、パイロット圧力が増大するに従って第１目標ポンプ傾転θＤも増大するようにパイロット圧力と第１目標ポンプ傾転との関係が設定されている。
【００６１】
第２目標ポンプ傾転角演算部２１８ｂは、エンジン負荷率ＬＦを目標エンジン負荷率ＬＦｒに保つためのポンプトルク制限の目標ポンプ傾転θＴ（第２目標ポンプ傾転θＴ）を演算するものであり、エンジン負荷率偏差を演算する減算部２１８ｇ、ポンプ増減トルク変換部２１８ｈ、積分制御の加算部２１８ｉ、定トルク曲線リミッタ演算部２１８ｊ、一次遅れ要素２１８ｋ、目標押しのけ容積演算部２１８ｍ、ポンプ傾転角変換部２１８ｎの各機能を有している。
【００６２】
減算部２１８ｇは、目標エンジン負荷率ＬＦｒとエンジン負荷率ＬＦとの偏差ΔＬＦを演算する。ポンプ増減トルク変換部２１８ｈは、そのエンジン負荷率偏差ΔＬＦにゲインをかけて目標増減トルクの増分ΔＴを演算する。加算部２１８ｉは、その増分ΔＴを前回計算した目標定トルク値Ｔｐ１に加算して新たな目標定トルク値Ｔｐ２を演算する。定トルク曲線リミッタ演算部２１８ｊは、その新たな目標定トルク値Ｔｐ２にＴｐｍａｘの上限リミッタ（増馬力）、Ｔｐｍｉｎの下限リミッタ（減馬力）をかけて目標定トルク値Ｔｐ３を求める。目標押しのけ容積演算部２１８ｍは、目標定トルク値Ｔｐ３をＴｐ１に書き換えて新たなｐ−ｑ線図を作成し、このｐ−ｑ線図に圧力検出器２４からのポンプ圧力信号Ｐを参照して目標押しのけ容積ｑを算出する。ポンプ傾転角変換部２１８ｎはその目標押しのけ容積を変換して油圧ポンプ２の第２目標ポンプ傾転θＴを演算する。
【００６３】
図１０は、ポンプ増減トルク変換部２１８ｈの他の例を示す図である。ポンプ増減トルク変換部２１８ｈのゲインは、図１０に示すようにΔＬＦのマイナス側のゲインをプラス側より大きくし、減トルク（減馬力）の効き方を強くしてもよい。
【００６４】
最小値選択部２１８ｃは、第１目標ポンプ傾転θＤと第２目標ポンプ傾転θＴの小さい方の値を選択してトルク制限制御された目標ポンプ傾転角θｃを演算し、減算部２１８ｄはその目標ポンプ傾転角θｃから傾転角検出器２５からの傾転角信号θを減算してフィードバック制御の傾転角偏差Δθを演算し、制御電流演算部２１８ｅはその傾転角偏差Δθを制御電流信号Ｒに変換してレギュレータ１６に出力する。
【００６５】
以上において、第２目標ポンプ傾転角演算部２１８ｂの減算部２１８ｇ、ポンプ増減トルク変換部２１８ｈ、積分制御の加算部２１８ｉ、一次遅れ要素２１８ｋ、目標押しのけ容積演算部２１８ｍは、エンジン負荷率ＬＦとその目標値（目標エンジン負荷率）ＬＦｒとの偏差ΔＬＦが０でないときは、その偏差が０に近づくよう油圧ポンプ２の最大吸収トルクを制御し、エンジン負荷率ＬＦとその目標値ＬＦｒとの偏差ΔＬＦが０になると、そのときの油圧ポンプ２の最大吸収トルクを維持して偏差を０に保つよう定値制御を行うものとなる。
【００６６】
上記定値制御の詳細を図１１〜図１３を用いて説明する。図１１〜図１３は、目標押しのけ容積演算部２１８ｍで作成されるｐ−ｑ線図の詳細を示すものであり、横軸はポンプ圧力Ｐを示し、縦軸は目標押しのけ容積ｑを示す。
【００６７】
図１１において、４１が基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線であり、減算部２１８ｇで演算される負荷率偏差ΔＬＦが０となるときに計算されたＴｐ３（書き換え後の目標定トルク値Ｔｐ１）により設定される最大ポンプ吸収トルク曲線である。エンジン負荷率ＬＦが目標エンジン負荷率ＬＦｒより大きくΔＬＦ＜０のときは、ポンプ増減トルク変換部２１８ｈでその偏差ΔＬＦを目標増減トルクの増分ΔＴ（＜０）に変換し、積分制御の加算部２１８ｉでその増分ΔＴを前回の目標定トルク値Ｔｐ１に加算して新たな目標定トルク値Ｔｐ２を演算し、定トルク曲線リミッタ演算部２１８ｊでは下限リミッタ値を下限として目標定トルク値Ｔｐ３を算出し、目標押しのけ容積演算部２１８ｍの目標定トルク値Ｔｐ１を書き換える。このとき、ΔＬＦ＜０でΔＴ＜０であるため、Ｔｐ２，Ｔｐ３は減少し、目標押しのけ容積演算部２１８ｍで書き換えられる目標定トルク値Ｔｐ１も減少するため、最大ポンプ吸収トルク曲線は４１から４２へと減トルク側に移動する（減トルク制御）。その結果、エンジン負荷が減少するためエンジン負荷率ＬＦも減少し、ΔＬＦは０に近づく。そして、エンジン負荷率が目標エンジン負荷率に一致し、ΔＬＦ＝０になると、増分ΔＴも０となり、前回の目標定トルク値Ｔｐ１（最大ポンプ吸収トルク曲線４２）が維持される。
