(57)【要約】【課題】エンジンの出力特性がアイソクロナス特性又は逆ドループ特性である場合でも、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる建設機械のポンプ制御装置を提供する。【解決手段】ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な電子ガバナ２及びエンジンコントローラ３を有するエンジン１と、このエンジン１により駆動される可変容量型の油圧ポンプ４と、この油圧ポンプ４から吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータと、油圧ポンプ４の最小傾転角を指示入力する切換スイッチ１８と、この指示入力された最小傾転角に応じて制御信号Ｒを生成する建設機械コントローラ２１と、この生成された制御信号Ｒに応じて油圧ポンプ４の最小傾転角を制御するレギュレータ５とを備える。【選択図】  図１
2004183277.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータとを備える建設機械のポンプ制御装置において、
前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を指示入力する指示入力手段と、
この指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段と、
この制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段と
を備えることを特徴とする建設機械のポンプ制御装置。
【請求項２】
ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータと、これら複数の油圧アクチュエータを手動操作するための操作レバーとを備える建設機械のポンプ制御装置において、
前記操作レバーが操作状態となる前に、前記操作レバーが非操作状態であるときの前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を増加するように指示入力するための指示入力手段と、
この指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段と、
この制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段と
を備えることを特徴とする建設機械のポンプ制御装置。
【請求項３】
請求項１又は２記載の建設機械のポンプ制御装置において、前記指示入力手段は複数段の切換位置を有するスイッチであり、前記制御信号生成手段は、それら複数段の切換位置に応じた値の前記制御信号を生成し、前記ポンプ制御手段は、それら制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を複数段に切換制御することを特徴とする建設機械のポンプ制御装置。
【請求項４】
請求項１又は２記載の建設機械のポンプ制御装置において、前記指示入力手段は可変ボリューム式のスイッチであり、前記制御信号生成手段は、前記スイッチからの指示入力に応じた値の前記制御信号を生成し、前記ポンプ制御手段は、その制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を連続的に可変制御することを特徴とする建設機械のポンプ制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンの出力特性がアイソクロナス特性又は逆ドループ特性である油圧ショベル等の建設機械に設けられる建設機械のポンプ制御装置に関し、さらに詳しくは、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際の油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる建設機械のポンプ制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、メカニカルガバナ式エンジンを備えた建設機械は、エンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプの押しのけ容積を制御するポンプ制御手段と、油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータと、油圧ポンプの吐出圧力を検出し吐出圧力信号を出力する圧力検出器と、この圧力検出器から出力される吐出圧力信号を入力し、ポンプ制御手段に油圧ポンプの押しのけ容積を制御する制御信号を出力する制御信号生成手段とを備えている。
【０００３】
このようなメカニカルガバナ式エンジンを有する建設機械のエンジン出力特性は、メカニカルガバナが制御される領域であるガバナ領域において、エンジン出力トルク（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ドループ特性を有している。このドループ特性は、メカニカルガバナに含まれるフライホイールの慣性により生じるものであるが、操作レバーの非操作時等の軽負荷状態においてエンジンの回転数が増加するために、燃費及び騒音の低減化の観点で向上の余地があった。
【０００４】
そこで従来より、ガバナ領域をアイソクロナス特性或いは逆ドループ特性に制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジン（以下、適宜、アイソクロナス制御或いは逆ドループ制御を実施するエンジンと記述する）を備えた建設機械（作業機）が開示されている（例えば、特許文献１参照）。上記アイソクロナス特性とは、エンジン負荷の軽重、すなわちエンジン出力トルクの大小に係わらず、ガバナ領域においてエンジン回転数が一定に保たれる特性であり、上記逆ドループ特性とはエンジン負荷が低下するに従って、エンジン回転数が減少する特性である。この場合、メカニカルガバナのようなフライホイールの慣性による影響を除くことができ、メカニカルガバナを有するエンジンを備えた建設機械に比べ、低燃費及び低騒音を実現することができる。
【０００５】
【特許文献１】
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、上記従来技術では以下のような課題が存在する。
