JP2023172765A - 作業機械 - Google Patents

Abstract

【課題】作業機械の掘削制御システムにおいて，ブームとアームによる掘削動作中に掘削反力による過負荷状態が生じた場合に，掘削動作の中断或いは掘削動作の軌道修正を行うことなく過負荷状態を解消し，掘削動作をより効率よく行えるようにする。【解決手段】コントローラ２０は，ブーム１０５とアーム１０６を同時に駆動する複合操作に際し，圧力センサ２５ａ～２６ｂの検出信号に基づいてブームシリンダ２とアームシリンダ３のそれぞれの直動力を演算し，直動力のいずれ方が限界値に達した場合，ＩＭＵ２７，２８の検出信号と直動力とに基づいて限界値に達した直動力が減少する方向を演算し，この方向にフロント作業機１０４の掘削動作点Ｐwが移動するようブームシリンダ２及びアームシリンダ３の駆動を制御する。【選択図】図２

Description

本発明は掘削制御システムを備えた油圧ショベル等の作業機械に関する。

作業機械の代表例である油圧ショベルにおいて，オペレータによる掘削動作中にオペレータの操作情報をもとに，適切なアクチュエータ動作を行わせることで，掘削動作を円滑に行う掘削制御システムが種々提案されている
例えば，特許文献１では，検出したブーム角度，アーム角度，バケット角度と，予め記憶装置に格納された土砂特性とから，掘削反力テーブルを用いてバケットに作用する土砂の掘削反力を算出し，算出した掘削反力が予め設定した上限値より大きいか否かによって，掘削動作を修正するか否かを判断するシステムが提案されている。また，特許文献１では，算出した掘削反力が予め設定した上限値より大きくなったことをオペレータに通知することが好ましい，或いは，算出した掘削反力が予め設定した上限値より大きい場合，ブームを上げて掘削深さを低減するようにブームの駆動を制御することとしてもよい，としている。

特許第５５１９４１４号公報

特許文献１によれば，掘削動作中に掘削反力による過負荷状態を適切に判定でき，掘削動作の修正を行うことができる。

しかしながら，特許文献１において，掘削動作による掘削反力の大きさにのみに着目しているため，掘削反力の方向によってはブーム或いはアームの姿勢を変えることでアクチュエータの限界状態が解消されるにも係わらず，掘削反力が過大であると判定され，掘削動作の修正要の判定を行う場合がある。

例えば，掘削反力によりアームシリンダが生成し得る最大直動力以上を要求する状態（以下過負荷状態と呼称）において，ブーム，アームの姿勢およびブーム，アームの動作方向によっては，アームの過負荷状態が解消される（アームシリンダの直動力が減少する）場合が存在する。このような場合においても特許文献１では，掘削反力の大きさが定められた値に至ったときに，掘削動作を停止してオペレータに通知して手動でブーム上げ動作を行う，或いは自動でブーム上げ動作を行うため，掘削動作の中断或いは掘削動作の軌道修正を行うこととなり，掘削効率が低下する。

本発明は上記を鑑みてなされたものであり，その目的は，作業機械の掘削制御システムにおいて，ブームとアームによる掘削動作中に掘削反力による過負荷状態が生じた場合に，掘削動作の中断或いは掘削動作の軌道修正を行うことなく過負荷状態を解消し，掘削動作をより効率よく行える作業機械を提供することにある。

上記の目的を達成するために，本発明は，車体と，前記車体に対して上下方向に回動するブームと，前記ブームに対して上下方向に回動するアームとを備えたフロント作業機と，前記車体と前記ブームに連結され，前記車体に対し前記ブームを上下方向に駆動するブームシリンダと，前記ブームと前記アームに連結され，前記ブームに対し前記アームを上下方向に駆動するアームシリンダと，前記ブームの動作を指示する操作信号を生成する第１操作装置と，前記アームの動作を指示する操作信号を生成する第２操作装置と，前記ブームシリンダの直動力に関するパラメータを検出する第１センサと，前記アームシリンダの直動力に関するパラメータを検出する第２センサと，前記ブームの姿勢を検出する第３センサと，前記アームの姿勢を検出する第４センサとを備えた作業機械において，前記第１操作装置及び前記第２操作装置の操作信号，前記第１センサ及び前記第２センサの検出信号，前記第３センサ及び前記第４センサの検出信号に基づいて前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダの駆動を制御するコントローラを更に備え，前記コントローラは，前記第１操作装置と前記第２操作装置とが同時に操作され，前記ブームと前記アームを同時に駆動する複合操作に際し，前記第１センサ及び前記第２センサの検出信号に基づいて前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのそれぞれの直動力を演算し，前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダの直動力のいずれか一方が前記限界値に達した場合は，前記第３センサ及び前記第４センサの検出信号と前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのそれぞれの直動力とに基づいて前記限界値に達した直動力が減少する方向を演算し，前記直動力が減少する方向に前記フロント作業機の掘削動作点が移動するよう前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダの駆動を制御するものとする。

このように構成した本発明においては，ブームシリンダ及びアームシリンダの直動力のいずれか一方が限界値に達した場合は，第３センサ及び第４センサの検出信号とブームシリンダ及びアームシリンダのそれぞれの直動力とに基づいて限界値に達した直動力が減少する方向を演算し，直動力が減少する方向にフロント作業機の掘削動作点が移動するようブームシリンダ及びアームシリンダの駆動を制御するため，掘削反力ベクトルの大きさ（掘削ベクトルの大きさ）が変わらなくても，ブームシリンダ及びアームシリンダのそれぞれの直動力の負担割合が変わり，ブームシリンダ又はアームシリンダの直動力を減少させることができる。これにより，ブームとアームによる掘削動作中に掘削反力による過負荷状態が生じた場合に，掘削動作の中断或いは掘削動作の軌道修正を行うことなく過負荷状態を解消し，掘削動作をより効率よく行うことができ，かつ操作性を向上させることができる。

本発明によれば，ブームとアームによる掘削動作中に掘削反力による過負荷状態が生じた場合に，掘削動作の中断或いは掘削動作の軌道修正を行うことなく過負荷状態を解消し，掘削動作をより効率よくおこなうことができる。

本発明が適用される油圧ショベルの斜視図である。 本発明の第1の実施形態に係わる油圧駆動装置の油圧回路を示す図である。 本発明の第１の実施形態に係わる制御システムを示す図である。 ブームシリンダの直動力及びアームシリンダの直動力とブーム角度及びアーム角度を示す図である。 コントローラの演算制御部の機能を説明するフローチャートである。 式（４）の距離J11，J22を説明する図である。 掘削反力ベクトルＦDigにより生じるブーム回動支点Ｐv1とアーム回動支点Ｐv2の各軸のトルクを示す図である。 ブーム直動力ベクトルＦBoomとアーム直動力ベクトルＦArmにより生じるブーム回動支点Ｐv1とアーム回動支点Ｐv2の各軸のトルクを示す図である。 直動力減少方向検索マップの一例を示す図である。 直動力減少方向検索マップの一例を示す図である。 本発明の第１の実施形態における直動力減少方向の介入の形態を示す図である。 直動力減少向を油圧回路で介入させる形態を簡素化して示す図である。 本発明の第２の実施形態に係わる制御システムを示す図である。 コントローラの演算制御部の機能を説明するフローチャートである。 限界値に達したシリンダ直動力が減少する方向の範囲（直動力減少方向範囲）と，ブームシリンダの伸び方向又は縮み方向と一致する範囲１及びアームシリンダ３の伸び方向又は縮み方向と一致する範囲２を示す図である。 本発明の第３の実施形態に係わる油圧駆動装置の油圧回路を示す図である。 レギュレータのポンプ制御特性を示す図である。 本発明の第３の実施形態に係わる制御システムを示す図である。 コントローラの最大可能ポンプ吐出圧力演算部と直動力限界値演算部の処理内容の詳細を示すフローチャートである。 最大可能ポンプ吐出圧力演算部における最大吐出可能圧力の演算原理の説明図である。 本発明の第４の実施形態に係わる制御システムを搭載した油圧ショベルの斜視図である。 本発明の第４の実施形態に係わる制御システムを示す図である。 コントローラの制御演算部の第１表示処理を示すフローチャートである。 コントローラの制御演算部の第２表示処理を示すフローチャートである。 第１表示処理と第２表示処理により表示装置７０に表示される画像の変化を示す図である。 直動力減少方向範囲の一例を示す図である。

以下，本発明に係る作業機械として油圧ショベルを例に挙げ，本発明の実施形態を図面を参照して説明する。

＜第１の実施形態＞
～作業機械～
図１は，本発明が適用される油圧ショベルの斜視図である。

油圧ショベル１００は，下部走行体１０１と，下部走行体１０１に旋回装置１０２を介して回動可能に取り付けられ，車体を構成する上部旋回体１０３と，上部旋回体１０３の前部に取り付けられ，作業装置を構成するフロント作業機１０４とを備えている。フロント作業機１０４は上部旋回体１０３の前部に上下方向に回動可能に取りつけられたブーム１０５と，ブーム１０５の先端に上下方向に回動可能に取り付けられたアーム１０６と，アーム１０６の先端に上下方向に回動可能に取り付けられたバケット１０７と，アーム１０６とバケット１０７に回動可能に取り付けられたバケットリンク１０８と，上部旋回体１０３とブーム１０５とに連結され，上部旋回体１０３に対しブーム１０６を上下方向に駆動することで上部旋回体１０３とブーム１０５との回動角度を変更するブームシリンダ２と，ブーム１０５とアーム１０６とに連結され，ブーム１０５に対しアーム１０６を上下方向に駆動することでブーム１０５とアーム１０６の回動角度を変更するアームシリンダ３と，アーム１０６とバケットリンク１０８とに連結され，バケットリンク１０８を介してアーム１０６とバケット１０７の回動角度を変更するバケットシリンダ４とで構成される。