【００６８】
エンジン負荷率ＬＦが目標エンジン負荷率ＬＦｒより小さくΔＬＦ＞０のときは、逆に、ΔＴ＞０となるため、Ｔｐ２，Ｔｐ３，Ｔｐ１は増大し、最大ポンプ吸収トルク曲線は４１から４３へと増トルク側に移動する（増トルク制御）。その結果、エンジン負荷が増大するためエンジン負荷率ＬＦも増大し、ΔＬＦは０に近づき、エンジン負荷率が目標エンジン負荷率に一致し、ΔＬＦ＝０になると、増分ΔＴも０となり、前回の目標定トルク値Ｔｐ１（最大ポンプ吸収トルク曲線４２）が維持される。
【００６９】
また、このような定値制御では、同じ目標負荷率ＬＦｒであっても、エンジン出力が標準仕様より低いときは、負荷率偏差ΔＬＦが０に保たれるときの目標定トルク値Ｔｐ１は減少し、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線４１は減トルク側に移動し、逆に、エンジン出力が標準仕様より高いときは、負荷率偏差ΔＬＦが０に保たれるときの目標定トルク値Ｔｐ１は増大し、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線４１は増トルク側に移動するよう制御される（バラツキ補正制御）。また、負荷率偏差ΔＬＦが０に保たれるときの目標定トルク値Ｔｐ１は目標エンジン負荷率ＬＦｒに応じた値となるよう制御される。
【００７０】
例えば、図１１に示した基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線４１が目標エンジン負荷率を９０％に設定しかつエンジン出力が標準仕様にあるときのものであるとする。この場合、同じ９０％の目標エンジン負荷率であっても、エンジン出力が標準仕様より低いときは、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線が４１に設定されていると、ΔＬＦ＜０で、ΔＴ＜０となるため、Ｔｐ２，Ｔｐ３，Ｔｐ１は減少し、最大ポンプ吸収トルク曲線は４１から４２へと減トルク側に移動する（減トルク制御）。エンジン負荷率が目標エンジン負荷率に一致し、ΔＬＦ＝０になると、増分ΔＴも０となり、そのときの目標定トルク値Ｔｐ１（最大ポンプ吸収トルク曲線４２）が維持される。逆に、エンジン出力が標準仕様より高いときは、目標定トルク値Ｔｐ１が最大ポンプ吸収トルク曲線４１に設定されていると、ΔＬＦ＞０で、ΔＴ＞０となるため、Ｔｐ２，Ｔｐ３，Ｔｐ１は増大し、最大ポンプ吸収トルク曲線は４１から４３へと増トルク側に移動する（増トルク制御）。エンジン負荷率が目標エンジン負荷率に一致し、ΔＬＦ＝０になると、増分ΔＴも０となり、そのときの目標定トルク値Ｔｐ１（最大ポンプ吸収トルク曲線４２）が維持される。
【００７１】
図１２は目標エンジン負荷率一定でエンジン出力が標準仕様と異なる場合の基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線の変化を示す図である。エンジン出力が標準仕様より低いときは、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は４１から４６へと減トルク側に移動し、エンジン出力が標準仕様より高いときは、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は４１から４７へと増トルク側に移動し、第２目標ポンプ傾転角演算部２１８ｂは、エンジン負荷率の増減に対してその曲線４６，４７を基準として減トルク制御或いは増トルク制御を行うものとなる（バラツキ補正制御）。
【００７２】