すなわち、上記アイソクロナス制御或いは逆ドループ制御を実施するエンジンを備えた建設機械では、エンジンが軽負荷の場合でもエンジン回転数が増加しないことで低燃費化、低騒音化を実現できる利点はあるものの、例えば操作レバーが非操作状態、すなわち中立位置である場合には、エンジンが軽負荷となりエンジン回転数は一定若しくは減少するため、ドループ制御を実施するエンジンを備えた建設機械と比べて油圧ポンプの吐出流量が減少する。これにより、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際に、油圧ポンプの吐出流量が油圧アクチュエータの要求する要求流量に達するまでの時間が長くなり、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が遅くなる。したがって、例えば建設機械が油圧ショベルの場合、掘削作業におけるサイクルタイムが長くなり、作業効率が悪化することが考えられる。
【０００７】
本発明は、上記従来技術の問題に鑑みてなされたものであり、その目的は、エンジンの出力特性がアイソクロナス特性又は逆ドループ特性である場合でも、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる建設機械のポンプ制御装置を提供することにある。
【０００８】
【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、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータとを備える建設機械のポンプ制御装置において、前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を指示入力する指示入力手段と、この指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段と、この制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段とを備える。
【０００９】
一般に、建設機械に備えられるエンジンの出力特性がアイソクロナス特性又は逆ドループ特性である場合、操作レバーが非操作状態である場合等の軽負荷状態におけるエンジン回転数は、出力特性がドループ特性である場合のエンジン回転数よりも小さくなる。このため、油圧ポンプの吐出流量が小さくなり、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際の油圧ポンプの吐出流量が要求流量に達するまでの時間が長くなるので、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が遅くなる傾向がある。
【００１０】
本発明においては、油圧ポンプの最小押しのけ容積を、例えば操作レバーが非操作状態であるときに指示入力手段で増加するように指示入力する。この指示入力手段による指示入力に応じ、制御信号生成手段は制御信号を生成してポンプ制御手段に出力し、これによりポンプ制御手段は油圧ポンプの最小押しのけ容積を増加させる。本発明によれば、このようにして操作レバーが非操作状態であるときの油圧ポンプの吐出流量を増加することで、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際の油圧ポンプの吐出流量が要求流量に達するまでの時間を短縮することができ、この結果、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる。
【００１１】
（２）上記目的を達成するために、また本発明は、ガバナ領域の少なくとも一部をアイソクロナス特性、逆ドループ特性、アイソクロナス特性と逆ドループ特性を組み合わせた特性のいずれかに制御可能な燃料噴射制御装置を有するエンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータと、これら複数の油圧アクチュエータを手動操作するための操作レバーとを備える建設機械のポンプ制御装置において、前記操作レバーが操作状態となる前に、前記操作レバーが非操作状態であるときの前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を増加するように指示入力するための指示入力手段と、この指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段と、この制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段とを備える。
【００１２】
（３）上記（１）又は（２）において、好ましくは、前記指示入力手段は複数段の切換位置を有するスイッチであり、前記制御信号生成手段は、それら複数段の切換位置に応じた値の前記制御信号を生成し、前記ポンプ制御手段は、それら制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を複数段に切換制御する。
【００１３】
（４）上記（１）又は（２）において、また好ましくは、前記指示入力手段は可変ボリューム式のスイッチであり、前記制御信号生成手段は、前記スイッチからの指示入力に応じた値の前記制御信号を生成し、前記ポンプ制御手段は、その制御信号に応じて前記油圧ポンプの最小押しのけ容積を連続的に可変制御する。これにより、油圧ポンプの最小押しのけ容積を微調整することができる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の建設機械のポンプ制御装置の実施の形態を図面を参照しつつ説明する。
まず、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を図１乃至図１０を参照しつつ以下に説明する。図１は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧駆動装置の全体構成を示す油圧回路図である。
【００１５】
この油圧駆動装置は、建設機械、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、１はエンジン、２は電子ガバナ、３はエンジンコントローラであり、電子ガバナ２及びエンジンコントローラ３はエンジン１の燃料噴射制御装置を構成している。電子ガバナ２がエンジンコントローラ３により制御されてエンジン１に燃料を噴射することで、ガバナ領域をアイソクロナス特性に制御、すなわち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ようになっている。
【００１６】