下部走行体１０１はクローラ式の左右の走行装置１０９ａ，１０９ｂ（右走行装置１０９ｂは不図示）を備え，左右の走行装置１０９ａ，１０９ｂは左右の走行モータ５ａ，５ｂ（右走行モータ５ｂは不図示）により駆動され，油圧ショベル１００を所望の位置に移動可能とする。旋回装置１０２は下部走行体１０１と上部旋回体１０３の回動角度を変更する旋回モータ６を備えている。

上部旋回体１０３は運転室を形成するキャビン１１０を備え，キャビン１１０内の運転席１１１の後側に下記する制御を行うコントローラ２０が配置されている。また，キャビン１１０内の運転席１１１の前部左右に，オペレータの操作によりブーム１０５，アーム１０６，バケット１０７，上部旋回体１０３の動作（速度と方向）を指示する操作信号を生成する操作装置２１，２２が配置され，運転席１１１の前側に，左右の走行装置１０９ａ，１０９ｂの動作（速度と方向）を指示する操作信号を生成する操作装置２３ａ，２３ｂが配置されている。

～油圧駆動装置～
図２は，本実施形態に係わる油圧駆動装置の油圧回路を示す図である。図２は，図示の簡略化のため，ブームシリンダ２，アームシリンダ３，バケットシリンダ４，左右の走行モータ５ａ，５ｂ，旋回モータ６のうちブームシリンダ２とアームシリンダ３に係わる部分のみを示している。

図２において，本実施形態の油圧駆動装置は，図示しない原動機（例えばディーゼルエンジン）によって駆動される可変容量型の油圧ポンプ１０ａ（第１油圧ポンプ）及び油圧ポンプ１０ｂ（第２油圧ポンプ）と，油圧ポンプ１０ａの吐出油路１３ａに接続されたセンタバイパス通路１５ａ（第１センタバイパス通路）に接続され，油圧ポンプ１０ａからブームシリンダ２に供給される圧油の流量を制御するオープンセンタ型の流量制御弁１１ａ（第１流量制御弁）と，流量制御弁１１ａの下流側でセンタバイパス通路１５ａにタンデムに接続され，油圧ポンプ１０ａからアームシリンダ３に供給される圧油の流量を制御するオープンセンタ型の流量制御弁１２ａ（第２流量制御弁）と，油圧ポンプ１０ｂの吐出油路１３ｂに接続されたセンタバイパス通路１５ｂ（第２センタバイパス通路）に接続され，油圧ポンプ１０ｂからアームシリンダ３に供給される圧油の流量を制御するオープンセンタ型の流量制御弁１２ｂ（第３流量制御弁）と，流量制御弁１２ｂの下流側でセンタバイパス通路１５ｂにタンデムに接続され，油圧ポンプ１２ｂからブームシリンダ２に供給される圧油の流量を制御するオープンセンタ型の第４流量制御弁１１ｂ（第４流量制御弁）と，油圧ポンプ１０ａの吐出油路１３ａに接続され，油圧ポンプ１０ａの吐出圧力の最大値を制限するリリーフ弁１４ａと，油圧ポンプ１０ｂの吐出油路１３ｂに接続され，油圧ポンプ１０ｂの吐出圧力の最大値を制限するリリーフ弁１４ｂとを備えている。

流量制御弁１１ａ，１２ａ，１１ｂ，１２ｂは電磁切換方式のスプール弁であり，コントローラ２０からの指令信号によりスプールのストローク（開口面積）が制御される。

また，本実施形態の油圧駆動装置は，センタバイパス通路１６ａ，１５ｂを介して油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出油路１３ａ，１３ｂをタンクＴに接続するオープンセンタシステムとして構成されている。このオープンセンタシステムにおいて，流量制御弁１１ａ，１２ａ，１１ｂ，１２ｂが図示の中立位置にあり，流量制御弁１１ａ，１２ａ，１１ｂ，１２ｂのメータイン絞りとメータアウト絞りが全閉しているとき，流量制御弁１１ａ，１２ａ，１１ｂ，１２ｂはセンタバイパス通路１５ａ，１５ｂを全開し，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出油をタンクＴに還流する。

流量制御弁１１ａ，１１ｂが図示の中立位置から図示左右のいずれか一方の位置に操作されると，流量制御弁１１ａ，１１ｂのメータイン絞りとメータアウト絞りが開くとともに，センタバイパス通路１５ａ，１５ｂが絞られ，油圧ポンプ１０ａの吐出油が流量制御弁１１ａ及びアクチュエータ油路１６ａ又は１６ｂを介してブームシリンダ２に供給されるとともに，油圧ポンプ１０ｂの吐出油も流量制御弁１１ｂ及びアクチュエータ油路１６ｃ又は１６ｄを介してブームシリンダ２に供給される。このとき，流量制御弁１１ａ，１１ｂがハーフ操作されたときは，流量制御弁１１ａ，１１ｂのメータイン絞りとメータアウト絞りが操作量に応じた開口面積に開くとともに，センタバイパス通路１５ａ，１５ｂが操作量に応じた開口面積に絞られ，ブームシリンダ２に流量制御弁１１ａ，１１ｂの操作量に応じた流量の圧油が合流して供給され，ブームシリンダ２は流量制御弁１１ａ，１１ｂの操作量に応じた速度で駆動される。また，流量制御弁１１ａ，１１ｂがフル操作されたときは，流量制御弁１１ａ，１１ｂのメータイン絞りとメータアウト絞りが全開するとともに，センタバイパス通路１５ａ，１５ｂが全閉し，ブームシリンダ２に油圧ポンプ１０ａ，１０ｂから吐出された圧油の全量が供給され，ブームシリンダ２は高速で駆動される。

流量制御弁１２ａ，１２ｂが図示の中立位置から図示左右のいずれか一方の位置に操作されたときも同様であり，油圧ポンプ１０ｂの吐出油が流量制御弁１２ｂ及びアクチュエータ油路１７ａ又は１７ｂを介してアームシリンダ３に供給されるとともに，油圧ポンプ１０ａの吐出油がアクチュエータ油路１７ｃ又は１７ｄを介してアームシリンダ３に供給され，アームシリンダ３は油圧ポンプ１０ａ，１０ｂから吐出された圧油により流量制御弁１２ａ，１２ｂの操作量に応じた速度で駆動される。

流量制御弁１１ａ，１１ｂと流量制御弁１２ａ，１２ｂの両方が図示左右のいずれか一方の位置にハーフ操作されたときは，流量制御弁１１ａ，１１ｂ及び流量制御弁１２ａ，１２ｂのメータイン絞りとメータアウト絞りがそれぞれの操作量に応じた開口面積に開くとともに，センタバイパス通路１５ａ，１５ｂが絞られ，油圧ポンプ１０ａの吐出油は上流側の流量制御弁１１ａに優先的に供給され，残りの圧油が流量制御弁１２ａに供給されるとともに，油圧ポンプ１０ｂの吐出油は上流側の流量制御弁１２ｂに優先的に供給され，残りの圧油が流量制御弁１１ｂに供給される。これによりブームシリンダ２とアームシリンダ３には，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂから吐出された圧油が合流して供給され，ブームシリンダ２とアームシリンダ３は流量制御弁１１ａ，１１ｂの操作量と流量制御弁１２ａ，１２ｂの操作量に応じた速度で駆動される。

また，流量制御弁１１ａ，１１ｂと流量制御弁１２ａ，１２ｂの両方が，それぞれ，図示左右のいずれか一方の位置にフル操作されたときは，流量制御弁１１ａ，１１ｂ及び流量制御弁１２ａ，１２ｂのメータイン絞りとメータアウト絞りが全開し，センタバイパス通路１５ａ，１５ｂが全閉し，油圧ポンプ１０ａの吐出油はその全量が上流側の流量制御弁１１ａに供給され，油圧ポンプ１０ｂの吐出油はその全量が上流側の流量制御弁１２ｂに供給される。これによりブームシリンダ２は油圧ポンプ１０ａから吐出された圧油により駆動され，アームシリンダ３は油圧ポンプ１０ｂから吐出された圧油により駆動される。

～操作装置及びセンサ～
図１において，操作装置２１は，操作レバーが前後方向に操作されたときブーム用の操作装置（第１操作装置）として機能し，操作レバーが左右方向に操作したときバケット用の操作装置として機能する。操作装置２２は，操作レバーが前後方向に操作されたとき旋回用の操作装置として機能し，操作レバーが左右方向に操作されたときアーム用の操作装置（第２操作装置）として機能する。以下において，ブーム用の操作装置として機能するときの操作装置２１を操作装置２１ａ（第１操作装置）と言い，アーム用の操作装置として機能するときの操作装置２２を操作装置２２ａ（第２操作装置）と言う。操作装置２１ａはブーム１０５の動作（目標速度と方向）を指示する操作信号を生成し，操作装置２２ａはアーム１０６の動作（目標速度と方向）を指示する操作信号を生成する。

また，操作装置２１，２２及び操作装置２３ａ，２３ｂは電気的な操作信号を生成する電気式の操作装置であり，生成した操作信号はコントローラ２０に送信される。

図２において，ブームシリンダ２のボトム側に接続されたアクチュエータ油路１６ａ及びロッド側に接続されたアクチュエータ油路１６ｂには，ブームシリンダ２のボトム側の圧力を検出する圧力センサ２５ａとロッド側の圧力を検出する圧力センサ２５ｂが接続され，アームシリンダ３のボトム側に接続されたアクチュエータ油路１７ａ及びロッド側に接続されたアクチュエータ油路１７ｂには，アームシリンダ３のボトム側の圧力を検出する圧力センサ２６ａとロッド側の圧力を検出する圧力センサ２６ｂが接続されている。圧力センサ２５ａ，２５ｂはブームシリンダ２の直動力（後述）に関するパラメータを検出する第１センサとして機能し，圧力センサ２６ａ，２６ｂはアームシリンダ３の直動力（後述）に関するパラメータを検出する第２センサとして機能する。

