JP2018178476A - 油圧機械の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】掘削旋回作業機等の油圧機械において、高地における低圧の大気圧下での作業等、エンジン出力低下環境にて油圧機械が作業する場合に、エンジントルクの不足を、エンジン回転数の増加で対応すると騒音が発生するという問題があり、騒音を発生させることなくエンジン出力低下環境に対応できる構成が求められる。【解決手段】負荷感知式ポンプ制御システムにおけるロードセンシング弁制御用の電磁比例弁にかける制御出力値を、エンジン出力低下環境に関連する状態量の検出に基づいて補正する。エンジン速度感知式ポンプ制御システムを採用している場合は、実際エンジンの低下の検出に基づき生成した制御出力値を、負荷感知式ポンプ制御システムによる制御出力値と合算する。【選択図】図７

Description

本発明は、掘削旋回作業機等の油圧機械を駆動するための油圧アクチュエータに対する作動油供給システムに用いられる制御装置に関する。

従来、例えば特許文献１〜８に示すような、掘削旋回作業機等の油圧機械を駆動するための油圧アクチュエータに対する作動油供給システムであって、方向制御弁を介して、可変容量型の油圧ポンプより吐出される作動油を、油圧アクチュエータに対し供給するよう構成されたものが公知となっている。

以上のうち、特許文献１に開示のポンプ吐出油流量の制御装置は、ロードセンシング弁を用いて、油圧ポンプの吐出圧と、方向制御弁の二次側（油圧アクチュエータの入口ポート側）の負荷圧との差（以下、単に「差圧」と称する）が一定となるように、油圧ポンプの吐出油量を調整する構成の、負荷感知式（ロードセンシング）ポンプ制御システムとなっており、一方、方向制御弁における油圧ポンプから油圧アクチュエータへの流路を絞るメータイン絞りの開口面積を、その手動操作具の操作量に応じて変化させるものとしている。これにより、方向制御弁から油圧アクチュエータには、当該手動操作具にて設定されたアクチュエータの作動速度に見合う必要な量の作動油が供給されるので、作動油供給システムの作動効率を高めることができる。

また、特許文献２、３には、ロードセンシング弁にて設定される目標差圧を調整可能とする技術が開示されている。すなわち、ロードセンシング弁における負荷圧に抗して、油圧ポンプの吐出圧に、コントローラにて調整可能な制御圧を加える構成としている。

また、何らかの要因でエンジン出力が低下した場合に、低下したエンジン出力トルクが油圧アクチュエータ駆動用の油圧ポンプの吸入トルクを下回ると、作業機の駆動速度の低下を引き起こすのみならず、エンジンストールに陥る可能性もある。そこで、例えば特許文献４〜６に示すように、従来の掘削作業機等の作業車両において、エンジンの出力低下に対応して油圧ポンプの吐出量を下げるものとするエンジン速度感知式（スピードセンシング）ポンプ制御システムを採用したものが公知となっている。

しかし、高地では吸入空気量が減少するため、エンジントルクの低下程度が低地に比べて大きいので、エンジン速度感知式ポンプ制御システムでも間に合わないようなエンジン回転数の低下が生じる可能性が高くなる。そこで、高地での使用に対応して、大気圧を検出する等して環境の変化を認知し、このような環境の変化に応じてエンジンの最低回転数を補正するという技術が、例えば、特許文献７、８に示す作業車両に採用されている。

また、前記の特許文献４に示す車両では、環境の変化によるエンジン出力低下分を回転数補正量として計算し、実回転数から目標回転数を減じる際に回転数補正量をさらに減じることで、油圧ポンプにおける目標最大吸収トルクを予め減じておくという手段が用いられている。

特開平４−２８５３０２号公報 特開平２−７６９０４号公報 特開２０１１−２４７３０１号公報 特開平１１−１０１１８３号公報 特開２０１１−１９６０６６号公報 特開２０１２−２０２２１９号公報 国際公開第２０１２／０５０１３６号 特開２０１４−２３１７９３号公報

特許文献２、３に示す制御圧の付加によるロードセンシングでのポンプ制御システムを採用した油圧機械を、大気圧が低くなる高地等、エンジンの出力低下を生じさせるような環境においてそのまま使用すると、これらのポンプ制御システムが、そのような環境での油圧機械の使用を想定した構成ではないため、エンジンストールやエンジンの回転数不足等の不具合が発生する可能性がある。

ここで、前記特許文献７、８に示す作業車両では、高地での使用に対応して、エンジンのローアイドル回転数を高めるものとしている。しかし、ローアイドル回転数の増加は騒音の原因となり、作業環境の質を落としてしまう上に、燃費も悪くなる。

また、特許文献４に示す作業車両では、高地での使用時に、エンジンスピードセンシングシステムにおける油圧ポンプの最大吸収トルクを減じている。しかし、特許文献４に記載のポンプ制御システムにおいては、エンジン出力トルクと油圧ポンプ吸収トルクとをマッチングさせて、油圧ポンプの最大吸収トルクを設定した上で、さらにその最大吸収トルクを、高地での使用の際に補正する必要がある。これに対し、特許文献２、３のロードセンシングシステムにおいては、前記差圧が一定になるようにポンプ流量を制御することから、最大吸収トルクを設定するという概念が存在しない。したがって、特許文献４に示す制御をロードセンシングシステムに適応することはできない。

本願に係る発明は、以上の如き課題を解決するため、以下の如き手段を用いるものである。

すなわち、本願に係る発明は、油圧機械の制御装置であって、該油圧機械は、エンジンにて駆動される可変容量型油圧ポンプからの吐出油にて駆動される複数の油圧アクチュエータを備えている。該制御装置は、該油圧ポンプの吐出量の制御手段として、前記油圧ポンプの吐出油が有する吐出圧と前記油圧アクチュエータへの供給油が有する負荷圧との間の差圧についての目標値である目標差圧を達成するように該油圧ポンプを制御するポンプ制御手段と、該目標差圧を変化させるための制御圧を生成するための電磁比例弁を含む制御圧生成手段とを備えており、各油圧アクチュエータの駆動時に、その油圧アクチュエータの要求流量を満たすように該油圧ポンプの吐出油の流量を制御し、かつ、エンジン回転数の変化に応じて、各油圧アクチュエータの要求流量に対する供給流量の比率を補正するように制御出力を行い、前記電磁比例弁が制御圧を生成し、前記目標差圧を変更するように構成されている。

前記制御装置は、前記制御出力の値を基本制御出力値とし、該基本制御出力値に補正量を加えて得たポンプ吐出量制御出力値をもとに該電磁比例弁を制御して前記制御圧を生成する。特定の環境状態量の変化がエンジン出力を低下させる要因となる場合に、該環境状態量をエンジン出力環境状態量とし、該エンジン出力環境状態量が基準値である状態を基準環境条件とし、該基準環境条件にて決定した基本補正量に、該エンジン出力環境状態量の実測値をもとに決定した補正率を乗じて得た数値を前記補正量とする。

また、前記制御装置は、目標エンジン回転数に応じて前記基本制御出力値を決定するための制御出力値マップ、前記基準環境条件で目標エンジン回転数に応じて前記基本補正量を決定するための補正量マップ、及び、前記エンジン出力環境状態量の実測値に応じて補正率を決定するための補正率マップを備えている。該制御装置は、設定された目標エンジン回転数を該制御出力値マップ及び該補正量マップにあてはめることにより前記基本制御出力値及び前記基本補正量を決定するとともに、前記エンジン出力環境状態量の実測値を該補正率マップにあてはめることにより前記補正率を決定する。

前記制御装置の第一実施例として、前記エンジン出力環境状態量を大気圧とする。

或いは、前記制御装置の第二実施例として、前記エンジン出力環境状態量をエンジン吸気温度とする。

前記制御装置はさらに、実エンジン回転数の低下の検出に基づいて該油圧ポンプの吐出油の流量を制御するものである。
該制御装置は、前記ポンプ吐出量制御出力値に、該実エンジン回転数の低下の検出に基づく該油圧ポンプの吐出油の流量制御のために設定したスピードセンシング制御出力値を合算して得た値をもとに前記制御圧を生成する。

以上の如き油圧機械の制御装置により、エンジン出力環境状態量の実測値が、エンジンの出力低下をもたらす当該状態量の範囲に含まれる状態である場合に、エンジン出力環境状態量の実測値をもとに決定された補正量が基本制御出力値に付加されて、基本制御出力値より大きくしたポンプ吐出量制御出力値をもとに制御圧が生成されることで、ポンプ吐出流量が、エンジン出力が低下した状態に対応したものとなり、エンジンのローアイドル回転数を変化させることでの対応を要しないので、騒音を生じさせることなく、エンジンストール等のリスクを回避できる。

また、前記補正量は、基本制御出力値と同じく、印加電流のもととなる数値であり、その数値の決定については、前記の如くエンジン出力環境状態量が基準値である状態を考慮して構成された補正量マップ及び補正率マップを設ける他は、必要に応じて、エンジン出力環境状態量を計測する検出手段となる装置を追加するのみであり、特別に高価な装置等を追加する必要もなく、前述のポンプ制御効果が得られ、経済的である。なお、すでに油圧機械に備えられたものをエンジン出力環境状態量の検出手段として活用できるのであれば、一層の低コスト化を実現できる。

また、前記第一実施例の如き構成とすることにより、高地における低圧の大気圧下で油圧機械による作業を行う場合において、エンジン出力環境状態量としての大気圧の実測値をもとに前記補正率及び前記補正量が決定され、大気圧の低下によりエンジンの出力が低くなった状態に対応してポンプ吐出流量が低減されることで、このような高地での作業で起こりがちな上述の如き不具合を発生させることなく安定した作業を行うことができる。

また、前記第二実施例の如き構成とすることにより、高温環境下にて油圧機械による作業を行う場合において、エンジン出力環境状態量としてのエンジン吸気温度の実測値をもとに前記補正率及び前記補正量が決定され、これに基づきポンプ吐出流量の低減制御がなされる。これにより、高温環境下での作業の間、エンジンの出力が低くなった状態に対応してポンプ吐出量の低減がなされて、油圧アクチュエータの駆動速度を抑え、過大なエンジン回転ダウン等の不具合を回避できる。

また、前記の如く、実エンジン回転数の低下の検出に基づいて油圧ポンプの吐出油の流量を制御する構成を加えることにより、前記ポンプ吐出量制御出力値及び補正量の決定によるポンプ制御ではカバーできないような、不意に生じるエンジン回転数の低下にも対応できる。また、このエンジン回転数の低下に対応しての制御についても、前記電磁比例弁を共有するものなので、コスト上昇の抑制に貢献する。

油圧機械の実施例としての掘削作業機の側面図。 油圧アクチュエータへの圧油供給システムを示す油圧回路図。 制御圧をかけない場合の負荷感知式ポンプ制御によるエンジン回転数に対する油圧アクチュエータへの供給流量のグラフ。 負荷感知式ポンプ制御に関するマップ及びグラフであって、図４（ａ）は制御出力値のマップ、図４（ｂ）は制御圧のグラフ、図４（ｃ）は目標差圧のグラフ。 制御圧をかけた場合の負荷感知式ポンプ制御によるエンジン回転数に対する油圧アクチュエータへの供給流量のグラフ。 負荷感知式ポンプ制御による操作量に対する油圧アクチュエータへの供給流量のグラフ。 負荷感知式ポンプ制御システムにおけるポンプ制御比例弁に対する指令電流の生成システムを示すブロック図。 第一実施例に係る大気圧に応じて補正率を決定するための補正率マップのグラフ図。 第二実施例に係るエンジン吸気温度に応じて補正率を決定するための補正率マップのグラフ図。 第一・第二実施例によるポンプ吐出流量特性上の効果を示すグラフ図。

