JP6815268B2 - 油圧機械の制御装置 - Google Patents

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、２、３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、２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（ロードセンシング）式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。

さらに、特許文献１、２に示すポンプ制御システムは、使用状況（モード）の変化に応じて油圧ポンプの吐出油量を変化させることができるよう、ロードセンシング弁に制御圧を付加して、差圧の目標値を変更可能な構成となっている。

この制御圧生成のため、上述の負荷感知式ポンプ制御システムにおいては、電磁比例弁が設けられており、その二次圧を制御圧としてロードセンシング弁に付加するものとしている。また、ロードセンシング弁は、バネ力及び負荷圧と、吐出圧及び制御圧とのバランスにより、位置決めされる構造となっている。

また、掘削作業機等の複数のアクチュエータへの作動油供給システムにおいては、統一ブリードオフ弁を設けているものが公知である。さらに、特許文献３では、複数の油圧アクチュエータの公差に対応して、ポンプ圧の検出に基づき、統一ブリードオフ弁制御用の比例弁指令値を補正するという技術が開示されている。

特開２０１１−２４７３０１号公報 特開平２−７６９０４号公報 特開２００７−２２５０９５号公報

上述の如くロードセンシングシステムを備えた作業車両では、各方向制御弁がメータイン絞りを持ち、メータイン絞りの開口面積は前記手動操作具の操作量に対応して決定されるが、前記開口面積にはばらつきがある。これは、前述の如き、同一油圧機械（掘削旋回作業機等）内での個々の油圧アクチュエータの作動性能に関するばらつきとなるのみならず、油圧機械ごとの性能のばらつき要因にもなる。

さらに、負荷感知式ポンプ制御システムにおいては、ロードセンシング弁の目標差圧設定用のバネの性能の誤差、及び、制御圧生成用の電磁比例弁における二次圧の対電流特性の誤差が、油圧ポンプの吐出油量の制御性能の誤差として現出し得る。油圧ポンプの吐出性能の誤差は、その作業車両の全油圧アクチュエータの作動速度の誤差となって現れる。

個々の要素においては公差の範囲内でのばらつきであっても、これだけの要因が積み重なると、油圧機械同士の間では、それぞれの油圧アクチュエータの作動においてかなりの性能格差となって現れてしまう。

また、制御圧を大きくする条件下では、ロードセンシング弁の目標差圧が小さくなり、ポンプの吐出流量は小さくなる。その一方で、目標差圧の公差中央値に対するばらつきの幅は、ポンプが持つ目標差圧のばらつきに制御圧を生成する電磁比例弁の特性のばらつきが加わるために拡大する。その結果、設計上の作動速度(吐出流量)に対する実際の作動速度(吐出流量)のばらつき幅は、制御圧が大きいほど拡大する。

例えば、掘削旋回作業機で吊り上げ（クレーン）作業をすべくブーム等を作動する場面では、走行速度を極めて遅く抑える必要があり、大きな制御圧をかけてポンプ吐出流量を抑えるので、制御圧が小さい状態での高速作動時に比して相対的にぶれ幅が拡大してしまう。

なお、前述の、特許文献３に開示される統一ブリードオフ弁の制御のためには、比例弁指令値の補正量を画定するために油圧ポンプの吐出圧を見る必要があるが、そのための圧力センサの設置を必要とするため、コスト増加につながってしまう。

本願に係る油圧機械の制御装置は、以上の課題を解決するため、以下の如く構成されるものである。

すなわち、本願に係る油圧機械の制御装置は、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た油圧機械についての制御装置であって、該油圧ポンプの吐出油が有する吐出圧と該複数の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を達成するように、該油圧ポンプの吐出油の流量を制御するよう構成されており、該差圧の目標値を変化させるための制御圧を、電磁比例弁の二次圧にて生成するものとしている。該制御装置は、該油圧機械内に設けた、第一演算部、及び、目標エンジン回転数検出部と、該油圧機械外に設けた、記憶部、第二演算部、及び、少なくとも一つの油圧アクチュエータに対する実供給油流量またはこれに代替する数値を検出する実測値検出部と、を備えている。該制御装置は、該第一演算部では、該目標エンジン回転数検出部にて検出される目標エンジン回転数に応じて該電磁比例弁にかける電流値のもととなる制御出力値を算出し、該記憶部には、該少なくとも一つの油圧アクチュエータについて、特定のエンジン回転数及び特定の手動操作量で駆動した特定駆動状態を想定し、該特定駆動状態での該少なくとも一つの油圧アクチュエータへの設計上の供給油流量値またはこれに代替する数値を記憶しており、該第二演算部では、該少なくとも一つの油圧アクチュエータを該特定駆動状態で実際に駆動した場合に該実測値検出部にて検出される実供給油流量またはこれに代替する数値と、該記憶部にて記憶した該設計上の供給油流量値またはこれに代替する数値との比較に基づき、該制御出力値の補正係数を算出するものであり、該第一演算部で算出した前記制御出力値を、該第二演算部にて算出した該補正係数にて補正する。

また、前記構成の制御装置の第一態様として、前記特定駆動状態における前記特定の手動操作量を、前記少なくとも一つの油圧アクチュエータの最大手動操作量とし、かつ、前記特定のエンジン回転数を、前記制御出力値が最大値またはその近傍の値となるエンジン回転数とするものである。

あるいは、前記構成の制御装置の第二態様として、前記特定駆動状態における前記特定の手動操作量を、前記少なくとも一つの油圧アクチュエータの最大手動操作量とし、かつ、前記特定のエンジン回転数を、前記制御出力値が最小値またはその近傍の値となるエンジン回転数とするものである。

あるいは、前記構成の制御装置の第三態様として、前記特定駆動状態は、第一特定駆動状態及び第二特定駆動状態を含み、該第一特定駆動状態及び該第二特定駆動状態における前記特定の手動操作量を、前記少なくとも一つの油圧アクチュエータの最大手動操作量とし、該第一特定駆動状態における前記特定のエンジン回転数を、前記制御出力値が最大値またはその近傍の値となるエンジン回転数とし、該第二特定駆動状態における前記特定のエンジン回転数を、前記制御出力値が最小値またはその近傍の値となるエンジン回転数とする。前記制御装置は、前記第二演算部では、前記少なくとも一つの油圧アクチュエータを、該第一特定駆動状態及び該第二特定駆動状態で実際に駆動した場合に前記実測値検出部にて検出される実供給油流量またはこれに代替する数値と、前記記憶部にて記憶した前記設計上の供給油流量値またはこれに代替する数値との比較に基づき、前記制御出力値の補正係数を算出するものである。

また、前記構成の制御装置及びその前記第一〜第三態様のうちのいずれかにおいて、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よう構成されている。該制御装置は、前記油圧機械外の前記記憶部とは別に、前記油圧機械内に設けた記憶部にて、目標エンジン回転数に対応する第一制御出力値のマップを記憶しており、前記第一演算部において、該マップに基づいて、前記目標エンジン回転数検出部にて検出される目標エンジン回転数に対応する第一制御出力値を決定するとともに、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の第二制御出力値を算出し、該第一制御出力値と該第二制御出力値を合算して、前記制御出力値に該当する第三制御出力値を算出し、該第三制御出力値を、前記第二演算部にて算出した前記補正係数にて補正するものである。

以上の如き油圧機械の制御装置により、油圧機械ごとの油圧アクチュエータの作動性能のばらつきを縮める作業を、既存の負荷感知式ポンプ制御システムでの制御圧の制御にて行うことができ、例えば油圧ポンプの吐出圧を見るための圧力センサ等の追加設備を油圧機械自体に設置する必要がなく、低コストで、出荷前や最初の使用時等における製品の誤差解消のための補正作業の効率を高めることができる。

