WO2018151275A1 - 油圧機械の制御装置 - Google Patents

Abstract

掘削旋回作業機等の油圧機械であって、走行用の油圧モータの容量切換が可能な構成のものについて、油圧モータの小容量設定状態における走行速度の高速化に、主に作業走行に用いられる油圧モータの大容量設定状態で、走行速度の高速化の影響を回避し、作業精度を確保する。　各油圧アクチュエータの駆動時に、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の目標値を補正するよう構成されている油圧機械の制御装置を、該複数の油圧アクチュエータに含まれる走行用の油圧モータの容量の切換に応じて、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の目標値を補正するように構成する。

Description

油圧機械の制御装置

　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しての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しての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。

　上記各特許文献に開示されるシステムにおいて、可変容量型油圧ポンプの吐出流量の制御機構は、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、油圧ポンプの吐出流量を調整する構成となっており、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、すなわち、アクチュエータの要求流量と略同量の供給流量を実現できるので、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１、２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。

　一方、特許文献２に示すように、従来の掘削旋回作業機においては、その複数の油圧アクチュエータの中に、例えば、左右一対のクローラ式走行装置のような、一対の走行装置を各別に駆動するための一対の走行用油圧モータが備えられている。

　特許文献２には、油圧アクチュエータのうち、走行用油圧モータのみを駆動する場合、すなわち、車両が走行するように設定されていることを検出した場合に、前記ロードセンシング弁における目標差圧を下げることで油圧ポンプの吐出量を低減する技術が開示されており、これにより、他の作業用の油圧アクチュエータに比して要求される負荷圧の小さな走行用油圧モータを駆動する際の油圧ポンプからの吐出量のロスを低減し、油圧アクチュエータの作動効率を高めるものとしている。

　さらに、特許文献３に示すように、容量変更手段としての可動斜板を備えた走行用油圧モータであって、小さな傾倒角度の高速位置と、大きな傾倒角度の低速位置との二位置に可動斜板の傾倒角度を切換可能な構成としたものが公知となっている。油圧ポンプからの吐出流量が一定であるとした場合に、可動斜板を高速位置にすると油圧モータはその容量が小さくなって高速に回転駆動され、可動斜板を低速位置にすると油圧モータはその容量が大きくなって低速に回転駆動される。

　この油圧ポンプの可動斜板位置の切換については、上記特許文献３においては、車両の運転席近傍に設けたレバー等の手動操作によるものとしており、オペレータの任意にて、例えば、車両を路上走行させたい場合にはこれを高速位置にし、作業をしながら低速度にて走行させたい場合にはこれを低速位置にするというものとなっている。

特開平２－７６９０４号公報 特開２０１１－２４７３０１号公報 特開平１０－３３８９４７号公報

　上記の特許文献３に示す如き二段に変速可能な走行用油圧モータを備えた掘削旋回作業機等の油圧機械においては、走行用油圧モータの可動斜板を高速位置（小容量設定位置）にしたとき（以下、「高速設定状態」と称する）の車両の走行速度をより高いものにしてほしいとの要望が多い。一方で、走行用油圧モータの可動斜板を低速位置にしたとき（以下、「低速設定状態」と称する）の車両の走行速度については、確実な作業精度を保つため、従来どおりの走行速度でよいものとされる。

　高速設定状態における車両の走行速度を高める方法としては、エンジン回転数を上げることが考えられるが、同じエンジン回転数で低速設定状態に切り換えたときに、低速設定状態における走行速度も高めてしまうこととなり、上述の、低速設定状態での走行速度は従来のままとする要望に合わない。

　ここで、特許文献３では、低速設定状態としたときに、可変容量型油圧ポンプの最大吐出流量を低減することで、走行速度を低くするものとしている。しかし、この技術は、走行用油圧モータの大容量設定位置へと切換に合わせて単純に油圧ポンプの最大傾倒角度位置を一定角度低減するものであり、この技術を、特許文献１に示すような、ロードセンシング弁を用いたポンプ制御システムと組み合わせた場合、この最大吐出流量の低減に左右されない操作量領域であれば、手動操作の操作量に応じて油圧ポンプから油圧アクチュエータへ流れる流量が調整されるものの、操作量が、最大吐出流量の低減分に対応する領域にかかると、そこから手動操作量を最大操作量まで増やしても、アクチュエータへの流量は飽和状態でその調整ができず、操作性を著しく低下させてしまうという事態が起こり得る。

　油圧モータを、可動斜板等の二段切換式の容量変更手段の構成を変更したもの（速度比を変更したもの）に変更すれば、上述の要望に応え得るものの、機械的な設計変更を必要とし、部品共有化等の面で不利であり、高コスト化を招くこととなる。