また、目標エンジン負荷率を９０％から７０％に切り換えると、エンジン負荷率が７０％より大きく、ΔＬＦ＜０のときは、上記のようにΔＴ＜０で、Ｔｐ２，Ｔｐ３，Ｔｐ１は減少し、最大ポンプ吸収トルク曲線は４１から４２へと減トルク側に移動する（減トルク制御）。エンジン負荷率が目標エンジン負荷率に一致し、ΔＬＦ＝０になると、増分ΔＴも０となり、そのときの目標定トルク値Ｔｐ１（最大ポンプ吸収トルク曲線４２）が維持される。
【００７３】
図１３は目標エンジン負荷率を変えたときの基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線の変化を示す図である。目標エンジン負荷率を９０％から７０％に切り換えると基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は４１から４８へと減トルク側に移動し、第２目標ポンプ傾転角演算部２１８ｂは、目標エンジン負荷率（７０％）に対するエンジン負荷率の増減に対してその曲線４８を基準として減トルク制御或いは増トルク制御を行うものとなる。
【００７４】
以上のように構成した本実施の形態における動作を以下に説明する。
【００７５】
オペレータがモード選択スイッチ２７を通常モード位置に切り換えた状態にあるとき、図８の目標エンジン負荷率設定部１９ｂにおいて、目標エンジン負荷率ＬＦｒとして通常の値９０％が選択される。この通常の値は、前述したように、例えば、大気圧、燃料の質が標準状態である標準仕様のエンジンにおいて、ポンプ吸収トルクをべーストルクＴＢになるように油圧ポンプ２を制御してエンジン負荷率を測定した場合の値である。べーストルクＴＢは作業機に要求されるスペックによって決まる設計仕様値であり、図１１の最大吸収トルク曲線４１が設定されるときの目標定トルク値Ｔｐ１がベーストルクＴＢに相当する。
【００７６】
そして、例えば負荷の軽い空荷動作などを行い、エンジン負荷率演算部１８ａで計算されるエンジン負荷率ＬＦがＬＦ＝５０％だったとすると、図９の減算部２１８ｇでΔＬＦ＝９０−５０＝４０（％）が計算され、そのΔＬＦから図９のポンプ増減トルク変換部２１８ｈ及び加算部２１８ｉにより新たな目標定トルク値Ｔｐ２が求められ、定トルク曲線リミッタ演算部２１８ｊによってＴｐｍａｘを上限リミットとして、目標定トルク値Ｔｐ３が計算される。ここで、目標定トルク値Ｔｐ３は前回の目標定トルク値Ｔｐ１に対し、Ｔｐ３＞Ｔｐ１と増加方向に変化した値である。これにより目標押しのけ容積演算部２１８ｍにおいて目標定トルク値Ｔｐ３がＴｐ１に書き換えられ、最大ポンプ吸収トルク曲線は例えば図１１の４１から４３へと増トルク側に変化し、増馬力制御が行われる。その結果、今までポンプ圧力がＰＡ以上となるとポンプ傾転（ポンプ流量）が減少していたのに対し、ＰＢ（＞ＰＡ）以上にならないとポンプ流量が減少しなくなり、ポンプ圧力ＰがＰＢ以下の圧力から上昇するような作業では、作業機のアクチュエータ動作速度が低下せず、作業効率が向上する。この増馬力制御の作用でエンジン出力が上昇し、その結果エンジン負荷率ＬＦが上昇するが、ΔＬＦが負とならなければ、増馬力制御が続けられる。そして、増馬力の上限リミットまで到達したら、それ以上の増馬力は行わない。
【００７７】
次に、例えば積荷作業＋ブーム上げ動作等の重作業でポンプ圧力が高圧にあるとき、何かの原因でエンジン１の出力トルク（以下、適宜エンジントルクという）が急低下すると、エンジントルクが足りずにエンジンストールする可能性がある。この場合、エンジン負荷率演算部１８ａで計算されるエンジン負荷率ＬＦが９０％以上の値、例えば９５％となり、ΔＬＦ＝９０−９５＝−５（％）となるので、そのΔＬＦから図９のポンプ増減トルク変換部２１８ｈ及び加算部２１８ｉにより新たな目標定トルク値Ｔｐ２が求められ、定トルク曲線リミッタ演算部２１８ｊによってＴｐｍｉｎを下限リミツトとして、目標定トルク値Ｔｐ３が計算される。ここで、目標定トルク値Ｔｐ３は前回の目標定トルク値Ｔｐ１に対し、Ｔｐ３＜Ｔｐ１と減少方向に変化した値である。これにより目標押しのけ容積演算部２１８ｍにおいて目標定トルク値Ｔｐ３がＴｐ１に書き換えられ、最大ポンプ吸収トルク曲線は例えば図１１の４１から４２へと減トルク側に変化し、減馬力制御が行われる。これによりエンジン負荷率が９０％となるまで減馬力制御が行われるので、エンジンストールを生じない。