また、前記負荷感知式ポンプ制御システムに用いられる目標差圧の生成手段（ロードセンシング弁のバネ等）や前記制御圧を生成する前記電磁比例弁（のソレノイド等）における性能誤差等は、制御圧の誤差として影響を及ぼすものであり、このような要因でのポンプ吐出流量特性上の誤差は、前記第一態様として示すように、制御圧を最大にするエンジン回転数でポンプを駆動して上記補正を行う装置構成とすることで、ポンプ吐出流量特性上の誤差についての補正作業の効率をより一層高めることができる。

また、各油圧アクチュエータ用の方向制御弁（のメータイン絞り等）の性能誤差等は、制御圧とは無関係にその油圧アクチュエータの作動速度の誤差として影響を及ぼすものであり、このような要因の当該油圧アクチュエータの作動速度の誤差については、前記第二態様として示すように、制御圧を最小にする条件でポンプを駆動して上記補正を行う装置構成とすることで、制御圧に影響を及ぼす誤差要因によっての当該油圧アクチュエータの作動速度への影響を最小にし、制御圧誤差とは区別した状態で、制御圧とは無関係の要因による当該油圧アクチュエータの作動速度の誤差を確実に補正できる。こうした第二態様の補正作業を、油圧機械における個々の油圧アクチュエータについて行うことで、個々の油圧アクチュエータについての、複数の油圧機械間での作動速度特性のばらつきを是正することができる。

また、前記第三態様として示すように作業を行う装置構成とすることで、制御圧に関係する要因によるポンプ吐出流量特性上の誤差も、制御圧とは無関係の要因による個々の油圧アクチュエータの作動速度特性上の誤差も、効率よく補正することができる。

また、前記制御装置が、実エンジン回転数の低下の検出に基づくポンプ制御も行う構成である場合に、第一演算部にて、前記差圧の目標値を変化させるための第一制御出力値と、実エンジン回転数の低下に基づいてポンプ制御するための第二制御出力値とを合算して算出した第三制御出力値を、第二演算部にて算出する補正係数にて補正する構成とすることで、前述の如く差圧の目標値を変化させてのポンプ制御の効果におけるばらつきを低減できることに加え、実エンジン回転数の低下時に行うポンプ制御の効果におけるばらつきを低減できる。

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。 制御出力値の補正制御システムを示すブロック図。 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５（ａ）は制御出力値のマップ、図５（ｂ）は制御圧のグラフ、図５（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よる目標エンジン回転数に対する走行速度の歪み幅を示すグラフ図。 本実施例によるポンプ吐出流量の補正効果を示すグラフ図。 掘削旋回作業機の駆動スプロケットの回転数検知により走行モータへの供給流量を測定する様子を示す掘削旋回作業機の略図。

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。各クローラ式走行装置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走行モータ２３の可動斜板２３ａ及び走行モータ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ての供給流量が、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、目標エンジン回転数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目標エンジン回転数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、この目標エンジン回転数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７参照）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、目標エンジン回転数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、目標エンジン回転数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。目標エンジン回転数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、目標エンジン回転数Ｎ＝Ｎ_１の時点で、この可動斜板１ａの傾倒角度が、最大角度Θ_ＭＡＸに達することとなる。

さらに、目標エンジン回転数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７参照）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から目標エンジン回転数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、目標エンジン回転数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まで目標エンジン回転数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、目標エンジン回転数Ｎ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、当該目標エンジン回転数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。これを第一制御出力値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第一制御出力値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する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２及び図４に示すように、第一制御出力値Ｃ１を決定するように構成されたコントローラ５０が設けられている。コントローラ５０の備える記憶部５１に、全アクチュエータを対象とする目標エンジン回転数Ｎに対応する第一制御出力値Ｃ１の相関を示す制御出力値マップＭ１（図５（ａ）参照）が記憶されている。

なお、記憶部５１に記憶された制御出力値マップ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制御出力値マップ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、選択された制御出力値マップＭ１にあてはめられて、第一制御出力値Ｃ１が決定される。

図５〜図７にて、「減速制御」に関しての、第一制御出力値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５（ａ）は、目標エンジン回転数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第一制御出力値Ｃ１の変化を示す制御出力値マップ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制御出力値マップＭ１の構成について説明する。

制御出力値マップＭ１は、ハイアイドル回転時の第一制御出力値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第一制御出力値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まで目標エンジン回転数Ｎを低下させるにつれ、第一制御出力値Ｃ１を増加するものとしている。

図５（ｂ）及び図５（ｃ）は、制御出力値マップＭ１に基づき目標エンジン回転数Ｎの変化に対応してポンプ制御比例弁８の第一制御出力値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５（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５（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、第一制御出力値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に目標エンジン回転数Ｎを低下させるにつれ、第一制御出力値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ΔＰＭＩＮとする。

図６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の第一制御出力値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の第一制御出力値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、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ＱｓＬ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に向かって目標エンジン回転数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駆動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、目標エンジン回転数Ｎの低下に伴う供給流量Ｑｂの低下が、ほぼ、目標エンジン回転数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６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までの目標エンジン回転数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６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５（ａ）に示す第一制御出力値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５（ａ）〜図５（ｃ）に見られる第一制御出力値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た目標供要流量比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７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。

ここで、図４に示すコントローラ５０の構成について詳述する。

図４に示すように、コントローラ５０には記憶部５１及び演算部５２が備えられている。記憶部５１には、前述の図５（ａ）に示す如き目標エンジン回転数Ｎに対する第一制御出力値Ｃ１の相関を示す制御出力値マップＭ１を記憶している。演算部５２内には負荷感知（ロードセンシング）演算部５３が備えられており、負荷感知演算部５３に、目標エンジン回転数検出部Ｓ１にて検出した目標エンジン回転数Ｎが入力され、負荷感知演算部５３にて、目標エンジン回転数Ｎを制御出力値マップＭ１に当てはめて第一制御出力値Ｃ１を決定する。

演算部５２にはさらに、エンジン速度感知（エンジンスピードセンシング）演算部５４が備えられている。これはＰＩＤ制御部であり、実エンジン回転数が、目標エンジン回転数Ｎに対応する基準エンジン回転数を下回っているか否かを判断し、実エンジン回転数が基準回転数よりも低下していることを検知すると、第二制御出力値Ｃ２を算出し、この第二制御出力値Ｃ２と負荷感知演算部５３にて算出した第一制御出力値Ｃ１と合算して、第三制御出力値Ｃ３を算出し、この第三制御出力値Ｃ３に相当する指令電流Ｃｅをポンプ制御比例弁８のソレノイド８ａに印加することで、油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐを下げて、エンジンストールを回避するとともに、実エンジン回転数を基準エンジン回転数に一致させるものである。なお、目標エンジン回転数Ｎに対応する基準エンジン回転数のマップを記憶部５１に記憶しておき、エンジン速度感知演算部５４では、このマップにて決定した基準エンジン回転数をもとに第二制御出力値Ｃ２を算出するものとしてもよい。

以上のように、コントローラ５０の演算部５２においては、負荷感知演算部５３にて算出された第一制御出力値Ｃ１と、エンジン速度感知制御部５４にて算出された第二制御出力値Ｃ２とを加算器５５にて合算して、第三制御出力値Ｃ３を生成する。さらにコントローラ５０では、外部コントローラ６０よりコントローラ５０への後述の補正率Ｒの入力があったときに、補正回路５６において、この補正率Ｒを第三制御出力値Ｃ３に乗じて、指令電流Ｃｅの値を算出する。こうして最終的に決定された指令電流Ｃｅがポンプ制御比例弁８のソレノイド８ａに印加される。

なお、ポンプ制御比例弁８の制御圧Ｐ_Ｃは第三制御出力値Ｃ３を補正して生成される指令電流Ｃｅに対して非線形となるので、コントローラ５０より出力される指令電流Ｃｅと制御圧Ｐ_Ｃが略線形の関係となるように、補正回路５６に入力する前の第三制御出力値Ｃ３を、線形化マップ（図４では図示せず）に通して補正するものとしてもよい。