また、４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、５はこの油圧ポンプ４の押しのけ容積（斜板の傾転角）を制御するレギュレータ、６，７，８，９は油圧ポンプ４から吐出される圧油によって駆動されブームシリンダ、旋回モータ、アームシリンダ、及びバケットシリンダから構成される複数の油圧アクチュエータ、１０〜１３はこれら複数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、１４はメインリリーフ弁、１５，…は方向制御弁１０〜１３を切換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（１つのみ図示）、１６は油圧ポンプ４の吐出圧力を検出し吐出圧力信号Ｐを出力する圧力検出器、１７は油圧ポンプ４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、１８は油圧ポンプ４の最小押しのけ容積を３段階に指示入力可能な切換スイッチ、１９は操作レバー装置１５，…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、２０は信号制御弁１９から出力されたパイロット圧力を検出しパイロット圧力信号Ｇを出力する圧力検出器、２１は圧力検出器１６から出力される吐出圧力信号Ｐ、傾転角検出器１７から出力される傾転角信号θ、切換スイッチ１８から出力される最小傾転角指示信号Ｆ、及び圧力検出器２０から出力されるパイロット圧力信号Ｇを入力し、レギュレータ５に押しのけ容積を制御する制御信号Ｒを出力する建設機械コントローラである。
【００１７】
図２は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する上記油圧駆動装置を備える油圧ショベルの全体構造を表す斜視図である。
この図２において、２５は走行体、２６は旋回体、２７は作業装置であり、旋回体２６は走行体２５の上部に旋回可能に搭載され、作業装置２７は旋回体２６の前方部に上下動可能に取り付けられている。２８はエンジンルーム、２９は運転室であり、これらエンジンルーム２８及び運転室２９は旋回体２６に搭載されている。また、３０はブーム、３１はアーム、３２は掘削バケットであり、作業装置２７はこれらブーム３０、アーム３１、及び掘削バケット３２を有する多関節構造となっている。上記の走行体２５、旋回体２６、及び作業装置２７は、それぞれ油圧アクチュエータとして左右の走行モータ３３（一方のみ図示）、前記の旋回モータ７、ブームシリンダ６、アームシリンダ８、及びバケットシリンダ９を有し、走行体２５は左右の走行モータ３３の回転により走行し、旋回体２６は旋回モータ７の回転により旋回し、作業装置２７のブーム３０はブームシリンダ６の伸縮により上下方向に回動し、アーム３１はアームシリンダ８の伸縮により上下、前後方向に回動し、掘削バケット３２はバケットシリンダ９の伸縮により上下、前後方向に回動する。
【００１８】
なお、前記操作レバー装置１５，…及び切換スイッチ１８は運転室２９内に配置され、エンジン１及び油圧ポンプ４はエンジンルーム２８内に設置されている。また、方向制御弁１０〜１３、エンジンコントローラ３、建設機械コントローラ２１等の油圧機器及び電子機器は旋回体２６の適所に設置されている。
【００１９】
図３は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧ショベルに備えられアイソクロナス制御を実施するエンジン１の回転数Ｎと出力トルクＴｅとの関係を示す図である。
この図３において、エンジン１の出力トルク特性は、直線３５で表されるガバナ領域３６の特性（アイソクロナス特性）と曲線３７で表される全負荷領域の特性に分けられる。ガバナ領域３６はガバナの開度が１００％以下での出力領域であり、全負荷領域はガバナ開度が１００％の出力領域である。図中、破線３８は、比較のため、従来のメカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域における特性（ドループ特性）を示している。メカニカルガバナはフライホイールとバネのつり合いによって燃料噴射量を調整する構造であるため、メカニカルガバナ式エンジンのガバナ領域は、破線３８のように、エンジント出力トルク（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、本実施の形態のエンジン１では、直線３５のように、ガバナ領域では電子ガバナ２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建設機械に比べて、低燃費及び低騒音を実現できるようになっている。
【００２０】
図４は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成するレギュレータ５の構成を示す油圧回路図である。
この図４において、３９は電磁比例減圧弁、４０はサーボ弁、４１はサーボピストンである。レギュレータ５は、建設機械コントローラ２１から出力された制御信号Ｒにより油圧ポンプ４の傾転角を制御信号Ｒが示す目標ポンプ傾転角に一致するよう制御するものであり、上記電磁比例減圧弁３９と、サーボ弁４０と、サーボピストン４１とを有している。すなわち、建設機械コントローラ２１から制御信号Ｒを入力された電磁比例減圧弁３９は、その制御信号Ｒに比例した制御圧力をサーボ弁４０に出力し、サーボ弁４０はその制御圧力により作動してサーボピストン４１の位置を制御し、これによりサーボピストン４１は油圧ポンプ４の斜板４ａを駆動する。このようにして、レギュレータ５は油圧ポンプ４の傾転角を制御するようになっている。
【００２１】
油圧ポンプ４の吐出圧力は、チェックバルブ４２を介してサーボ弁４０の入力ポートに導かれるとともに、通路４３を介してサーボピストン４１の小径室４１ａに常時作用している。またパイロットポンプ４４の吐出圧力は、電磁比例減圧弁３９の入力ポートに導かれ、電磁比例減圧弁３９が作動することにより減圧されて制御圧力となる。この制御圧力は通路４５を通ってサーボ弁４０のパイロットピストン４０ａに作用する。また、油圧ポンプ４の吐出圧力がパイロットポンプ４４の吐出圧力より低いとき、パイロットポンプ４４の吐出圧力がサーボアシスト圧としてチェックバルブ４６を介してサーボ弁４０の入力ポートに導かれるようになっている。
【００２２】
図５は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成するレギュレータ５の有する電磁比例減圧弁３９に与えられる制御信号Ｒと油圧ポンプ４の斜板４ａの傾転角（以下、適宜、単に油圧ポンプ４の傾転角或いはポンプ傾転という）との関係を示す図である。
