CN109790856B - 作业机械的液压驱动装置 - Google Patents

Abstract

在利用三个以上的泵驱动多个致动器的作业机械的液压驱动装置中，在不包含行驶的动作中，能够实现高效率的前部装置的复合动作、旋转和前部装置的优良的复合操作性，在包含行驶的动作中，实现高效率的行驶动作、高效率的行驶和前部装置的复合动作，并且实现足够的前部装置的动作速度。因此，能够分别对第一、第二、第三泵(101、201、301)进行基于负载传感控制的流量控制，在动臂(511)和斗杆(512)的复合动作中，用第一泵驱动任一方，用第二泵驱动另一方，用第三泵驱动旋转。在行驶动作中，将第一、第二泵的最大容量切换为行驶时的最大流量，由开路驱动，在行驶和前部装置的双动动作中，通过基于第三泵的负载传感控制来驱动前部装置。

Description

作业机械的液压驱动装置

技术领域

本发明涉及液压挖掘机等作业机械的液压驱动装置，尤其涉及进行所谓的负载传感控制的作业机械的液压驱动装置，即通过三个以上的泵驱动多个致动器，且对这些多个泵中的至少一个进行控制，以使泵的排出压比多个致动器的最高负荷压高出某一设定压。

背景技术

作为液压挖掘机等作业机械的液压驱动装置，为了兼顾优异的复合操作性和节能性，迄今为止提出了几个具备多个主泵且对这些多个主泵内的至少一个进行负载传感控制的液压驱动装置。

例如，专利文献1提出了以下的结构。

在液压挖掘机等作业机械的液压驱动装置中，包括：第一泵和第二泵，由分流式可变容量泵的两个排出口分别构成；以及固定容量型的第三泵，在行驶非操作时，使第一泵和第二泵的压力油合流并向前部装置用致动器供给，进行负载传感控制，并且，在旋转操作时，通过开路将固定容量型的第三泵的压力油供给到旋转马达。在仅进行行驶操作或者行驶和旋转等同时对前部装置以外的致动器进行了操作的情况下，将第一泵和第二泵的压力油分别通过开路向左右行驶马达供给，另一方面，将第三泵的压力油通过开路向旋转马达供给。在进行了行驶和前部装置的复合动作的情况下，将第一泵及第二泵的压力油分别向左右行驶马达供给，并将第三泵的压力油经由各自的压力补偿阀和流量控制阀供给到前部装置用致动器，通过压力补偿阀进行分流控制。

另外，专利文献2提出了以下的结构。

在液压挖掘机等作业机械的液压驱动装置中，包括：第一泵和第二泵，由分流式可变容量泵的两个排出口分别构成；可变容量型的第三泵，第一泵及第二泵和第三泵分别构成为进行负载传感控制。另外，也可以使用2个减压阀近似地检测第三泵的转矩，反馈到第一泵及第二泵，并利用第三泵的压力油对动臂缸进行主驱动，利用第一泵的压力油对动臂缸进行辅助驱动。进而，利用第二泵的压力油对斗杆缸进行主驱动，利用第一泵的压力油对斗杆缸进行辅助驱动。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2001-355257号公报。

专利文献2：日本特开2015-148236号公报。

发明内容

本发明要解决的课题：

根据专利文献1记载的技术，使用了前部装置的挖掘、整平作业(例如水平拉拽动作)等不包含行驶的动作(使机体停止的作业)能够利用负载传感控制，有力且平滑地进行。

另外，根据专利文献1记载的技术，在进行不包含行驶的动作即旋转和前部装置的复合动作的情况下，由不同的泵(旋转由第三泵驱动，前部装置由第一泵和第二泵驱动)驱动旋转和前部装置，因此不会发生旋转和前部装置的速度干涉，能够得到旋转和前部装置的优良的复合操作性。

在进行了包括行驶在内的动作即直行行驶或行驶复合动作的情况下，行驶马达由开路驱动，在负载传感控制中不会产生必要的压力补偿阀中的入口节流损失(主阀芯的入口节流开口的前后差压、即负载传感差压)，因此能够进行高效率的行驶动作。