外部コントローラ６０から入力される補正率Ｒとは、負荷感知式ポンプ制御システム５を備えた掘削旋回作業機１０における油圧アクチュエータの作動誤差が発見された場合に、前述の如く第三制御出力値Ｃ３、あるいは第三制御出力値Ｃ３を前記線型化マップに通して補正したもの（以下、「第三制御出力値Ｃ３」とは、線形化マップに通して補正したものを含むものとする）を補正するものとして、外部コントローラ６０にて算出されるものである。したがって、補正回路５６での上記演算は、主には、掘削旋回作業機１０の、最初の作業の間に行われるテストで誤差が発見された場合のように、限られた時期や場面でのみ行われるものであり、通常は第三制御出力値Ｃ３のままの指令電流Ｃｅがソレノイド８ａへと印加されることとなる。

以上のように、最終的に決定された指令電流Ｃｅは、負荷感知演算部５３の演算結果である第一制御出力値Ｃ１とエンジン速度感知制御部５４の演算結果である第二制御出力値Ｃ２を合算した第三制御出力値Ｃ３に基づいて演算されており、外部コントローラ６０にて決定された補正率Ｒは、コントローラ５０にて、第三制御出力値Ｃ３に乗じられ、最終の指令電流Ｃｅの値を演算する。

後に詳述するように、掘削旋回作業機１０は、負荷感知（ロードセンシング）式ポンプ制御システム５を採用しているので、ポンプ制御比例弁８の対電流二次圧特性の誤差、及び、目標差圧ΔＰの決定のもととなるロードセンシング弁７のバネ７ａの誤差が合わさって、掘削旋回作業機１０のポンプ吐出流量Ｑ_Ｐについての個体差（個々の掘削旋回作業機１０同士の間でのポンプ制御精度のばらつき）が大きくなり、さらに、各方向制御弁のスプールの寸法誤差が合わさることで、各油圧アクチュエータにおける駆動速度の個体差（各油圧アクチュエータについての個々の掘削旋回作業機１０同士の間での駆動速度の制御精度のばらつき）も大きくなるという事情がある。補正率Ｒは、このような事情を考慮して決定される。

ここで、負荷感知式ポンプ制御システム５に特有の個体差のばらつきは、負荷感知演算部５３にて算出する「減速制御用」の第一制御出力値Ｃ１に影響するので、補正率Ｒを第一制御出力値Ｃ１に乗じることも考えられる。

しかし、本実施例に係る掘削旋回作業機１０では、前述の如きＰＩＤ制御部としてのエンジン速度感知演算部５４が負荷感知式ポンプ制御システム５のコントローラ５０に組み込まれており、前述の如き個体差の影響がエンジン速度感知演算部５４にて算出する第二制御出力値Ｃ２にも及ぶ。

すなわち、基準エンジン回転数を下回る実エンジン回転数の低下が検出されてエンジン速度感知演算部５４が第二制御出力値Ｃ２を算出し、これと第一制御出力値Ｃ１とを合算した第三制御出力値Ｃ３に基づき、ポンプ制御比例弁８が制御される状態において、ポンプ制御比例弁８の電流に対する二次圧が設計値よりも低圧の側に誤差を有する場合、負荷感知式ポンプ制御システム５の目標差圧ΔＰは設計値ほど低下せず、油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐがあまり低減されず、油圧アクチュエータの駆動速度が充分に遅くならない。すなわち、エンジン速度感知演算部５４で前記第二制御出力値Ｃ２を算出したことによるポンプ制御（以下、これを「エンジン速度感知制御」とする）の効果が充分でなく、エンジンＥの回転ダウン量が設計以上に大きくなる。

また、前述の如きエンジン回転数の低下が検出されてエンジン速度感知演算部５４における第二制御出力値Ｃ２の算出が行われる状態において、反対に、ポンプ制御比例弁８の電流に対する二次圧が設計値よりも高圧の側に誤差を有する場合、負荷感知式ポンプ制御システム５の目標差圧は設計値よりも低下し、油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐが必要以上に低減されてしまって、掘削旋回作業機１０の走行速度や各油圧アクチュエータの駆動速度が遅くなりすぎる。すなわち、エンジン速度感知制御の効果が過大となり、エンジンＥがハンチングすることが懸念される。

すなわち、前述の「減速制御」による効果のばらつきを低減するとともに、このような、ポンプ制御比例弁８の対電流二次圧特性の個体差に起因するエンジン速度感知制御の効果のばらつきをも低減するため、「減速制御」用の第一制御出力値Ｃ１と、エンジン速度感知制御用の第二制御出力値Ｃ２とを合算した第三制御出力値Ｃ３を補正するものとしており、第三制御出力値Ｃ３に補正率Ｒを乗じて、ポンプ制御比例弁８のソレノイド８ａに印加される指令電流Ｃｅを決定するものとしている。

このような構成とすることで、掘削旋回作業機１０の油圧アクチュエータの駆動速度のばらつきとなって現れる減速制御の効果のばらつきを低減するだけでなく、エンジンの挙動のばらつきとなって現れるエンジン速度感知制御の効果のばらつきも平準化することができる。

ここで、図８及び図９により、負荷感知式ポンプ制御システム５を用いての油圧アクチュエータの速度制御において発生し得る誤差について説明する。

なお、ここでは、ロードセンシング弁７にある値の制御圧Ｐ_Ｃがかけられて油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐをある値に制御した場合における走行モータ２３・２４の駆動速度に見られる誤差について説明する。また、以下の説明では「制御出力値Ｃ」という語句を用いるが、これは、前述の第三制御出力値Ｃ３に該当するものである。すなわち、前記基準エンジン回転数を下回るような実エンジン回転数の低下がなければ、制御出力値マップＭ１に基づき負荷感知演算部５３で決定した第一制御出力値Ｃ１に該当し、このような実エンジン回転数の低下が検出された場合には、第一制御出力値Ｃ１と、エンジン速度感知演算部５４にて算出した第二制御出力値Ｃ２とを合算したものに該当する。

図８は、走行モータ２３・２４の駆動により得られる掘削旋回作業機１０の走行速度ＴＶの制御出力値Ｃに対する特性を記しており、グラフＴＶｒは、設計上の走行速度特性を示している。なお、走行操作レバー３３ａ・３４ａが最大量操作されているときのものとする。制御出力値Ｃに関しては、Ｃ_Ｈがハイアイドル回転時の制御出力値、Ｃ_Ｌがローアイドル回転時の制御出力値、Ｃ_Ｍが、ハイアイドル回転数とローアイドル回転数との間の中間回転数でのエンジン駆動時（以下、「中間速回転時」）の制御出力値である。

ハイアイドル回転時の制御出力値Ｃ_Ｈは、制御圧Ｐ_Ｃを発生させない値、すなわち、制御出力値Ｃの最小値としている。ローアイドル回転時には、制御出力値Ｃ_Ｌをポンプ制御比例弁８にかけて、制御圧Ｐ_Ｃを発生させることで、可動斜板１ａの位置が、最大傾倒角度まで余裕のある位置であっても、その傾倒角度を小さく抑えて、ポンプ吐出流量Ｑ_Ｐを下げ、走行速度ＴＶを低速にするものとしている。

中間速回転時の制御出力値Ｃ_Ｍは、ハイアイドル回転時の制御出力値Ｃ_Ｈとローアイドル回転時の制御出力値Ｃ_Ｌとの間の値となっている。このとき、走行モータ２３・２４の回転速度は、ハイアイドル回転時の回転速度と、ローアイドル回転時の回転速度との間の中間速度となり、走行操作レバー３３ａ・３４ａの操作量を最大にしての掘削旋回作業機１の走行速度ＴＶは、ハイアイドル回転時の走行速度ＴＶよりも低く、ローアイドル回転時の走行速度ＴＶよりも高いものとなる。