この図５において、制御信号ＲがＲ１以下のときには電磁比例減圧弁３９は作動せず、電磁比例減圧弁３９からの制御圧力は０である。このためサーボ弁４０のスプール４０ｂはスプリング４０ｃによって図４中左方向に押され、油圧ポンプ４の吐出圧力（或いはパイロットポンプ４４の吐出圧力）がチェックバルブ４２、スリーブ４０ｄ、スプール４０ｂを通ってサーボピストン４１の大径室４１ｂに作用する。サーボピストン４１の小径室４１ａにも、通路４３を通って油圧ポンプ４の吐出圧力が作用しているが、面積差によってサーボピストン４１は図４中右方向に移動するようになっている。
【００２３】
サーボピストン４１が図４中右方向に移動すると、フィードバックレバー４７はピン４８を支点として図４中反時計方向に回転する。フィードバックレバー４７の先端は、ピン４９でスリーブ４０ｄと連結しているため、スリーブ４０ｄは図４中左方向に移動する。サーボピストン４１の移動は、スリーブ４０ｄとスプール４０ｂの開口部の切り欠きが閉じるまで行われ、それが完全に閉じるとサーボピストン４１は停止するようになっている。
これらの作動により油圧ポンプ４の傾転角は最小位置になり、油圧ポンプ４の吐出流量が最少になるようになっている。
【００２４】
制御信号ＲがＲ１よりも大きくなり電磁比例減圧弁３９が作動すると、電磁比例減圧弁３９の作動量に応じた制御圧力が通路４５を通ってサーボ弁４０のパイロットピストン４０ａに作用し、スプール４０ｂをスプリング４０ｃの力とつりあう位置まで図４中右方向に移動させる。スプール４０ｂが移動するとサーボピストン４１の大径室４１ｂは、スプール４０ｂ内部の通路を経由してタンク５０につながる。サーボピストン４１の小径室４１ａには、通路４３を通じて常時油圧ポンプ４の吐出圧力（或いはパイロットポンプ４４の吐出圧力）が作用しているためサーボピストン４１は図４中左方向に移動し、大径室４１ｂの作動油はタンク５０に戻されるようになっている。
【００２５】
サーボピストン４１が図４中左方向に移動すると、フィードバックレバー４７はピン４８を支点として図示時計方向に回転し、サーボ弁４０のスリーブ４０ｄは図４中右方向に移動する。サーボピストン４１の移動は、スリーブ４０ｄとスプール４０ｂの開口部の切り欠きが閉じるまで行われ、それが完全に閉じるとサーボピストン４１は停止するようになっている。
【００２６】
これらの作動により油圧ポンプ４の傾転角が大きくなり、油圧ポンプ４の吐出流量が増加する。このとき、油圧ポンプ４の吐出流量の増加量は、制御圧力の上昇量、すなわち図５に示すように制御信号Ｒの増加量に比例するようになっている。
【００２７】
制御信号Ｒが低下し電磁比例減圧弁３９からの制御圧力が低下すると、サーボ弁４０のスプール４０ｂはスプリング４０ｃの力とつりあう位置まで図４中左方向に戻され、油圧ポンプ４の吐出圧力（或いはパイロットポンプ４４の吐出圧力）がサーボ弁４０のスリーブ４０ｄ、スプール４０ｂを通ってサーボピストン４１の大径室４１ｂに作用し、小径室４１ａとの面積差によってサーボピストン４１は図４中右方向に移動する。
【００２８】
サーボピストン４１が図４中右方向に移動すると、フィードバックレバー４７はピン４８を支点として図示反時計方向に回転し、サーボ弁４０のスリーブ４０ｄは図４中左方向に移動する。サーボピストン４１の移動は、スリーブ４０ｄとスプール４０ｂの開口部の切り欠きが閉じるまで行われ、それが完全に閉じるとサーボピストン４１は停止するようになっている。
【００２９】
これらの作動によりポンプ４の傾転角が小さくなり、油圧ポンプ４の吐出流量が減少する。油圧ポンプ４の吐出流量の減少量は制御圧力の低下量、すなわち図５に示すように制御信号Ｒの低下量に比例するようになっている。
【００３０】
図６は、建設機械コントローラ２１の制御機能のうち、油圧ポンプ４の傾転制御に係わる制御内容を表す機能ブロック図である。
この図６において、５５は第１目標ポンプ傾転角演算部、５６は最小ポンプ傾転角切換部、５７は第３目標ポンプ傾転角演算部、５８は最大値選択部、５９は最小値選択部、６０は減算部、６１は制御電流演算部であり、建設機械コントローラ２１はこれらの各機能を有している。
【００３１】
第１目標ポンプ傾転角演算部５５は、圧力検出器２０からのパイロット圧力信号Ｇ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４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１５，…（図１参照）のレバー操作量（要求流量）に応じたポジティブ制御の目標傾転であり、メモリのテーブルには、パイロット圧力が増大するに従って第１目標傾転θＤも増大するように両者の関係が設定されている。なお、操作レバー装置１５，…が非操作状態（レバー操作量が０）のときの第１目標傾転θＤの最小値はθｍｉｎ１である。この第１目標ポンプ傾転角演算部５５によって演算された第１目標傾転θＤは、最大値選択部５８に出力されるようになっている。
【００３２】
切換スイッチ１８は３位置切換スイッチであり、油圧ポンプ４の最小傾転角を３段階（０，θｍｉｎ２，θｍｉｎ３）に指示入力可能となっている。すなわち、オペレータにより切換スイッチ１８が３位置のうちいずれかの切換位置に操作されると、最小傾転角指示信号Ｆが最小ポンプ傾転角切換部５６に入力され、これにより最小ポンプ傾転角切換部５６は最小傾転角指示信号Ｆに応じて油圧ポンプ４の最小傾転角を０，θｍｉｎ２，θｍｉｎ３のうちいずれかに選択し、最大値選択部５８に最小傾転θＦとして出力するようになっている。なお、θｍｉｎ２，θｍｉｎ３は上記第１目標傾転θＤの最小値θｍｉｎ１より大きい値に設定されるようになっている。
【００３３】
最大値選択部５８は、第１目標ポンプ傾転角演算部５５で演算された油圧ポンプ４の第１目標傾転θＤと最小ポンプ傾転角切換部５６で選択された最小傾転θＦとのうち大きい方を選択し、第２目標傾転θＭとして最小値演算部５９に出力するようになっている。この結果、パイロット圧力信号Ｇと油圧ポンプ４の第２目標傾転θＭとの対応関係は図７に示すようになる。この図７において、Ａ（実線で示す）は切換スイッチ１８で０が指示入力された場合、Ｂ（１点鎖線で示す）は切換スイッチ１８でθｍｉｎ２が指示入力された場合、Ｃ（２点鎖線で示す）は切換スイッチ１８でθｍｉｎ３が指示入力された場合のパイロット圧力信号Ｇと第２目標傾転θＭとの関係を示している。すなわち、切換スイッチ１８で０が指示入力された場合には、傾転角演算部５５で操作レバー装置１５，…の操作量に応じて演算された第１目標傾転θＤがそのまま第２目標傾転θＭとして出力され、θｍｉｎ２又はθｍｉｎ３が指示入力された場合には、傾転角演算部５５で演算された第１目標傾転θＤの最小値θｍｉｎ１がθｍｉｎ２又はθｍｉｎ３に底上げされて第２目標傾転θＭとして出力されるようになっている。
【００３４】