【００７８】
一方、高地で稼動している作業機の場合、エンジン出力が標準仕様よりも下がる。この場合、油圧ポンプ２の最大吸収トルクがベーストルクＴＢ（図１１の最大吸収トルク曲線４１）のままであると、ポンプトルクが最大吸収トルクに達する重負荷作業ではエンジントルクが足りずにエンジンストールする可能性がある。このとき、エンジン負荷率演算部１８ａで計算されるエンジン負荷率ＬＦは９０％以上の値、例えば９５％となり、ΔＬＦ＝９０−９５＝−５（％）となるので、上述したエンジントルク急低下時と同様、目標押しのけ容積演算部２１８ｍにおいて最大ポンプ吸収トルク曲線が図１１の４１から減トルク側に移動し、エンジン負荷率が９０％となるまで減馬力制御が行われる。その結果、図１２に示したように、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は４１から４６へと減トルク側に移動し、曲線４６を基準とした増馬力制御或いは減馬力制御がなされるようになり、エンジン出力が標準仕様よりも下がってもエンジンストールを生じない。
【００７９】
エンジン１の性能が設計性能よりも低い場合も同様に減馬力制御が行われ、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は図１２の４１から４６へと減トルク側に移動するため、エンジンストールを生じない（バラツキ補正制御）。
【００８０】
逆に、エンジン１の性能が設計性能よりも高い場合、エンジン出力は標準仕様よりも増加する。この場合、油圧ポンプ２の最大吸収トルクがベーストルクＴＢ（図１１の最大吸収トルク曲線４１）のままであると、ポンプトルクが最大吸収トルクに達する重負荷作業に際してエンジントルクに過度の余裕が生じ、エンジン出力を有効活用することができない。このとき、エンジン負荷率演算部１８ａで計算されるエンジン負荷率ＬＦは９０％より小さい値、例えば８５％となり、ΔＬＦ＝９０−８５＝５（％）となるので、上述した軽負荷作業時と同様、目標押しのけ容積演算部２１８ｍにおいて最大ポンプ吸収トルク曲線が図１１の４１から増トルク側に移動し、エンジン負荷率が９０％となるまで増馬力制御が行われる。その結果、図１２に示したように、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は４１から４７へと増トルク側に移動し、曲線４７を基準とした増馬力制御或いは減馬力制御がなされるようになり、出力が標準仕様よりも高いエンジンに対しては、エンジン出力を有効活用することができる（バラツキ補正制御）。
【００８１】
次に、オペレータがモード選択スイッチ２７を操作して省エネモード位置に切り換えた場合について説明する。
【００８２】
オペレータがモード選択スイッチ２７を省エネモード位置に切り換えると、図８の目標エンジン負荷率設定部１９ｂにおいて、目標エンジン負荷率ＬＦｒが９０％から７０％に切り換えられる。このような設定状態において、エンジン負荷率ＬＦが７０％より大きい値、例えば９０％にあると、ΔＬＦ＝７０−９０＝−２０（％）となるので、目標押しのけ容積演算部２１８ｍにおいて最大ポンプ吸収トルク曲線が図１１の４１から減トルク側に移動し、エンジン負荷率が７０％となるまで減馬力制御が行われる。その結果、図１３に示したように、基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線は４１から４８へと減トルク側に移動し、曲線４８を基準とした増馬力制御或いは減馬力制御がなされるようになり、エンジン１にかかる最大負荷が低下し、燃料消費が抑えられる。
【００８３】