図１に示す油圧機械の実施例としての掘削旋回作業機１０の概略構成について説明する。掘削旋回作業機１０は、左右一対のクローラ式走行装置１１を備える。各クローラ走行装置１１は、トラックフレーム１１ａに駆動スプロケット１１ｂ及び従動スプロケット１１ｃを支持し、駆動スプロケット１１ｂと従動スプロケット１１ｃの間にクローラ１１ｄを巻回してなる。なお、走行装置をホイル式走行装置とすることも考えられる。

左右一対のクローラ式走行装置１１の上部には、旋回台１２が、両クローラ式走行装置１１に対し鉛直の枢軸を中心に回動可能に搭載され、旋回台１２に、エンジンＥ、ポンプユニットＰＵ、制御弁ユニットＶ等を内装するボンネット１３が搭載されている。旋回台１２にはさらに、オペレータ用の座席１４を配置しており、座席１４の前方や側方には、後述の各油圧アクチュエータを操作するためのレバーやペダル等の手動操作具が配置されている。

旋回台１２には、旋回台１２に対し水平方向に回動可能にブームブラケット１５が設けられており、ブームブラケット１５にブーム１６の基端部が上下回動自在に枢支され、ブーム１６の先端部にアーム１７の基端部が上下回動自在に枢支され、アーム１７の先端部に、作業機としてのバケット１８が上下回動自在に枢支されている。その他の作業機として、左右一対のクローラ式走行装置１１に、排土用のブレード１９が上下回動自在に取り付けられている。

以上に述べた掘削旋回作業機１０の各駆動部の駆動のため、掘削旋回作業機１０には、図２に示すように、複数の油圧アクチュエータが備えられる。図１には、代表的な油圧アクチュエータであるブームシリンダ２０、アームシリンダ２１、バケットシリンダ２２が図示されている。ブームシリンダ２０のピストンロッドの伸縮動によりブーム１６がブームブラケット１５に対し上下回動し、アームシリンダ２１のピストンロッドの伸縮動によりアーム１７がブーム１６に対し上下回動し、バケットシリンダ２２のピストンロッドの伸縮動によりバケット１８がアーム１７に対し上下回動する構成となっている。

これらの他、掘削旋回作業機１０には、油圧シリンダよりなる伸縮型の油圧アクチュエータとして、図１では図外の、旋回台１２に対しブームブラケット１５を水平回動するためのスイングシリンダ、左右のクローラ式走行装置１１に対してブレード１９を上下回動するためのブレードシリンダ等が備えられている。

また、掘削旋回作業機１０には、油圧モータよりなる回転型の油圧アクチュエータとして、図１では図外の、左右のクローラ式走行装置１１のうち一方の駆動スプロケット１１ｂを駆動するための第一走行モータ２３（図２参照）、左右のクローラ式走行装置１１のうち他方の駆動スプロケット１１ｂを駆動するための第二走行モータ２４（図２参照）、及び、旋回台１２を左右のクローラ式走行装置１１に対し旋回するための旋回モータ２５（図２参照）が備えられている。

図２の油圧回路図により、掘削旋回作業機１０に備えられる各油圧アクチュエータに対する油圧ポンプの吐出油の供給制御システムについて説明する。掘削旋回作業機１０には、エンジンＥにより駆動される油圧ポンプ１が備えられている。油圧ポンプ１は、ブームシリンダ２０、アームシリンダ２１、走行モータ２３・２４、及び旋回モータ２５に圧油を供給する。図２の油圧回路図では、これらを代表的な油圧アクチュエータとして図示し、他の油圧アクチュエータについては図略している。

各油圧アクチュエータには、各別の方向制御弁が備えられており、これらの方向制御弁を合わせて前記制御弁ユニットＶとしている。

それぞれの方向制御弁は、前述の各手動操作具の手動操作にて位置が切り換えられ、油の供給方向を切り換える。さらに、各方向制御弁にはメータイン絞りが備えられていて、各手動操作具の操作量に応じてメータイン絞りの開度が変化する。これにより、後述の負荷感知式ポンプ制御システム５による油圧ポンプ１の吐出流量制御と相まって、各油圧アクチュエータに対する作動油の供給流量を、各油圧アクチュエータの要求流量に合わせることができ、仕事をすることなくタンクに戻されて損失となる余剰流量を低減でき、油圧アクチュエータへの作動油供給システムの作動効率の向上を図っている。いいかえれば、各油圧アクチュエータについて、その方向制御弁の操作量に対応して設定されるメータイン絞りの開度により、その要求流量が確定される。

なお、図２では、方向制御弁３０・３１・３３・３４・３５それぞれの手動操作具として、ブーム操作レバー３０ａ・アーム操作レバー３１ａ・第一走行操作レバー３３ａ・第二走行操作レバー３４ａ・旋回操作レバー３５ａが設けられているものとして描かれているが、これらの手動操作具は、レバー以外に、ペダルやスイッチ等としてもよく、また、適宜統合してもよい。例えば、一本のレバーの、一方向の回動によって、一つの方向制御弁を制御し、他方向の回動によって、別の方向制御弁を制御するという構成としてもよい。

また、手動操作具（レバー３０ａ・３１ａ・３３ａ・３４ａ・３５ａ）をリモコン（パイロット）弁とし、手動操作具の操作で発生したパイロット圧によって各方向制御弁３０・３１・３３・３４・３５を制御するものとしてもよい。

また、掘削旋回作業機１０には、変速スイッチ２６が備えられている。変速スイッチ２６は、可変容量型油圧モータである第一走行モータ２３の可動斜板２３ａ及び第二走行モータ２４の可動斜板２４ａに連係されており、変速スイッチ２６の操作にて、可動斜板２３ａ・２４ａが同時に傾動されるものとなっている。なお、ペダルやレバー等、スイッチ以外の手動操作具で、走行モータ２３・２４の可動斜板２３ａ・２４ａを操作するものとしてもよい。

本実施例では、変速スイッチ２６をＯＮ／ＯＦＦ切換スイッチとしており、変速スイッチ２６のＯＮ操作にて、可動斜板２３ａ・２４ａを、路上走行に適した高速（通常速）設定用の小傾倒角度（小容量）位置に配し、変速スイッチ２６のＯＦＦ操作にて、可動斜板２３ａ・２４ａを、作業走行に適した低速（作業速）設定用の大傾倒角度（大容量）位置に配するものとしている。

より詳しくは、各可動斜板２３ａ・２４ａは、油圧アクチュエータである斜板制御シリンダ２３ｂ・２４ｂのピストンロッドに連係されていて、両斜板制御シリンダ２３ｂ・２４ｂに作動油を供給するための開閉弁２７が設けられている。変速スイッチ２６を入れるとパイロット圧で開閉弁２７が開いて斜板制御シリンダ２３ｂ・２４ｂに作動油を供給し、斜板制御シリンダ２３ｂ・２４ｂが可動斜板２３ａ・２４ａを小傾倒角度位置へと押動する。一方、変速スイッチ２６を切ると開閉弁２７は斜板制御シリンダ２３ｂ・２４ｂより作動油を戻し、ピストンロッドのバネ付勢により可動斜板２３ａ・２４ａを大傾倒角度位置へと戻す。

油圧ポンプ１、油圧ポンプ１の吐出圧力が過大となることを防止するリリーフ弁３、そして、負荷感知式ポンプ制御システム５が組み合わされて、ポンプユニットＰＵを構成している。負荷感知式ポンプ制御システム５は、ポンプアクチュエータ６、ロードセンシング弁７、ポンプ制御比例弁８を組み合わせてなる。

ポンプアクチュエータ６は、油圧シリンダよりなり、そのピストンロッド６ａを、第一油圧ポンプ１の可動斜板１ａに連係しており、ピストンロッド６ａの伸縮により、可動斜板１ａを同時に傾動し、これらの傾倒角度を変更する。これにより、油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐを変更する。

ロードセンシング弁７の給排ポートは、ポンプアクチュエータ６の、ピストンロッド伸長用の圧油室６ｂと連通している。ロードセンシング弁７は、バネ７ａにより、ポンプアクチュエータ６の圧油室６ｂより油を抜く方向、すなわち、ピストンロッド６ａを収縮する方向に付勢されている。このピストンロッド６ａの収縮方向は、可動斜板１ａの傾斜角度増大側、すなわち、油圧ポンプ１の吐出流量増大側となっている。

ロードセンシング弁７には、油圧ポンプ１からの吐出油の一部が、ポンプアクチュエータ６の圧油室６ｂに供給される作動油として導入される。その一部は、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐ_Ｐに基づくパイロット圧として、バネ７ａに抗してロードセンシング弁７に付加される。ロードセンシング弁７へのパイロット圧としての吐出圧Ｐ_Ｐは、ポンプアクチュエータ６の圧油室６ｂに油を供給する方向、すなわち、ピストンロッド６ａを伸長する方向にロードセンシング弁７を切り換えるように作用する。

さらに、全方向制御弁についての、メータイン絞りを経ての二次側の油圧、すなわち、各方向制御弁から各油圧アクチュエータへの供給油の油圧の全てのうちから、最大の油圧、すなわち、最大負荷圧Ｐ_Ｌを抽出し、これを吐出圧Ｐ_Ｐに抗するパイロット圧としてロードセンシング弁７に付加している。

ここで、各方向制御弁のメータイン絞りを通過して該当の油圧アクチュエータへと供給される油の流量、すなわち、各油圧アクチュエータの要求流量Ｑ_Ｒは、以下の「数１」に表される数式により算出される。

したがって、後述の制御圧Ｐ_Ｃが０であるものと仮定すれば、ロードセンシング弁７の位置は、吐出圧Ｐ_Ｐと最大負荷圧Ｐ_Ｌとの間の差圧ΔＰ（未制御差圧ΔＰ_０）がバネ７ａのバネ力Ｆ_Ｓを上回るか下回るかによって切り換えられる。すなわち、差圧ΔＰがバネ力Ｆ_Ｓを上回ると、ポンプアクチュエータ６のピストンロッド６ａが伸長して、可動斜板１ａの傾倒角度を減少させ、油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐを低減する。バネ力Ｆ_Ｓが差圧ΔＰを上回ると、ポンプアクチュエータ６のピストンロッド６ａが収縮して可動斜板１ａの傾倒角度を増大させ、油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐを増大する。

上記の式より、差圧ΔＰが一定であれば、要求流量Ｑ_Ｒは、メータイン絞りの断面積Ａ（開度）に比例する。メータイン絞りの開度は、その方向制御弁の手動操作具の操作量にしたがって決まる。つまり、要求流量Ｑ_Ｒは、エンジン回転数の変化とは関係なく決まる量であり、操作量を一定に保持している限り、要求流量Ｑ_Ｒは一定に保持される。