第３目標ポンプ傾転角演算部５７は、圧力検出器１６からの油圧ポンプ４の吐出圧力信号Ｐを入力し、これをメモリに記憶してあるテーブルに参照させ、そのときの信号Ｐが示すポンプ吐出圧力（以下、便宜上、信号と同じ符号Ｐを付す）に対応する油圧ポンプ４の第３目標傾転θＴを演算する。この第３目標傾転θＴは油圧ポンプ４のトルク制御を行うための制限値となるものであり、メモリのテーブルには、ポンプ吸収トルク曲線（Ｐ−θＴ曲線）に基づくポンプ吐出圧力Ｐと油圧ポンプ４の第３目標傾転θＴ（制限値）との関係が設定されている。この演算された第３目標傾転θＴは、最小値選択部５９に出力されるようになっている。
【００３５】
最小値選択部５９は、最大値選択部５８から出力される第２目標傾転θＭと、第３目標ポンプ傾転角演算部５７で演算された第３目標傾転θＴとのうち小さい方を選択し、油圧ポンプ４の制御用の最終目標傾転θＣとして減算部６０に出力する。これにより、第２目標傾転θＭが第３目標傾転θＴより大きいときは第３目標傾転θＴが制御用の最終目標傾転θＣとして出力されることとなり、制御用の最終目標傾転θＣは第３目標傾転θＴ以下に制限されるようになっている。この結果、ポンプ吐出圧力Ｐと油圧ポンプ４の最終目標傾転θＣとの対応関係は図８に示すようになる。この図８において、アはポンプ吸収トルク曲線（Ｐ−θＣ曲線）であり、最終目標傾転θＣはポンプ吐出圧力Ｐが一定の値以上の範囲ではポンプ吸収トルク曲線アに沿って減少する。このようにして、ポンプ吸収トルク曲線アに基づくポンプ吸収トルク制御を行うことで、後述する油圧ポンプ４のポンプ吸収馬力制御を行うことができるようになっている。また、図８中Ａ（破線で示す）、Ｂ（１点鎖線で示す）、Ｃ（２点鎖線で示す）は、前述の図７と同様に、切換スイッチ１８で０，θｍｉｎ２，θｍｉｎ３がそれぞれ指示入力された場合の、操作レバー装置１５，…が非操作状態であるときのポンプ吐出圧力Ｐと最終目標傾転θＣとの関係を示している。
【００３６】
減算部６０は、制御用の最終目標傾転θＣと傾転角検出器１７から出力され実際の傾転角を表す傾転角信号θの偏差Δθを演算して制御電流演算部６１に出力し、制御電流演算部６１は、例えば積分制御演算によりその偏差Δθから制御信号Ｒを演算して電磁比例減圧弁３９に出力する。このようにして、傾転角信号θが制御用の最終目標傾転θＣに一致するように制御され、油圧ポンプ４は最終目標傾転θＣとそのときのエンジン１の回転数Ｎとの積に比例した流量Ｑを吐出する。図９は、このときの油圧ポンプ４のポンプ吐出圧力Ｐとポンプ吐出流量Ｑとの関係を示した図である。この図９において、イはポンプ吸収馬力曲線（Ｐ−Ｑ曲線）であり、このポンプ吸収馬力曲線に基づく油圧ポンプ４のポンプ吸収馬力制御により、エンジン１の過負荷を防止し、エンジンストールを生じない範囲でエンジン１の出力馬力の有効活用を実施できるようになっている。また、図９中Ａ（破線で示す）、Ｂ（１点鎖線で示す）、Ｃ（２点鎖線で示す）は、切換スイッチ１８で０，θｍｉｎ２，θｍｉｎ３がそれぞれ指示入力された場合の、操作レバー装置１５，…が非操作状態であるときのポンプ吐出圧力Ｐとポンプ吐出流量Ｑとの関係を示している。
【００３７】
以上において、ブームシリンダ６、旋回モータ７、アームシリンダ８、及びバケットシリンダ９は特許請求の範囲各項記載の油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動する複数の油圧アクチュエータを構成し、操作レバー装置１５，…は複数の油圧アクチュエータを手動操作するための操作レバーを構成する。また、切換スイッチ１８は油圧ポンプの最小押しのけ容積を指示する指示入力手段を構成すると共に複数段の切換位置を有するスイッチをも構成し、建設機械コントローラ２１は指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段を構成し、レギュレータ５は制御信号生成手段が生成する制御信号に応じて油圧ポンプの最小押しのけ容積を制御するポンプ制御手段を構成する。
【００３８】
次に、上記構成の本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態の動作を以下に説明する。
エンジン１を起動させて油圧ポンプ４を駆動し、切換スイッチ１８で油圧ポンプ４の最小傾転角を０，θｍｉｎ２，θｍｉｎ３のうちいずれかに指示入力し、操作レバー装置１５，…のいずれかを操作すると、油圧ポンプ４から吐出された圧油が方向制御弁１０〜１３の該当するものを介してブームシリンダ６、アームシリンダ８、バケットシリンダ９、或いは旋回モータ７等に供給され、例えば図２に示した油圧ショベルの作業装置２７が駆動し、土砂の掘削作業等が実施される。
【００３９】
このとき、建設機械コントローラ２１では、第１目標ポンプ傾転角演算部５５において、圧力検出器２０から出力されるパイロット圧力信号Ｇに対応する油圧ポンプ４の第１目標傾転θＤが演算され、最大値選択部５８において、この第１目標傾転θＤと切換スイッチ１８の指示入力により最小ポンプ傾転角切換部５６で選択された最小傾転θＦ（０又はθｍｉｎ２又はθｍｉｎ３）とのうち大きい方が選択され、第２目標傾転θＭとして最小値選択部５９に出力される。すなわち、切換スイッチ１８で油圧ポンプ４の最小傾転角が０と指示入力された場合には、第１目標ポンプ傾転角演算部５５で演算された第１目標傾転θＤが図７中Ａに示すようにそのまま最大値選択部５８に出力され、最小傾転角がθｍｉｎ２又はθｍｉｎ３に指示入力された場合には、図７中Ｂ又はＣに示すように第１目標傾転θＤの最小値がθｍｉｎ１からθｍｉｎ２又はθｍｉｎ３に底上げされて出力される。
【００４０】
また、第３目標ポンプ傾転角演算部５７において、圧力検出器１６から出力される油圧ポンプ４の吐出圧力信号Ｐに対応する油圧ポンプ４の第３目標傾転θＴが演算され、最小値選択部５９において、この第３目標傾転θＴと上記最大値選択部５８から出力される第２目標傾転θＭとのうち小さい方が選択され、これにより第２目標傾転θＭが第３目標傾転θＴ以下に制限されて、制御用の最終目標傾転θＣとして減算部６０に出力される。
【００４１】
その後、減算部６０で傾転角信号θと最終目標傾転θＣとの偏差Δθが演算され、制御電流演算部６１でこの偏差Δθに応じて制御信号Ｒが演算されて、この制御信号Ｒがレギュレータ５の電磁比例減圧弁３９に出力される。これにより、油圧ポンプ４の傾転角は最終目標傾転θＣに一致するよう制御され、油圧ポンプ４はこの最終目標傾転θＣとそのときのエンジン回転数Ｎとの積に比例した流量Ｑを吐出する。このようにして、油圧ポンプ４から吐出された圧油がブームシリンダ６，アームシリンダ８，バケットシリンダ９、或いは旋回モータ７の該当するものに供給され、当該アクチュエータが駆動される。