本実施例では、中間速回転時の走行モータ２３・２４の供要流量比の目標値は可動斜板１ａを最大傾倒角度よりも小さい傾斜角度に配したときに達成されるものであり、走行モータ２３・２４の回転速度が前記中間速度になるのは、可動斜板１ａを、ハイアイドル回転時の傾倒角度と、ローアイドル回転時の傾倒角度との間の傾倒角度に配して油圧ポンプ１を駆動することに依拠しているものとする。

一方、図８は、制御出力値Ｃと走行モータ２３・２４へのポンプ流量比Ｑｒとの関係を示しており、設計上の供給流量比の特性をグラフＱｒ_Ｓにて表している。ここで、ポンプ流量比Ｑｒとは、走行操作レバー３３ａ・３４ａの操作量を最大にして制御出力値Ｃを０としたときの、走行モータ２３・２４への設計上の供給流量Ｑｒ_Ｓの最大値を１としての流量比である。

そして、図８には、走行モータ２３・２４を駆動する上で、それぞれの誤差要因に基づく公差範囲内での走行速度ＴＶの最大誤差の、設計上の走行速度ＴＶｒに対する比率（以下、「最大誤差比」と称する）が示されている。

まず、走行モータ２３・２４には、図２に示すように、方向制御弁３３・３４内のメータイン絞りを通して圧油が供給されるため、これらのメータイン絞りの開度（開口面積）について誤差が生じ得る。このような誤差により、走行操作レバー３３ａ・３４ａに対するメータイン絞りの開度の関係についてばらつきが生じると、それは、走行モータ２３・２４への供給流量の個体差となり、掘削旋回作業機１０の走行速度ＴＶの個体差となる。

図８では、方向制御弁３３・３４のメータイン絞りの開度（開口面積）の誤差を要因とする走行速度ＴＶの、速度増大側（ポンプ吐出流量増大側）の最大誤差比を「ｕｄ１」、速度減少側（ポンプ吐出流量減少側）の最大誤差比を「ｄｄ１」として表している。

さらに、ロードセンシング弁７の機能によりポンプ吐出流量Ｑ_Ｐが、可動斜板１ａが最大傾転角Θ_ＭＡＸにあるときのポンプ１の吐出流量の最大値よりも小さな値に低減されている場合、ロードセンシング弁７のバネ７ａの構造に誤差があれば、それは目標差圧ΔＰの設定誤差となり、ポンプ吐出流量Ｑ_Ｐの増減につながるものであり、走行モータ２３・２４の場合には、その影響が、走行速度ＴＶの増減となる。

図８では、ロードセンシング弁７における目標差圧ΔＰの誤差を要因とする走行速度ＴＶの、速度増大側（ポンプ吐出流量増大側）の最大誤差比を「ｕｄ２」、速度減少側（ポンプ吐出流量減少側）の最大誤差比を「ｄｄ２」として表している。

つまり、図８の走行速度ＴＶで見た場合、メータイン絞りの開度の公差で、速度増大側がｕｄ１、速度減少側がｄｄ１の最大誤差比内で収まっていた走行速度ＴＶのぶれが、ロードセンシング７における差圧設定上の公差（バネ７ａの性能公差）による増減分が加わることで、設計上の走行速度ＴＶｒからの速度増大側には最大誤差比ｕｄ１＋ｕｄ２のぶれ、設計上の走行速度ＴＶからの速度減少側には最大誤差比ｄｄ１＋ｄｄ２のぶれが、走行速度ＴＶに生じ得る。

ここで、図９で見ると、制御出力値Ｃが０のときの設計上の吐出流量比Ｑｒ_Ｓについて、方向制御弁３３・３４のメータイン絞り開度の公差範囲内での最大誤差と、ロードセンシング弁７における目標差圧（バネ７ａ）の公差範囲内での最大誤差とを合わせて、設計上の流量比１から増大側に最大でΔＱｒｕ、減少側に最大でΔＱｒｄのぶれが生じることとなる。

さらに、ロードセンシング弁７に制御圧Ｐ_Ｃが付加されている状態であれば、ポンプ制御比例弁８の二次圧（制御圧Ｐ_Ｃ）と、ソレノイド８ａにかかる指令電流Ｃｅとの関係（電流−二次圧特性）について誤差が生じ得る。

図８では、ポンプ制御比例弁８の電流−二次圧特性の誤差を要因とする走行速度ＴＶの、速度増大側（ポンプ吐出流量増大側）の最大誤差比を「ｕｄ３」、速度減少側（ポンプ吐出流量減少側）の最大誤差比を「ｄｄ３」として表している。

つまり、設計上の走行速度ＴＶｒからの速度増大側には、前記の最大誤差比ｕｄ１＋ｕｄ２にさらに電流−二次圧特性の公差による最大誤差比ｕｄ３が加わり、設計上の走行速度ＴＶからの速度減少側には、前記の最大誤差比ｄｄ１＋ｄｄ２にさらに電流−二次圧特性の公差による最大誤差比ｄｄ３が加わる。

このように、方向制御弁のメータ絞り、ロードセンシング弁７の差圧設定（すなわちバネ７ａの特性）、ポンプ制御比例弁８の電流−二次圧特性の、それぞれについては、誤差が公差内であっても、これらの誤差が積み重なってポンプ吐出流量の特性に現れるので、その結果、複数の掘削旋回作業機１０を製造した場合における個々の製品間での負荷感知式ポンプ制御によるポンプ吐出流量の特性のばらつきが非常に大きなものとなる。走行モータ２３・２４の場合、それが、走行速度ＴＶの特性のばらつきとなって現れる。

ここで、図８において、前記三つの誤差要因が合わさっての、任意回転数でのエンジン回転時における設計上の走行速度ＴＶｒからの速度増大側の最大誤差比をＵＤ、速度減少側の最大誤差比をＤＤとし、特に、ハイアイドル回転時における設計上の走行速度ＴＶｒからの速度増大側の最大誤差比をＵＤ_Ｈ、速度減少側の最大誤差比をＤＤ_Ｈとし、一方、ローアイドル回転時における設計上の走行速度ＴＶｒからの速度増大側の最大誤差比をＵＤ_Ｌ、速度減少側の最大誤差比をＤＤ_Ｌとする。

ロードセンシング弁７のバネ７ａの公差に基づく目標差圧ΔＰの誤差に由来する走行速度ＴＶの最大誤差比ｕｄ２・ｄｄ２、及び、ポンプ制御比例弁８の電流−二次圧特性の公差による走行速度ＴＶの最大誤差比ｕｄ３・ｄｄ３について説明する。

まず、この図８に示す走行速度ＴＶの減少は、制御出力値Ｃ及び制御圧Ｐ_Ｃの増大による目標差圧ΔＰの減少によるものである。すなわち、走行速度ＴＶの最大誤差比ｕｄ２・ｄｄ２、ｕｄ３・ｄｄ３の分母となる設計上の走行速度ＴＶｒは、制御圧Ｐ_Ｃの増大による目標差圧ΔＰの減少とともに低くなる。

一方、ロードセンシング弁７のバネ７ａの公差に基づく最大誤差比ｕｄ２・ｄｄ２の分子である走行速度誤差を生じさせるのは規定差圧ΔＰ_０の誤差であり、その誤差値は、制御圧Ｐ_Ｃ及び目標差圧ΔＰの変化とは関係なく一定である。したがって、分母である設定上の走行速度ＴＶｒの減少に伴って、走行速度ＴＶの最大誤差比ｕｄ２・ｄｄ２が増加するものであり、ハイアイドル回転時（制御圧Ｐ_Ｃが最小の時）に最小であり、ローアイドル回転時（制御圧Ｐ_Ｃが最大の時）に最大である。