但是，在专利文献1的技术中，在进行作为不包含行驶的动作的使用动臂和斗杆进行的水平拉/推动作等轻负荷斗杆和高负荷动臂的复合动作的情况下，作为大流量致动器的斗杆缸的压力补偿阀被节流，由该节流压力损失引起的入口节流损失大，不能进行高效率的复合动作。

另外，在进行了作为包括行驶在内的动作的行驶与前部装置的复合动作(例如行驶与动臂提升的复合动作)的情况下，由于第三泵为固定容量型，因此在前部装置的操作量小而要求流量小的情况下，由于从卸载阀排出剩余流量而产生的泄放损失大，不能进行高效率的行驶和前部装置的复合动作。

另外，在专利文献1中，由于第三泵为固定容量型，其容量不得不配合旋转或刮片等由第三泵驱动的必要流量小的致动器来设定。因此，在进行作为包含行驶的动作的行驶和前部装置的复合动作(例如行驶和动臂提升的复合动作)的情况下，不能得到足够的前部装置的动作速度。

根据专利文献2记载的技术，由于以纯液压的结构高精度地检测第三泵的转矩，并反馈到第一泵及第二泵，所以能够高精度地进行全转矩控制，能够有效利用原动机的输出转矩。

另外，根据专利文献2记载的技术，在进行了作为不包含行驶的动作的水平拉动动作等动臂为半杆操作、斗杆为全杆操作的动作的情况下，动臂和斗杆由从各自的泵(排出口)排出的压力油驱动，因此如利用动臂用和斗杆用的压力补偿阀将从一个泵(排出口)供给的压力油分流的情况那样，作为低负荷侧的致动器的斗杆的压力补偿阀中的入口节流损失不会变大，所以能够进行高效率的复合动作。

在进行了作为包括行驶的动作的行驶和动臂提升微操作的行驶复合动作的情况下，由于第三泵也进行负载传感控制，第三泵仅排出必要的流量，因此能够抑制因从卸载阀排出剩余流量而产生的泄放损失，能够高效地进行作业。

但是，在专利文献2的技术中，在进行了作为不包含行驶的动作的旋转和斗杆的复合动作的情况下，由于旋转和斗杆与相同的泵(排出口)连接而被驱动，因此，有时斗杆和旋转相互引起速度干涉，作业的熟练需要时间。

另外，在进行了作为包含行驶的动作的直行行驶或行驶复合动作的情况下，由第一泵(第一排出口)及第二泵(第二排出口)进行负载传感控制，因此会产生行驶的压力补偿阀的入口节流损失(行驶用主阀芯的入口节流开口的前后差压、即负载传感差压)，不能进行高效率的行驶动作。

另外，在专利文献2中，动臂缸驱动由第一泵(副)和第三泵(主)驱动，斗杆缸由第一泵(副)和第二泵(主)驱动，左右的行驶马达由第一泵和第二泵(合流)驱动。因此，在进行了作为包含行驶的动作的行驶与前部装置的复合动作(例如行驶与动臂提升或行驶与斗杆铲装的复合动作)的情况下，第一泵及第二泵的排出油的大部分被供给到行驶马达，不能向动臂缸或斗杆缸供给足够流量的压力油，因此，与专利文献2同样，不能得到足够的前部装置的动作速度。

本发明目的在于提供一种作业机械的液压驱动装置，在由三个以上的泵驱动多个致动器的作业机械的液压驱动装置中，在不包含行驶的动作中，能够抑制泄放阀的泄放损失和压力补偿阀引起的入口节流损失的发生而实现高效率的前部装置的复合动作，能够实现旋转和前部装置的优异的复合操作性，在包含行驶的动作中，能够不会产生负载传感差压引起的入口节流损失而进行高效率的行驶动作，并且能够抑制卸载阀的泄放损失的产生而实现高效率的行驶和前部装置的复合动作且能够得到足够的前部装置的动作速度。