【００４２】
以上説明したような構成及び動作である本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態によれば、以下のような効果を得ることができる。
すなわち、図３において前述したように、本実施の形態においてはガバナ領域で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ので、例えばメカニカルガバナ式エンジンを備えガバナ領域でエンジント出力トルク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制御を行う建設機械に比べ、低負荷領域でのエンジン回転数Ｎが比較的小さくなる。これにより、操作レバー装置１５，…が非操作状態である場合において、上記ドループ制御を実施する建設機械に比べて油圧ポンプ４の吐出流量Ｑが減少することとなり、この結果、操作レバー装置１５，…が非操作状態から操作状態となった際にポンプ吐出流量Ｑが油圧アクチュエータの要求する要求流量に達するまでの時間が長くなり、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が遅くなる。すなわち、本実施の形態においては切換スイッチ１８で油圧ポンプ４の最小傾転角を０に指示入力した場合が、この状態に該当する。
【００４３】
そこで本実施の形態によれば、切換スイッチ１８で油圧ポンプ４の最小傾転角をθｍｉｎ２又はθｍｉｎ３に選択することで、図７中Ｂ，Ｃに示すように操作レバー装置１５，…の操作量に対する第２目標傾転θＭの最小値をθｍｉｎ２又はθｍｉｎ３に底上げすることができ、これにより図９に示すように操作レバー装置１５，…が非操作状態であるときの油圧ポンプ４の最低吐出流量をθｍｉｎ１（図９中Ａ）からＱｍｉｎ２（図９中Ｂ）又はＱｍｉｎ３（図９中Ｃ）に増大することができる。これにより、油圧アクチュエータの要求流量（ここでは最大吐出流量Ｑｍａｘとする）までの吐出流量偏差を図９中ΔＱＡからΔＱＢ又はΔＱＣに減少することができるので、要求流量に達するまでの時間を短くすることができる。図１０は、このときの操作レバー装置１５，…が非操作状態から操作状態となった際のポンプ吐出流量Ｑの時間変化を示した図である。この図１０に示すように、切換スイッチ１８により油圧ポンプ４の最小傾転角をθｍｉｎ１からθｍｉｎ２又はθｍｉｎ３に変更することで、ポンプ吐出流量Ｑが要求流量Ｑｍａｘに達するまでの時間をＴＡからＴＢ又はＴＣに短縮することができる。したがって、例えば油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が上記ドループ制御を行う建設機械の油圧アクチュエータの動作速度と略同等となるように油圧ポンプ４の最小傾転角θｍｉｎ３（又はθｍｉｎ２でもよい）を設定しておけば、切換スイッチ１８で最小傾転角をθｍｉｎ３（又はθｍｉｎ２）に選択することで油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度をドループ制御を行う建設機械と略同等とすることが可能となるばかりでなく、最小傾転角θｍｉｎ２，θｍｉｎ３の設定によっては本実施の形態の油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を上記ドループ制御を行う建設機械の油圧アクチュエータの動作速度以上とすることが可能となる。
【００４４】
このように、本実施の形態によれば、アイソクロナス制御を行うことで低燃費化、低騒音化を図りつつ、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる。またこの結果、油圧ショベルの掘削作業におけるサイクルタイムを短くすることができ、作業効率を向上することができる。
【００４５】
次に、本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を図１１乃至図１７を用いて説明する。本実施の形態は、ガバナ領域を逆ドループ特性に制御するエンジンを備えた油圧ショベルに本発明を適用したものである。
【００４６】
図１１は、上記本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を有する油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
この図１１において、電子ガバナ２′及びエンジンコントローラ３′からなる燃料噴射制御装置は、ガバナ領域を逆ドループ特性に制御可能なものであり、これによりエンジン１は、ガバナ領域においてエンジン出力トルクＴｅ（エンジン負荷）が低下するに従い回転数が減少するように制御される（後述の図１２参照）。また、２１′は、切換スイッチ１８の指示入力により油圧ポンプ４の最小傾転角を０，θｍｉｎ４，θｍｉｎ５のうちいずれかに選択可能な最小ポンプ傾転角切換部５６′（詳細は後述）を備えた建設機械コントローラである。なお、本実施の形態に係わる油圧駆動装置の他の構成は、前述の図１に示した一実施の形態と同様である。
【００４７】
図１２は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を有する油圧ショベルに備えられ逆ドループ制御を実施するエンジン１の回転数Ｎと出力トルクＴｅとの関係を示す図である。
この図１２に示すように、本実施の形態におけるエンジン１の出力特性は、ガバナ領域３６では直線６５のようにエンジン出力トルクＴｅ（エンジン負荷）が低下するに従ってエンジン回転数Ｎが減少する逆ドループ特性を有している。これにより、前述の一実施の形態のアイソクロナス制御を実施する構造に比べ、軽負荷時のエンジン回転数Ｎが更に低下するので、更なる低燃費と低騒音を実現することができるようになっている。
【００４８】
図１３は、本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する建設機械コントローラ２１′の制御機能のうち、油圧ポンプ４の傾転制御に係わる制御内容を表す機能ブロック図である。
この図１３において、最小ポンプ傾転角切換部５６′は、切換スイッチ１８から入力される最小傾転角指示信号Ｆに応じて油圧ポンプ４の最小傾転角を０，θｍｉｎ４，θｍｉｎ５のうちいずれかに選択し、最大値選択部５８に最小傾転θＦとして出力するようになっている。なお、θｍｉｎ４，θｍｉｎ５は第１目標傾転θＤの最小値θｍｉｎ１より大きい値であり、また、前述の一実施の形態における最小傾転角θｍｉｎ２，θｍｉｎ３と比べ、その大小関係が例えばθｍｉｎ２＜θｍｉｎ４＜θｍｉｎ３＜θｍｉｎ５となるように設定されている（θｍｉｎ２＜θｍｉｎ３＜θｍｉｎ４＜θｍｉｎ５でもよい）。