また、ポンプ制御比例弁８の電流−二次圧特性の公差による走行速度ＴＶの最大誤差比ｕｄ３・ｄｄ３の分子である走行速度誤差を生じさせるのは制御圧Ｐ_Ｃの誤差であり、その誤差値は、制御圧Ｐ_Ｃを増大させるほど、すなわち、走行速度ＴＶを低減するほど、増大する。したがって、分母である設定上の走行速度ＴＶｒの減少に伴って、分子の誤差値が増大し、走行速度ＴＶの最大誤差比ｕｄ３・ｄｄ３が増加するものであり、ハイアイドル回転時（制御圧Ｐ_Ｃが最小の時）に最小であり、ローアイドル回転時（制御圧Ｐ_Ｃが最大の時）に最大である。

一方、方向制御弁３３・３４のメータイン絞りを最大開度に固定した条件において、メータイン絞りの公差に由来する最大誤差比ｕｄ１・ｄｄ１は、規定差圧ΔＰ_０とも、制御出力値Ｃ及び制御圧Ｐ_Ｃとも無関係であり、制御出力値Ｃの変化による設計上の走行速度ＴＶｒの変化にかかわらず、一定である。したがって、図８においては、分母としての設計上の走行速度ＴＶｒが大きくなるほど、最大誤差比ｕｄ１・ｄｄ１の示すグラフの、設計上の走行速度ＴＶｒからのぶれ幅が大きくなる。

したがって、前記三つの誤差要因が合わさっての最大誤差比ＵＤ・ＤＤについて見れば、設計上の走行速度ＴＶｒの減少に伴って増大するものとなっている。

この結果、ハイアイドル回転時の走行速度ＴＶの、設計上の走行速度ＴＶｒに対する最大誤差比ＵＤ_Ｈ・ＤＤ_Ｈよりも、ローアイドル回転時の走行速度ＴＶの、設計上の走行速度ＴＶｒに対する最大誤差比ＵＤ_Ｌ・ＤＤ_Ｌの方が大きく、例えば、ローアイドル回転時の走行速度ＴＶの最大誤差比ＵＤ_Ｌ・ＤＤ_Ｌがハイアイドル回転時の走行速度ＴＶの最大誤差比ＵＤ_Ｈ・ＤＤ_Ｈの二倍ほどのものとなることも考えられる。

図９では、制御出力値Ｃに対する流量比Ｑｒの特性グラフＱｒ_Ｍｕ・Ｑｒ_Ｍｄにて、設計上の流量比Ｑｒ_Ｓからの、上述の３点（方向制御弁３３・３４のメータイン絞り、ロードセンシング弁７の負圧設定、ポンプ制御比例弁８の電流−二次圧特性）における公差による流量比Ｑｒの最大ぶれ幅を示しており、グラフＱｒ_Ｍｕが増大側に最大限ぶれた状態の流量比の特性、グラフＱｒ_Ｍｕが減少側に最大限ぶれた状態の流量比の特性を示している。

制御出力値Ｃが０（最小値Ｃ_ＭＩＮ）のときに設計上の流量比からのぶれ幅がΔＱｒｕ・ΔＱｒｄであったものが、制御出力値Ｃが増大するにつれ、そのぶれ幅が広がっていることがわかる。この、最初のぶれ幅ΔＱｒｕ・ΔＱｒｄに加えて広がった分が、ロードセンシング弁７及びポンプ制御比例弁８についての上記の公差によるものである。

そこで、掘削旋回作業機１０の個々のポンプ制御精度に関する誤差をみるため、ある油圧アクチュエータを駆動する際の該油圧アクチュエータへの供給流量またはこれに代替する数値を記憶しておき、実際にその油圧アクチュエータを駆動してその油圧アクチュエータへの供給流量またはこれに代替する数値を計測し、設計上の値と実測値との差に基づいて、制御出力値Ｃの補正率（補正係数）を算出し、その補正率により制御出力値Ｃを補正するということが考えられる。

ここで、制御出力値Ｃを最大値Ｃ_ＭＡＸにし、制御圧Ｐ_Ｃを最大値にすることで、ロードセンシング弁７のバネ７ａ（目標差圧ΔＰの設定）についての誤差及びポンプ制御比例弁８の電流−二次圧特性についての誤差が、油圧アクチュエータへの供給流量に最も大きく現れる。したがって、ロードセンシング弁７及びポンプ制御比例弁８についての誤差の影響を解消するように補正率を決定するには、制御出力値Ｃを最大値Ｃ_ＭＡＸまたはその近傍の値にすることで図９に示す流量比Ｑｒが最小値またはその近傍の値となるところで、設計上の流量比Ｑｒ_Ｓからのぶれ幅を見て決定するのが最適ということになる。

図９のグラフＱｒ_Ａｕ・Ｑｒ_Ａｄは、制御出力値Ｃがどの状態にあるときに補正係数を決定すれば、前述のロードセンシング弁７及びポンプ制御比例弁８の誤差によるぶれを解消する効果が高いのかを示している。Ｑｒ_ＡｕとＱｒ_Ｍｕとの差が、流量比増大側のぶれの解消度、Ｑｒ_ＡｄとＱｒ_Ｍｄとの差が、流量比減少側のぶれの解消度を示している。

制御出力値Ｃが０（最小値Ｃ_ＭＩＮ）のときには、Ｑｒ_ＡｕとＱｒ_Ｍｕとの差、及びＱｒ_ＡｄとＱｒ_Ｍｄとの差が、それぞれ０であり、これは、制御出力値Ｃが０のときのぶれを見て補正率を決定しても、このときにはロードセンシング弁７及びポンプ制御比例弁８の誤差の影響が流量比に現れていない（または影響が最小である）ので、その誤差の解消度は０である（または極めて小さい）ことを示している。

制御出力値Ｃを増やすほど、流量比Ｑｒが減少する一方、ロードセンシング弁７及びポンプ制御比例弁８における誤差の影響が流量比に現れて、補正の効果が大きくなり、制御出力値Ｃが最大値Ｃ_ＭＡＸとなって流量比Ｑｒが最小値となるところで、Ｑｒ_ＡｕとＱｒ_Ｍｕとの差、及びＱｒ_ＡｄとＱｒ_Ｍｄとの差が最大となり、補正後の流量比を示すＱｒ_Ａｕ・Ｑｒ_Ｍｄは最も設計上の流量比Ｑｒ_Ｓに近接する。

したがって、制御出力値Ｃを最大値Ｃ_ＭＡＸまたはその近傍の値として、流量比Ｑｒが最小値またはその近傍の値となるところで流量比を実測して補正率を決定するのが、ロードセンシング弁７及びポンプ制御比例弁８の誤差の影響を解消するのに最も効果的であることがわかる。

ここで、油圧アクチュエータへの実際の供給流量を測るには流量計等の手段が必要であるが、測定方法が複雑になるので、油圧アクチュエータへの実供給流量に代替する数値であって、簡単に計測が可能なものを計測することが望ましい。走行モータ２３・２４の場合には、走行モータ２３・２４への供給流量に代替する数値として、駆動スプロケット１１ｂの回転数を実測することが考えられる。

図１０は、走行モータ２３・２４のうちの一方への実供給流量に代替する駆動スプロケット１１ｂの回転数の実測をもとに補正率を決定する行程を示している。まず、ブーム１６・アーム１７・バケット１８を、クローラ１１ｄの向く方向に対し、平面視で直角の方向に向け（図１０は平面視ではないが、図１０等の参照にて想像できるように）、バケット１８を接地し、ポンプ１の駆動にてブーム１６・アーム１７を旋回台１２に近づける側に駆動すると、バケット１８より遠い側のクローラ１１ｄは接地したまま、バケット１８に近い側のクローラ１１ｄが地面より浮き上がる。こうして、バケット１８に近い側のクローラ１１ｄと、それを巻装した駆動スプロケット１１ｂ及び従動スプロケット１１ｃがジャッキアップされる。