以上のように本実施の形態によれば、エンジン負荷率を演算し、このエンジン負荷率が目標値に保たれるよう油圧ポンプ２の最大吸収トルクを制御するので、エンジン負荷率が目標値より小さいときは油圧ポンプ２の増トルク制御が行われ、エンジン負荷率が目標値より大きくなると油圧ポンプ２の減トルク制御が行われることになり、その結果、エンジンの出力特性の如何に係わらず、つまり、アイソクロナス制御を実施するエンジン１であっても、従来のスピードセンシング制御が行う油圧ポンプの増馬力制御、減馬力制御、バラツキ補正制御と同等の制御が可能となり、エンジン出力を有効活用し、作業効率の向上を図ることができる。
【００８４】
また、エンジン１の負荷に直接的に係わるエンジン負荷率を検出し、このエンジン負荷率が目標値に保たれるよう制御するため、従来のスピードセンシング制御よりもエンジン負荷を正確に把握することができるようになり、制御精度を向上することができる。
【００８５】
更に、エンジン負荷率の目標値を変更可能とすることにより、油圧ポンプ２の最大吸収トルク（最大エンジン負荷）を任意に変更できるようになり、モード選択スイッチ２７によりエンジン負荷率の目標値を小さめに設定し油圧ポンプの最大吸収トルクを小さくすることで省エネモードの設定が可能であり、燃料の消費を抑えた制御を容易に行うことができる。
【００８６】
また、第２目標ポンプ傾転角演算部２１８ｂは、減算部２１８ｇ、ポンプ増減トルク変換部２１８ｈ、積分制御の加算部２１８ｉ、一次遅れ要素２１８ｋ、目標押しのけ容積演算部２１８ｍにより、エンジン負荷率ＬＦとその目標値（目標エンジン負荷率）ＬＦｒとの偏差ΔＬＦが０でないときは、その偏差が０に近づくよう油圧ポンプ２の最大吸収トルクを制御し、エンジン負荷率ＬＦとその目標値ＬＦｒとの偏差ΔＬＦが０になると、そのときの油圧ポンプ２の最大吸収トルクを維持して偏差を０に保つよう定値制御を行うので、上記の減馬力制御及び増馬力制御を安定して行えるとともに、エンジン出力が標準仕様と異なるとき或いは目標エンジン負荷率を変更したとき、それに応じた基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線の設定が可能となる。
【００８７】
また、コントロールラック位置という比較的検出し易い状態量を用いてエンジン負荷率を求めるので、実用的な負荷率検出手段を提供することができる。
【００８８】
なお、上記の実施の形態では、アイソクロナス制御を実施するエンジンを備えた作業機に本発明を適用したが、ドループ特性を有するメカニカルガバナや電子ガバナを備えたエンジンを有する作業機に本発明を適用してもよいことは勿論である。
【００８９】
また、上記実施の形態では、標準状態、標準仕様のエンジンの基準最大吸収トルク（べーストルクＴＢ）に対するエンジン負荷率を求める際、エンジンの目標回転数を定格回転数ＮＯに固定したが、エンジントルクはエンジン回転数により変化するので、同じ基準最大吸収トルク（ベーストルクＴＢ）をエンジンに入力しても目標エンジン回転数を変更するとエンジン負荷率は違う値をとる。これを考慮して、目標回転数を変えたときのエンジン負荷率をそれぞれ測定し、「エンジン回転数」と「基準最大吸収トルクを加えたときのエンジン負荷率」のマップを作成し、エンジン目標回転数がダイヤルによって変えられても油圧ポンプは同じ基準最大吸収トルクを保つよう、エンジン回転数に応じて目標エンジン負荷率を変化させるようにしてもよい。
【００９０】
また、例えば、省エネモードは燃費が最優先されるモードであるから、目標エンジン負荷率を例えば９０％から７０％に下げ、かつ目標エンジン回転数を定格回転数ＮＯよりも低く設定してもよい。これにより、更なる燃費低減を図ることができる。
【００９１】
また、重掘削モード、標準掘削モード、省エネモード等を設け、それぞれのモード別に目標エンジン負荷率を設定しておき、モードが切り換えられたら目標エンジン負荷率が変更されるようにしてもよい。例えば、重掘削モードは９０％、標準掘削モードは８０％、省エネモードは７０％のように設定しておけば、作業形態に応じて作業効率と燃費の両立を図ることができる。また、各モード別に目標エンジン負荷率だけでなく目標エンジン回転数も設定しておき、モードが切り換えられると目標エンジン負荷率と目標エンジン回転数の両方が変更されるようにしてもよい。
【００９２】