　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の制御装置であって、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の目標値を補正するよう構成されている。該複数の油圧アクチュエータには、該油圧機械の走行用の油圧モータであって、その容量を、少なくとも二段階の異なる容量に切換設定可能であるものを含んでおり、該制御装置は、エンジン回転数の変化に加え、該油圧モータの容量の切換に応じて、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の目標値を補正するように構成されている。

　また、前記制御装置の第一態様として、前記複数の油圧アクチュエータには、各別に設けられる方向制御弁のメータイン絞りを介して、前記油圧ポンプからの吐出油が供給されるものであり、前記各アクチュエータの要求流量は、各方向制御弁のメータイン絞りの開度にて画定されるものである。前記制御装置は、前記油圧ポンプの吐出油が有する吐出圧と各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、全アクチュエータに共通の目標値を設定しており、全油圧アクチュエータについて、該差圧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構成であり、該差圧の目標値を補正することにより、エンジン回転数の変化に応じての前記比率の目標値の補正、及び、前記油圧モータの容量の切換に応じての前記比率の目標値の補正を行うものである。

　また、前記制御装置の第二態様として、該制御装置は、前記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、エンジン回転数に対する該電磁比例弁にかける電流値としての制御出力値の相関マップとして、複数のマップを記憶している。該複数のマップは、前記油圧モータの前記少なくとも二段階の容量設定ごとにそれぞれ対応した二以上のマップを含むものである。

　また、前記制御装置の第三態様として、前記二以上のマップは、前記油圧モータの小容量設定に対応する第一のマップと、該油圧モータの大容量設定に対応する第二のマップとを含む。該制御装置は、該油圧モータの該大容量設定時において、実際に該油圧モータが駆動される状態であることが確認されたときにのみ該第二のマップを用いての前記油圧ポンプの吐出油の流量制御が行われ、それ以外は、該第一のマップを用いての該油圧ポンプの吐出油の流量制御が行われるように構成されている。

　以上の如き油圧機械の制御装置により、該走行用の油圧モータの、大容量設定時の出力速度と小容量設定時の出力速度との比率（速度比）を変更できる。すなわち、一定のエンジン速度で油圧モータ用の方向制御弁の操作量を一定にしていると仮定しての、容量の切換に伴っての出力速度差を、その油圧モータの規格により規定されている値とは異なる値にすることができる。

　したがって、例えば油圧機械の路上走行速度を高速化するために高回転のエンジンを備えるものとした場合に、ハイアイドル回転数（エンジン回転の最高速）が増加することで、該走行用の油圧モータの小容量設定時には高速のエンジン回転にて路上走行速度の高速化を実現できる一方で、大容量設定時には、エンジンの高回転化によるハイアイドル回転数の増加の影響を受けずに、作業のしやすい従来の走行速度となるように、該油圧モータの出力速度を低く抑えることができる。

　前記速度比の変更は、油圧モータの可動斜板の設定位置を変更することによっても可能であるが、この場合、可動斜板の位置決め用の複雑な機構についての設計変更を迫られ、高コストにつながる可能性がある。しかし、本願に係る制御装置は、前記第一態様として記載したように、吐出圧と負荷圧との間の差圧の目標値を補正するという、既存の負荷感知（ロードセンシング）式ポンプ制御システムで採用されている構造を、走行用の油圧モータの容量切換の際に採用するだけですむ。例えば、前記第二態様として記載したように、油圧モータの容量設定ごとに対応したマップを二以上記憶しておくという構造ですむ。したがって、低コストで前述の如き効果を奏する制御装置を提供できる。

　また、前記の差圧の目標値の補正は、油圧ポンプの吐出油の流量を制御するものなので、走行用の油圧モータのみならず、全アクチュエータについて、要求流量に対する供給流量の比率の補正が適用されることとなる。この場合、前述の如く大容量設定時の走行用の油圧モータの出力速度を低く抑えるものとすると、走行速度が低く抑えられるのみならず、他のアクチュエータの駆動速度も、走行用の油圧モータを大容量設定に切り換えるのに伴って、駆動速度が低くなってしまい、作業効率が落ちてしまう。

　この点、前記第三態様として記載したように、該油圧モータの大容量設定時において、実際に該油圧モータが駆動される状態であることが確認されたときにのみ、大容量設定時用の第二のマップを用いるものとすることで、他のアクチュエータについては、該油圧モータの容量切換とは関係なく、油圧モータの小容量設定時に対応する駆動速度にて駆動することができ、走行速度のみ低く抑えながら、小容量設定時とかわらない効率のよい作業を行うことができる。