【００４９】
上記最小ポンプ傾転角切換部５６′で選択された最小傾転θＦ（０又はθｍｉｎ４又はθｍｉｎ５）と第１目標ポンプ傾転角演算部５５で演算された第１目標傾転θＤとのうち大きい方が最大値選択部５８により選択される結果、本実施の形態におけるパイロット圧力信号Ｇと第２目標傾転θＭとの対応関係は図１４に示すようになる。この図１４において、Ａ（実線で示す）は切換スイッチ１８で０が指示入力された場合、Ｄ（１点鎖線で示す）は切換スイッチ１８でθｍｉｎ４が指示入力された場合、Ｅ（２点鎖線で示す）は切換スイッチ１８でθｍｉｎ５が指示入力された場合のパイロット圧力信号Ｇと第２目標傾転θＭとの関係を示している。この図１４に示すように、逆ドループ制御を行う本実施の形態においては、低負荷領域におけるエンジン回転数Ｎがアイソクロナス制御を行う前述の一実施の形態よりも低下してポンプ吐出流量Ｑがさらに減少するのを補填するために、θｍｉｎ４，θｍｉｎ５をθｍｉｎ２，θｍｉｎ３よりもそれぞれ大きく設定している。
【００５０】
上記最大選択部５８から出力される第２目標傾転θＭと第３目標ポンプ傾転角演算部５７で演算された第３目標傾転θＴとのうち小さいほうが最小値選択部５９で選択される結果、本実施の形態におけるポンプ吐出圧力Ｐと最終目標傾転θＣとの対応関係は図１５に示すようになる。この図１５において、ポンプ吸収トルク曲線（Ｐ−θＣ曲線）アは前述の一実施の形態と同様であり、図１５中Ａ，Ｄ，Ｅはそれぞれ、切換スイッチ１８で０，θｍｉｎ４，θｍｉｎ５が指示入力された場合の操作レバー装置１５，…が非操作状態であるときのポンプ吐出圧力Ｐと最終目標傾転θＣとの関係を示している。
【００５１】
減算部６０は、前述の一実施の形態と同様にして、上記最小値選択部５９から出力される最終目標傾転θＣと傾転角検出器１７から出力される傾転角信号θの偏差Δθを演算し、制御電流演算部６１はこの偏差Δθから制御信号Ｒを演算して電磁比例減圧弁３９に出力する。これにより、油圧ポンプ４は傾転角信号θが制御用の最終目標傾転θＣに一致するように制御され、最終目標傾転θＣとそのときのエンジン１の回転数Ｎとの積に比例した流量Ｑを吐出する。図１６は、このときの油圧ポンプ４のポンプ吐出圧力Ｐとポンプ吐出流量Ｑとの関係を示した図である。上述したように、本実施の形態では低負荷領域におけるエンジン回転数Ｎがアイソクロナス制御を行う一実施の形態よりも低下してポンプ吐出流量Ｑがさらに減少するのを補填するために、最小傾転角θｍｉｎ４，θｍｉｎ５をθｍｉｎ２，θｍｉｎ３よりも大きく設定するので、図１６に示すように最小傾転角がθｍｉｎ４，θｍｉｎ５のときの最小吐出流量Ｑｍｉｎ４，Ｑｍｉｎ５を図９に示す前述の一実施の形態における最小吐出流量Ｑｍｉｎ２，Ｑｍｉｎ３と略同等とすることができるようになっている。
【００５２】
以上において、建設機械コントローラ２１′は、特許請求の範囲各項記載の指示入力手段により指示入力された最小押しのけ容積に応じて制御信号を生成する制御信号生成手段を構成する。
【００５３】
以上のように構成した本実施の形態における動作は、エンジン１が逆ドループ特性に制御され、切換スイッチ１８で油圧ポンプ４の最小傾転角が０，θｍｉｎ４，θｍｉｎ５のうちいずれかに選択される点を除いては、前述の一実施の形態と実質的に同じであるので省略する。
【００５４】
上記構成及び動作である本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の形態によれば、以下のような効果を得ることができる。
すなわち、図１２において前述したように、本実施の形態においてはガバナ領域でエンジン出力トルクＴｅの低下するにつれエンジン回転数Ｎを低下させる逆ドループ制御を実施しているため、例えばメカニカルガバナ式エンジンを備えガバナ領域でドループ制御を行う建設機械に比べて低負荷領域でのエンジン回転数Ｎが減少する前述した一実施の形態のようなアイソクロナス制御を行う構造に比べ、低負荷領域でのエンジン回転数Ｎがさらに減少する。これにより、操作レバー装置１５，…が非操作状態である場合において、上記ドループ制御を実施する建設機械と比べて油圧ポンプ４の吐出流量Ｑが大きく減少することとなり、この結果、操作レバー装置１５，…が非操作状態から操作状態となった際の油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度が一層遅くなる。すなわち、本実施の形態においては切換スイッチ１８で油圧ポンプ４の最小傾転角を０に指示入力した場合が、この状態に該当する。
【００５５】
そこで本実施の形態によれば、切換スイッチ１８で油圧ポンプ４の最小傾転角をθｍｉｎ４又はθｍｉｎ５に選択することで、図１４中Ｄ，Ｅに示すように操作レバー装置１５，…の操作量に対する第２目標傾転θＭの最小値をθｍｉｎ４又はθｍｉｎ５に底上げすることができ、これにより図１６に示すように操作レバー装置１５，…が非操作状態であるときの油圧ポンプ４の最低吐出流量を、Ｑｍｉｎ１（図１６中Ａ）から前述の一実施の形態における最小吐出流量Ｑｍｉｎ２，Ｑｍｉｎ３と略同等のＱｍｉｎ４（図１６中Ｄ）又はＱｍｉｎ５（図１６中Ｅ）に増大することができる。この結果、油圧アクチュエータの要求流量（ここでは最大吐出流量Ｑｍａｘとする）までの吐出流量偏差を図１６に示すようにΔＱＡからΔＱＤ又はΔＱＥに減少することができるので、要求流量に達するまでの時間を短くすることができる。図１７は、このときのポンプ吐出流量Ｑの時間変化を示した図である。この図１７に示すように、切換スイッチ１８により油圧ポンプ４の最小傾転角をθｍｉｎ１からθｍｉｎ４又はθｍｉｎ５に変更することで、ポンプ吐出流量が要求流量Ｑｍａｘに達するまでの時間を、ＴＡから前述の一実施の形態におけるＴＢ又はＴＣと略同等であるＴＤ又はＴＥに短縮することができる。したがって、本実施の形態によれば、逆ドループ制御を行うことで更なる低燃費化、低騒音化を図りつつ、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる。
【００５６】
なお、以上説明してきた本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態及び他の実施の形態においては、レギュレータ５を、圧力検出器１６が検出する圧力に応じて建設機械コントローラ２１（又は建設機械コントローラ２１′）が電磁比例減圧弁３９に制御信号を出力し、これによりサーボ弁４０が駆動されて油圧ポンプ４の傾転制御を行う電気式の傾転制御を行う構造としたが、これに限らず、油圧ポンプ４の吐出配管からサーボ弁４０に圧油を導き、ポンプ吐出圧により直接サーボ弁４０が駆動されることで油圧ポンプ４の傾転制御を行う油圧式の傾転制御を行う構造としてもよい。