用于解决课题的手段

为了解决上述课题，本发明提供一种作业机械的液压驱动装置，具备：多个致动器，包括分别驱动左右行驶装置的左右行驶马达和分别驱动动臂、斗杆、旋转装置的动臂缸、斗杆缸、旋转马达；封闭中心型的多个第一流量控制阀，与所述多个致动器中不包括所述左右行驶马达而包括所述动臂缸及所述斗杆缸的多个第一致动器连接；开放中心型的多个第二流量控制阀，与包括所述左右行驶马达的多个第二致动器连接；多个第三流量控制阀，与所述多个致动器中不包括所述左右行驶马达而包括所述旋转马达的多个第三致动器连接；多个压力补偿阀，控制向所述多个第一流量控制阀供给的压力油的流量；第一泵和第二泵，向所述多个第一流量控制阀和所述多个第二流量控制阀供给压力油；第三泵，向所述第一流量控制阀和所述第三流量控制阀供给压力油；排出流量控制装置，变更所述第一泵和所述第二泵的排出流量；行驶操作检测装置，检测用于驱动所述左右行驶马达的行驶操作；以及切换阀装置，当所述行驶操作检测装置未检测到所述行驶操作时，所述切换阀装置位于将从所述第一泵和所述第二泵排出的压力油引导到所述多个第一流量控制阀的第一位置，当所述行驶操作检测装置检测到所述行驶操作时，所述切换阀装置切换到将从所述第一泵和所述第二泵排出的压力油向所述多个第二流量控制阀引导且将从所述第三泵排出的压力油向所述多个第一流量控制阀引导的第二位置，所述作业机械的液压驱动装置的特征在于，与所述多个第三致动器连接的所述多个第三流量控制阀是封闭中心型的流量控制阀，所述多个压力补偿阀包括控制向所述多个第三流量控制阀供给的压力油的流量的多个压力补偿阀，所述第三泵的最大容量被设定为能够供给所述多个第一致动器中的要求流量最大的致动器所需要的流量，所述排出流量控制装置包括分别变更所述第一泵、所述第二泵及所述第三泵的排出流量的第一排出流量控制装置、第二排出流量控制装置及第三排出流量控制装置，所述第一排出流量控制装置及所述第二排出流量控制装置构成为，当所述行驶操作检测装置未检测到所述行驶操作、所述切换阀装置位于所述第一位置时，进行负载传感控制，将所述第一泵和所述第二泵的排出压分别控制为比所述多个第一致动器中由所述第一泵和所述第二泵的排出油驱动的各个致动器的最高负荷压高出某设定值，当所述行驶操作检测装置检测到所述行驶操作、所述切换阀装置切换到所述第二位置时，停止所述第一泵和所述第二泵的负载传感控制，驱动所述多个第二致动器，所述第三排出流量控制装置构成为，当所述行驶操作检测装置未检测到所述行驶操作、所述切换阀装置位于所述第一位置时，进行负载传感控制，将所述第三泵的排出压控制为比所述多个第三致动器的最高负荷压高出某设定值，当所述行驶操作检测装置检测到所述行驶操作、所述切换阀装置切换到所述第二位置时，进行负载传感控制，将所述第三泵的排出压控制为比所述多个第一致动器和所述第三致动器的最高负荷压高出某设定值。

在这样构成的本发明中，在由前部装置进行的挖掘作业或整平作业等不包含行驶的动作中，切换阀装置位于第一位置，第一及第二排出流量控制装置进行负载传感控制，将第一及第二泵的排出压分别控制为比多个第一致动器中由第一及第二泵的排出油驱动的各个致动器的最高负荷压高出某设定值，所以能够抑制泄放损失和低负荷侧致动器的压力补偿阀引起的入口节流损失的发生，能够进行高效率的前部装置的复合动作。

另外，在旋转和前部装置的复合动作中，第三排出流量控制装置进行负载传感控制，将第三泵的排出压控制为比包含旋转马达的多个第三致动器的最高负荷压高出某设定值，利用各自泵(旋转马达为第三泵、前部装置用致动器为第一泵及第二泵)驱动旋转马达和前部装置用致动器，因此能够抑制旋转与前部装置的速度干涉而得到优异的复合操作性。

另一方面，在包含行驶的动作中，切换阀装置切换到第二位置，第一及第二排出流量控制装置停止第一及第二泵的负载传感控制，驱动包括左右行驶马达的多个第二致动器，所以不会产生负载传感差压引起的入口节流损失，能够进行高效率的行驶动作。