油圧ポンプ１からの吐出流量Ｑ_Ｐの不足により、操作される油圧アクチュエータに対する、方向制御弁におけるメータイン絞りを介した供給流量が、当該油圧アクチュエータの要求流量Ｑ_Ｒに足りないと、差圧ΔＰが小さくなり、バネ力Ｆ_Ｓを下回ることにより、ロードセンシング弁７が、可動斜板１ａの傾倒角度を増大する方向に作動し、油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐを増大させ、当該油圧アクチュエータへの供給流量を増大させる。これにより、当該油圧アクチュエータの駆動速度を、その手動操作具にて設定した速度にまで高めることができる。

一方、油圧ポンプ１からの吐出流量Ｑ_Ｐが過剰である場合、差圧ΔＰが大きくなって、バネ力Ｆ_Ｓを上回ることにより、ロードセンシング弁７が、可動斜板１ａの傾倒角度を減少させる方向に作動し、油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐを低減し、油圧アクチュエータへの供給流量を、その要求流量Ｑ_Ｒに見合う値にまで低減する。これにより、作動油の過剰供給量を低減することができる。

ここで、例えばそれぞれのレバー操作量（各方向制御弁のスプールストローク）が最大（すなわち、各方向制御弁のメータイン絞りの開度が最大）であっても、操作対象となる油圧アクチュエータによって、要求流量Ｑ_Ｒには差がある。例えば、ブーム１６を回動するためのブームシリンダ２０の要求流量は高いものとなっている一方、旋回台１２を回動するための旋回モータ２５の要求流量は、さほど高くない。

このように、個々のアクチュエータの要求流量が違っても、前述の如くロードセンシング弁７における前記差圧ΔＰをバネ７ａのバネ力Ｆ_Ｓにて規定される差圧(目標差圧)にするよう可動斜板１ａの傾倒角度が制御されることで、油圧ポンプ１は、それぞれの方向制御弁にて規定される要求流量に見合う流量の油を供給する。すなわち、全アクチュエータについて、要求流量Ｑ_Ｒに対する供給流量Ｑの比率（Ｑ／Ｑ_Ｒ）（以下、「供要流量比」と称する）が１となることを目標として（以下、この目標値を「目標供要流量比Ｒｑ」とする）、油圧ポンプ１の可動斜板１ａの傾倒角度（ポンプ容量）が制御される。

一方、可動斜板１ａの傾倒角度を一定にしている場合、油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐは、エンジン回転数Ｎの変化に伴って変化する。

ここで、エンジン回転数の変化とは関係なくロードセンシング弁７における目標差圧ΔＰが前記のバネ力Ｆ_Ｓにて規定される規定差圧ΔＰ_０である（すなわち、全エンジン回転数域において、全アクチュエータの駆動について、目標供要流量比Ｒｑが１（Ｒｑ＝１）となることを目標にポンプ１の可動斜板１ａが制御される）ことを前提として、ブーム操作レバー３０ａの操作量を最大にしてのブーム１６の回動と、旋回操作レバー３５ａの操作量を最大にしての旋回台１２の回動とを交互に行う場合の供給流量特性について、図３を用いて考える。

図３は、油圧アクチュエータの操作のために設定されてあるエンジン回転数Ｎの領域全体にわたっての油圧アクチュエータの供給流量Ｑの特性（ここではブームシリンダ２０への供給流量Ｑｂ及び旋回モータ２５の供給流量Ｑｓの特性）を示しており、このエンジン回転数Ｎの領域は、ローアイドル回転数Ｎ_Ｌを最低値とし、ハイアイドル回転数Ｎ_Ｈを最大値とするものとなっている。また、可動斜板１ａの傾倒角度について、ハイアイドル回転数Ｎ_Ｈでのエンジン駆動時（以下、「ハイアイドル回転時」とする）に操作されるものをΘ_ＮＨとし、ローアイドル回転数Ｎ_Ｌでのエンジン駆動時（以下、「ローアイドル回転時」とする）に操作される場合のものをΘ_ＮＬとしている。

図３には、可動斜板１ａが最大傾倒角度位置にある場合に得られるポンプ吐出流量Ｑ_Ｐの最大量Ｑ_ＰＭＡＸ（以後、最大吐出流量Ｑ_ＰＭＡＸとする）の、前記エンジン回転数領域にわたっての変化を示している。一方、供給流量Ｑは実際に方向制御弁を介して各アクチュエータに供給される流量であって、各アクチュエータを単独で駆動する限りは、その駆動ごとに、負荷感知式ポンプ制御システム５により油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐがその要求流量Ｑ_Ｒに見合うように制御されるので、結果的には吐出流量Ｑ_Ｐ＝供給流量Ｑとなる。以下の説明は、このことを前提としているものとする。

まず、目標差圧ΔＰが規定差圧ΔＰ_０に定められている限り、各アクチュエータが操作されるごとに、その要求流量Ｑ_Ｒを満たすようにポンプ１からの吐出油を供給すべく、すなわち、目標供要流量比Ｒｑ＝１として、可動斜板１ａの傾倒角度が制御される。

ここで、ブーム操作レバー３０ａの操作量を最大にした場合のブームシリンダ２０の要求流量Ｑｂ_Ｒは、方向制御弁３０のメータイン絞りの最大開口面積Ｓ_ＭＡＸ（図６参照）によって決定されるところ、この要求流量Ｑｂ_Ｒは、ハイアイドル回転時におけるポンプ最大吐出流量Ｑ_{ＰＨＭＡＸ}よりも少ないため、ハイアイドル回転時におけるブーム１６駆動時の可動斜板１ａの傾倒角度Θｂ１は、最大傾倒角度Θ_ＭＡＸ以下である（本実施例では最大傾倒角度Θ_ＭＡＸよりも小さい）。すなわち、ハイアイドル回転時において、ブームシリンダ２０への供給流量Ｑｂは要求流量と同じＱｂ_Ｒとなる。すなわち、ハイアイドル回転時には、ブームシリンダ２０への供給流量Ｑｂが最大値となり、このときのブーム１６の駆動速度が、その最大駆動速度となる。

しかし、ブーム操作レバー３０ａの操作量を最大値に維持している限り、ブームシリンダ２０の要求流量Ｑｂ_Ｒは一定である一方、その要求流量Ｑｂ_Ｒが、全アクチュエータの中でも高いものなので、エンジン回転数Ｎがハイアイドル回転数Ｎ_Ｈより低下するにつれ、最大吐出流量Ｑ_ＰＭＡＸが低下すると、やがて（図３において、エンジン回転数ＮがＮ_１となる時点）、最大吐出流量Ｑ_ＰＭＡＸ自体がブームシリンダ２０の要求流量Ｑｂ_Ｒと同じになる。エンジン回転数ＮがＮ_ＨからＮ_１に低下する間に、負荷感知式ポンプ制御システム５は、ブームシリンダ２０の目標供要流量比Ｒｑ（＝１）を実現すべく、可動斜板１ａの傾倒角度を増大し、エンジン回転数Ｎ＝Ｎ_１の時点で、この可動斜板１ａの傾倒角度が、最大傾倒角度Θ_ＭＡＸに達することとなる。

さらに、エンジン回転数ＮがＮ_１を下回り、ローアイドル回転数Ｎ_Ｌまで低下する間は、最大吐出流量Ｑ_ＰＭＡＸがブームシリンダ２０の要求流量Ｑｂ_Ｒを下回り、結果的に、エンジン回転数の低下に伴って、ブームシリンダ２０への供給流量Ｑｂが最大吐出流量Ｑ_ＰＭＡＸと重なって低減する。この供給流量Ｑｂの低下に伴って、ブームシリンダ２０の作動速度、すなわち、ブーム１６の駆動速度が低下することとなる。

一方、旋回操作レバー３５ａの操作量を最大にした場合の旋回モータ２５の要求流量Ｑｓ_Ｒは、方向制御弁３５のメータイン絞りの最大開口面積Ｓ_ＭＡＸ（図６参照）によって決定され、その要求流量Ｑｓ_Ｒを満たすべく、ハイアイドル回転時には、油圧ポンプ１の可動斜板１ａが傾倒角度Θs１に配され、旋回モータ２５をその最大速度で作動し、すなわち、旋回台１２をその最大速度で旋回する。したがって、ハイアイドル回転時には、ブーム操作レバー３０ａの操作量を最大にしてのブームシリンダ２０の駆動と、旋回操作レバー３５ａの操作量を最大にしての旋回モータ２５の駆動とを交互に行うことで、ブーム１６も旋回台１２も、それぞれの最大駆動速度で回動する。

しかし、旋回操作レバー３５ａの操作量を最大にしての旋回モータ２５の要求流量Ｑｓ_Ｒがブーム操作レバー３０ａの操作量を最大にしてのブームシリンダ２０の要求流量Ｑｂ_Ｒよりもかなり低く、ハイアイドル回転時に、可動斜板１ａの傾倒角度Θ_Ｈは、前記のブーム操作レバー３０ａを最大操作量としてのブームシリンダ２０の操作時における傾倒角度Θｂ１よりもかなり小さいものとなっており、最大傾倒角度Θ_ＭＡＸまでかなりの傾動許容幅を有している。

したがって、旋回操作レバー３５ａが最大操作量に保持されつつ、ハイアイドル回転数Ｎ_Ｈからエンジン回転数Ｎが低下する間、目標供要流量比Ｒｑ＝１とした負荷感知式ポンプ制御システム５のポンプ制御により、供給流量Ｑｓが前記要求流量Ｑｓ_Ｒを満たすよう、可動斜板１ａの傾倒角度Θが角度増大側に傾動されるが、この傾動許容幅が大きいため、エンジン回転数Ｎがローアイドル回転数Ｎ_Ｌまで低下して、可動斜板１ａが最大限に角度増大側に傾動されて傾倒角度Θｓ２まで達した状態でも、なお最大傾倒角度Θ_ＭＡＸまでに至ることはない。したがって、このローアイドル回転数Ｎ_Ｌまでエンジン回転数Ｎが低下する間、旋回モータ２５への供給流量Ｑｂは要求流量Ｑｂ_Ｒを満たしており、旋回モータ２５の作動速度は前記最大速度のままであり、旋回台１２の旋回速度も前記最大速度のままである。

このように、ブーム１６のローアイドル回転時の駆動速度がハイアイドル回転時のそれよりも低下している一方で、旋回台１２のローアイドル回転時の駆動速度がハイアイドル回転時のままに保たれているという状況において、オペレータが、エンジンＥをローアイドル回転数Ｎ_Ｌで駆動していることで想定されるゆっくりとした速度でブーム１６を回動してから、つづけて旋回台１２を回動作業に移行したときに、その回動速度が想定していたよりも速くて、作業がやりづらいものとなる。また、旋回台１２を微小な速度で動作させたい場合であっても、エンジン回転数の低減では旋回台１２の旋回速度が変化しないため、旋回操作レバー３５ａの調整によってしか速度を調整できず、旋回の微操作をしにくい機械となる。

そこで、エンジン回転数の低下量に見合うように全アクチュエータについての目標供要流量比Ｒｑを一定の比率で低減させて、負荷感知式ポンプ制御システム５によるポンプ制御を行うことで、それぞれの操作時における各アクチュエータへの供給流量Ｑが、要求流量Ｑ_Ｒの大小と関係なく、当該エンジン回転数Ｎの低下量に見合うよう一律に低減され、したがって、各アクチュエータにて駆動される各駆動部の駆動速度を一律に低下させることができる。