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。 負荷感知式ポンプ制御システムのブロック図。 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。 走行モータの容量切換に対応しての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８（ａ）は制御出力値のマップ、図８（ｂ）は制御圧のグラフ、図８（ｃ）は目標差圧のグラフ。 走行モータの容量切換に対応して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。 走行モータの容量切換に対応しての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。

　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、ポンプ斜板アクチュエータ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、ポンプ斜板アクチュエータ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、ポンプ斜板アクチュエータ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、ポンプ斜板アクチュエータ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、メータイン絞りの開度Ａ（断面積）に比例する。メータイン絞りの開度Ａ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しての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、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４を用いて考える。

　図４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及び旋回シリンダ２３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４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、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４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、旋回シリンダ２３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シリンダ２３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ΘＨ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。これを制御出力値Ｃ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しての制御出力値Ｃ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ての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３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の備える記憶部５１に、全アクチュエータを対象とするエンジン回転数Ｎに対応する制御出力値Ｃの相関マップＭが記憶されている。

　なお、記憶部５１に記憶されたエンジン回転数Ｎに対する制御出力値Ｃの相関マップＭ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いる。本願では特に、図８（ａ）に示すように、通常モード設定時に選択される標準マップＭ１、及び、低速走行モード設定時に選択される低速走行マップＭ２のみを取り上げているが、この他にも、掘削旋回作業機１０に、ハイアイドル回転数を通常の場合よりも低くする省燃費モード等も設定可能とすることが考えられ、これを設定した場合に用いられる制御出力値Ｃのマップも、前述のマップ群に含めることが考えられる。

　コントローラ５０には、エンジン回転数検出部５２よりエンジン回転数の検出信号が、また、前記変速スイッチ２６のＯＮ・ＯＦＦ信号が、入力される。また、走行検出手段５３より、実際に掘削旋回作業機１０が走行しているのか否か（つまり、走行モータ２３・２４が駆動されているか否か）の判断を示す走行検出信号がコントローラ５０に入力される。なお、走行検出手段５３は、走行操作レバー３３ａ・３４ａの操作量を検出する構成としてもよい（例えば、両レバー３３ａ・３４ａの操作量が０のときには走行していないものと判断する）。

　なお、変速スイッチ２６のＯＮ・ＯＦＦ信号及び走行検出手段５３からの走行検出信号は、標準マップＭ１を選択するのか低速走行マップＭ２を選択するのかにかかわるものであり、これらの他、例えば前記の省燃費モード用のマップの選択にかかわって、省燃費モードを設定する際にＯＮ操作されるスイッチからの信号等がコントローラ５０に入力されることが考えられる。

　コントローラ５０は、これらの入力信号に基づき、設定モードを判断し、記憶部５１に記憶されているエンジン回転数Ｎに対する制御出力値Ｃの相関マップ群の中から、設定モードに対応するマップを選択し、選択したマップに、エンジン回転数検出部５２からの入力信号に基づくエンジン回転数Ｎを当てはめることで、制御出力値Ｃの目標値を決定する。

　前述の信号の入力に基づき標準マップＭ１及び低速走行マップＭ２のうちの一方がどのように選択されるのかについては、後に、図８～１０を用いて詳述する。

　この決定に基づき、コントローラ５０は、負荷感知式ポンプ制御システム５におけるポンプ制御比例弁８のソレノイド８ａに、決定した制御出力値Ｃの電流を付加し、ポンプ制御比例弁８よりロードセンシング弁７に、当該制御出力値Ｃの付加にて生成された制御圧Ｐ_Ｃを有するパイロット圧油を供給し、これにより、ポンプアクチュエータ６を介して、油圧ポンプ１の可動斜板１ａの傾倒角度、すなわち、油圧ポンプ１の吐出流量を制御するものである。

　図５～図７にて、「減速制御」に関しての、制御出力値Ｃ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、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制御出力値Ｃの変化を示す標準マップ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標準マップＭ１の構成について説明する。

　標準マップＭ１は、ハイアイドル回転時の制御出力値Ｃを最小値Ｃ_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制御出力値Ｃを最大値Ｃ_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、制御出力値Ｃを増加するものとしている。

　図５（ｂ）及び図５（ｃ）は、標準マップ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の制御出力値Ｃ（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、制御出力値Ｃが最小値Ｃ_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、制御出力値Ｃ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６は、エンジン回転数の変化に対応しての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４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の制御出力値Ｃを最小値Ｃ_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４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の制御出力値Ｃが最小値Ｃ_０よりも大きな最大値Ｃ_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ΔＰ_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ＲｑＬとする場合に、ＲｑＬ＝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Ｑｂ_Ｌ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４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４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）に示す制御出力値Ｃ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）に見られる制御出力値Ｃ、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ての制御の効果が、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ての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に対しての要求流量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ＱＬ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ＱＬ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、減速制御に関連し、前述の如く、通常モードか低速走行モードかの選択に基づき、図８（ａ）に示す標準マップＭ１か低速走行マップＭ２かの選択がなされる。