另外，第三排出流量控制装置进行将第三泵的排出压控制为比多个第一及第三致动器的最高负荷压高出某设定值的负载传感控制，因此在行驶和前部装置的复合动作中，由卸载阀引起的泄放损失少，能够进行高效率的复合动作。而且，第三泵的最大容量以包括动臂缸及斗杆缸的多个第一致动器中的要求流量最大的致动器为基准进行设定，因此能够获得足够的前部装置的动作速度，能够进行优良的复合动作。

发明的效果

根据本发明，能够得到以下的效果。

(1)在利用前部装置进行的挖掘作业或整平作业等不包含行驶的动作中，能够抑制泄放损失和低负荷侧致动器的压力补偿阀引起的入口节流损失的产生而进行高效率的前部装置的复合动作，并且在旋转和前部装置的复合动作中能够抑制旋转和前部装置的速度干涉而得到优良的复合操作性。

(2)在包含行驶的动作中，能够不产生负载传感差压引起的入口节流损失而进行高效率的行驶动作，并在行驶和前部装置的复合动作中，由卸载阀引起的泄放损失少，能够进行高效率的复合动作，并且能够得到足够的前部装置的动作速度，能够进行优良的复合动作。

附图说明

图1是表示本发明的第一实施方式涉及的作业机械的液压驱动装置的整体结构的图。

图1A是图1的液压驱动装置中的泵部分的分割放大图。

图1B是图1的液压驱动装置中的第一控制阀块的分割放大图。

图1C是图1的液压驱动装置中的第二控制阀块的分割放大图。

图2是表示搭载有本实施方式的液压驱动装置的作业机械即液压挖掘机的外观的图。

图3A是表示动臂用的流量控制阀及斗杆用的流量控制阀以外的封闭中心型的流量控制阀的入口节流通路的开口面积特性的图。

图3B是表示动臂用流量控制阀的动臂提升操作时的入口节流通路的开口面积特性及斗杆用的流量控制阀的斗杆铲装或倾卸操作时的入口节流通路的开口面积特性的图。

图4是表示先导减压阀的减压特性的图。

图5是表示本发明的第二实施方式涉及的液压驱动装置的整体结构的图。

图6是表示本发明的第三实施方式涉及的液压驱动装置的整体结构的图。

图7是表示控制器的功能的概略的框图。

图8是表示第一电动马达的转速控制部和第二电动马达的转速控制部的功能的流程图。

图9是表示第三电动马达的转速控制部的功能的流程图。

图10是表示第四电动马达的转速控制部的功能的流程图。

图11A是表示在第一电动马达、第二电动马达、第三电动马达各自的转速控制部中使用的刻度盘输出和目标LS差压的表特性的图。

图11B是表示在第一电动马达、第二电动马达、第三电动马达各自的转速控制部中使用的实际LS差压与目标LS差压之差即差压偏差与虚拟容量的增量的表特性的图。

图11C是表示在第一电动马达、第二电动马达、第三电动马达各自的转速控制部中使用的目标流量和向逆变器的转速指令的表特性的图。

图11D是表示在第四电动马达的转速控制部中使用的实际先导1次压与目标先导1次压之差与虚拟容量的增量的表特性的图。

图11E是表示在第四电动马达的转速控制部中使用的虚拟容量和向逆变器的转速指令的表特性的图。

图11F是表示在第一电动马达及第二电动马达各自的转速控制部中使用的第一泵及第二泵的排出压、第三泵的计算转矩、最大虚拟容量的表特性的图。

图11G是表示在第三电动马达的转速控制部中使用的第三泵的排出压和最大虚拟容量的表特性的图。

具体实施方式

以下，使用附图对本发明的实施方式进行说明。

<第一实施方式>

～构成～

图1是表示本发明的第一实施方式涉及的作业机械的液压驱动装置的整体结构的图。图1A是图1的液压驱动装置中的泵部分的分割放大图，图1B是图1的液压驱动装置中的第一控制阀块的分割放大图，图1C是图1的液压驱动装置中的第二控制阀块的分割放大图。