こうしてジャッキアップされた駆動スプロケット１１ｂを駆動する油圧アクチュエータである走行モータ２３または走行モータ２４（ここでは、図１０に示すように、これが走行モータ２４であることを前提に、以下、記述する）を、油圧ポンプ１からの吐出油の供給により駆動することで、その駆動スプロケット１１ｂ、地面から浮いた状態のクローラ１１ｄ、及び、このクローラ１１ｄが巻回されている従動スプロケット１１ｃが空転し、その回転速度を計測できる状態となる。

ここで、走行操作レバー３４ａの操作量を最大（すなわち、設定速度を最大）にして、走行モータ２４を最大速度で回転するよう設定する一方で、エンジンＥをローアイドル回転数にて駆動することで、最大の制御出力値Ｃが生成され、ポンプ吐出流量Ｑ_Ｐは最小値に抑えられる。このとき、走行モータ２４への供給流量に代替する駆動スプロケット１１ｂの回転速度が下止まりする。そこで、このときの駆動スプロケット１１ｂの回転数を、携帯型の回転数計測装置６６にて計測する。

また、掘削旋回作業機１０とは別に用意された、すなわち、掘削旋回作業機１０の外部に備えられた携帯型（例えばタブレットタイプ）のパーソナルコンピュータ（ＰＣ）６５が、掘削旋回作業機１０のコントローラ５０と、ケーブル等にて接続されている。このＰＣの記憶部には、駆動スプロケット１１ｂの回転速度の、走行操作レバー３４ａを最大量操作したときにおけるローアイドル回転時の最低値、すなわち、制御圧Ｐ_Ｃの付加によりポンプ吐出流量を最小値としたときの駆動スプロケット１１ｂの回転速度の設計上の値を記憶している。

駆動スプロケット１１ｂの実回転数の計測の後、ＵＳＢ接続等で回転数計測装置６６の検出した駆動スプロケット１１ｂの実回転数を示す信号を入力する。ＰＣ６５における演算部では、実回転数と設計上の回転数との差より補正率を算出する。

以上の行程を、図４のブロック図により説明する。掘削旋回作業機１０内には前記コントローラ５０が備えられている一方で、掘削旋回作業機１０の外部に外部コントローラ６０が備えられている。図１０に示すＰＣ６５は外部コントローラ６０の一例である。

この外部コントローラ６０の記憶部６１には、測定対象となる油圧アクチュエータの操作量を最大とし、かつ、ポンプ吐出流量が最小となる（制御出力値が最大となる）ときの、該油圧アクチュエータへの供給流量に代替する数値の設計上の（目標）値が記憶されている。図１０に示す実施例でいえば、走行操作レバー３４ａの最大操作量で、エンジンＥをローアイドル回転数で駆動してポンプ吐出流量をもっとも低く抑えたときを想定しての駆動スプロケット１１ｂの設計上の回転数ＭＮｓである。

なお、測定対象が、前述の、制御出力値の生成に関する説明の中で例示したブームシリンダ２０または旋回モータ２５である場合、図６には、レバー３０ａ・３５ａの操作量を最大にしての目標エンジン回転数Ｎに対する油圧ポンプ１の吐出流量Ｑ_Ｐの相関図が描かれているが、前述の記憶部６１にて記憶すべき代替の数値の目標値は、図６にて示すグラフ上から求められる油圧アクチュエータへの目標供給流量を代替する数値ということとなる。

したがって、例えば、記憶部６１には、図６に示すような、各油圧アクチュエータについてのエンジン回転数の変化に対応する目標供給流量のマップを記憶しておき、その油圧アクチュエータが前記計測対象となるときに、計測条件としてのエンジン回転数や操作量をこのマップにあてはめて設計上の供給油流量値を決定し、こうして決定した設計上の供給油流量値に対応して、代替する数値の設計上の値を決定するものとしてもよい。

このように、設計上の供給油流量値に代替する数値は、通常に考えられるものとしては、油圧アクチュエータの駆動対象の駆動速度である。前述の実施例では走行モータ２４の駆動対象である駆動スプロケット１１ｂの回転数であり、ブームシリンダ２０であれば、ブームブラケット１５におけるブーム１６の枢軸を中心とするブーム１６の回転数とすることが考えられる。その他に、図４の実測値検出部Ｓ２にて計測しやすい数値があれば、それを用いればよい。

また、実測値検出部Ｓ２として、油圧ポンプ１の吐出流量を測定する油量計を用いることができるのであれば、前述のような代替の数値を用いずに、設計上の供給油流量値そのものを記憶部６１に記憶しておくことも考えられる。

外部コントローラ６０には、その油圧アクチュエータへの実供給流量に代替する数値を検出する実測値検出部Ｓ２にて検出した数値を示す入力信号が入力される。図１０に示す実施例では回転数計測装置６６が実測値検出部Ｓ２に該当し、その計測した駆動スプロケット１１ｂの実回転数ＭＮｒが外部コントローラ６０に入力される。

外部コントローラ６０（ＰＣ６５）内の演算部６２では、記憶部６１に記憶した設計上の値（例えば駆動スプロケット設計上の回転数ＭＮｓ）と、実測値検出部Ｓ２からの実測値（例えば駆動スプロケット実回転数ＭＮｒ）とを比較し、その比較（差）をもとに、制御出力値Ｃについての補正率Ｒを算出（決定）する。すなわち、実測値が設計上の値と等しくなるようにするためには、制御出力値Ｃをどのような比率で補正すればよいのかを割り出すのである。

なお、例えば、前述のように左右一側のクローラ１１ｄをジャッキアップして一方の走行モータ２４にて駆動される駆動スプロケット１１ｂの回転数を計測した後に、ブーム１６・アーム１７・バケット１８と、左右クローラ１１ｄとの相対位置を変更し、反対側のクローラ１１ｄをジャッキアップし、走行操作レバー３３ａを最大操作量まで操作して、ローアイドル回転数でエンジンを駆動した状態にて、他方の走行モータ２３に駆動される駆動スプロケット１１ｂの回転数を計測し、こうして得た左右両方の駆動スプロケット１１ｂの実測回転数とそれぞれの設計上の回転数との比較をもとに、制御出力値Ｃについての補正率Ｒを算出するものとしてもよい。

こうして決定した補正率Ｒは、例えば図１０の実施例でいえば、ＰＣ６５を掘削旋回作業機１０上に持ち込んで、掘削旋回作業機１０に設けられたＵＳＢポート等に接続することで、コントローラ５０へと入力され、コントローラ５０の記憶部５１（図４参照）に記憶される。これが、前述の、外部コントローラ６０からコントローラ５０への補正率Ｒの入力に該当するのである。

以上のように制御出力値を補正する行程を、個々の掘削旋回作業機１０の出荷前に行うことで、出荷予定の複数の掘削旋回作業機１０について、ポンプ制御精度においてばらつきの少ないものとすることができる。

ここで、図９は前述の如く走行操作レバー３３ａ・３４ａの操作量を最大にしたときのものであって、設計上の流量比Ｑｒ_Ｓと、最大ぶれ時の流量比Ｑｒ_Ｍｕ・Ｑｒ_Ｍｄとの差には、制御出力値Ｃがどれだけかかっている状態かにかかわらず、方向制御弁３３・３４のメータイン絞りの公差によるΔＱｒｕ・ΔＱｒｄのぶれ分が含まれている。したがって、流量比Ｑｒが最小値付近となるところで駆動スプロケット１１ｂの回転数の実測をもとに補正率を決定する場合、それは、方向制御弁３３・３４のメータイン絞りの公差によるΔＱｒｕ・ΔＱｒｄのぶれ分をも解消するものとなっている。

しかし、方向制御弁３３・３４のメータイン絞りの誤差単独で走行モータ２３・２４への供給流量にどれだけの影響が出ているのかはわからない。これを見るには、制御出力値Ｃを０（最小値Ｃ_ＭＩＮ）とするハイアイドル回転時において、メータイン絞りの誤差の影響が最も大きくでるように走行操作レバー３３ａ・３４ａの操作量を最大にして、駆動スプロケット１１ｂの回転数を計測し、その設計上の値と比較して補正率を算出することが考えられる。制御出力値Ｃが最小値Ｃ_ＭＩＮの近傍の値であるときに駆動スプロケット１１ｂの回転数を計測して補正率を算出するものとしてもよい。