　ここで、図３を用いて説明すると、コントローラ５０は、変速スイッチ２６及び走行検出手段５３からの信号に基づき、走行モータ２３・２４の可動斜板２３ａ・２４ａが小傾倒角度（小容量）位置（通常速位置）にあると判断するときは、走行モータ２３・２４が実際に駆動状態（走行状態）であるか否かにかかわらず、掘削旋回作業機１０を通常モードに設定するものとし、記憶部５１に記憶したマップ群の中から標準マップＭ１を選択する。

　一方、走行モータ２３・２４の可動斜板２３ａ・２４ａが大傾倒角度（大容量）位置（低速位置）にあると判断する場合、コントローラ５０は、走行モータ２３・２４が駆動状態（走行状態）になければ、掘削旋回作業機１０を通常モードに設定するものとして、標準マップＭ１を選択する。そして、走行モータ２３・２４が実際に駆動状態（走行状態）にあると判断した場合に、掘削旋回作業機１０を低速走行モードに設定するものとし、記憶部５１に記憶したマップ群の中から低速走行マップＭ２を選択する。すなわち、低速走行マップＭ２が選択されるのは、可動斜板２３ａ・２４ａを低速位置にした状態の走行モータ２３・２４を実際に駆動する場合のみである。

　標準マップＭ１では、ハイアイドル回転時の制御出力値Ｃを最小値Ｃ_０（制御圧Ｐ_Ｃを０とする制御出力値）としており、エンジン回転数Ｎを低下させるにつれ制御出力値Ｃを増加させ、ローアイドル回転時での制御出力値Ｃを最大値Ｃ_ＭＡＸとしている。一方、低速走行マップＭ２では、ハイアイドル回転時の制御出力値Ｃを最小値Ｃ_０よりも大きな値Ｃ_Ｗとしており、エンジン回転数Ｎを低下させるにつれ制御出力値Ｃを増加させ、ローアイドル回転時での制御出力値Ｃは、通常モード設定時と同じ最大値Ｃ_ＭＡＸとしている。

　すなわち、標準マップＭ１は、エンジン回転数Ｎのハイアイドル回転数Ｎ_Ｈからローアイドル回転数Ｎ_Ｌへの低下に伴って、制御出力値Ｃを、最小値Ｃ_０から最大値Ｃ_ＭＡＸまで増加させるよう設定されたものである一方、低速走行マップＭ２は、エンジン回転数Ｎのハイアイドル回転数Ｎ_Ｈからローアイドル回転数Ｎ_Ｌへの低下に伴って、制御出力値Ｃを、最小値Ｃ_０よりも大きな値Ｃ_Ｗから最大値Ｃ_ＭＡＸまで、標準マップＭ１の制御出力値Ｃよりも小さな増加率で増加させるよう設定されたものである。

　図８（ｂ）及び図８（ｃ）は、マップＭ１・Ｍ２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の制御出力値Ｃ（ソレノイドへの印加電流値）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８（ｂ）におけるグラフＰ_Ｃ１は通常モード設定時の制御圧Ｐ_Ｃの変化、グラフＰ_Ｃ２は低速走行モード設定時の制御圧Ｐ_Ｃの変化を示し、図８（ｃ）におけるグラフΔＰ１は通常モード設定時の目標差圧ΔＰの変化、グラフΔＰ２は低速走行モード設定時の目標差圧ΔＰの変化を示す。

　ハイアイドル回転時において、通常モード設定時は、制御出力値Ｃが最小値Ｃ_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、最大目標差圧ΔＰ_０となる。一方、同じくハイアイドル回転時において、低速走行モード設定時は、制御出力値Ｃを最小値Ｃ_０よりも大きな値Ｃ_Ｗとすることにより、０よりも大きな値Ｐ_ＣＷの制御圧Ｐ_Ｃが発生する。この制御圧Ｐ_ＣＷがかかることにより、目標差圧ΔＰは、最大目標差圧ΔＰ_０よりも小さいΔＰＷとなる。

　すなわち、ハイアイドル回転時では、通常モード設定時には制御圧Ｐ_Ｃを０として、減速制御を行わず、低速走行モード設定時に、制御圧Ｐ_ＣＷを付加し、全アクチュエータについての減速制御（すなわち、目標供要流量比Ｒｑの低下）を行うものとしている。