更に、経年変化等によりエンジン出力が増加したら、標準状態での基準最大吸収トルクに対するエンジン負荷率を求める測定を再度行い、目標エンジン負荷率を再設定しても良い（例えば８５％）。これにより過剰性能を防ぐことができる。エンジン出力が減となったときも同様である。
【００９３】
また、上記実施の形態では、モード選択スイッチ２７は通常モード位置と省エネモード位置の２位置に切り換え可能としたが、連続的に操作可能とし、目標エンジン負荷率を連続的に変えることができるようにしてもよい。
【００９４】
また、上記実施の形態では、エンジン負荷率ＬＦとその目標値（目標エンジン負荷率）ＬＦｒとの偏差ΔＬＦに比例ゲインを乗じて目標増減トルクの増減分ΔＴを演算したが、ΔＬＦからΔＴの演算方法にＰＩＤ制御を用いてもよい。ＰＩＤ制御を取り入れることにより、不安定な制御系であった場合に応答特性を改善することができる。
【００９５】
【発明の効果】
本発明によれば、エンジンの出力特性の如何に係わらず、従来のスピードセンシング制御が行う油圧ポンプの増馬力制御、減馬力制御と同等の制御が可能となり、エンジン出力を有効活用し、作業効率の向上を図ることができる。
【００９６】
また、エンジン負荷に直接的に係わるエンジン負荷率を検出し、このエンジン負荷率が目標値に保たれるよう制御するため、従来のスピードセンシング制御よりもエンジン負荷を正確に把握することができ、制御精度を向上することができる。
【００９７】
更に、エンジン負荷率の目標値を変更可能とすることにより、油圧ポンプの最大吸収トルク（最大エンジン負荷）を任意に変更できるようになり、燃料の消費を抑えた制御を容易に行うことができる。
【００９８】
また、エンジン負荷率とその目標値との偏差が０でないときは、その偏差が０に近づくよう最大ポンプ吸収トルクを制御し、エンジン負荷率とその目標値との偏差が０になると、そのときの最大ポンプ吸収トルクを維持して偏差を０に保つよう定値制御を行うので、減馬力制御及び増馬力制御を安定して行えるとともに、エンジン出力が標準仕様と異なるとき或いは目標エンジン負荷率を変更したとき、それに応じた基準となる最大ポンプ吸収トルク曲線の設定が可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態に係わる作業機の油圧駆動装置のシステム全体を示す図である。
【図２】本実施の形態に係わる油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す図である。
【図３】アイソクロナス制御を実施する電子ガバナを有するエンジンの回転数と出力トルクとの関係を示す特性図である。
【図４】レギュレータの電磁比例減圧弁に与えられる制御電流信号と油圧ポンプの傾転角との関係を示す図である。
【図５】油圧駆動装置のシステム全体の制御の流れと作業機コントローラの処理機能を示すブロック図である。
【図６】燃料流量とエンジン負荷率との関係を示す図である。
【図７】コントロールラック位置とエンジン負荷率との関係を示す図である。
【図８】目標エンジン負荷率設定部の構成を示す図である。
【図９】ポンプトルク制御部の構成を示す図である。
【図１０】ポンプ増減トルク変換部の他の例を示す図である。
【図１１】目標押しのけ容積演算部で作成されるｐ−ｑ線図を示す図である。
【図１２】エンジン出力が標準仕様よりも低い場合と高い場合の基準最大吸収トルクの変化を示す図である。
【図１３】モード選択スイッチを操作したときの基準最大吸収トルクの変化を示す図である。
【符号の説明】
１ エンジン
２ 油圧ポンプ
３〜６ 油圧アクチュエータ
７〜１０ 方向制御弁
１１ メインリリーフ弁
１２ 電子ガバナ
１３ エンジンコントローラ
１６ レギュレータ
１８ 作業機コントローラ
１８ａ エンジン負荷率演算部
１８ｂ 目標エンジン負荷率設定部
１８ｃ 負荷率制御によるポンプトルク制御部
２４ 圧力検出器
２５ 傾転角検出器
２６ ラック位置検出器
２７ モード選択スイッチ
３０ 全負荷領域の特性
３２ ガバナ領域の特性
５０ 操作レバー装置
５３ 信号制御弁
５５ 圧力検出器