図１に示したブーム１０５の側面には上部旋回体１０３に対するブーム１０５の回動角度を検出するＩＭＵ２７が備えられ，アーム１０６の側面にはブーム１０５に対するアーム１０６の回動角度を検出するＩＭＵ２８が備えられている。ＩＭＵ２７はブーム１０５の姿勢を検出する第３センサとして機能し，ＩＭＵ２８はアーム１０６の姿勢を検出する第４センサとして機能する。

なお、ＩＭＵ２７，２８は、既知の慣性計測装置（Inertial Measurement Unit）からなる。

～制御システム～
図３は，本実施形態に係わる制御システムを示す図である。

図３において，操作装置２１ａ（第１操作装置）を含む操作装置２１及び操作装置２２ａ（第２操作装置）を含む操作装置２２の操作信号と，圧力センサ２５ａ，２５ｂ及び圧力センサ２６ａ，２６ｂの検出信号と，ＩＭＵ２７，２８の検出信号がコントローラ２０に入力され，コントローラ２０は所定の演算処理を行い，流量制御弁１１ａ，１２ａ，１１ｂ，１２ｂを含む複数の流量制御弁に指令信号を出力する。

コントローラ２０は，操作装置２１ａ（第１操作装置）と操作装置２２ａ（第２操作装置）とが同時に操作され，ブーム１０５とアーム１０６を同時に駆動する複合操作に際し，圧力センサ２５ａ，２５ｂ（第１センサ）及び圧力センサ２６ａ，２６ｂ（第２センサ）の検出信号に基づいてブームシリンダ２とアームシリンダ３のそれぞれの直動力を演算し，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３の直動力のいずれも限界値に達していない場合は，操作装置２１ａ及び操作装置２２ａの操作信号に基づいてブームシリンダ２及びアームシリンダ３を駆動し，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３の直動力のいずれか一方が限界値に達した場合は，ＩＭＵ２７（第３センサ）及びＩＭＵ２８（第４センサ）の検出信号とブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれの直動力とに基づいて限界値に達した直動力が減少する方向を演算し，この直動力が減少する方向にフロント作業機１０４の掘削動作点Ｐw（図４参照）であるバケット１０７の爪先が移動するようブームシリンダ２及びアームシリンダ３の駆動を制御する。

以下に，コントローラ２０の機能を具体的に説明する。

コントローラ２０は，図３に示すように，直動力演算部２０ａと，姿勢演算部２０ｂと，記憶部２０ｃと，制御演算部２０ｄを含む複数の機能要素とを有している。

直動力演算部２０ａは，圧力センサ２５ａ，２５ｂ（第１センサ）の検出信号と圧力センサ２６ａ，２６ｂ（第２センサ）の検出信号に基づいてブームシリンダ２の直動力とアームシリンダ３の直動力を演算する。

図４は，ブームシリンダ２の直動力及びアームシリンダ３の直動力と，後述するブーム角度及びアーム角度を示す図である。

図４において，符号Ｆｂはブームシリンダ２の直動力を示し，符号Ｆａはアームシリンダ３の直動力を示している。ブームシリンダ２の直動力Ｆｂは，ブームシリンダ２のピストンロッドに作用する軸方向の推力（駆動力）を意味し，アームシリンダ３の直動力Ｆａは，アームシリンダ３のピストンロッドに作用する軸方向の推力（駆動力）を意味する。

直動力演算部２０ａは，ブームシリンダ２のボトム側のピストン受圧面積に圧力センサ２５ａで検出した圧力を乗じた推力から，ブームシリンダ２のロッド側のピストン受圧面積に圧力センサ２５ｂで検出した圧力を乗じた推力を減算することで，ブームシリンダ２の直動力Ｆａを演算する。同様に直動力演算部２０ａは，アームシリンダ３のボトム側のピストン受圧面積に圧力センサ２６ａで検出した圧力を乗じた推力から，アームシリンダ３のロッド側のピストン受圧面積に圧力センサ２６ｂで検出した圧力を乗じた推力を減算することで，アームシリンダ３の直動力Ｆａを算出する。

以下において，ブームシリンダ２の直動力Ｆｂを単にブーム直動力と言い，アームシリンダ３の直動力Ｆａを単にアーム直動力と言うことがある。

図４において，符号ＦBoomはブームシリンダ２の直動力Ｆｂに直動力Ｆｂの方向成分を加えたブームシリンダ２の直動力ベクトルを示し，符号ＦArmはアームシリンダ３の直動力Ｆａに直動力Ｆａの方向成分を加えたアームシリンダ３の直動力ベクトルを示している。また，図４に，掘削反力ベクトルを符号ＦDigで示している。

姿勢演算部２０ｂは，ＩＭＵ２７（第３センサ）及びＩＭＵ２８（第４センサ）の検出信号に基づいて上部旋回体１０３に対するブーム１０５の回動角度（ブーム角度）θ１とブーム１０５に対するアーム１０６の回動角度（アーム角度）θ２を演算する。

図４において，ブーム角度θ１（上部旋回体１０３に対するブーム１０５の回動角度）は，ブーム１０５の回動支点（ピン）Ｐv1を通る上部旋回体１０３の底板（旋回フレーム）１０３ａに平行な前後方向の線分ＳＬに対し，ブーム１０５の回動支点Ｐv1とアーム１０６の回動支点（ピン）Ｐv2とを通る線分ＢＬがなす角度である。アーム角度θ２（ブーム１０５に対するアーム１０６の回動角度）は，線分ＢＬに対し，アーム１０６の回動支点Ｐv2とバケット１０７の回動支点（ピン）Ｐv３とを通る線分ＡＬがなす角度である。

記憶部２０ｃは，制御演算部２０ｄの演算で使用する種々のデータを記憶しており，本実施形態では，ブーム直動力Ｆｂ及びアーム直動力Ｆａの限界値と，限界値に達した直動力が減少する方向を探索する検索マップ（以下において直動力減少方向検索マップと言うことがある）が記憶されている。

直動力の限界値は，予め定めた値であってもよいし，そのときの動作情報に基づいて算出した値であってもよい。本実施形態において，直動力の限界値は予め定めた値である。予め定めた値は，例えば，リリーフ弁１４ａ，１４ｂによって制限される油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの最大吐出圧力に基づいて算出される直動力である。直動力減少方向検索マップについては後述する。

図５は，制御演算部２０ｄの機能を説明するフローチャートである。

まず，制御演算部２０ｄは，操作装置２１ａ，２２ａからの操作信号に基づいて，ブーム１０５とアーム１０６を同時に駆動する複合操作を行っているかどうかを判定する（ステップＳ１００）。この判定で，複合操作が行われていない場合，制御演算部２０ｄは，操作装置２１ａ又は２２ａからの操作信号に従い対応するアクチュエータが駆動されるよう流量制御弁の制御指令を演算し，指令信号を流量制御弁に出力する（ステップＳ１５０）。このときブーム１０５又はアーム１０６は操作装置２１ａ又は２２ａの操作信号に応じて駆動される。

ステップＳ１００の判定で，複合操作が行われている場合は，制御演算部２０ｄは，更に，直動力演算部２０ａで演算したブームシリンダ２及びアームシリンダ３の直動力Ｆｂ，Ｆａと記憶部２０ｃに記憶した直動力の限界値とを比較し，いずれかの直動力Ｆｂ又はＦａが直動力の限界値に達したかどうかを判定する（ステップＳ１１０）。ステップＳ１１０の判定で，いずれの直動力も限界値に達していない場合は，制御演算部２０ｄは，操作装置２１ａ，２２ａの操作信号に従いブームシリンダ２及びアームシリンダ３が駆動されるよう流量制御弁１１ａ，１１ｂ，１２ａ，１２ｂの制御指令を演算し，指令信号を流量制御弁１１ａ，１１ｂ，１２ａ，１２ｂに出力する（ステップＳ１５０）。このときブーム１０５及びアーム１０６は操作装置２１ａ，２２ａの操作信号に応じて駆動される。

一方，ステップＳ１１０の判定で，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のいずれかの直動力Ｆｂ又はＦａが直動力の限界値に達した場合，制御演算部２０ｄは，直動力演算部２０ａで演算したブームシリンダ２及びアームシリンダ３の直動力Ｆｂ，Ｆａと，姿勢演算部２０ｂで演算されたブーム角度θ１（ブーム１０５の姿勢）及びアーム角度θ２（アーム１０６の姿勢）とに基づいて，式（１）に従い，フロント作業機１０４の掘削動作点Ｐw（バケット１０７の爪先）に作用する掘削反力の大きさとその方向を示す掘削反力ベクトルＦDigを演算する（ステップＳ１２０）。

・・・（１）

式（１）について説明する。

式（１）において，Ｊ_1，Ｊ₂の右上のTは転置行列を意味する。以下の行列の右上のTも同様である。また、各変数は以下の値である。

ＦDig：上述した掘削反力ベクトル
ＦCylinder：上述したブームシリンダ２の直動力ベクトルＦBoomとアームシリンダ３の直動力ベクトルＦArmを合成したシリンダ直動力ベクトルである。シリンダ直動力ベクトルは以下の式（２）で表される。