このハイアイドル回転時の回転数計測は、図１０に示すように掘削旋回作業機１０をジャッキアップしての、ローアイドル回転時の駆動スプロケット回転数の計測と併せて行うことが考えられる。あるいは、図１０でのローアイドル回転時での回転数計測に基づく制御出力値Ｃの補正のあとに、実際に掘削旋回作業機１０を走行させて、駆動スプロケット１１ｂの回転数計測を行い、一旦、図１０の行程で決定した補正率を修正することも考えられる。

また、伸縮型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、スイングシリンダ、ブレードシリンダについては、その伸縮動作量を検出することで、それぞれの油圧アクチュエータへの実際の供給流量に代替する数値として実測することが考えられる。

なお、掘削旋回作業機１０における油圧アクチュエータのうち、回転型油圧アクチュエータである走行モータ２３・２４及び旋回モータ２５の駆動対象である駆動スプロケット１１ｂ及び旋回台１２のみならず、伸縮型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、スイングシリンダ、ブレードシリンダについても、全て、その伸縮動により駆動対象であるブーム１６、アーム１７、バケット１８、ブームブラケット１５、ブレード（排土板）１９を回動させるものなので、それぞれの駆動対象の回動速度を検出することで、それを、それぞれの油圧アクチュエータへの実際の供給流量に代替する数値として実測することも考えられる。

また、方向制御弁３３のメータイン絞りと方向制御弁３４のメータイン絞りとの間の誤差が大きいと掘削旋回作業機１１の直進性に問題を生じる可能性も考えられる。そこで、前述の如く左右両方の駆動スプロケット１１ｂの回転数を計測し、それぞれの設計上の回転数との差を測定した上での制御出力値Ｃの補正率の算出にあたって、このような直進性の問題を生じないような速度に走行速度を制限することを考慮して、該補正率を算出するものとしてもよい。

以上の如く、掘削旋回作業機１０は、エンジンＥ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（ブームシリンダ２０、アームシリンダ２１、走行モータ２３・２４、旋回モータ２５等）を備えた油圧機械である。コントローラ５０及び外部コントローラ６０を備えた負荷感知式ポンプ制御システム５は、油圧ポンプ１の吐出油が有する吐出圧Ｐ_Ｐと該複数の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の吐出油の流量Ｑ_Ｐを制御するよう構成されている。

負荷感知式ポンプ制御システム５は、目標差圧ΔＰを変化させるための制御圧Ｐ_Ｃを、電磁比例弁であるポンプ制御比例弁８の二次圧にて生成するものとしている。掘削旋回作業機１０内のコントローラ５０は、演算部５２、及び、目標エンジン回転数検出部Ｓ１を備え、掘削旋回作業機１０外の外部コントローラ６０（ＰＣ６５等）は、記憶部６１、演算部６２、及び、少なくとも一つの油圧アクチュエータ（前記実施例では走行モータ２４）に対する実供給油流量（流量比Ｑｒ）またはこれに代替する数値（前記実施例では走行モータ２４で駆動される駆動スプロケット１１ｂの実回転数ＭＮｒ）を検出する実測値検出部Ｓ２（回転数計測装置６６等）を備えている。

負荷感知式ポンプ制御システム５は、掘削旋回作業機１０内のコントローラ５０の演算部５２では、目標エンジン回転数検出部Ｓ１にて検出される目標エンジン回転数Ｎに応じてポンプ制御比例弁８にかける電流値Ｃｅのもととなる制御出力値Ｃを算出する。

外部コントローラ６０の記憶部６１には、該少なくとも一つの油圧アクチュエータ（走行モータ２４）について、特定のエンジン回転数Ｎ及び特定の手動操作量で駆動した特定駆動状態を想定し、該特定駆動状態での該少なくとも一つの油圧アクチュエータ（走行モータ２４）への設計上の供給油流量値（設計上の供給流量比Ｑｒ_Ｓ）またはこれに代替する数値（設計上の回転数ＭＮｓ）を記憶している。外部コントローラ６０の演算部６２では、該少なくとも一つの油圧アクチュエータ（走行モータ２４）を該特定駆動状態で実際に駆動した場合に実測値検出部Ｓ２（回転数計測装置６６等）にて検出される実供給油流量（流量比Ｑｒ）またはこれに代替する数値（走行モータ２４で駆動される駆動スプロケット１１ｂの実回転数ＭＮｒ）と、記憶部６１にて記憶した該設計上の供給油流量値（設計上の供給流量比Ｑｒ_Ｓ）またはこれに代替する数値（設計上の回転数ＭＮｓ）との比較に基づき、制御出力値Ｃの補正係数（補正率Ｒ）を算出する。負荷感知式ポンプ制御システム５は、コントローラ５０の演算部５２で算出した制御出力値Ｃを、外部コントローラ６０の演算部６２にて算出した該補正係数（補正率Ｒ）にて補正する。

以上の如き構成により、油圧機械（掘削旋回作業機１０）ごとの油圧アクチュエータの作動性能のばらつきを縮める作業を、既存の負荷感知式ポンプ制御システム５での制御圧の制御にて行うことができ、例えば油圧ポンプ１の吐出圧を見るための圧力センサ等の追加設備を油圧機械自体に設置する必要がなく、低コストで、出荷前や最初の使用時等における製品の誤差解消のための補正作業の効率を高めることができる。

また、例えば、前記ロードセンシング弁７やポンプ制御比例弁８等、制御圧Ｐ_Ｃ及び制御出力値Ｃに誤差の影響が及ぶものを要因とするポンプ制御上の誤差を補正するにあたっては、前記特定駆動状態における前記特定の手動操作量（レバー３４ａの操作量）を、前記少なくとも一つの油圧アクチュエータ（走行モータ２４）の最大手動操作量（Ｓ_ＭＡＸ）とし、かつ、前記特定のエンジン回転数Ｎを、制御出力値Ｃが最大値またはその近傍の値となるエンジン回転数（ローアイドル回転数Ｎ_Ｌ）とする。

すなわち、負荷感知式ポンプ制御システム５に用いられる目標差圧ΔＰの生成手段（ロードセンシング弁７のバネ７ａ等）や制御圧Ｐ_Ｃを生成するポンプ制御比例弁８（のソレノイド８ａ等）における性能誤差等は、制御圧Ｐ_Ｃの誤差として影響を及ぼすものであるところ、このような要因でのポンプ吐出流量特性上の誤差を、制御圧Ｐ_Ｃを最大にするエンジン回転数でポンプ１を駆動して上記補正を行う装置構成とすることで、ポンプ吐出流量特性上の誤差についての補正作業の効率をより一層高めることができる。

また、例えば、油圧アクチュエータ（前記実施例では走行モータ２４）の方向制御弁（方向制御弁３４）のメータイン絞りの誤差等、制御圧Ｐ_Ｃ及び制御出力値Ｃとは無関係のものを要因とする当該油圧アクチュエータ（走行モータ２４）の作動速度の誤差を補正するにあたっては、前記特定駆動状態における前記特定の手動操作量（レバー３４ａの操作量）を、前記少なくとも一つの油圧アクチュエータ（走行モータ２４）の最大手動操作量（Ｓ_ＭＡＸ）とし、かつ、前記特定のエンジン回転数Ｎを、制御出力値Ｃが最小値またはその近傍の値となるエンジン回転数（ハイアイドル回転数Ｎ_Ｈ）とする。