　一方、ローアイドル回転時では、前述の如く、通常モード設定時に、目標供要流量比ＲｑをＮ_Ｌ／Ｎ_Ｈ（＜１）に低減すべく、標準マップＭ１にて制御出力値Ｃの最大値Ｃ_ＭＡＸを決定し、制御圧Ｐ_Ｃを最大値Ｐ_ＣＭＡＸとし、目標差圧ΔＰを最小目標差圧ΔＰ_ＭＩＮとする減速制御を行っている。そこで、このローアイドル回転時においては、低速走行モード設定時も、目標供要流量比Ｒｑを共通のものとし（すなわち、Ｒｑ＝Ｎ_Ｌ／Ｎ_Ｈ）、低速走行マップＭ２上のローアイドル回転数Ｎ_Ｌに対応する制御出力値Ｃを同じく最大値Ｃ_ＭＡＸとし、制御圧Ｐ_Ｃを最大値Ｐ_ＣＭＡＸとし、目標差圧ΔＰを最小目標差圧ΔＰ_ＭＩＮとして、通常モード設定時と共通の減速制御を行うものとしている。

　なお、ローアイドル回転時において、標準マップＭ１上の制御出力値Ｃ（＝Ｃ_ＭＡＸ）と、低速走行マップＭ２上の制御出力値Ｃとが異なる値であるものとしてもよく、この場合には、ローアイドル回転時にて両モード間でのモード切換により、制御圧Ｐ_Ｃが変化し、目標差圧ΔＰが変化し、目標供要流量比Ｒｑが変化することとなる。

　図９は、走行モータ２３・２４の駆動について、通常モードと低速走行モードとの間でのモード切換により走行モータ２３・２４への供給流量Ｑに現れる効果を示す図である。なお、いずれのモードにおいても、走行操作レバー３３ａ・３４ａの操作量を最大（方向制御弁３３・３４のスプールストロークＳを最大値Ｓ_ＭＡＸ）にしたときのものとする。

　ハイアイドル回転時において、通常モードでは、標準マップＭ１に基づき、制御圧Ｐ_Ｃのかからない状態（すなわち、「減速制御」をしない状態）でのロードセンシング弁７における目標差圧ΔＰ_ＭＡＸを達成するように、すなわち、目標供要流量比Ｒｑ＝１として、可動斜板１ａの傾倒角度が決定され、可動斜板２３ａ・２４ａを通常速位置（小容量位置）にした状態の走行モータ２３・２４への供給流量Ｑｎは、走行モータ２３・２４についての要求流量Ｑｔ_Ｒを満たすものとなる（Ｑｎ＝Ｑｔ_Ｒ）。

　そして、同じくハイアイドル回転時において、低速走行モードでは、低速走行マップＭ２に基づき、制御出力値ＣをＣ_Ｗとして、ロードセンシング弁７に制御圧Ｐ_ＣＷをかけ、目標差圧ΔＰは、制御圧Ｐ_Ｃのない状態での規定差圧ΔＰ_０よりも低いΔＰ_Ｗとなり、目標供要流量比Ｒｑの値を、通常モード時の値１より小さな値Ｒｑｗ_Ｈ（＜１）とし、この目標供要流量比Ｒｑｗ_Ｈを満たすように可動斜板１ａが傾動され、走行モータ２３・２４への供給流量Ｑｗは、通常モード設定時のＱｔ_Ｒよりも小さなＱｗ_Ｈ（＝Ｑｔ_Ｒ×Ｒｑｗ_Ｈ）となる。

　低速走行マップＭ２は、ハイアイドル回転数Ｎ_Ｈとローアイドル回転数Ｎ_Ｌとの間での任意のエンジン回転数Ｎ_Ｍに対応して制御出力値Ｃ（Ｃ_０＜Ｃ＜Ｃ_ＭＡＸ）を決定するものとなっており、その制御出力値Ｃにて生成される制御圧Ｐ_Ｃにて得られる目標供要流量比Ｒｑは、通常モード時の、そのときの目標エンジン回転数（任意エンジン回転数Ｎ_Ｍ）に応じて得られる値Ｎ_Ｍ／Ｎ_Ｈからさらに低下した値Ｒｑｗ（＜Ｎ_Ｍ／Ｎ_Ｈ）となる。この目標供要流量比Ｒｑｗを満たすように可動斜板１ａが傾動され、走行モータ２３・２４への供給流量Ｑｗは、通常モード設定時にそのエンジン回転数Ｎに対応して得られる供給流量Ｑｎ（＝Ｑｔ_Ｒ×Ｎ_Ｍ／Ｎ_Ｈ）より、さらに低下して、Ｑｔ_Ｒ×Ｒｑｗとなる。