・・・（２）

Ｊ₁：ブーム角度θ１及びアーム角度θ２と，ブーム長さL1及びアーム長さL2を要素とする以下の式（３）で表されるヤコビアン行列である。

・・・（３）

後述する図７に示すように，ブーム長さL1はブーム回動支点（ピン）Ｐv1とアーム回動支点（ピン）Ｐv2間の距離であり，アーム長さL2は，アーム回動支点（ピン）Ｐv2とバケット回動支点（ピン）Ｐｖ３間の距離である。

Ｊ₂：ブーム回動支点（ピン）Ｐv1からブームシリンダ２の中心軸までの距離J11と，アーム回動支点（ピン）Ｐv2からアームシリンダ３の中心軸までの距離J22とを要素とする以下の式（４）で表わされるヤコビアン行列である。

・・・（４）

図６は，式（４）の距離j11，j22を説明する図である。j11はブーム回動支点（ピン）Ｐv1からブームシリンダ２の中心軸上に垂下させた垂線の長さであり，ブーム角度θ１と，ブーム回動支点Ｐv1とブームシリンダ２の基端の回動支点Ｐv3間の距離Ｃp1と，ブーム回動支点Ｐv1とブームシリンダ２のロッド先端の回動支点Ｐv4間の距離Ｃm1との幾何学的関係から算出することができる。j22はアーム回動支点（ピン）Ｐv2からアームシリンダ３上の中心軸に垂下させた垂線の長さであり，アーム角度θ２と，アーム回動支点Ｐv2とアームシリンダ３の基端の回動支点Ｐv5間の距離Ｃp2と，アーム回動支点Ｐv2とアームシリンダ３のロッド先端の回動支点Ｐv6間の距離Ｃm2との幾何学的関係から算出することができる。

式（１）の導出過程を説明する。

式（１）は，掘削反力ベクトルＦDigにより生じるブーム回動支点Ｐv1とアーム回動支点Ｐv2の各軸のトルクと，ブームシリンダ２の直動力ベクトルＦBoom（以下にブーム直動力ベクトルということがある）とアームシリンダ３の直動力ベクトルＦArm（以下にアーム直動力ベクトルということがある）により生じるブーム回動支点Ｐv1とアーム回動支点Ｐv2の各軸のトルクとのつり合いにより導かれる。

図７は，掘削反力ベクトルＦDigにより生じるブーム回動支点Ｐv1とアーム回動支点Ｐv2の各軸のトルクを示す図である。

図８は，ブーム直動力ベクトルＦBoomとアーム直動力ベクトルＦArmにより生じるブーム回動支点Ｐv1とアーム回動支点Ｐv2の各軸のトルクを示す図である。

図７，図８において，ブーム回動支点Ｐv1とアーム回動支点Ｐv2の各軸のトルクが符号τ1，τ2で示されている。

掘削反力ベクトルＦDigを生じさせる掘削ベクトルとトルクτ1，τ2との関係は以下式（５）で表わされる。

・・・（５）
ブーム直動力ベクトルＦBoom及びアーム直動力ベクトルＦArmにより生じるブーム回動支点Ｐv1とアーム回動支点Ｐv2の各軸のトルクτ1，τ2とブーム直動力ベクトルＦBoom及びアーム直動力ベクトルＦArmとの関係はそれぞれ以下式（６Ａ），（６Ｂ）で表わされる。

・・・（６Ａ）

・・・（６Ｂ）

式（５），式（６Ａ），（６Ｂ）より，以下の関係が得られる。

・・・（７）
よって、以下の式（８）が得られる。

・・・（８）
上記の式（２）のように
ＦCylinder＝［ＦBoom ＦArm］^T
であるので，式（８）を変形して上述した式（１）が得られる。

図５に戻り，制御演算部２０ｄは，掘削反力ベクトルＦDigとブーム角度θ１とアーム角度θ２（姿勢）とブームシリンダ２の直動力Ｆｂ及びアームシリンダ３の直動力Ｆａに基づいて，限界値に達したシリンダ直動力Ｆｂ又はＦａが減少する方向を演算する（ステップＳ１３０）。

より詳しくは，制御演算部２０ｄは，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれの直動力のいずれか一方が限界値に達した場合，ＩＭＵ２７（第３センサ）及びＩＭＵ２８（第４センサ）の検出信号とブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれの直動力とに基づいてフロント作業機１０４の掘削動作点Ｐw（バケット１０７の爪先）に作用する掘削反力ベクトルFDigを演算し，その掘削反力ベクトルFDigと，ＩＭＵ２７（第３センサ）及びＩＭＵ２８（第４センサ）の検出信号とブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれの直動力とに基づいて，掘削反力ベクトルFDigの大きさを維持しながら上記限界値に達した油圧シリンダの直動力が減少する方向を演算する。

次いで，制御演算部２０ｄは，ステップＳ１３０で演算した，限界値に達した油圧シリンダの直動力が減少する方向にフロント作業機１０４の掘削動作点Ｐw（バケット１０７の爪先）が移動するようブームシリンダ２とアームシリンダ３を動作させるための制御指令を演算し，指令信号を流量制御弁１１ａ，１１ｂ，１２ａ，１２ｂに出力する（ステップＳ１４０）。これによりブームシリンダ２とアームシリンダ３はステップＳ１０３で演算された直動力が減少する方向にフロント作業機１０４の掘削動作点（バケット１０７の爪先）が移動するよう制御される。

ステップＳ１３０の限界値に達した油圧シリンダの直動力が減少する方向（以下単に直動力減少方向と言うことがある）の演算手法について説明する。

直動力減少方向の演算手法には，例えば，以下がある。

（ａ）現状のフロント作業機１０４（図１参照）の姿勢（以下単にフロント姿勢と言うことがある）近傍のヤコビアン行列J1,J2を求め，直動力ベクトルFCylinderについて繰り返し計算を行い，オンラインで求める手法；
（ｂ）ヤコビアン行列J1,J2を油圧シリンダの稼働範囲のすべてのフロント姿勢について予め計算してフロント姿勢ごとにマップを作成し，それらのマップを用いて求める手法；
（ｃ）フロント姿勢と掘削反力ベクトルFDig，直動力ベクトルFCylinderをセットにして，フロント姿勢，掘削反力ベクトルFDig，直動力ベクトルFCylinder（ブーム直動力，アーム直動力）を異ならせた多数のマップ（直動力減少方向検索マップ）を作成し，それらのマップを用いて求める手法。

ステップＳ１３０の演算手法は，現状のフロント姿勢からシリンダ直動力が減少する方向が分かれば，上記以外のどのような手法であってもよい。

図９及び図１０は，上記（ｃ）の演算手法に用いる直動力減少方向検索マップの一例を示す図である。

直動力減少方向検索マップは，ある掘削反力ベクトルFDigに対して直動力ベクトルFCylinderの一部であるアーム直動力の大きさを白黒の濃淡（等高線）で示したものである。図９及び図１０には，そのマップ上にフロント姿勢としてブームとアームを示す直線が示されている。白黒の濃淡は，位置情報とアーム直動力の大きさの情報が記憶された単位区画の集合であり，例えば位置情報はＸＹ座標系の値として記憶され，アーム直動力の大きさは数値（スカラ値）で記憶されている。

図９及び図１０はアーム直動力についてのマップであるが，別途，ブーム直動力のマップもある。また，図９及び図１０は，ある掘削反力ベクトルに対しての一例であり，掘削反力ベクトルごとに直動力の大きさを示す白黒の濃淡が異なるマップが存在する。

制御演算部２０ｄは，例えばアーム直動力が限界値に達した場合，そのときのフロント姿勢と掘削反力ベクトルとアーム直動力をセットにしたマップを選択し，フロント作業機１０４の現在の掘削動作点Ｐwの位置を基準として限界値に達したアーム直動力が減少する単位区画のうち，例えばアーム直動力が最も大きく減少する単位区画を選択し，その単位区画が位置する方向を直動力減少方向として選定し，その方向に掘削動作点Ｐwが移動するようにフロント姿勢を変える。

図９及び図１０において，符号Ａは，アーム直動力が限界値に達し，直動力減少方向を検索するときの掘削動作点Ｐwの位置を示し，符号Ｂは，直動力減少方向が選定され，フロント姿勢を変えた後の掘削動作点Ｐwの位置を示している。直動力減少方向を検索するとき，フロント姿勢は図９の状態にあり，直動力減少方向に掘削動作点Ｐwが移動するようフロント姿勢を変えるとき，掘削動作点Ｐwは図１０に示すように，位置Ａから位置Ｂに移動する。

このようにフロント姿勢を変えることで，掘削反力ベクトルの大きさ（掘削ベクトルの大きさ）が変わらなくても，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれの直動力の負担割合が変わり，直動力が限界値に達したアームシリンダ３の直動力を減少させることできる。

制御演算部２０ｄは，ステップＳ１４０において，位置Ａと位置Ｂの位置情報に基づいて，フロント作業機１０４の掘削動作点Ｐwを位置Ａから位置Ｂに移動させるための制御指令を演算し，指令信号を出力する。

ステップＳ１４０における制御指令の演算方法を説明する。

ステップＳ１４０において，フロント作業機１０４の掘削動作点Ｐwを位置Ａから位置Ｂに移動させるためには，掘削動作点ＰwがステップＳ１３０で演算した直動力が減少する方向に移動するよう，コントローラ２０に入力した操作装置２１ａ，２２ａの操作信号を補正すればよい。

ここで，本実施形態では，コントローラ２０内で，操作装置２１ａ，２２ａの操作信号にステップＳ１３０で演算した直動力減少方向を介入させて操作信号を補正し，指令信号を生成している。しかし，操作装置２１ａ，２２ａの操作信号にステップＳ１３０で演算した直動力減少方向が介入できれば，介入の形態はこれに限られない。