例えば、前述の如くブーム１６の回動と旋回台１２の回動とを交互に行う場合には、ローアイドル回転時において、ブーム１６の回動がハイアイドル回転時に比べて遅くなったのと同等の感覚で、旋回台１２の回動を遅くすることができ、ブーム１６の回動に対して相対的に旋回台１２の回動が速く感じられるという不具合を解消することができる。

また、このようなポンプ制御により、エンジン回転数の低下とともに旋回モータ２５の駆動速度が低下するので、目標供要流量比Ｒｑ＝１が固定されてポンプ制御されるときは不可能であった、エンジン回転数を増減させての旋回モータ２５の微速調整による旋回台１２の微妙な位置調整も可能となる。

このようにエンジン回転数の低下に応じて全アクチュエータの目標供要流量比Ｒｑを低下するための手段として、負荷感知式ポンプ制御システム５においては、ポンプ制御比例弁８としての電磁比例弁が設けられており、ロードセンシング弁７にポンプ制御比例弁８からの油をパイロット圧油として供給する。この油の有するロードセンシング弁７の二次圧が、最大負荷圧Ｐ_Ｌに抗するようにロードセンシング弁７に付加される制御圧Ｐ_Ｃである。

制御圧Ｐ_Ｃを加えた分、バネ力Ｆ_Ｓと均衡するのに要する吐出圧Ｐ_Ｐと最大負荷圧Ｐ_Ｌとの差圧、すなわち目標差圧ΔＰは減少する。したがって、制御圧Ｐ_Ｃを高めるほどロードセンシング弁７が可動斜板１ａの傾倒角度減少側に働き、油圧ポンプ１の吐出流量を低減する。

前記制御圧Ｐ_Ｃは、電磁比例弁であるポンプ制御比例弁８のソレノイド８ａに印加される電流値によって決まる。これを基本制御出力値Ｃ１とする。そこで、各油圧アクチュエータの方向制御弁について、その手動操作具の操作量に対する該油圧アクチュエータの要求流量の相関を、エンジン回転数ごとに想定し、こうして想定した相関を実現するように、エンジン回転数に対応する基本制御出力値Ｃ１の相関マップを作成し、ポンプ制御比例弁８に対する制御出力値を制御するコントローラの記憶部にこのマップを記憶させておくことで、前述の如く、エンジン回転数の変化に対応した全油圧アクチュエータの供要流量比の制御（すなわち、複数のアクチュエータの駆動速度がエンジン回転数に応じて同じ比率で低減する制御）が可能となる。このマップに基づき、本来は１であるべき全油圧アクチュエータの供要流量比の目標値を、エンジン回転数の低下に応じて低下させる制御を、「減速制御」と称するものとして、以下、説明する。

掘削旋回作業機１０には、図７に示すような油圧アクチュエータの制御システムが構成されている。まず、コントローラ５０の備える負荷感知制御部５１に、全アクチュエータを対象とするエンジン回転数Ｎに対応する基本制御出力値Ｃ１の相関を示す基本制御出力値マップＭ１が記憶されている。

なお、負荷感知制御部５１に記憶された基本制御出力値マップＭ１は、掘削旋回作業機１０においていくつか設定可能となっている作業モードごとに用意されており、設定された作業モードに対応してマップＭ１が選択される。目標エンジン回転数Ｎが設定されると、その値が、選択されたマップＭ１にあてはめられて、基本制御出力値Ｃ１が決定される。

図４〜図６にて、「減速制御」に関する、基本制御出力値Ｃ１のマップとそのマップに基づくポンプ制御の態様について説明する。

図４（ａ）は、エンジン回転数Ｎをハイアイドル回転数Ｎ_Ｈからローアイドル回転数Ｎ_Ｌまで低下させるに連れての基本制御出力値Ｃ１の変化を示す基本制御出力値マップＭ１を示している。なお、ここでは、前述の如く掘削旋回作業機１０において設定可能ないくつかのモードごとに用意されたマップ群の中の代表的な基本制御出力値マップＭ１の構成について説明する。

基本制御出力値マップＭ１は、ハイアイドル回転時の基本制御出力値Ｃ１を最小値Ｃ１_０（ポンプ制御比例弁８の二次圧（制御圧Ｐ_Ｃ）を０とする値）とし、ローアイドル回転時の基本制御出力値Ｃ１を最大値Ｃ１_ＭＡＸとしており、ハイアイドル回転数Ｎ_Ｈからローアイドル回転数Ｎ_Ｌまでエンジン回転数Ｎを低下させるにつれ、基本制御出力値Ｃ１を増加するものとしている。

図４（ｂ）及び図４（ｃ）は、基本制御出力値マップＭ１に基づきエンジン回転数Ｎの変化に対応してポンプ制御比例弁８の基本制御出力値Ｃ１（ソレノイド８ａへの印可電流値）を変化させた場合の、ロードセンシング弁７にかかる圧力の変化を示すものであって、図４（ｂ）は、ポンプ制御比例弁８の二次圧、すなわち、制御圧Ｐ_Ｃの変化を示し、図４（ｃ）は、吐出圧Ｐ_Ｐと最大負荷圧Ｐ_Ｌとの差圧ΔＰの目標値、すなわち目標差圧ΔＰを示す。

ハイアイドル回転時に、基本制御出力値Ｃ１が最小値Ｃ１_０であることにより、制御圧Ｐ_Ｃは０である。したがって、目標差圧ΔＰは、ロードセンシング弁７のバネ力Ｆ_Ｓと等しい規定差圧ΔＰ_０である。ハイアイドル回転数Ｎ_Ｈからローアイドル回転数Ｎ_Ｌにエンジン回転数Ｎを低下させるにつれ、基本制御出力値Ｃ１の増加により、制御圧Ｐ_Ｃが増加し、その分、目標差圧ΔＰは減少する。ローアイドル回転時の目標差圧ΔＰを最小目標差圧ΔＰ_ＭＩＮとする。

図５は、エンジン回転数の変化に対応する油圧アクチュエータへの供給流量特性に現れる減速制御の効果を示す図であって、要求流量の異なる二つの油圧アクチュエータ（ここでは、ブームシリンダ２０及び旋回モータ２５とする）を交互に（すなわち、それぞれ単独で）操作する作業状態を想定したものであり、要求流量が高いブームシリンダ２０を駆動する場合のポンプ供給流量Ｑｂのグラフと、要求流量の低い旋回モータ２５を駆動する場合の供給流量Ｑｓのグラフとを示している。また、図３と同様に最大吐出流量Ｑ_ＰＭＡＸのグラフを描いている。なお、それぞれ、その操作レバー３０ａ・３５ａの操作量を最大（各方向制御弁３０・３５のスプールストロークＳを最大値Ｓ_ＭＡＸ）にしたときのもの、すなわち、それぞれの要求流量Ｑｂ_Ｒ・Ｑｓ_Ｒを最大としたときのものとする。また、前述のとおり、可動斜板１ａの傾倒角度について、ハイアイドル回転時のものをΘ_ＮＨ、ローアイドル回転時のものをΘ_ＮＬとしている。

まず、ハイアイドル回転時（Ｎ＝Ｎ_Ｈ）には、ポンプ制御比例弁８の基本制御出力値Ｃ１を最小値Ｃ１_０とし、ロードセンシング弁７に制御圧Ｐ_Ｃをかけない（すなわち、規定差圧ΔＰ_０を目標差圧ΔＰとする）ので、各アクチュエータについて、目標供要流量比Ｒｑ＝１として、可動斜板１ａが制御される。したがって、図３で説明したハイアイドル回転時の場合と同様に、ブームシリンダ２０の駆動時には可動斜板１ａが傾倒角度Θｂ１に達して供給流量Ｑｂ_Ｈが要求流量Ｑｂ_Ｒを満たし（Ｑｂ_Ｈ＝Ｑｂ_Ｒ）、ブーム１６をその最大速度で駆動する一方、旋回モータ２５の駆動時には可動斜板１ａが傾倒角度Θｓ１に達して供給流量Ｑｓ_Ｈが要求流量Ｑｓ_Ｒを満たし（Ｑｓ_Ｈ＝Ｑｓ_Ｒ）、旋回台１２をその最大速度で旋回する。

一方、ローアイドル回転時（Ｎ＝Ｎ_Ｌ）には、ポンプ制御比例弁８の基本制御出力値Ｃ１が最小値Ｃ１_０よりも大きなＣ１_ＭＡＸとなり、ロードセンシング弁７に制御圧Ｐ_Ｃがかかり、目標差圧ΔＰは、規定差圧ΔＰ_０−制御圧Ｐ_Ｃとなって、ハイアイドル回転時よりも減少する。これにより、各アクチュエータの目標供要流量比Ｒｑを、ハイアイドル回転時の目標値１よりも小さい値とする。ここでは、ローアイドル回転時の目標供要流量比ＲｑをＲｑ_Ｌとする場合に、Ｒｑ_Ｌ＝Ｎ_Ｌ／Ｎ_Ｈとする。したがって、ブームシリンダ２０の駆動時に、可動斜板１ａの傾倒角度Θ_ＮＬはΘｂ２に抑えられ、回動の供給流量ＱｂＬはＱｂ_Ｒ×Ｎ_Ｌ／Ｎ_Ｈに低減する一方、旋回モータ２５の駆動時に、可動斜板１ａの傾倒角度Θ_ＮＬは、減速制御がなければΘｓ２まで傾倒可能であるところを、それより小さなΘｓ３に抑えられ、供給流量Ｑｓ_ＬはＱｓ_Ｒ×Ｎ_Ｌ／Ｎ_Ｈに低減する。このように、ブームシリンダ２０も旋回モータ２５も、ハイアイドル回転数からローアイドル回転数にエンジン回転数が低下するのに伴って、供給流量Ｑが同じ比率で低下し、それぞれの駆動速度も同じ比率で低下する。

さらには、ハイアイドル回転数Ｎ_Ｈとローアイドル回転数Ｎ_Ｌとの間の任意エンジン回転数Ｎ_ＭでエンジンＥが駆動されるときは、各アクチュエータ駆動時における目標供要流量比ＲｑをＮ_Ｍ／Ｎ_Ｈとする。任意エンジン回転数Ｎ_Ｍは、ローアイドル回転数Ｎ_Ｌに近いほど小さくなる数値であり、したがって、ローアイドル回転数Ｎ_Ｌに向かってエンジン回転数Ｎが下がるほど各アクチュエータ駆動時における目標供要流量比Ｒｑが低下する。

なお、任意エンジン回転数Ｎ_Ｍに対応する目標供要流量比ＲｑをＮ_Ｍ／Ｎ_Ｈとするのは、目標エンジン回転数Ｎの低下に伴って各アクチュエータの駆動時の供給流量Ｑの低下態様を、エンジン回転数の低下なりに合わせるものとするための一実施例であり、これとは異なる数値としてもよい。重要なのは、ハイアイドル回転数Ｎ_Ｈからの目標エンジン回転数Ｎの低下とともに目標供要流量比Ｒｑが低下するものであり、全アクチュエータについて、各アクチュエータの操作時ごとにそのエンジン回転数の低下に合わせての目標供要流量比Ｒｑの低減効果が得られることである。