　なお、ローアイドル回転時には目標供要流量比Ｒｑｗ＝Ｎ_Ｌ／Ｎ_Ｈとなり、通常モードと低速走行モードとの切換（走行モータ２３・２４の容量の切換）によっては供給流量ＱＬが変わらないものとしている。

　このように、標準マップＭ１から低速走行マップＭ２への切換は、油圧アクチュエータ（特に走行モータ２３・２４）の供給流量特性上に現れる効果として、任意のエンジン回転数Ｎに対応して、元々は１である目標供要流量比Ｒｑを、標準マップＭ１を用いて補正して（すなわち、減速制御して）得た値を、さらに、低速走行マップＭ２を用いて補正する（減速制御する）ことを意味する。なお、ハイアイドル回転時には、標準マップＭ１を用いた場合に目標供要流量比Ｒｑ＝１なので、結果的に、低速走行マップＭ２を用いることで初めて「減速制御」がなされるように見えるものであり、ローアイドル回転時には、目標供要流量比Ｒｑが共通の値（Ｎ_Ｌ／Ｎ_Ｈ）となるので、結果的に、標準マップＭ１から低速走行マップＭ２に切り換えた場合に、さらなる減速制御はなされないこととなる。

　この低速走行モードへのモード切換に伴う減速制御（走行モータ２３・２４についての供要流量比の補正）は、走行操作レバー３３ａ・３４ａの操作量、かつ、同じエンジン回転数で、走行モータ２３・２４の可動斜板２３ａ・２４ａを通常速位置にしたときの走行速度の、同じく低速位置にしたときの走行速度に対する速度比（または両走行速度の速度差）を大きくするという効果をもたらす。また、この速度比の拡大は、エンジン回転数の高い領域にて顕著となり、ハイアイドル回転数で最大となる。

　したがって、例えば掘削旋回作業機１０の路上走行速度を高速化するために高回転のエンジンを備えた場合に、ハイアイドル回転数Ｎ_Ｈ付近のエンジン高回転速度領域において、通常モード設定で可動斜板２３ａ・２４ａを通常速位置（小容量設定）にした走行モータ２３・２４の駆動については、減速制御をしない（目標供要流量比Ｒｑ＝１）か、目標供要流量比Ｒｑの低下率を小さく抑えることで、この領域でのエンジン回転数が増加した分、駆動スプロケット１１ｂの駆動速度を上げる（走行速度を上げる）ことができる一方、低速走行モードにすると、走行モータ２３・２４の低速位置（大容量設定）への切換による出力速度の低下に加えて、減速制御、すなわち、目標供要流量比Ｒｑを、通常モード設定時のものよりもさらに低下するように補正することで、油圧ポンプ１の可動斜板１ａの傾倒角度を減少側に切り換える制御がなされるので、エンジン回転数の増加分や油圧ポンプ容量の増加分が相殺され、従来どおりの作業のしやすい低速で掘削旋回作業機１０を走行させることができる。

　走行モータ２３・２４の可動斜板２３ａ・２４ａを、通常速位置にしたときの走行速度と、低速位置にしたときの走行速度との差を大きくするには、走行モータ２３・２４として用いられる油圧モータの可動斜板２３ａ・２４ａの低速位置と通常速位置との角度差を変更するということも考えられるが、油圧モータの可動斜板は、一定の規格で設計されており、両位置の角度差を変更しようと思えば、設定上の変更が必要となり、コストがかかる。この点、減速制御は、既存のポンプ制御比例弁８を用いて、その制御出力値Ｃに関するマップを変更するだけでよいので、高コスト化につながることもない。

　なお、減速制御は、ロードセンシング弁７に制御圧Ｐ_Ｃを付加することにより油圧ポンプ１の可動斜板１ａの傾倒角度を増大側に変更するものであって、前述の如く、全アクチュエータについて、その供要流量比を低下する効果をもたらす。

　ここで、可動斜板２３ａ・２４ａが通常速位置にあっても低速位置にあっても、前述の走行検出手段５３からの走行検出信号に基づき、走行モータ２３・２４が駆動状態にないものと判断されれば、掘削旋回作業機１０は通常モードに設定されるので、掘削旋回作業機１０が走行停止している間での他の油圧アクチュエータの駆動、すなわち、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等の駆動に関しては、エンジン回転数に対応して、標準マップＭ１に基づく制御出力値Ｃの制御による供給流量の制御を受けることとなる。