図１１は，本実施形態における直動力減少方向の介入の形態を示す図である。図１１には，図２に示した油圧駆動装置が簡素化して示されている。前述したように，操作装置２１ａ，２２ａの操作信号はコントローラ２０に入力され，コントローラ２０は，その操作信号にステップＳ１３０で演算した直動力減少方向を介入させて補正し，指令信号を生成する。この指令信号は油圧駆動装置の流量制御弁１１ａ，１１ｂ，１２ａ，１２ｂのソレノイド１１Ｓに直接出力される。

図１２は，ステップＳ１３０で演算した直動力減少向を油圧回路で介入させる形態を簡素化して示す図である。

図１２において，流量制御弁１１は，油圧パイロット回路６６から信号圧力が導かれる油圧駆動部１１ｈを備えた油圧パイロット式の切換弁である。油圧パイロット回路６６は，操作装置２１ａ，２２ａのレバー操作によって切り換わり，通常モードの操作パイロット圧を生成する操作減圧弁６０と，パイロット油圧源６７を構成するパイロットポンプ６１とパイロットリリーフ弁６２と，コントローラ２０からの指令信号により介入モードの制御パイロット圧を生成するソレノイド減圧弁６３と，油圧駆動部１１ｈに導かれる信号圧力を通常モードの操作パイロット圧と介入モードの制御パイロット圧とに切り換えるソレノイド切換弁６４とを備えている。

ブーム直動力とアーム直動力のいずれも限界値に達していない場合，コントローラ２０は通常モードにあり，ソレノイド減圧弁６３とソレノイド切換弁６４はそれぞれ図示の位置にある。

この通常モードでは，操作装置２１ａ，２２ａにより生成された操作パイロット圧はソレノイド切換弁６４を介して流量制御弁１１の油圧駆動部１１ｈに導かれ，ブームシリンダ２とアームシリンダ３は操作装置２１ａ，２２ａのレバー操作に応じて駆動される。

ブーム直動力とアーム直動力のいずれか一方が限界値に達すると，コントローラ２０は，通常モードから介入モードに移行する。この介入モードにおいて，コントローラ２０は，シリンダ直動力が減少する方向にブームシリンダ２とアームシリンダ３を動作させるための制御指令を演算し，ソレノイド減圧弁６３とソレノイド切換弁６４にそれぞれ指令信号を出力する。

ソレノイド減圧弁６３はコントローラからの指令信号に応じた介入モードの制御パイロット圧を生成し，ソレノイド切換弁６４はコントローラからの指令信号により図示の位置から切り換わる。

これによりソレノイド減圧弁６３によって生成された介入モードの制御パイロット圧がソレノイド切換弁６４を介して流量制御弁１１の油圧駆動部１１ｈに導かれ，ブームシリンダ２とアームシリンダ３は，アームシリンダ３の直動力が減少する方向にフロント作業機１０４の掘削動作点（バケット１０７の爪先）が移動するよう制御される。

～効果～
本実施形態によれば，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３の直動力のいずれか一方が限界値に達した場合，ブーム１０５とアーム１０６の姿勢に応じてブームシリンダ２又はアームシリンダ３の直動力が減少する方向を演算し，その方向にフロント作業機１０４の掘削動作点Ｐw（バケット先端）が移動するようブームシリンダ２及びアームシリンダ３の駆動を制御するため，掘削反力ベクトルの大きさ（掘削ベクトルの大きさ）が変わらなくても，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれの直動力の負担割合が変わり，直動力が限界値に達したブームシリンダ２又はアームシリンダ３の直動力が減少させることができる。これによりブーム１０５とアーム１０６による掘削動作中に掘削反力による過負荷状態が生じた場合に，掘削動作の中断或いは掘削動作の不連続な軌道修正を行うことなく過負荷状態を解消し，掘削動作をより効率よく行うことができ，かつ操作性を向上させることができる。

なお，本実施形態では，コントローラ２０は上部旋回体１０３に配置したが，アクチュエータへの動作指示が可能であればコントローラ２０をどこに配置してもよい。

また，本実施形態では，ブーム１０５，アーム１０６，バケット１０７の３リンクの構成としたが，先端に作業を行う作業装置を有した２リンク以上の機構を持っていれば，リンク数やその形状などは何でもよい。また，「ブーム」及び「アーム」はリンクの名称であり，同等の機能を有するリンクであれば，他の名称であってもよい。

更に，本実施形態では，圧力センサを用いて油圧シリンダの直動力を算出したが，油圧シリンダの直動力を計測できれば，センサの種類は問わず，例えば起歪体とひずみ計やピエゾ素子などをピストンロッドに埋設してもよい。

また，本実施形態では，ブーム１０５及びアーム１０６の姿勢を検出するセンサとしてＩＭＵ２７，２８を用いたが，ＩＭＵ２７，２８に代え，ブーム１０５及びアーム１０６の回転ジョイントに角度センサを設け，角度センサでブームシリンダ２及びアームシリンダ３の姿勢を計測してもよい。

＜第２の実施形態＞
本発明の第２の実施形態を説明する。

図１３は，本実施形態に係わる制御システムを示す図である。

本実施形態において，制御システムのコントローラ２０は，図３に示した第１の実施形態のコントローラ２０の機能要素に加えて，レバー操作方向判定部２０ｅの機能要素を更に有している。

コントローラ２０は，レバー操作方向判定部２０ｅにおいて，操作装置２１ａ（第１操作装置）及び操作装置２２ａ（第２操作装置）の操作信号に基づいて，操作装置２１ａ及び操作装置２２ａのレバー操作方向がブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれの伸び方向か縮み方向かを判定し，その判定結果を制御演算部２０ｄに送る。

制御演算部２０ｄは，限界値に達した直動力が減少する方向の範囲の中に，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３の伸び方向又は縮み方向と一致する範囲が存在するかどうかを判定し，一致する範囲が存在する場合は，その一致する範囲内で，限界値に達した直動力が減少する方向を演算し，その方向にフロント作業機１０４の掘削動作点Ｐwが移動するようブームシリンダ２及びアームシリンダ３の駆動を制御し，一致する範囲が存在しない場合は，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３の駆動を停止させる。

図１４は，制御演算部２０ｄの機能を説明するフローチャートである。

制御演算部２０ｄは，ステップＳ１００～Ｓ１２０の後に，例えば、制御演算部２０ｄにおいて選択した直動力減少方向検索マップを用い、ステップＳ１３０Ａにおいて，掘削反力ベクトルＦDigとブーム角度θ１とアーム角度θ２（姿勢）とブームシリンダ２の直動力Ｆｂ及びアームシリンダ３の直動力Ｆａに基づいて，限界値に達したシリンダ直動力Ｆｂ又はＦａが減少する方向の範囲（以下，直動力減少方向範囲と言うことがある）を演算する（ステップＳ１３０Ａ）。

図２６は、直動力減少方向範囲の一例を示す図である。直動力減少方向範囲は，制御演算部２０ｄにおいて選択した直動力減少方向検索マップにおいて、掘削動作点Ｐwの現在位置を基準にして演算される単位区画の直動力が減少する所定範囲の領域である。なお、所定の範囲の大きさや形状は予め定めておいてもよいし，掘削動作点Ｐwの移動速度にコントローラの演算刻み時間を乗じた値（次のステップまでの移動距離）を含む範囲として演算で求めてもよい。

次に，制御演算部２０ｄは，直動力減少方向範囲の中に，レバー操作方向判定部２０ｅから取得したブームシリンダ２の伸び方向又は縮み方向と一致する範囲１（図１５参照）又はアームシリンダ３の伸び方向又は縮み方向と一致する範囲２（図１５参照）が存在するか否かを判定する（Ｓ１３２）。直動力減少方向範囲の中に範囲１及び範囲２のいずれも存在しない場合，制御演算部２０ｄはブームシリンダ２及びアームシリンダ３を停止させる（Ｓ１４０Ｄ）。直動力減少方向範囲の中に範囲１又は範囲２が存在する場合，制御演算部２０ｄは，更に直動力減少方向範囲の中に範囲１と範囲２のどちらか一方が存在するか否かを判定し（Ｓ１３４），直動力減少方向範囲の中に範囲１と範囲２のどちらか一方が存在する場合，制御演算部２０ｄは，範囲１と範囲２のうち，直動力減少方向範囲の中に存在する範囲内で直動力が減少する方向を演算し，その方向にフロント作業機１０４の掘削動作点Ｐw（バケット１０７の爪先）が移動するようブームシリンダ２とアームシリンダ３を動作させるための制御指令を演算し，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３を動作させる（Ｓ１４０Ａ）。

次に，直動力減少方向範囲の中に範囲１と範囲２の双方が存在し，双方が重複している場合（Ｓ１３６），制御演算部２０ｄは，範囲１と範囲２の重複範囲内で直動力が減少する方向を演算し，その方向にフロント作業機１０４の掘削動作点Ｐw（バケット１０７の爪先）が移動するようブームシリンダ２とアームシリンダ３を動作させるための制御指令を演算し，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３を動作させる（Ｓ１４０Ｂ）。

ステップＳ１３６において，範囲１と範囲２の双方が重複していない場合，制御演算部２０ｄは，範囲１と範囲２のうち，予め定めた一方の範囲を選択し，その範囲内で直動力が減少する方向を演算し，その方向にフロント作業機１０４の掘削動作点Ｐw（バケット１０７の爪先）が移動するようブームシリンダ２とアームシリンダ３を動作させるための制御指令を演算し，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３を動作させる（Ｓ１４０Ｃ）。

図１５は，限界値に達したシリンダ直動力Ｆｂ又はＦａが減少する方向の範囲（直動力減少方向範囲）と，ブームシリンダ２の伸び方向又は縮み方向と一致する範囲１及びアームシリンダ３の伸び方向又は縮み方向と一致する範囲２を示す図である。