ここで、図３で説明したように、ブーム操作レバー３０ａの操作量を最大にした状態の要求流量Ｑｂ_Ｒが大きいブームシリンダ２０については、エンジン回転数の変化にかかわらず目標差圧ΔＰを変えない（目標供要流量比Ｒｑ＝１を保持する）場合、エンジン回転数Ｎの低下に伴う供給流量Ｑｂの低下が、ほぼ、エンジン回転数Ｎの低下に伴う最大吐出流量Ｑ_ＰＭＡＸの低下によるものとなっている。そして、図５を見ると、ブーム操作レバー３０ａの操作量を最大にしてのブームシリンダ２０についての供給流量Ｑｂを、任意エンジン回転数Ｎ_Ｍに対応してＱｂ_Ｒ×Ｎ_Ｍ／Ｎ_Ｈとする場合、エンジン回転数の低下に伴っての供給流量Ｑｂの低下態様が、概ね最大吐出流量Ｑ_ＰＭＡＸの低下態様に沿ったものであることがわかる。

一方、旋回操作レバー３５ａの操作量を最大にした状態の要求流量Ｑｓ_Ｒが小さい旋回モータ２５については、図３で説明したように、エンジン回転数の変化にかかわらず目標差圧ΔＰを変えない（目標供要流量比Ｒｑ＝１を保持する）場合、ハイアイドル回転数Ｎ_Ｈからローアイドル回転数Ｎ_Ｌまでのエンジン回転数Ｎの全域にわたって、供給流量Ｑｓが要求流量Ｑｓ_Ｒを満たす量に保持されているところ、図５を見ると、旋回操作レバー３５ａの操作量を最大にしての旋回モータ２５についての供給流量Ｑｓを、任意エンジン回転数Ｎ_Ｍに対応してＱｓ_Ｒ×Ｎ_Ｍ／Ｎ_Ｈとすることで、エンジン回転数の低下に伴って、そのエンジン回転数の低下なりに供給流量Ｑｓが低下するものであることがわかる。

このように、エンジン回転数の低下に伴って図４（ａ）に示す基本制御出力値Ｃ１を増加させることによる目標供要流量比Ｒｑの低減効果は、見た目には、要求流量の小さいアクチュエータについて、今までエンジンの低回転時でも要求流量を満たすように保持されていた供給流量が低減されるので、その効果が顕著に表れるものであり、要求流量の大きいアクチュエータについては、エンジン回転数の低下に伴っての供給流量の低減態様が、最大吐出流量Ｑ_ＰＭＡＸの低下によるものと似たものであるため、その効果が明らかには表れないが、図４（ａ）〜図４（ｃ）に見られる基本制御出力値Ｃ１、制御圧Ｐ_Ｃ、及び目標差圧ΔＰの、エンジン回転数の変化に対応した制御の効果が、ブームシリンダ２０のように要求流量の大きい油圧アクチュエータにも得られているのにはかわりなく、すなわち、全アクチュエータについて、それぞれの駆動時に、エンジン回転数に対応しての目標供要流量比Ｒｑの低減による駆動速度の低減効果を得られるものである。

この結果として、全アクチュエータについて、それぞれのレバー位置を変えない状況において、エンジンの回転数の低下に伴い、一律の態様で（例えばエンジン回転数の低下なりに）駆動速度が低下し、低エンジン回転数でのエンジン駆動下においていずれかのアクチュエータの駆動が他のアクチュエータに相対して速く感じられてしまうという事態を回避している。

また、旋回モータ２５のように要求流量の小さいアクチュエータの場合には、目標供要流量比Ｒｑ＝１に固定されていた場合には不可能だったエンジン回転数を変化させてのアクチュエータの微速調整が可能となる。

エンジン回転数の変化に対応した減速制御に関連して、図６では、ある油圧アクチュエータについてのレバー操作量、すなわち、その方向制御弁のスプールストロークＳに対する要求流量Ｑ_Ｒおよび供給流量Ｑの特性を示している。

要求流量Ｑ_Ｒは、スプールストロークＳが増大するにつれ増大し、最大ストロークＳ_ＭＡＸで最大値Ｑ_ＲＭＡＸとなる。ハイアイドル回転時のように、減速制御による制御出力がない場合には、要求流量Ｑ_Ｒがポンプの最大吐出流量Ｑ_ＰＭＡＸを上回らない限り、供要流量比が１となり、供給流量Ｑ_Ｈは要求流量Ｑ_Ｒと一致する。

一方、ローアイドル回転時の供給流量Ｑ_Ｌは、減速制御の効果によって、要求流量Ｑ_Ｒに、１未満の一定の比率（前述の実施例ではＮ_Ｌ／Ｎ_Ｈ）を乗じた量となる。すなわち、スプールストロークＳが最大ストロークＳ_ＭＡＸの場合は、Ｑ_ＬＭＡＸ＝Ｑ_ＲＭＡＸ×Ｎ_Ｌ／Ｎ_Ｈとなる。この対応関係は操作量（スプールストロークＳ）の状態に関わりなく保持され、減速制御が適用されている状態であっても、ローアイドル回転時のポンプの供給流量Ｑ_Ｌはレバー操作量の増大とともに増大し、アクチュエータの作動速度も増大する。

さらに掘削旋回作業機１０では、エンジン出力環境状態量の検出に基づき、油圧アクチュエータの減速制御を行うものとしている。このことについて、図７乃至図９により説明する。

図７にて、前記コントローラ５０の詳細な構造について説明する。

コントローラ５０においては、前記の如く、負荷感知（ロードセンシング）制御部５１と、エンジン速度感知（エンジンスピードセンシング）制御部５４とが構成されている。

負荷感知制御部５１には、前述の如く、エンジン回転数の低下に対応して全アクチュエータの駆動速度が一律の低下率で低下させるための「減速制御」を行うための、目標エンジン回転数Ｎに応じて前記基本制御出力値Ｃ１を決定するためのマップとして、図４（ａ）に示す如き基本制御出力値マップＭ１が記憶されている。

ここで、この負荷感知制御部５１は、エンジン駆動状況に不具合（エンジンストール等）が生じやすい特別の作業環境（以下、「エンジン出力低下環境」とする）で掘削旋回作業機１０が作業する場合に、基本制御出力値Ｃ１を補正する構成となっており、このように基本制御出力値Ｃ１を補正して、エンジン出力低下環境に適応したポンプ制御を行うことで、当該作業環境にて予測される不具合を未然に防ぐ、あるいは、深刻な状況にまで陥ることのないようにしている。

この、基本制御出力値Ｃ１を補正する手段として、負荷感知制御部５１には、目標エンジン回転数Ｎに応じて基本補正量α１を決定するための補正量マップＭ２、及び、補正量マップＭ２にて決定された基本補正量α１に乗じられる補正率βをエンジン出力環境状態量に応じて決定するための補正率マップＭ３が記憶されている。

ここで、特定の環境状態量の変化がエンジンの出力低下の原因となる（すなわち、前記エンジン出力低下環境をもたらす）場合に、その環境状態量を「エンジン出力環境状態量」とする。また、エンジン出力環境状態量が基準値である状態を「基準環境条件」とする。

補正量マップＭ２は、基準環境条件を想定して、その環境条件での最適のポンプ吐出量特性を得られるように考慮して構成されている。例えば、後述の実施例のように、エンジン出力低下環境を、高地環境とする場合、ある標高（例えば標高２０００ｍ）での作業を想定して構成したものであり、高温環境とする場合、外気温がある高い値の状態（例えば４０℃）での作業を想定して構成したものである。

エンジン出力環境状態量は、エンジン出力低下環境において掘削旋回作業機１０に生じるエンジンの出力低下にできるだけ直結したものであることが望ましい。例えば、後述の実施例のように、エンジン出力低下環境を高地環境とする場合であれば、大気圧であり、高温環境とする場合なら、エンジン吸気温度である。

すなわち、補正量マップＭ２は、エンジン出力環境状態量が前記基準値である状態を想定して基本制御出力値Ｃ１に加えるべき基本補正量α１を決定するように構成されたものである。エンジン出力低下環境を高地環境とすれば、例えば前述の標高２０００ｍの土地で想定される大気圧の数値が基準値（後記基準高地大気圧ＡＰｓ）であり、補正量マップＭ２は大気圧が基準値である状態を想定して構成されている。エンジン出力低下環境を高温環境とすれば、例えば前述の４０℃の外気環境で想定されるエンジン吸気温度の数値が基準値（後記基準高吸気温度Ｔｓ）であり、補正量マップＭ２はエンジン吸気温度が基準値である状態を想定して構成されている。

そして、補正率マップＭ３で決定される補正率βは、補正量マップＭ２にて決定されるエンジン出力環境状態量に対応する基本補正量α１を、実際のエンジン出力環境状態量の度合いに応じて拡大または縮小するための係数となるものであり、これにより、基本制御出力値Ｃ１に付加される補正量を、実際のエンジン出力環境状態量に対応したものとするものである。

負荷感知制御部５１への入力手段として、設定モード検出部６１、目標エンジン回転数検出部６２、エンジン出力環境状態量検出部６３が設けられている。

設定モード検出部６１は、掘削旋回作業機１０における油圧アクチュエータの駆動に関するいくつかの作業モードのうち、どの作業モードが設定されたのかを検出し、その設定された作業モードを示す設定モード信号Ｓ１を発して、これを負荷感知制御部５１に入力する構成となっている。なお、これらの作業モードのうちには、一つのスイッチのＯＮにて設定されるものもあれば、いくつかのスイッチの操作の組み合わせにより設定されるものもあるが、図７ではこれらのスイッチを組み合わせたものを設定モード検出部６１としてまとめている。

なお、前述の作業モードとしては、例えば、通常モード、省燃費モード、低速走行モード等が考えられる。通常モードは、通常の掘削などの作業時や路上走行時等に設定されるものであり、走行モータ２３・２４の可動斜板２３ａ・２４ａを小傾倒角（小容量）位置（通常速位置）に配した状態で油圧アクチュエータを駆動する場合には、通常、このモードに設定される。低速走行モードは、可動斜板２３ａ・２４ａを大傾倒（大容量）位置（低速位置）に配した状態で実際に走行する場合に設定される。省燃費モードは、エンジン最高（ハイアイドル）回転数を所定の比率で低減した状態での作業する場合に設定されるモードである。

負荷感知式ポンプ制御システム５は、これらの作業モードのそれぞれに適応したポンプ制御を実現すべく、前記マップＭ１・Ｍ２・Ｍ３を、それぞれ、各作業モードに対応する個々のマップを集めてなるマップ群から選択されたものとしている。すなわち、負荷感知制御部５１においては、入力された設定モード信号Ｓ１の示す設定モードに対応して、一つのマップＭ１・Ｍ２・Ｍ３がそれぞれのマップ群から選択されるものとなっている。

目標エンジン回転数検出部６２は、エンジンスロットル開度やアクセルレバー（ペダル）の操作量等を見て、目標エンジン回転数Ｎを検出するものであり、検出した目標エンジン回転数Ｎを示す目標エンジン回転数信号Ｓ２を発し、負荷感知制御部５１に入力する構成となっている。