【００５７】
また、上記一実施の形態及び他の実施の形態においては、油圧ポンプ４の最小傾転角（斜板４ａの可動角度の下限値）を建設機械コントローラ２１（又は建設機械コントローラ２１′）によって電気的に設定し、その最小傾転角の切換についても電気的に行えるようにしているが、これに限らず、油圧ポンプ４の斜板４ａの傾動を例えばストッパによって機械的に係止することで最小傾転角を設定する構造とし、何らかの手段によりそのストッパの位置等を変更することで最小傾転角の切換を行う構造としてもよい。
【００５８】
また、上記一実施の形態及び他の実施の形態においては、切換スイッチ１８を３位置の切換位置を有するスイッチとしたが、３位置に限らず、２位置又は３位置より多い切換位置を有するスイッチとしてもよい。またこれに限らず、切換スイッチ１８を可変ボリューム式のスイッチとし、油圧ポンプ４の最小傾転角を連続的に可変できるようにしてもよい。この場合、上記した３位置の切換位置を有する切換スイッチ１８を用いた一実施の形態及び他の実施の形態に比べ、油圧ポンプ４の最小傾転角を微調整することが可能となる。
【００５９】
【発明の効果】
本発明によれば、油圧ポンプの最小押しのけ容積を指示入力手段で増加するように指示入力することで、操作レバーが非操作状態であるときの油圧ポンプの吐出流量を増加することができる。これにより、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際の油圧ポンプの吐出流量が要求流量に達するまでの時間を短縮することができ、この結果、油圧アクチュエータの立ち上がりの動作速度を向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
【図２】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧ショベルの全体構造を表す斜視図である。
【図３】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を有する油圧ショベルに備えられアイソクロナス制御を実施するエンジンの回転数と出力トルクとの関係を示す図である。
【図４】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成するレギュレータの構成を示す油圧回路図である。
【図５】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成するレギュレータの有する電磁比例減圧弁に与えられる制御信号と油圧ポンプの斜板の傾転角との関係を示す図である。
【図６】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御機能のうち、油圧ポンプの傾転制御に係わる制御内容を表す機能ブロック図である。
【図７】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御におけるパイロット圧力信号と油圧ポンプの第２目標傾転との対応関係を示す図である。
【図８】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御における油圧ポンプのポンプ吐出圧力と最終目標傾転との対応関係を示す図である。
【図９】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態を構成する油圧ポンプのポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す図である。
【図１０】本発明の建設機械のポンプ制御装置の一実施の形態において、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際のポンプ吐出流量の時間変化を示す図である。
【図１１】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を有する油圧駆動装置の全体構成を表す油圧回路図である。
【図１２】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を有する油圧ショベルに備えられ逆ドループ制御を実施するエンジンの回転数と出力トルクとの関係を示す図である。
【図１３】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御機能のうち、油圧ポンプの傾転制御に係わる制御内容を表す機能ブロック図である。
【図１４】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御におけるパイロット圧力信号と油圧ポンプの第２目標傾転との対応関係を示す図である。
【図１５】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する建設機械コントローラの制御における油圧ポンプのポンプ吐出圧力と最終目標傾転との対応関係を示す図である。
【図１６】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態を構成する油圧ポンプのポンプ吐出圧力とポンプ吐出流量との関係を示す図である。
【図１７】本発明の建設機械のポンプ制御装置の他の実施の形態において、操作レバーが非操作状態から操作状態となった際のポンプ吐出流量の時間変化を示す図である。
【符号の説明】
１            エンジン
２            電子ガバナ（燃料噴射制御装置）
３            エンジンコントローラ（燃料噴射制御装置）
４            油圧ポンプ
５            レギュレータ（ポンプ制御手段）
６            ブームシリンダ（油圧アクチュエータ）
７            旋回モータ（油圧アクチュエータ）
８            アームシリンダ（油圧アクチュエータ）
９            バケットシリンダ（油圧アクチュエータ）
１５          操作レバー装置（操作レバー）
１８          切換スイッチ（指示入力手段；スイッチ）
２１          建設機械コントローラ（制御信号生成手段）
【図１】
2004183277.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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