ブームシリンダ２の直動力減少方向範囲及びアームシリンダ３の直動力減少方向範囲は，前述したように、例えば、制御演算部２０ｄにおいて選択した直動力減少方向検索マップを用いて演算された範囲であり（図１４のステップＳ１３０Ａ），図１５にその範囲が斜線で示されている。

図１５において，ブームシリンダ２の伸び方向と一致する範囲１はアームシリンダ３によってアーム１０６が回動するときの掘削動作点Ｐwの移動軌跡Ｔaのアーム１０６の回動支点Ｐv2側に形成され，ブームシリンダ２の縮み方向と一致する範囲１は移動軌跡Ｔaのアーム１０６の回動支点Ｐv2の反対側かつ、ブームシリンダ２によってブーム１０５が回動するときの掘削動作点Ｐwの移動軌跡Ｔbのブーム１０５の回動支点Ｐv1側に形成される。アームシリンダ３の伸び方向と一致する範囲２は移動軌跡Ｔbの回動支点Ｐv1側に形成され，アームシリンダ３の縮み方向と一致する範囲２は移動軌跡Ｔaの回動支点Ｐv2かつ移動軌跡Ｔaの回動支点Ｐv1の反対側に形成される。

～効果～
本実施形態によれば，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３の少なくとも一方の伸縮方向が操作装置２１ａ及び操作装置２２ａの操作信号が指示する伸縮方向と一致する場合に，ブーム１０５とアーム１０６の姿勢に応じて演算された，ブームシリンダ２又はアームシリンダ３の直動力が減少する方向にフロント作業機１０４の掘削動作点Ｐw（バケット先端）が移動するように制御を行うので，第１の実施形態の効果に加え，オペレータの操作をより反映した動作を行うことができ，操作性を一層向上させることができる。

＜第３の実施形態＞
本発明の第３の実施形態を説明する。

図１６は，本実施形態に係わる油圧駆動装置の油圧回路を示す図である。図１６に示す油圧駆動装置は，図２に示した油圧駆動装置と同様，可変容量型の油圧ポンプ１０ａ（第１油圧ポンプ）及び油圧ポンプ１０ｂ（第２油圧ポンプ）と，オープンセンタ型の流量制御弁１１ａ（第１流量制御弁）と，オープンセンタ型の流量制御弁１２ａ（第２流量制御弁）と，オープンセンタ型の流量制御弁１２ｂ（第３流量制御弁）と，オープンセンタ型の第４流量制御弁１１ｂ（第４流量制御弁）と，リリーフ弁１４ａ，１４ｂとを備えている。

また，本実施形態に係わる油圧駆動装置は，油圧ポンプ１０ａの吸収馬力が予め設定した最大馬力を超えないように油圧ポンプ１０ａの吐出流量を制御するレギュレータ５６ａと，油圧ポンプ１０ｂの吸収馬力が予め設定した最大馬力を超えないように油圧ポンプ１０ｂの吐出流量を制御するレギュレータ５６ｂと，第１流量制御弁１１ａと第２流量制御弁１２ａとの間の第１センタバイパス通路１５ａを流れる圧油の中間圧力を検出する圧力センサ５８ａ（第５センサ）と，第３流量制御弁１２ｂと第４流量制御弁１１ｂとの間の第２センタバイパス通路１５ｂを流れる圧油の中間圧力を検出する圧力センサ５８ｂ（第６センサ）と，油圧ポンプ１０ａの吐出油路１３ａに接続され，油圧ポンプ１０ａの吐出圧力を検出する圧力センサ５７ａ（第７センサ）と，油圧ポンプ１０ｂの吐出油路１３ｂに接続され，油圧ポンプ１０ｂの吐出圧力を検出する圧力センサ５７ａ（第８センサ）とを更に備えている。

図１７は，レギュレータ５６ａ，５６ｂのポンプ制御特性を示す図である。

図１７において，Ｐminは全ての操作装置が操作されていないときの油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの最小吐出圧力であり，Ｐmaxはリリーフ弁１４ａ，１４ｂの設定圧によって定まる油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの最大吐出圧力であり，ｑmaxは油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの構造によって定まる最大容量（最大傾転角）であり，Ｑmaxはｑmaxにポンプ回転数を乗じた油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの最大流量である。図１７では，ポンプ回転数が一定であると仮定してＱmaxを示している。

油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出圧力が最小圧力Ｐminと圧力Ｐaの間にあるとき，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの最大容量はｑmaxである。油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出圧力が最小圧力Ｐａと最大圧力Ｐmaxの間にあるとき，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの最大容量は「ポンプ吐出圧力×容量＝一定」のトルク特性曲線ＣＴmax）に制限され，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出圧力が上昇するにしたがって油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの容量は減少し，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吸収トルクが最大トルクＴmaxを超えないように油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの容量が制御される（トルク一定制御）。

また，上記のように油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの容量及びトルクが制御される結果，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出流量及び吸収馬力も同様に制御される。すなわち，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出圧力が最小圧力Ｐminと圧力Ｐaの間にあるとき，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの最大流量はＱmaxである。油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出圧力が最小圧力Ｐａと最大圧力Ｐmaxの間にあるとき，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの最大流量は「ポンプ吐出圧力×流量＝一定」の馬力特性曲線ＣＨmax）に制限され，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出圧力が上昇するにしたがって油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出流量は減少し，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吸収馬力が最大馬力Ｈmaxを超えないように油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出流量が制御される（馬力一定制御）。

図１８は，本実施形態に係わる制御システムを示す図である。

図１８において，コントローラ２０は，図１８に示すように，図３に示した第１の実施形態のコントローラ２０の機能要素に加えて，最大可能ポンプ吐出圧力演算部２０ｆと直動力限界値演算部２０ｇの機能要素を更に有し，記憶部２０ｃに，第１の実施形態のコントローラ２０の記憶部２０ｃに記憶されていた直動力限界値（ブーム直動力Ｆｂの限界値及びアーム直動力Ｆａの限界値）に代えて，レギュレータ５６ａ，５６ｂの制御で用いる上記最大馬力Ｈmaxの設定を含むポンプ制御特性が記憶されている。

また，コントローラ２０には，図３に示した第１の実施形態のコントローラ２０の入力信号（操作装置２１ａ，２２ａの操作信号，圧力センサ２５ａ，２５ｂ及び圧力センサ２６ａ，２６ｂの検出信号，ＩＭＵ２７，２８の検出信号）に加えて，上述した圧力センサ５８ａ，５８ｂの検出信号が入力され，コントローラ２０は，それらの入力信号に基づいて，図３に示した第１の実施形態のコントローラ２０の演算処理に加え，以下の演算処理を行い，流量制御弁１１ａ，１２ａ，１１ｂ，１２ｂを含む複数の流量制御弁と，レギュレータ５６ａ，５６ｂに指令信号を出力する。

まず，コントローラ２０は，制御演算部２０ｄにおいて，圧力センサ５７ａ，５７ｂの検出信号と記憶部２０ｃに記憶したポンプ制御特性の最大馬力Ｈmaxに基づいて，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吸収馬力が最大馬力を超えないように油圧ポンプ１０ａの吐出流量を制御する指令値を演算し，レギュレータ５６ａ，５６ｂに指令信号を出力する。レギュレータ５６ａ，５６ｂは，その指令信号に基づいて，前述したトルク／馬力一定制御を行う。

なお，レギュレータ５６ａ，５６ｂの制御はコントローラ２０から出力される指令信号による電子制御ではなく，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出圧力をレギュレータ５６ａ，５６ｂに導いて油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの容量変更部材（例えば斜板）を駆動する油圧制御であってもよい。

また，コントローラ２０は，最大可能ポンプ吐出圧力演算部２０ｆにおいて，操作装置２１ａ，２２ａの操作信号と，圧力センサ５８ａ，５８ｂの検出信号と，ポンプ制御特性の最大馬力Ｈmaxとに基づいて，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のいずれかの直動力が限界値に達した過負荷状態にあると仮定した場合に最大馬力Ｈmaxによって制限される油圧ポンプ１０ａ及び油圧ポンプ１０ｂのそれぞれの最大可能吐出圧力を演算し，直動力限界値演算部２０ｇにおいて，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれのピストンの受圧面積に最大可能吐出圧力を乗じることで，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３の駆動が停止して，ブームシリンダ２又はアームシリンダ３の排出側の圧力が０であると仮定したときのブームシリンダ２又はアームシリンダ３の最大可能直動力を演算し，制御演算部２０ｄにおいて，この最大可能直動力を直動力の限界値として用い，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれに対して，限界値に達した油圧シリンダの直動力が減少する方向を演算する。

図１９は，最大可能ポンプ吐出圧力演算部２０ｆと直動力限界値演算部２０ｇの処理内容の詳細を示すフローチャートである。図２０は，最大可能ポンプ吐出圧力演算部２０ｆにおける最大吐出可能圧力の演算原理の説明図である。

まず，最大可能ポンプ吐出圧力演算部２０ｆは，ブームシリンダ２とアームシリンダ３のいずれかの直動力が限界値に達してブームシリンダ２及びアームシリンダ３の駆動が停止する過負荷状態にあって，ブームシリンダ２又はアームシリンダ３に供給される圧油の流量が０であると仮定した場合に，任意のポンプ吐出圧Ｐiを定め，その吐出圧力Ｐiと，圧力センサ５８ａ，５８ｂによって検出したセンタバイパス通路１５ａ．１５ｂの中間圧力Ｐcと，現在の流量制御弁のセンタバイパス通路の開口面積Ａcとに基づいて，下記の式（９）に示すオリフィスの式によりセンタバイパス通過流量Ｑcを演算する（ステップＳ２００）。