目標エンジン回転数信号Ｓ２が入力されると、負荷感知制御部５１において、目標エンジン回転数信号Ｓ２の示す目標エンジン回転数Ｎが、基本制御出力値マップＭ１及び補正量マップＭ２にあてはめられ、基本制御出力値マップＭ１にて基本制御出力値Ｃ１が決定され、かつ、補正量マップＭ２にて基本補正量α１が決定される。

エンジン出力環境状態量検出部６３は、前記の、エンジン出力低下環境の実態を示すエンジン出力環境状態量を検出するものであり、検出したエンジン出力環境状態量を示すエンジン出力環境状態量信号Ｓ３を発し、負荷感知制御部５１に入力する構成となっている。

エンジン出力環境状態量信号Ｓ３が入力されると、負荷感知制御部５１において、当該入力信号値であるエンジン出力環境状態量が補正率マップＭ３にあてはめられ、補正率マップＭ３にて制御率βが決定される。

負荷感知制御部５１には、演算器として、乗算器５２及び加算器５３が設けられている。乗算器５２は、補正量マップＭ２にて決定された基本補正量α１に、補正率マップＭ３にて決定された補正率βを乗じて、補正量α２（＝α１×β）を算出する。加算器５３は、この補正量α２を基本制御出力値Ｃ１に付加して、ポンプ吐出量制御出力値Ｃ２（＝Ｃ１＋α２）を算出する。このポンプ吐出量制御出力値Ｃ２が負荷感知制御部５１より出力される。

一方、エンジン速度感知制御部５４は、実エンジン回転数Ｎｒが後述の基準回転数Ｎｓを下回っているのを検出した場合に、油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐを下げて、エンジンストールに陥るのを回避するとともに、実エンジン回転数Ｎｒを基準回転数Ｎｓに一致させるものである。

すなわち、負荷感知制御部５１では、各油圧アクチュエータの駆動の際にその駆動に最適のポンプ吐出流量Ｑ_Ｐを設定するため、目標エンジン回転数検出部６２からの目標エンジン回転数信号Ｓ２の示す目標エンジン回転数Ｎをもとにポンプ吐出量制御出力値Ｃ２を生成するものであるのに対し、エンジン速度感知制御部５４は、実際にエンジン回転数の低下が生じたときに危機回避のためにポンプ吐出流量Ｑ_Ｐを低減するためのスピードセンシング制御出力値Ｃ３を生成するものである。

エンジン速度感知制御部５４は、入力手段として、実エンジン回転数検出部６４及び基準回転数検出部６５を備えている。実エンジン回転数検出部６４からは、検出された実エンジン回転数Ｎｒを示す実エンジン回転数信号Ｓ４を入力する。

基準回転数検出部６５では、目標エンジン回転数検出部６２にて検出される目標エンジン回転数Ｎに対し、どれだけ回転数が下がればエンジン速度感知制御部５４によるスピードセンシング制御出力値Ｃ３の生成を行うのかの判断基準となる、すなわち、エンジン速度感知制御の開始を判断するための基準回転数Ｎｓのマップが備えられている。したがって、目標エンジン回転数検出部６２にて検出された目標エンジン回転数Ｎが負荷感知制御部５１に入力されると、その目標エンジン回転数Ｎに見合う基準回転数Ｎｓが基準回転数検出部６５にて決定され、その基準回転数Ｎｓを示す基準回転数信号Ｓ５がエンジン速度感知制御部５４に入力される。

エンジン速度感知制御部５４には、減算器５５及びＰＩＤ制御部５６が設けられている。減算器５５では、基準回転数信号Ｓ５の示す基準回転数Ｎｓより、実エンジン回転数信号Ｓ４の示す実エンジン回転数Ｎｒを減じる演算が行われ、回転ダウン量（回転数差）Ｎｄ（＝Ｎｓ−Ｎｒ）が算出される。この回転ダウン量ＮｄがＰＩＤ制御部５６に入力され、ＰＩＤ制御部５６では、入力された回転ダウン量Ｎｄをもとに、エンジン速度感知制御によるスピードセンシング制御出力値Ｃ３を発生させるべきなのか否かを判断し、発生させるべきであれば、スピードセンシング制御出力値Ｃ３をどれだけのものにするのかを決定する。

すなわち、実エンジン回転数Ｎｒが基準回転数Ｎｓを上回っていて、回転ダウン量Ｎｄが負の値である間は、スピードセンシング制御出力値Ｃ３の生成は行わず（Ｃ３＝０）、実エンジン回転数Ｎｒが基準回転数Ｎｓを下回っていて、回転ダウン量Ｎｄが正の値になると、その値に対応したスピードセンシング制御出力値Ｃ３を生成する。

こうして、エンジン速度感知制御部５４よりスピードセンシング制御出力値Ｃ３が出力された場合、これを、負荷感知制御部５１からのポンプ吐出量制御出力値Ｃ２を入力している加算器５７に入力する。加算器５７では、負荷感知制御部５１からのポンプ吐出量制御出力値Ｃ２とエンジン速度感知制御部５４からのスピードセンシング制御出力値Ｃ３とを合算する演算がなされ、指令電流値Ｃ４が算出される。

この指令電流値Ｃ４が、コントローラ５０にて記憶されている線形化マップＭ４に入力されて線形化され、最終的に、ポンプ制御比例弁８のソレノイド８ａに印加させるのに適した状態の指令電流Ｃｅを生成するものである。

次に、以上の如きコントローラ５０における負荷感知制御部５１の構成に関し、いくつかの実施例について説明する。

まず、第一の実施例として、前記エンジン出力低下環境を高地環境とした場合の負荷感知制御部５１の構成について、図７及び図８により説明する。

まず、高地環境で問題となるのは、大気圧が低圧（大気中の空気密度が低い）であるために、エンジンの吸気量が低下し、これに伴ってエンジン出力が低下し、この状況で油圧アクチュエータを高速で駆動するとエンジン回転数の大幅なダウンやエンジンストールを起こすことである。

このようなエンジン出力の低下の影響はローアイドル回転数付近でより顕著に現れるため、エンジンストール等に対応する手段として、高地環境でローアイドル回転数を高めに設定することが考えられるが、この場合、低地環境でエンジン回転数をローアイドル回転数に設定して作業する場合に比べ、騒音が大きくなってしまう。

そこで、負荷感知式ポンプ制御システム５を用いて、各エンジン回転数に対応する油圧アクチュエータの前記目標供要流量比Ｒｑを、前記「減速制御」で設定されているものよりもさらに小さくして、油圧ポンプの吸収馬力を低減することによってエンジンストール等、エンジンのパワー不足により生じる不具合を起こさないものとし、同時に、騒音のもととなるローアイドル回転数の増大を不要とすることで、静かで快適な作業環境を保持するという効果も得ることができる。

このように、エンジン出力低下環境として高地環境を位置付けることができるが、この場合に、前記のエンジン出力環境状態量検出部６３、基本制御出力値Ｃ１を補正するための補正量マップＭ２及び補正率マップＭ３を、どのようなものとするのか説明する。

まず、前述の如く、大気圧が低いことによってエンジン出力が低下するということが、高地での作業における問題の本質である。したがって、この場合のエンジン出力低下環境の実態を示す数値であるエンジン出力環境状態量として最も相応しいのは、大気圧である。

そこで、この実施例においては、図７に示すエンジン出力環境状態量検出部６３として、大気圧センサを用いることが考えられる。この場合、エンジン出力環境状態量信号Ｓ３は、大気圧センサであるエンジン出力環境状態量検出部６３にて検出される大気圧ＡＰ（単位ｈＰａ）の値を示す信号となる。そして、エンジン出力環境状態量に対応して補正率を決定するための補正率マップＭ３は、図８に示すように、大気圧ＡＰ（単位ｈＰａ）に対する補正率βの相関マップとなる。

ここで、負荷感知制御部５１に記憶されている基本制御出力値マップＭ１は、最も作業効率のよい状態である低地（すなわち、低地にて想定される大気圧下）での作業に対応して構成されたものとなっている。

標高の高まりとともに大気圧は低下するが、低地からある程度の標高範囲（低標高地）での大気圧の低下に対しては、特に補正の必要もなく、基本制御出力値マップＭ１にて決定された基本制御出力値Ｃ１を、そのまま負荷感知制御部５１より出力するポンプ吐出量制御出力値Ｃ２として用いて差し支えはない。この標高範囲の上限となる標高地にて想定される大気圧の値を、境界大気圧ＡＰｂとする。

補正率マップＭ３は、大気圧ＡＰが境界大気圧ＡＰｂ以上である範囲にて、補正率βを０とする構成となっている。したがって、前記乗算器５２にて算出される補正量α２は０となる。このため、加算器５３にて算出されるポンプ吐出量制御出力値Ｃ２は、基本制御出力値Ｃ１のままであり、低地での作業に適した最大限に作業効率を高めた状態でのポンプ制御効果を得られる。

一方、作業地の標高が前記上限の標高（大気圧が境界大気圧ＡＰｂであると想定される標高）を越えたところから、エンジン出力不足の弊害が出始め、その弊害の度合いが、標高の高まりに伴う大気圧の低下とともに大きくなる。そこで、補正率マップＭ３は、境界大気圧ＡＰｂに対して０であった補正率βが、境界大気圧ＡＰｂからの大気圧ＡＰの低下に伴って増加する構成となっている。

ここで、本実施例における補正量マップＭ２の構成について説明する。この実施例においては、標準的に上述のような不具合が表れる高地の標高（「基準高地標高」と称するものとする。例えば、標高２０００ｍの高地）を想定し、この基準高地標高の作業地で想定される大気圧の状態で作業する場合に、どれだけの基本補正量α１を制御出力値Ｃ１に付加すれば、最適なポンプ制御を得られるのかを考慮して構成されている。この補正量マップＭ２を構成する上で想定した前記エンジン出力環境状態量の基準値としての大気圧の値を、基準高地大気圧ＡＰｓとする。

したがって、エンジン出力環境状態量検出部６３としての大気圧センサで計測される大気圧ＡＰがこの基準高地大気圧ＡＰｓに等しければ、そのときに補正量マップＭ２にて決定される基本補正量α１をそのまま基本制御出力値Ｃ１に付加することが望ましい。

そこで、補正率マップＭ３では、この基準高地大気圧ＡＰｓに対応する補正率βを１としている（β＝１）。したがって、エンジン出力環境状態量検出部６３で計測する大気圧ＡＰが基準高地大気圧ＡＰｓであれば、乗算器５２で算出される補正量α２は、補正量マップＭ２で決定された基本補正量α１のままとなり（α２＝α１×１＝α１）、加算器５３では、基本制御出力値Ｃ１に補正量α２を付加した値のポンプ吐出量制御出力値Ｃ２が算出される。

すなわち、補正率マップＭ３で見るように、境界大気圧ＡＰｂ未満となった大気圧ＡＰが、基準高地大気圧ＡＰｓに低下するまでの範囲では、補正率βは０を超え１未満の値であり（０＜β＜１）、補正量α２（＝α１×β）は、補正量マップＭ２で決定される基本補正量α１よりも小さいものとなる。すなわち、この範囲は、高地の中でも比較的低地に近い中標高地に該当するものであり、このような中標高地での油圧アクチュエータの作動速度は、低地におけるものよりも少し低減したものとなる。