　いいかえれば、可動斜板２３ａ・２４ａを低速位置にして、実際に走行モータ２３・２４を駆動して掘削旋回作業機１０を低速走行するときにのみ、走行モータ２３・２４への供給流量について低速走行マップＭ２による制御を受けるものであり、他のアクチュエータについては、当該低速走行中に走行モータ２３・２４が駆動されつつ他のアクチュエータが駆動されるということがない限り、全て、標準マップＭ１により供給流量の制御を受けるものであり、通常モードにて想定された作動速度で作動するものである。

　走行モータ２３・２４の容量切換に対応しての減速制御に関連して、図１０では、ハイアイドル回転時における走行モータ２３・２４のレバー操作量（走行操作レバー３３ａ・３４ａの操作量）、すなわち、方向制御弁３３・３４のスプールストロークＳに対しての要求流量Ｑｔ_Ｒおよび供給流量Ｑの特性を示している。要求流量Ｑｔ_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。可動斜板２３ａ・２４ａを小傾倒角度（小容量）位置（通常速位置）にした通常モードにおいては、減速制御がないため、供要流量比が１となり、供給流量Ｑｎは要求流量Ｑｔ_Ｒと一致する。一方、可動斜板２３ａ・２４ａを大傾倒角度（大容量）位置（低速位置）にした低速走行モードにおいては、減速制御の効果によって、要求流量Ｑｔ_Ｒに、１未満の一定の比率（前述の実施例ではＲｑｗ_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、Ｑｗ_ＭＡＸ＝Ｑ_ＲＭＡＸ×Ｒｑｗ_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、低速走行モードにおけるポンプの供給流量Ｑｗはレバー操作量の増大とともに増大し、走行モータ２３・２４の作動速度、すなわち駆動スプロケット１１ｂの回転速度も増大する。

　以上の如く、本願に係る掘削旋回作業機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を備えた油圧機械であって、その制御装置としての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の吐出油の流量を制御し、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（Ｑ／Ｑ_Ｒ）の目標値Ｒｑを補正するよう構成されている。該複数の油圧アクチュエータには、掘削旋回作業機１０の走行用の油圧モータであって、その容量を、少なくとも二段階の異なる容量に切換設定可能である走行モータ２３・２４を含んでいる。ポンプ制御システム５は、エンジン回転数Ｎの変化に加え、走行モータ２３・２４の容量の切換に応じて、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（Ｑ／Ｑ_Ｒ）の目標値Ｒｑを補正するよう構成されている。

　前記複数の油圧アクチュエータには、各別に設けられる方向制御弁のメータイン絞りを介して、油圧ポンプ１からの吐出油が供給されるものであり、前記各アクチュエータの要求流量Ｑ_Ｒは、各方向制御弁のメータイン絞りの開度にて画定されるものである。負荷感知（ロードセンシング）式の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と各油圧アクチュエータへの供給油が有する最大負荷圧Ｐ_Ｌとの間の差圧ΔＰについて、全アクチュエータに共通の目標値を設定しており、全油圧アクチュエータについて、差圧ΔＰ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構成である。この差圧ΔＰの目標値を補正することにより、エンジン回転数Ｎの変化に応じての前記比率（Ｑ／Ｑ_Ｒ）の目標値Ｒｑの補正、及び、走行モータ２３・２４の容量の切換に応じての前記比率（Ｑ／Ｑ_Ｒ）の目標値Ｒｑの補正を行う。

　負荷感知式ポンプ制御システム５は、前記差圧ΔＰの目標値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おり、また、エンジン回転数Ｎに対するポンプ制御比例弁８にかける電流値としての制御出力値Ｃの相関マップとして、複数のマップを記憶している。該複数のマップは、走行モータ２３・２４の前記少なくとも二段階の容量設定ごとにそれぞれ対応した二以上のマップＭ１・Ｍ２を含むものである。

　前記二以上のマップＭ１・Ｍ２は、走行モータ２３・２４の小容量設定に対応する標準マップＭ１と、走行モータ２３・２４の大容量設定に対応する低速走行マップＭ２とを含む。走行モータ２３・２４の該大容量設定時において、実際に走行モータ２３・２４が駆動される状態であることが確認されたときにのみ低速走行マップＭ２を用いての油圧ポンプ１の吐出油の流量制御が行われ、それ以外は、標準マップＭ１を用いての油圧ポンプ１の吐出油の流量制御が行われるよう構成されている。

　以上の如き掘削旋回作業機１０のポンプ制御システム５により、走行モータ２３・２４の、大容量設定時の出力速度と小容量設定時の出力速度との比率（速度比）を変更できる。すなわち、一定のエンジン速度で走行モータ２３・２４用の方向制御弁３３・３４の操作量（スプールストロークＳ）を一定にしていると仮定しての、容量の切換に伴っての出力速度差を、走行モータ２３・２４としての油圧モータの規格により規定されている値とは異なる値にすることができる。