・・・（９）

Ac：上流側流量制御弁のセンタバイパス開口面積
ある圧力Pp（Pi）に対してPcを検出すれば，上記オリフィス式からQcが
導出される。

流量制御弁のセンタバイパス通路の開口面積Ａcは，操作装置２１ａ，２２ａの操作信号と予め設定した流量制御弁１１ａ，１２ｂの開口面積特性（操作信号とメータイン開口面積との関係）とから算出することができる。

次いで，最大可能ポンプ吐出圧力演算部２０ｆは，過負荷状態におけるセンタバイパス通過流量Ｑcが馬力一定制御下の油圧ポンプ１０ａ又は１０ｂの最大流量ＱHmaxに等しいかどうか，すなわち，流量Ｑcが油圧ポンプ１０ａ又は１０ｂで吐出可能な流量であるかを判定する（ステップＳ２１０）。流量Ｑcが油圧ポンプ１０ａ又は１０ｂで吐出不可である場合，処理はステップＳ２００に戻り，任意のポンプ吐出圧Ｐiを変更し，ステップＳ２１０の判定で吐出可能となるまでステップＳ２００，Ｓ２１０の処理を繰り返し，流量Ｑcが油圧ポンプ１０ａ又は１０ｂで吐出可能となる（流量Ｑcが最大流量ＱHmaxに等しくなる）任意のポンプ吐出圧Ｐiを探索する。ステップＳ２１０の判定で，流量Ｑcが油圧ポンプ１０ａ又は１０ｂで吐出可能な場合，そのときの任意のポンプ吐出圧Ｐiを最大可能吐出圧力として設定する（ステップＳ２２０）。

次いで，直動力限界値演算部２０ｇは，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３の駆動が停止してブームシリンダ２又はアームシリンダ３の排出側の圧力が０であると仮定して，ブームシリンダ２又はアームシリンダ３のピストンの受圧面積に最大可能吐出圧力を乗じることで，ブームシリンダ２又はアームシリンダ３の最大可能直動力を演算する（ステップＳ２３０）。

前述したように，制御演算部２０ｄは，その最大可能直動力を直動力の限界値として用い，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれに対して，限界値に達した油圧シリンダの直動力が減少する方向を演算する。

～効果～
本実施形態によれば，特に，操作装置２１ａ，２２ａの操作レバーが微操作であって，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出圧力がリリーフ弁１４ａ，１４ｂの設定圧力まで上昇しない場合であっても，油圧回路の実際の動作状態に基づいて直動力の限界値を演算することで，より正確にブームシリンダ２及びアームシリンダ３のアクチュエータ直動力の限界値を設定でき，より効率よく掘削動作を行うことができる。

＜第４の実施形態＞
本発明の第４の実施形態を説明する。

図２１は，本実施形態に係わる制御システムを搭載した油圧ショベルの斜視図である。

本実施形態の制御システムは，上部旋回体１０３のキャビン１１０内に設置された表示装置７０を更に備えている。

また，本実施形態に係わる油圧駆動装置の油圧回路は，図１６に示した第３の実施形態に係わる油圧駆動装置と同じである。

図２２は，本実施形態に係わる制御システムを示す図である。

図２２において，コントローラ２０は，最大可能ポンプ吐出圧力演算部２０ｆと制御演算部２０ｄを含む，図１８に示した第３の実施形態のコントローラ２０と同様の機能要素を備えている。

前述したように，コントローラ２０は，最大可能ポンプ吐出圧力演算部２０ｆにおいて，操作装置２１ａ，２２ａの操作信号と，圧力センサ５８ａ，５８ｂの検出信号と，ポンプ制御特性の最大馬力Ｈmaxとに基づいて，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のいずれかの直動力が限界値に達した過負荷状態にあると仮定した場合に最大馬力Ｈmaxによって制限される油圧ポンプ１０ａ及び油圧ポンプ１０ｂのそれぞれの最大可能吐出圧力を演算する。

ただし，本実施形態においては，最大可能ポンプ吐出圧力演算部２０ｆで演算された最大可能吐出圧力は直動力限界値演算部２０ｇだけでなく，制御演算部２０ｄにも送られる。

また，制御演算部２０ｄは，直動力限界値演算部２０ｇで演算されたブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれの最大可能直動力を用いて第１表示処理を行い，圧力センサ５７ａ，５７ｂの検出信号が示す油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの吐出圧力と最大可能ポンプ吐出圧力演算部２０ｆで演算された最大可能吐出圧力を用いて第２表示処理を行い，表示装置７０に指令信号を出力する。

図２３は，制御演算部２０ｄの第１表示処理を示すフローチャートである。

制御演算部２０ｄは，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれの直動力が限界値に達したかどうかをシリンダごとに判定し（ステップＳ３００），ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のいずれも直動力が限界値に達しないときは，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のイラストの配色をデフォルト色（標準色）のままとする（ステップＳ３１０）。一方，制御演算部２０ｄは，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のいずれかの直動力が限界値に達したとき，指令信号を表示装置７０に出力し，直動力が限界値に達した油圧シリンダのイラストの配色をデフォルト色から変更する（ステップＳ３２０）。

図２４は，制御演算部２０ｄの第２表示処理を示すフローチャートである。

制御演算部２０ｄは，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂのそれぞれの吐出圧力は最大可能吐出圧力に近づいたかどうかをポンプごとに判定し（ステップＳ３５０），油圧ポンプ１０ａ，１０ｂのいずれも吐出圧力が最大可能吐出圧力に近づいていないときは，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂのイラストの配色をデフォルト色（標準色）のままとする（ステップＳ３６０）。一方，制御演算部２０ｄは，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂのいずれかの吐出圧力が最大可能吐出圧力に近づいたとき，指令信号を表示装置７０に出力し，吐出圧力が最大可能吐出圧力に近づいた油圧ポンプのイラストの配色をデフォルト色から変更する（ステップＳ３７０）。

図２５は，上記第１表示処理と第２表示処理により表示装置７０に表示される画像の変化を示す図である。

ブームシリンダ２及びアームシリンダ３のいずれか（図示の例ではアームシリンダ３）の直動力が限界値に達したとき，図２５の右側に示すように，直動力が限界値に達した油圧シリンダ（アームシリンダ３）のイラストの配色が変わり，オペレータは，視覚的に，直動力が限界値に達した油圧シリンダを把握することができる。

同様に，油圧ポンプ１０ａ，１０ｂのいずれか（図示の例では油圧ポンプ１０ｂ）の吐出圧力が最大可能吐出圧力に近づいたときは，図２５の左側に示すように吐出圧力が最大可能吐出圧力に近づいた油圧ポンプ（図示の例では油圧ポンプ１０ｂ）のイラストの配色が変わり，オペレータは，視覚的に，吐出圧力が最大可能吐出圧力に近づいた油圧ポンプを把握することができる。

なお，本実施形態では，掘削時の油圧ポンプ１０ａ，１０ｂの負荷状態とブームシリンダ２及びアームシリンダ３の負荷状態の両方を表示装置７０に表示させたが，一方だけを表示させてもよい。

～効果～
本実施形態によれば，オペレータは，視覚的に，吐出圧力が最大可能吐出圧力に近づいた油圧ポンプ，或いは直動力が限界値に達した油圧シリンダを把握することができるので，掘削時の油圧ポンプ１０ａ，１０ｂ及び／又はブームシリンダ２及びアームシリンダ３の負荷状態を適切に把握することができ，操作効率を一層向上することができる。

＜その他＞
上記実施形態では，限界値に達したブームシリンダ２及びアームシリンダ３の直動力が減少する方向を算出するに際して，ＩＭＵ２７，２８で検出したブームシリンダ２及びアームシリンダ３のそれぞれの姿勢を用いて掘削反力ベクトルを演算したが，姿勢に加え，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３の速度と加速度と運動方程式を用いて掘削反力ベクトルを演算してもよい。

ブームシリンダ２及びアームシリンダ３の速度と加速度は，例えば，姿勢を検出するＩＭＵ２７，２８で検出してもよいし，独立した速度センサ及び加速度センサを用いてもよい。また，ブームシリンダ２及びアームシリンダ３の姿勢を回転ジョイントの角度センサで計測する場合は，角度センサの角度情報を微分し，速度及び加速度を求めてもよい。

ブームシリンダ２及びアームシリンダ３の速度と加速度を含めて掘削反力ベクトルを演算することで，掘削反力ベクトルをより正確に演算することができ，その結果，限界値に達したブームシリンダ２及びアームシリンダ３の直動力が減少する方向をより正確に演算でき，より効率よく掘削動作を行うことができる。

また，上記実施形態では，作業機械が油圧ショベルである場合について説明したが，作業機械は車体とブーム及びアームを備えるフロント作業機とを有するものであれば，油圧ショベル以外の作業機械（例えば，ホイール式の油圧ショベル，油圧クレーン，ホイールローダ等）であってもよい。

１００ 油圧ショベル
１０３ 上部旋回体（車体）
１０４ フロント作業機
１０５ ブーム
１０６ アーム
１０７ バケット
２ ブームシリンダ
３ アームシリンダ
４ バケットシリンダ
１０ａ，１０ｂ 油圧ポンプ（第１及び第２油圧ポンプ）
１１ａ，１２ａ 流量制御弁（第１及び第２流量制御弁）
１２ａ，１２ｂ 流量制御弁（第３及び第４流量制御弁）
１３ａ，１３ｂ 吐出油路
１４ａ，１４ｂ リリーフ弁
１５ａ，１５ｂ センタバイパス通路（第１及び第２センタバイパス通路）
２０ コントローラ
２０ａ 直動力演算部
２０ｂ 姿勢演算部
２０ｃ 記憶部
２０ｄ 制御演算部
２０ｅ レバー操作方向判定部
２０ｆ 最大可能ポンプ吐出圧力演算部
２０ｇ 直動力限界値演算部
２１，２２ 操作装置
２１ａ ブーム用の操作装置
２２ａ アーム用の操作装置
２５ａ，２５ｂ 圧力センサ（第１センサ）
２６ａ，２６ｂ 圧力センサ（第２センサ）
２７，２８ ＩＭＵ（第３及び第４センサ）
５６ａ，５６ｂ レギュレータ（第１及び第２レギュレータ）
５７ａ，５７ｂ 圧力センサ（第７及び第８センサ）
５８ａ，５８ｂ 圧力センサ（第５及び第６センサ）
７０ 表示装置