そして、大気圧ＡＰが、基準高地大気圧ＡＰｓよりも低い値にまで低下すると、補正率βは１を越える値となり（β＞１）、補正量α２（＝α１×β）は、補正量マップＭ２で決定される基本補正量α１よりも大きく増幅されたものとなる。すなわち、この範囲は、標高が基準高地標高を超えるような高標高地に該当するものであり、このような高標高地での油圧アクチュエータの作動速度は、低地におけるものよりもかなり低減したものとなり、これにより、このように大幅に低圧化した大気圧下での作業中においても、エンジンストールや騒音を回避できる。

エンジンＥを駆動して掘削旋回作業機１０にて作業を行っている間（走行している間）は、大気圧ＡＰの検出がつづけられ、その実測値をもととする補正量α２の算出がつづけられる。山間地では、走行中にも大気圧の変化が生じやすいため、補正量α２の算出を継続することで、このような大気圧の変化にも対応して、その都度、最適なポンプ吐出流量の制御がなされるものである。

なお、図８の補正率マップＭ３では、極端な油圧アクチュエータの駆動速度の低下を避けるため、すなわち、油圧アクチュエータの最低駆動速度を確保するため、補正率βの最大値β_ＭＡＸを定めているが、必ずしもこのように定めなくてもよく、油圧アクチュエータの駆動速度が０付近になるようなところまで補正率βを増大させるものとしてもよい。また、図８の補正率マップＭ３は直線（折れ線）グラフとなっていて、境界大気圧ＡＰｂ以下での大気圧ＡＰの低下に対し比例的に増大するように描かれているが、必ずしもこのように変移するものでなく、曲線グラフを描くように変移させるものとしてもよい。

また、エンジン出力低下環境を高地環境とする場合において、大気圧の実測値以外に、例えば、圧力計（圧力センサ）を用いて計測されるエンジンＥの吸気圧等の圧力の実測値をエンジン出力環境状態量の実測値とすることも考えられる。

次に、第二の実施例として、エンジン出力低下環境を、熱帯や砂漠地方、或いは夏季における高温環境とした場合の負荷感知制御部５１の構成について、図７及び図９により説明する。

高温環境での作業で問題となるのは、高温による空気密度の低下によってエンジンのシリンダ内に導入される酸素量が減少し、エンジン出力が低下する結果、エンジンストールすることである。

したがって、このように高温環境下での作業についても、負荷感知式ポンプ制御システム５の「減速制御」を利用して油圧アクチュエータの駆動速度を低下させることで、このエンジン出力低下環境で起こり得るエンジンストール等の不具合を生じさせないものとすることができる。

そこで、この場合、温度、特に、エンジン吸気マニホールド部などの吸気温度をエンジン出力環境状態量とし、吸気温度を検出する温度センサにてエンジン出力環境状態量検出部６３を構成する。吸気温度は、掘削旋回作業機１０の中では最も外気温の影響を受けやすい温度であり、外気の変化に応じて変化する。

本実施例において、目標エンジン回転数Ｎに対応して基本補正量α１を決定するための補正量マップＭ２は、ある標準的な高温環境（基準環境条件）での作業（例えば４０℃の外気での作業）で想定されるエンジン出力環境状態量の基準値としてのエンジンの吸気温度（これを基準高吸気温度Ｔｓとする）を想定して構成されている。

図９は、本実施例における補正率マップＭ３を示している。本実施例でエンジン出力環境状態量検出部６３の検出する吸気温度Ｔについては、適温範囲が定められており、吸気温度Ｔがこの適温範囲にある間は、補正量α２を付加する必要がなく、基本制御出力値Ｃ１そのものを負荷感知制御部５１の出力するポンプ吐出量制御出力値Ｃ２とすればよいので、この吸気温度Ｔの適温範囲に対応する補正率βを０としている。適温範囲の上限となる吸気温度Ｔを境界吸気温度Ｔｂとする。

吸気温度Ｔが境界吸気温度Ｔｂを超える高温環境下では、掘削旋回作業機１０を運転する際のエンジン出力低下の影響が顕著になる。この温度領域では補正率βは０を超える値となり、吸気温度Ｔの上昇に伴って増加する構成となっている。

境界吸気温度Ｔｂを超えた吸気温度Ｔが前記の基準高吸気温度Ｔｓまで上昇するまでは、０＜β＜１であり、基本制御出力値Ｃ１に付加される補正量α２は、補正量マップＭ２で決定される基本補正量α１よりも小さな量となっている。吸気温度Ｔが基準高吸気温度Ｔｓになると、β＝１になり、補正量マップＭ２で決定された基本補正量α１がその値のまま基本制御出力値Ｃ１に付加される。

エンジン出力低下環境としての高温環境下での作業中に、このようにポンプ吐出量を低減することで、油圧ポンプ１を駆動するためのエンジンＥの負荷を軽減し、エンジンストールが回避される。掘削旋回作業機１０の運転中にエンジン出力環境状態量検出部６３での吸気温度Ｔの検出をつづけ、それに基づき補正率マップＭ３による補正率βを更新することで、外気の温度変化に応じて吸気温度Ｔが変化し、その変化に対応して補正率βの値を変化させてエンジンの出力低下状態に対応したポンプ制御を行うことができる。

なお、図９の補正率マップＭ３でも、極端な油圧アクチュエータの駆動速度の低下を避けるため、すなわち、油圧アクチュエータの最低駆動速度を確保するため、補正率βの最大値β_ＭＡＸを定めているが、必ずしもこのように定めなくてもよく、油圧アクチュエータの駆動速度が０付近になるようなところまで補正率βを増大させるものとしてもよい。また、図９の補正率マップＭ３も直線（折れ線）グラフとなっていて、エンジン出力低下環境に該当する範囲での吸気温度Ｔの変化に対し比例的に変化するように描かれているが、必ずしもこのように変移するものでなく、曲線グラフを描くように変移させるものとしてもよい。

次に、以上の実施例に係るポンプ制御による効果について、図１０を用いて説明する。図１０は、負荷感知制御部５１によりエンジン出力低下環境に対応して制御出力値Ｃ１を補正したことによる、目標エンジン回転数Ｎに対するポンプ吐出流量Ｑ_Ｐの特性上に現れる効果を示している。なお、ここではエンジン速度感知制御部５４におけるスピードセンシング制御出力値Ｃ３の出力はないものとする。

グラフＱ_Ｐ１は、掘削旋回作業機１０の作業環境が通常作業環境であるときに得られるポンプ吐出流量特性を示す。すなわち、補正率β＝０であることにより、基本制御出力値Ｃ１の補正がされず、基本制御出力値Ｃ１をそのまま負荷感知制御部５１の出力するポンプ吐出量制御出力値Ｃ２とし、前記の減速制御は受けながらも、ポンプ吐出流量Ｑ_Ｐを最大限のものとしている。

これは、エンジン出力環境状態量が通常作業環境に該当する範囲内にある場合に得られる効果である。すなわち、第一実施例では大気圧ＡＰが境界大気圧ＡＰｂ以上の場合（ＡＰ≧ＡＰｂ）、第二実施例では吸気温度Ｔが境界吸気温度Ｔｂ以下の適温範囲にある場合（Ｔ≦Ｔｂ）である。

通常作業環境とは、第一実施例では、大気圧ＡＰがこのように充分高圧の状態になっている低地環境に該当する。第二実施例では、外気温が掘削旋回作業機１０の運転上の不具合を問題としないような値である適温外気状態に該当する。

グラフＱ_Ｐ２は、補正率β＝１とし、基本制御出力値Ｃ１に補正量マップＭ２にて決定された基本補正量α１がその値のまま付加され、基本制御出力値Ｃ１より大きいポンプ吐出量制御出力値Ｃ２を負荷感知制御部５１より出力した場合に得られるポンプ吐出流量特性を示すものであり、ポンプ吐出流量Ｑ_Ｐは、グラフＱ_Ｐ１上のものよりも低く抑えたものとなっている。これは、第一実施例では大気圧ＡＰが基準高地大気圧ＡＰｓである場合（ＡＰ＝ＡＰｓ）、第二実施例では吸気温度Ｔが基準高吸気温度Ｔｓである場合（Ｔ＝Ｔｓ）に得られる効果である。

グラフＱ_Ｐ２にて示すポンプ吐出流量特性の効果は、掘削旋回作業機１０が、エンジン出力低下環境の中でも、補正量マップＭ２を構成する上での基礎となる基準環境条件にあるときに得られるものである。すなわち、エンジン出力低下環境の状況は、第一実施例では、作業地の標高が前記の基準高地標高となっている高地での作業の状況に該当する。第二実施例では、外気温が、エンジンＥの吸気温度Ｔを基準高吸気温度Ｔｓにするような高温となっている状況に該当する。

第一実施例では、大気圧ＡＰが境界大気圧ＡＰｂを越えてから基準高地大気圧ＡＰｓに至るまで増加するにつれ、第二実施例では、吸気温度Ｔが境界吸気温度Ｔｂを越えてから基準高吸気温度Ｔｓに至るまで上昇するにつれ、補正率βが１未満の範囲で増大し、それにつれ、ポンプ吐出流量Ｑ_Ｐは通常の作業環境にあるグラフＱ_Ｐ１上の値からエンジン出力低下環境における標準的な特性グラフＱ_Ｐ２上の値へと低減する。

この範囲のエンジン出力環境状態量は、エンジン出力低下環境に属するものではあるが、生じ得る掘削旋回作業機１０の運転上の不具合の程度が比較的低く、第一実施例では、高地環境の中でも比較的標高が低い中標高地での作業状態に該当する。第二実施例では、高温環境の中でも外気温度が比較的適温に近い状態に該当する。

グラフＱ_Ｐ３は、補正率βを最大値β_ＭＡＸ（＞１）としたときのポンプ吐出流量特性を示す。すなわち、エンジン出力環境状態量の検出に基づき低減したポンプ吐出流量Ｑ_Ｐとしては最小値を示すものであり、油圧アクチュエータの駆動速度を最も低く下げた状態であることを示す。これは、エンジン出力低下環境における掘削旋回作業機１０の不具合の要因となるエンジン出力環境状態量の度合いが大きく、第一実施例では大気圧ＡＰが基準高地大気圧ＡＰｓを下回るまで低圧となっている状態、第二実施例では吸気温度Ｔが基準高吸気温度Ｔｓを上回るほどに高温である状態に該当する。

作業環境としては、かなり深刻な程度に掘削旋回作業機１０の運転上の不具合を発生させ得るエンジン出力低下環境にある状態に該当し、第一実施例では、高地環境の中でも、前記の基準高地標高を越えた非常に標高の高い土地での作業状態に該当する。第二実施例では、高温環境の中でも、非常に高温の外気状態に該当する。

以上のような第一・第二実施例の他、エンジン出力環境状態量検出部６３、補正量マップＭ２、補正率マップＭ３の構成に関する実施例としては、「エアコン負荷の増加状態」をエンジン出力低下環境とすることが考えられる。

エアコンの負荷はエンジン出力を直接変化させるものではないが、エアコン用コンプレッサは油圧ポンプ１とともにエンジン出力軸にて駆動されている。このため、エアコン負荷が増加すると油圧ポンプ１で使用できる吸収馬力は減少し、掘削旋回作業機１０の油圧システムに与える影響としてはエンジンの出力が低下する場合と同様となる。したがって、エンジン出力低下環境の一例として「エアコン負荷の増加状態」を挙げることができる。