１１８ａ 通常の目標負荷率記憶部
１１８ｂ 省エネモード用の目標負荷率記憶部
１１８ｃ 切換部
２１８ａ 第１目標ポンプ傾転角演算部
２１８ｂ 第２目標ポンプ傾転角演算部
２１８ｃ 最小値選択部
２１８ｄ 減算部
２１８ｅ 制御電流演算部
２１８ｇ 減算部
２１８ｈ ポンプ増減トルク変換部
２１８ｉ 積分制御の加算部
２１８ｊ 定トルク曲線リミッタ演算部
２１８ｋ 一次遅れ要素
２１８ｍ 目標押しのけ容積演算部
２１８ｎ ポンプ傾転角変換部

Claims (6)

1. エンジンと、
   このエンジンの回転数と出力とを制御する燃料噴射装置と、
   この燃料噴射装置を制御する燃料噴射装置コントローラと、
   前記エンジンによって駆動されアクチュエータを駆動する少なくとも１つの可変容量型の油圧ポンプとを備えた作業機の油圧駆動装置において、
   前記エンジンの負荷率を演算する第１手段と、
   前記負荷率が目標値に保たれるよう前記油圧ポンプの最大吸収トルクを制御する第２手段と、
   前記負荷率の目標値を変更可能とする第３手段とを備えることを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
2. 請求項１記載の作業機の油圧駆動装置において、
   前記第２手段は、前記負荷率と目標値との偏差が０でないときは、その偏差が０に近づくよう前記油圧ポンプの最大吸収トルクを制御し、前記負荷率と目標値との偏差が０になると、そのときの油圧ポンプの最大吸収トルクを維持して偏差を０に保つよう定値制御を行う手段であることを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
3. 請求項１記載の作業機の油圧駆動装置において、
   前記第２手段は、前記負荷率と目標値との偏差を演算する手段と、前記偏差を目標定トルク値の増分に変換する手段と、前記増分を前回の目標定トルク値に加算して新たな目標定トルク値を演算する手段とを有し、この新たな目標定トルク値を用いて前記油圧ポンプの最大吸収トルクを制御することを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
4. 請求項１記載の作業機の油圧駆動装置において、
   前記第１手段は、前記燃料噴射装置のコントロールラック位置を検出し、
   エンジン負荷率（％）＝〔（現在のコントロールラック位置−無負荷時のコントロー ルラック位置）／（全負荷状態でのコントロールラック位置−無負荷時のコントロール ラック位置）〕×１００
   上記式中、全負荷状態でのコントロールラック位置及び無負荷時のコントロールラッ ク位置は事前に求めて記憶した値、
   の式により前記負荷率を演算することを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
5. 請求項１記載の作業機の油圧駆動装置において、
   前記第３手段は、オペレータにより操作され、通常時の負荷率目標値とそれよりも小さい省エネ用の負荷率目標値を選択的に設定する手段であることを特徴とする作業機の油圧駆動装置。
6. エンジンと、
   このエンジンの回転数と出力とを制御する燃料噴射装置と、
   この燃料噴射装置を制御する燃料噴射装置コントローラと、
   前記エンジンによって駆動されアクチュエータを駆動する少なくとも１つの可変容量型の油圧ポンプとを備えた作業機の油圧駆動装置において、
   前記エンジンの負荷率を演算する第１手段と、
   前記負荷率が目標値に保たれるよう前記油圧ポンプの最大吸収トルクを制御する第２手段とを備え、
   前記第２手段は、前記負荷率と目標値との偏差が０でないときは、その偏差が０に近づくよう前記油圧ポンプの最大吸収トルクを制御し、前記負荷率と目標値との偏差が０になると、そのときの油圧ポンプの最大吸収トルクを維持して偏差を０に保つよう定値制御を行う手段であることを特徴とする作業機の油圧駆動装置。

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