Claims (6)

1. 車体と，
   前記車体に対して上下方向に回動するブームと，前記ブームに対して上下方向に回動するアームとを備えたフロント作業機と，
   前記車体と前記ブームに連結され，前記車体に対し前記ブームを上下方向に駆動するブームシリンダと，
   前記ブームと前記アームに連結され，前記ブームに対し前記アームを上下方向に駆動するアームシリンダと，
   前記ブームの動作を指示する操作信号を生成する第１操作装置と，
   前記アームの動作を指示する操作信号を生成する第２操作装置と，
   前記ブームシリンダの直動力に関するパラメータを検出する第１センサと，
   前記アームシリンダの直動力に関するパラメータを検出する第２センサと，
   前記ブームの姿勢を検出する第３センサと，
   前記アームの姿勢を検出する第４センサとを備えた作業機械において，
   前記第１操作装置及び前記第２操作装置の操作信号，前記第１センサ及び前記第２センサの検出信号，前記第３センサ及び前記第４センサの検出信号に基づいて前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダの駆動を制御するコントローラを更に備え，
   前記コントローラは，
   前記第１操作装置と前記第２操作装置とが同時に操作され，前記ブームと前記アームを同時に駆動する複合操作に際し，前記第１センサ及び前記第２センサの検出信号に基づいて前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのそれぞれの直動力を演算し，
   前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダの直動力のいずれか一方が前記限界値に達した場合は，前記第３センサ及び前記第４センサの検出信号と前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのそれぞれの直動力とに基づいて前記限界値に達した直動力が減少する方向を演算し，前記直動力が減少する方向に前記フロント作業機の掘削動作点が移動するよう前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダの駆動を制御することを特徴とする作業機械。
2. 請求項１記載の作業機械において，
   前記コントローラは，
   前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのそれぞれの直動力のいずれか一方が前記限界値に達した場合は，前記第３センサ及び前記第４センサの検出信号と前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのそれぞれの直動力とに基づいて前記フロント作業機の掘削動作点に作用する掘削反力ベクトルを演算し，前記掘削反力ベクトルと前記第３センサ及び前記第４センサの検出信号と前記直動力とに基づいて，前記掘削反力ベクトルの大きさを維持しながら前記限界値に達した油圧シリンダの直動力が減少する方向を演算することを特徴とする作業機械。
3. 請求項２記載の作業機械において，
   前記コントローラは，
   前記第１操作装置及び前記第２操作装置の操作信号に基づいて前記第１操作装置及び前記第２操作装置のそれぞれの操作方向が前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダの伸び方向か縮み方向かを判定し，
   前記限界値に達した直動力が減少する方向の範囲の中に，前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダの伸び方向又は縮み方向と一致する範囲が存在するかどうかを判定し，
   前記一致する範囲が存在する場合は，前記一致する範囲内で，前記限界値に達した直動力が減少する方向を演算し，前記直動力が減少する方向に前記フロント作業機の掘削動作点が移動するよう前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダの駆動を制御し，前記一致する範囲が存在しない場合は，前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダの駆動を停止させることを特徴とする作業機械。
4. 請求項１記載の作業機械において，
   可変容量型の第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプと，
   前記第１油圧ポンプの吐出油路に接続された第１センタバイパス通路に接続され，前記第１油圧ポンプから前記ブームシリンダに供給される圧油の流量を制御するオープンセンタ型の第１流量制御弁と，
   前記第１流量制御弁の下流側で前記第１センタバイパス通路にタンデムに接続され，前記第１油圧ポンプから前記アームシリンダに供給される圧油の流量を制御するオープンセンタ型の第２流量制御弁と，
   前記第２油圧ポンプの吐出油路に接続された第２センタバイパス通路に接続され，前記第２油圧ポンプから前記アームシリンダに供給される圧油の流量を制御するオープンセンタ型の第３流量制御弁と，
   前記第３流量制御弁の下流側で前記第２センタバイパス通路にタンデムに接続され，前記第２油圧ポンプから前記ブームシリンダに供給される圧油の流量を制御するオープンセンタ型の第４流量制御弁と，
   前記第１油圧ポンプの吸収馬力が予め設定した最大馬力を超えないように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１レギュレータと，
   前記第２油圧ポンプの吸収馬力が予め設定した最大馬力を超えないように前記第２油圧ポンプの吐出流量を制御する第２レギュレータと，
   前記第１流量制御弁と前記第２流量制御弁との間の前記第１センタバイパス通路を流れる圧油の中間圧力を検出する第５センサと，
   前記第３流量制御弁と前記第４流量制御弁との間の前記第２センタバイパス通路を流れる圧油の中間圧力を検出する第６センサとを更に備え，
   前記コントローラは，
   前記第１レギュレータ及び前記第２レギュレータの制御で用いる前記最大馬力の設定を含むポンプ制御特性を記憶しておき，
   前記第１操作装置及び前記第２操作装置の検出信号と，前記第５センサ及び前記第６センサの検出信号と，前記ポンプ制御特性の最大馬力とに基づいて，前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのいずれかの直動力が前記限界値に達した過負荷状態にあると仮定した場合に前記最大馬力によって制限される前記第１油圧ポンプ及び前記第２油圧ポンプのそれぞれの最大可能吐出圧力を演算し，
   前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのそれぞれのピストンの受圧面積に前記最大可能吐出圧力を乗じることで，前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのそれぞれの最大可能直動力を演算し，前記最大可能直動力を前記直動力の限界値として用い，前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのそれぞれに対して，前記限界値に達した油圧シリンダの直動力が減少する方向を演算することを特徴とする作業機械。
5. 請求項１記載の作業機械において，
   前記ブーム，前記アーム，前記ブームシリンダ，前記アームシリンダを含む前記フロント作業機のイラストを表示する表示装置を更に備え，
   前記コントローラは，
   前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダの直動力が前記限界値に達したかどうかをシリンダごとに判定し，前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのいずれかの直動力が前記限界値に達したとき，前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダの対応するもののイラストの配色を変更することを特徴とする作業機械。
6. 請求項１記載の作業機械において，
   可変容量型の第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプと，
   前記第１油圧ポンプの吐出油路に接続された第１センタバイパス通路に接続され，前記第１油圧ポンプから前記ブームシリンダに供給される圧油の流量を制御するオープンセンタ型の第１流量制御弁と，
   前記第１流量制御弁の下流側で前記第１センタバイパス通路にタンデムに接続され，前記第１油圧ポンプから前記アームシリンダに供給される圧油の流量を制御するオープンセンタ型の第２流量制御弁と，
   前記第２油圧ポンプの吐出油路に接続された第２センタバイパス通路に接続され，前記第２油圧ポンプから前記アームシリンダに供給される圧油の流量を制御するオープンセンタ型の第３流量制御弁と，
   前記第３流量制御弁の下流側で前記第２センタバイパス通路にタンデムに接続され，前記第２油圧ポンプから前記ブームシリンダに供給される圧油の流量を制御するオープンセンタ型の第４流量制御弁と，
   前記第１油圧ポンプの吸収馬力が予め設定した最大馬力を超えないように前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１レギュレータと，
   前記第２油圧ポンプの吸収馬力が予め設定した最大馬力を超えないように前記第２油圧ポンプの吐出流量を制御する第２レギュレータと，
   前記第１流量制御弁と前記第２流量制御弁との間の前記第１センタバイパス通路を流れる圧油の中間圧力を検出する第５センサと，
   前記第３流量制御弁と前記第４流量制御弁との間の前記第２センタバイパス通路を流れる圧油の中間圧力を検出する第６センサと，
   前記第１油圧ポンプの吐出圧力を検出する第７センサと，
   前記第２油圧ポンプの吐出圧力を検出する第８センサと，
   前記ブーム，前記アーム，前記ブームシリンダ，前記アームシリンダを含む前記フロント作業機のイラストを表示する表示装置とを更に備え，
   前記コントローラは，
   前記第１レギュレータ及び前記第２レギュレータの制御で用いる最大馬力の設定を含むポンプ制御特性を記憶しておき，
   前記第１操作装置及び前記第２操作装置の検出信号と，前記第５センサ及び前記第６センサの検出信号と，前記ポンプ制御特性の最大馬力とに基づいて，前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのいずれかの直動力が前記限界値に達した過負荷状態にあると仮定したときの，前記最大馬力によって制限される前記第１油圧ポンプ及び前記第２油圧ポンプのそれぞれの最大可能吐出圧力を演算し，
   前記第７センサによって検出された前記第１油圧ポンプの吐出圧力と前記第８センサによって検出された前記第２油圧ポンプの吐出圧力が前記最大可能吐出圧力に近づいたかどうかをポンプごとに判定し，前記第１油圧ポンプと前記第２油圧ポンプのいずれかの吐出圧力が前記最大可能吐出圧力に近づいたとき，前記吐出圧力が前記最大可能圧力に近づいた油圧ポンプのイラストの配色を変更することを特徴とする作業機械。

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