この場合、エアコン負荷の大きさと強い相関をもつ状態量となるのは、例えばエアコン用コンプレッサの上流および下流の冷媒圧力である。また、エアコン用コンプレッサは常にエンジンによって駆動されているのではなく、クラッチによるＯＮ／ＯＦＦを繰り返している。したがって、エンジン出力環境状態量はエアコン用コンプレッサ上流圧力、エアコン用コンプレッサ下流圧力およびコンプレッサ駆動用クラッチのＯＮ／ＯＦＦ状態となる。エンジン出力環境状態量検出部６３は、エアコン用コンプレッサ上流圧力センサ、エアコン用コンプレッサ下流圧力センサおよびコンプレッサ駆動用クラッチから構成されることになる。

この実施例での補正量マップＭ２は、コンプレッサ駆動用クラッチのＯＮ状態でエアコン用コンプレッサの上流圧力及び下流圧力（あるいは両センサの検出値より算出される上流と下流との間での圧力差）がある値となる基準環境条件に基づいて作成される。補正率マップＭ３は、コンプレッサ駆動用クラッチのＯＮ状態におけるエアコン用コンプレッサの上流圧力及び下流圧力の変化（あるいは上流と下流との間での圧力差の変化）に応じての補正率の変化を示すマップとなる。なお、コンプレッサ駆動用クラッチがＯＦＦ状態であることを検出したときには、エンジン出力低下環境としての「エアコン負荷の増加状態」を脱しているものとして、補正率βを０にすることが考えられる。

以上の如く、油圧機械の一例である掘削旋回作業機１０は、エンジンにて駆動される可変容量型油圧ポンプ１からの吐出油にて駆動される複数の油圧アクチュエータを備えており、掘削旋回作業機１０の制御装置である負荷感知式ポンプ制御システム５は、油圧ポンプ１の吐出量の制御手段として、油圧ポンプ１の吐出油が有する吐出圧Ｐ_Ｐと前記油圧アクチュエータへの供給油が有する負荷圧Ｐ_Ｌとの間の差圧についての目標値である目標差圧ΔＰを達成するように油圧ポンプ１を制御するポンプ制御手段としてのロードセンシング弁７、該目標差圧ΔＰを変化させるための制御圧Ｐ_Ｃを生成するための電磁比例弁であるポンプ制御比例弁８及びコントローラ５０を含む制御圧生成手段を備えている。負荷感知式ポンプ制御システム５は、各油圧アクチュエータの駆動時に、その油圧アクチュエータの要求流量Ｑ_Ｒを満たすように油圧ポンプ１の吐出油の供給流量Ｑを制御し、かつ、エンジン回転数Ｎの変化に応じて、各油圧アクチュエータの要求流量Ｑ_Ｒに対する供給流量Ｑの比率を補正するように制御出力を行い、ポンプ制御比例弁８が制御圧Ｐ_Ｃを生成し、目標差圧ΔＰを変更するように構成されている。

負荷感知式ポンプ制御システム５は、前記制御出力の値を基本制御出力値Ｃ１とし、基本制御出力値Ｃ１に補正量α２を加えて得たポンプ吐出量制御出力値Ｃ２をもとにポンプ制御比例弁８を制御して前記制御圧Ｐ_Ｃを生成するものである。特定の環境状態量の変化がエンジン出力を低下させる要因となる場合に、該環境状態量をエンジン出力環境状態量とし、該エンジン出力環境状態量が基準値である状態を基準環境条件とする。該基準環境条件で決定した基本補正量α１に、エンジン出力環境状態量の実測値をもとに決定した補正率βを乗じて得た数値を前記補正量α２とする。

また、負荷感知式ポンプ制御システム５は、目標エンジン回転数Ｎに応じて基本制御出力値Ｃ１を決定するための基本制御出力値マップＭ１、前記基準環境条件で目標エンジン回転数Ｎに応じて基本補正量α１を決定するための補正量マップＭ２、及び、前記エンジン出力環境状態量の実測値に応じて補正率βを決定するための補正率マップＭ３を備えている。負荷感知式ポンプ制御システム５は、設定された目標エンジン回転数Ｎを基本制御出力値マップＭ１及び補正量マップＭ２にあてはめることにより基本制御出力値Ｃ１及び基本補正量α１を決定するとともに、検出した前記エンジン出力環境状態量の実測値を補正率マップＭ３にあてはめることにより補正率βを決定する。

負荷感知式ポンプ制御システム５（負荷感知制御部５１）の第一実施例として、前記エンジン出力環境状態量を大気圧ＡＰとする。

或いは、負荷感知式ポンプ制御システム５（負荷感知制御部５１）の第二実施例として、前記エンジン出力環境状態量をエンジン吸気温度Ｔとする。

負荷感知式ポンプ制御システム５はさらに、実エンジン回転数Ｎｒの低下の検出に基づいて油圧ポンプ１の吐出油の流量を制御するものである。負荷感知式ポンプ制御システム５は、ポンプ吐出量制御出力値Ｃ２に、実エンジン回転数Ｎｒの低下の検出に基づく油圧ポンプ１の吐出油の流量制御のために設定したスピードセンシング制御出力値Ｃ３を合算して得た値Ｃ４をもとにポンプ制御比例弁８を制御し前記制御圧Ｐ_Ｃを生成する。

以上の如き掘削旋回作業機１０の負荷感知式ポンプ制御システム５により、エンジン出力環境状態量の実測値が、エンジン出力低下をもたらす当該状態量の範囲に含まれる状態である場合に、エンジン出力環境状態量の実測値をもとに決定された補正量α２が基本制御出力値Ｃ１に付加されて、基本制御出力値Ｃ１より大きくしたポンプ吐出量制御出力値Ｃ２をもとに制御圧Ｐ_Ｃが生成されることで、ポンプ吐出流量が、エンジン出力が低下した状態に対応したものとなり、エンジンのローアイドル回転数を変化させることでの対応を要しないので、騒音を生じさせることなく、エンジンストール等のリスクを回避できる。

また、補正量α２は、基本制御出力値Ｃ１と同じく、指令電流Ｃｅのもととなる数値であり、その数値の決定については、前記の如くエンジン出力環境状態量が基準値である状態を考慮して構成された補正量マップＭ２及び補正率マップＭ３を設ける他は、必要に応じて、エンジン出力環境状態量を計測する検出手段となる装置を追加するのみであり、特別に高価な装置等を追加する必要もなく、前述のポンプ制御効果が得られ、経済的である。なお、すでに掘削旋回作業機１０に備えられたものをエンジン出力環境状態量の検出手段として活用できるのであれば、一層の低コスト化を実現できる。

また、前記第一実施例の如き構成とすることにより、高地における低圧の大気圧下で掘削旋回作業機１０による作業を行う場合において、エンジン出力環境状態量としての大気圧の実測値ＡＰをもとに補正率β及び補正量α２が決定され、大気圧の低下によりエンジンの出力が低くなった状態に対応してポンプ吐出流量が低減されることで、このような高地での作業で起こりがちなエンジン回転数の過大な低下やエンジンストール等の不具合を発生させることなく安定した作業を行うことができる。

また、前記第二実施例の如き構成とすることにより、高温環境下にて掘削旋回作業機１０による作業を行う場合において、エンジン出力環境状態量としてのエンジン吸気温度の実測値Ｔをもとに補正率β及び補正量α２が決定され、これに基づきポンプ吐出流量の低減制御がなされる。これにより、高温環境下での作業の間、エンジンの出力が低くなった状態に対応してポンプ吐出量が低減されて、油圧アクチュエータの駆動速度を抑え、過大なエンジン回転ダウン等の不具合を回避できる。

また、前記の如く、実エンジン回転数Ｎｒの低下の検出に基づいて油圧ポンプ１の吐出油の流量を制御する構成を加えることにより、ポンプ吐出量制御出力値Ｃ２及び補正量α２の決定によるポンプ制御ではカバーできないような、不意に生じるエンジン回転数の低下にも対応できる。また、このエンジン回転数の低下に対応しての制御についても、前記のポンプ制御比例弁８を共有するものなので、コスト上昇の抑制に貢献する。

本発明は、以上に述べた掘削旋回作業機のみならず、負荷感知式の油圧ポンプ制御システムが採用されるあらゆる油圧機械の制御装置として適用可能である。

Claims (5)

1. エンジンにて駆動される可変容量型油圧ポンプからの吐出油にて駆動される複数の油圧アクチュエータを備えた油圧機械の制御装置であって、
   該油圧ポンプの吐出量の制御手段として、前記油圧ポンプの吐出油が有する吐出圧と前記油圧アクチュエータへの供給油が有する負荷圧との間の差圧についての目標値である目標差圧を達成するように該油圧ポンプを制御するポンプ制御手段と、該目標差圧を変化させるための制御圧を生成するための電磁比例弁を含む制御圧生成手段とを備えており、
   各油圧アクチュエータの駆動時に、その油圧アクチュエータの要求流量を満たすように該油圧ポンプの吐出油の流量を制御し、かつ、エンジン回転数の変化に応じて、各油圧アクチュエータの要求流量に対する供給流量の比率を補正するように制御出力を行い、前記電磁比例弁が制御圧を生成し、前記目標差圧を変更するように構成された、油圧機械の制御装置において、
   該制御装置は、前記制御出力の値を基本制御出力値とし、該基本制御出力値に補正量を加えて得たポンプ吐出量制御出力値をもとに前記電磁比例弁を制御して前記制御圧を生成するものであり、特定の環境状態量の変化がエンジン出力を低下させる要因となる場合に、該環境状態量をエンジン出力環境状態量とし、該エンジン出力環境状態量が基準値である状態を基準環境条件とし、該基準環境条件で決定した基本補正量に、該エンジン出力環境状態量の実測値をもとに決定した補正率を乗じて得た数値を前記補正量とすることを特徴とする、油圧機械の制御装置。
2. 目標エンジン回転数に応じて前記基本制御出力値を決定するための制御出力値マップ、前記基準環境条件で目標エンジン回転数に応じて前記基本補正量を決定するための補正量マップ、及び、前記エンジン出力環境状態量の実測値に応じて補正率を決定するための補正率マップを備え、
   設定された目標エンジン回転数を該制御出力値マップ及び該補正量マップにあてはめることにより前記基本制御出力値及び前記基本補正量を決定するとともに、前記エンジン出力環境状態量の実測値を該補正率マップにあてはめることにより前記補正率を決定することを特徴とする、請求項１に記載の油圧機械の制御装置。
3. 前記エンジン出力環境状態量を大気圧とすることを特徴とする、請求項１または２に記載の油圧機械の制御装置。
4. 前記エンジン出力環境状態量をエンジン吸気温度とすることを特徴とする、請求項１または２に記載の油圧機械の制御装置。
5. 前記制御装置はさらに、実エンジン回転数の低下の検出に基づいて該油圧ポンプの吐出油の流量を制御するものであり、
   前記ポンプ吐出量制御出力値に、該実エンジン回転数の低下の検出に基づく該油圧ポンプの吐出油の流量制御のために設定したスピードセンシング制御出力値を合算して得た値をもとに前記制御圧を生成することを特徴とする、請求項１乃至４のうちいずれか一項に記載の油圧機械の制御装置。

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