すなわち、各油圧アクチュエータ用の方向制御弁（のメータイン絞り等）の性能誤差等は、制御圧Ｐ_Ｃとは無関係にその油圧アクチュエータの作動速度の誤差として影響を及ぼすものであり、このような要因の当該油圧アクチュエータの作動速度の誤差については、 制御圧Ｐ_Ｃを最小にするエンジン回転数でポンプ１を駆動して上記補正を行う装置構成とすることで、制御圧Ｐ_Ｃに影響を及ぼす誤差要因によっての当該油圧アクチュエータの作動速度への影響を最小にし、制御圧誤差とは区別した状態で、制御圧とは無関係の要因による当該油圧アクチュエータの作動速度の誤差を確実に補正できる。

また、例えば、前記ロードセンシング弁７やポンプ制御比例弁８等、制御圧Ｐ_Ｃ及び制御出力値Ｃに誤差の影響が及ぶものを要因とするポンプ制御上の誤差を補正し、かつ、油圧アクチュエータ（走行モータ２４）の方向制御弁（方向制御弁３４）のメータイン絞りの誤差等、制御圧Ｐ_Ｃ及び制御出力値Ｃとは無関係のものを要因とする当該油圧アクチュエータ（走行モータ２４）の作動速度の誤差を補正するにあたっては、前記特定駆動状態は、第一特定駆動状態及び第二特定駆動状態を含み、該第一特定駆動状態及び該第二特定駆動状態における前記特定の手動操作量（レバー３４ａの操作量）を、前記少なくとも一つの油圧アクチュエータ（走行モータ２４）の最大手動操作量（Ｓ_ＭＡＸ）とし、該第一特定駆動状態における前記特定のエンジン回転数Ｎを、制御出力値Ｃが最大値またはその近傍の値となるエンジン回転数（ローアイドル回転数Ｎ_Ｌ）とし、該第二特定駆動状態における前記特定のエンジン回転数Ｎを、制御出力値Ｃが最小値またはその近傍の値となるエンジン回転数（ハイアイドル回転数Ｎ_Ｈ）とする。外部コントローラ６０の演算部６２では、前記少なくとも一つの油圧アクチュエータ（走行モータ２４）を、該第一特定駆動状態及び該第二特定駆動状態で実際に駆動した場合に実測値検出部Ｓ２（回転数計測装置６６等）にて検出される実供給油流量（流量比Ｑ）またはこれに代替する数値（実回転数ＭＮｒ）と、記憶部６２にて記憶した前記設計上の供給油流量値（設計上の流量比Ｑｒ_Ｓ）またはこれに代替する数値（設計上の回転数ＭＮｓ）との比較に基づき、制御出力値Ｃの補正係数（補正率Ｒ）を算出する。

このように作業を行う装置構成とすることで、制御圧Ｐ_Ｃに関係する要因によるポンプ吐出流量特性上の誤差も、制御圧Ｐ_Ｃとは無関係の要因による個々の油圧アクチュエータの作動速度特性上の誤差も、効率よく補正することができる。

また、負荷感知式ポンプ制御システム５は、実エンジン回転数の低下の検出に基づいて油圧ポンプ１の吐出油の流量Ｑ_Ｐを制御するよう構成されており、外部コントローラ６０の記憶部６１とは別に、掘削旋回作業機１０内のコントローラ５０に設けた記憶部５１にて、目標エンジン回転数Ｎに対応する第一制御出力値Ｃ１の制御出力値マップＭ１を記憶しており、コントローラ５０の演算部５２において、制御出力値マップＭ１に基づいて、目標エンジン回転数Ｎに対応する第一制御出力値Ｃ１を決定するとともに、実エンジン回転数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の第二制御出力値Ｃ２を算出し、第一制御出力値Ｃ１と第二制御出力値Ｃ２を合算して、前記制御出力値Ｃに該当する第三制御出力値Ｃ３を算出し、第三制御出力値Ｃ３を、外部コントローラ６０の演算部６２にて算出した補正係数である補正率Ｒにて補正するものである。

このように、負荷感知式ポンプ制御システム５が、実エンジン回転数の低下の検出に基づくポンプ制御も行う構成である場合に、コントローラ５０にて、目標差圧ΔＰを変化させるための第一制御出力値Ｃ１と、実エンジン回転数の低下に基づいてポンプ制御するための第二制御出力値Ｃ２とを合算して算出した第三制御出力値Ｃ３を、外部コントローラ６０にて算出する補正率Ｒにて補正する構成とすることで、前述の如く目標差圧ΔＰを変化させてのポンプ制御の効果におけるばらつきを低減できることに加え、実エンジン回転数の低下時に行うポンプ制御の効果におけるばらつきを低減できる。

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油が有する吐出圧と該複数の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を達成するように、該油圧ポンプの吐出油の流量を制御するよう構成されており、
   該差圧の目標値を変化させるための制御圧を、電磁比例弁の二次圧にて生成するものとしており、
   該制御装置は、該油圧機械内に設けた、第一演算部、及び、目標エンジン回転数検出部と、該油圧機械外に設けた、記憶部、第二演算部、及び、少なくとも一つの油圧アクチュエータに対する実供給油流量またはこれに代替する数値を検出する実測値検出部と、を備えており、
   該第一演算部では、該目標エンジン回転数検出部にて検出される目標エンジン回転数に応じて該電磁比例弁にかける電流値のもととなる制御出力値を算出し、
   該記憶部には、該少なくとも一つの油圧アクチュエータについて、特定のエンジン回転数及び特定の手動操作量で駆動した特定駆動状態を想定し、該特定駆動状態での該少なくとも一つの油圧アクチュエータへの設計上の供給油流量値またはこれに代替する数値を記憶しており、
   該第二演算部では、該少なくとも一つの油圧アクチュエータを該特定駆動状態で実際に駆動した場合に該実測値検出部にて検出される実供給油流量またはこれに代替する数値と、該記憶部にて記憶した該設計上の供給油流量値またはこれに代替する数値との比較に基づき、該制御出力値の補正係数を算出するものであり、
   該第一演算部で算出した前記制御出力値を、該第二演算部にて算出した該補正係数にて補正することを特徴とする、油圧機械の制御装置。
2. 前記特定駆動状態における前記特定の手動操作量を、前記少なくとも一つの油圧アクチュエータの最大手動操作量とし、かつ、前記特定のエンジン回転数を、前記制御出力値が最大値またはその近傍の値となるエンジン回転数と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. 前記特定駆動状態における前記特定の手動操作量を、前記少なくとも一つの油圧アクチュエータの最大手動操作量とし、かつ、前記特定のエンジン回転数を、前記制御出力値が最小値またはその近傍の値となるエンジン回転数と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。
4. 前記特定駆動状態は、第一特定駆動状態及び第二特定駆動状態を含み、
   該第一特定駆動状態及び該第二特定駆動状態における前記特定の手動操作量を、前記少なくとも一つの油圧アクチュエータの最大手動操作量とし、
   該第一特定駆動状態における前記特定のエンジン回転数を、前記制御出力値が最大値またはその近傍の値となるエンジン回転数とし、
   該第二特定駆動状態における前記特定のエンジン回転数を、前記制御出力値が最小値またはその近傍の値となるエンジン回転数とし、
   前記第二演算部では、前記少なくとも一つの油圧アクチュエータを、該第一特定駆動状態及び該第二特定駆動状態で実際に駆動した場合に前記実測値検出部にて検出される実供給油流量またはこれに代替する数値と、前記記憶部にて記憶した前記設計上の供給油流量値またはこれに代替する数値との比較に基づき、前記制御出力値の補正係数を算出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。
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よう構成されており、
   前記油圧機械外の前記記憶部とは別に、前記油圧機械内に設けた記憶部にて、目標エンジン回転数に対応する第一制御出力値のマップを記憶しており、
   前記第一演算部において、該マップに基づいて、前記目標エンジン回転数検出部にて検出される目標エンジン回転数に対応する第一制御出力値を決定するとともに、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の第二制御出力値を算出し、該第一制御出力値と該第二制御出力値を合算して、前記制御出力値に該当する第三制御出力値を算出し、該第三制御出力値を、前記第二演算部にて算出した前記補正係数にて補正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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