　したがって、例えば掘削旋回作業機１０の路上走行速度を高速化するために高回転のエンジンを備えるものとした場合に、ハイアイドル回転数（エンジン回転の最高速）が増加することで、走行モータ２３・２４の小容量設定時には高速のエンジン回転にて路上走行速度の高速化を実現できる一方で、大容量設定時には、エンジンの高回転化によるハイアイドル回転数の増加の影響を受けずに、作業のしやすい従来の走行速度となるように、該油圧モータの出力速度を低く抑えることができる。

　前記速度比の変更は、走行モータ２３・２４の可動斜板２３ａ・２４ａの設定位置を変更することによっても可能であるが、この場合、可動斜板２３ａ・２４ａの位置決め用の複雑な機構についての設計変更を迫られ、高コストにつながる可能性がある。しかし、本願に係るポンプ制御システム５は、吐出圧Ｐ_Ｐと最大負荷圧Ｐ_Ｌとの間の差圧ΔＰの目標値を補正するという、既存の負荷感知式ポンプ制御システムで採用されている構造を、走行モータ２３・２４の容量切換の際に採用するだけですむ。例えば、走行モータ２３・２４の容量設定ごとに対応したマップを二以上記憶しておくという構造ですむ。したがって、低コストで前述の如き効果を奏するポンプ制御システム５を提供できる。

　また、前記の差圧ΔＰの目標値の補正は、油圧ポンプ１の吐出油の流量を制御するものなので、走行モータ２３・２４のみならず、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）の目標値Ｒｑの補正が適用されることとなる。この場合、前述の如く大容量設定時の走行モータ２３・２４の出力速度を低く抑えるものとすると、走行速度が低く抑えられるのみならず、他のアクチュエータの駆動速度も、走行モータ２３・２４を大容量設定に切り換えるのに伴って、駆動速度が低くなってしまい、作業効率が落ちてしまう。

　この点、走行モータ２３・２４の大容量設定時において、実際に走行モータ２３・２４が駆動される状態であることが確認されたときにのみ、大容量設定時用の低速走行マップＭ２を用いるものとすることで、他のアクチュエータについては、走行モータ２３・２４の容量切換とは関係なく、走行モータ２３・２４の小容量設定時に対応する駆動速度にて駆動することができ、走行速度のみ低く抑えながら、小容量設定時とかわらない効率のよい作業を行うことができる。

　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 (4)

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、
   　該制御装置は、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の目標値を補正するよう構成されており、
   　該複数の油圧アクチュエータには、該油圧機械の走行用の油圧モータであって、その容量を、少なくとも二段階の異なる容量に切換設定可能であるものを含んでおり、
   　該制御装置は、エンジン回転数の変化に加え、該油圧モータの容量の切換に応じて、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の目標値を補正するよう構成されていることを特徴とする、油圧機械の制御装置。
2. 　前記複数の油圧アクチュエータには、各別に設けられる方向制御弁のメータイン絞りを介して、前記油圧ポンプからの吐出油が供給されるものであり、
   　前記各アクチュエータの要求流量は、各方向制御弁のメータイン絞りの開度にて画定されるものであり、
   　前記制御装置は、前記油圧ポンプの吐出油が有する吐出圧と各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、全アクチュエータに共通の目標値を設定しており、全油圧アクチュエータについて、該差圧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構成であり、
   　該差圧の目標値を補正することにより、エンジン回転数の変化に応じての前記比率の目標値の補正、及び、前記油圧モータの容量の切換に応じての前記比率の目標値の補正を行うことを特徴とする、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、
   　エンジン回転数に対する該電磁比例弁にかける電流値としての制御出力値の相関マップとして、複数のマップを記憶しており、
   　該複数のマップは、前記油圧モータの前記少なくとも二段階の容量設定ごとにそれぞれ対応した二以上のマップを含むものであることを特徴とする、請求項２に記載の油圧機械の制御装置。
4. 　前記二以上のマップは、前記油圧モータの小容量設定に対応する第一のマップと、該油圧モータの大容量設定に対応する第二のマップとを含み、
   　該油圧モータの該大容量設定時において、実際に該油圧モータが駆動される状態であることが確認されたときにのみ該第二のマップを用いての前記油圧ポンプの吐出油の流量制御が行われ、それ以外は、該第一のマップを用いての該油圧ポンプの吐出油の流量制御が行われるよう構成されていることを特徴とする、請求項３に記載の油圧機械の制御装置。

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