液压驱动装置包括：原动机1(柴油发动机)；由该原动机1驱动的可变容量型的主泵101、201、301(第一、第二及第三泵)及固定容量型的先导泵30；用于控制主泵101的排出流量的调节器112(第一排出流量控制装置)；用于控制主泵201的排出流量的调节器212(第二排出流量控制装置)；用于控制主泵301的排出流量的调节器312(第三排出流量控制装置)；作为由从主泵101、201、301排出的压力油驱动的多个致动器的动臂缸3a、斗杆缸3b、旋转马达3c、铲斗缸3d、摆动缸3e、行驶马达3f、3g、刮片缸3h；用于将从主泵101、201、301排出的压力油向所述多个致动器引导的压力油供给路105、205、305；设置在压力油供给路105、205的下游并引导从主泵101、201排出的压力油的第一控制阀块104；以及引导从主泵301排出的压力油的第二控制阀块304。

第一控制阀块104如下构成。

在第一控制阀块104内设置有用于切换主泵101、102的压力油供给路105、205的压力油供给路切换阀140(以下简称为“切换阀”)(切换阀装置)，在切换阀140的下游配置有：用于控制动臂缸3a、斗杆缸3b、铲斗缸3d(多个第一致动器)的封闭中央型的多个流量控制阀106a、106b、106d(多个第一流量控制阀)；用于将主泵101的压力油向多个流量控制阀106a、106b、106d引导的压力油供给路105a；用于控制动臂缸3a、斗杆缸3b(多个第一致动器)的封闭中心型的多个流量控制阀206a、206b(多个第一流量控制阀)；用于将主泵201的压力油向多个流量控制阀206a、206b引导的压力油供给路205a；用于控制行驶马达3f(多个第二致动器中的一个)的开放中心型的方向切换阀116(多个第二流量控制阀中的一个)；用于将主泵101的压力油向方向切换阀116引导的压力油供给路118；用于控制行驶马达3g(多个第二致动器中的另外一个)的开放中心型的方向切换阀216(多个第二流量控制阀中的另外一个)；以及用于将主泵201的压力油向方向切换阀216引导的压力油供给路218。

切换阀140构成为在其中立时处于第一位置，将压力油供给路105、205分别与压力油供给路105a、205a连接，在切换时切换为第二位置，将压力油供给路105与向方向切换阀216的压力油供给路118连接，将压力油供给路205与向方向切换阀216的压力油供给路218连接，并将压力油供给路305与压力油供给路105a、205a连接。

并且，在压力油供给路105a中设置有：控制流量控制阀106a、106b、106d的流量的压力补偿阀107a、107b、107d；单向阀108a、108b、108d；将压力油供给路105a的压力P1控制为不在设定压力以上的主溢流阀114；当压力油供给路105a的压力P1比多个致动器3a、3b、3d的最高负荷压Plmax1(行驶时行驶以外的所有致动器3a、3b、3c、3d、3e、3h的最高负荷压Plmax0)高出预定压以上时，成为打开状态，使压力油供给路105a的压力油返回到油箱的卸载阀115；以及将压力油供给路105a的压力P1和多个致动器3a、3b、3d的最高负荷压Plmax1(行驶时行驶以外的所有致动器3a、3b、3c、3d、3e、3h的最高负荷压Plmax0)的差压作为绝对压Pls1输出的差压减压阀111。

并且，在压力油供给路205a中设置有：控制流量控制阀206a、206b的流量的压力补偿阀207a、207b；单向阀208a、208b；将压力油供给路205a的压力P2控制为不在设定压力以上的主溢流阀214；当压力油供给路205a的压力P2比多个致动器3a、3b的最高负荷压Plmax2(行驶时行驶以外的所有致动器3a、3b、3c、3d、3e、3h的最高负荷压Plmax0)高出预定压以上时，成为打开状态，而使压力油供给路205a的压力油返到油箱的卸载阀215；以及将压力油供给路205a的压力P2和多个致动器3a、3b的最高负荷压Plmax2(行驶时行驶以外的所有致动器3a、3b、3c、3d、3e、3h的最高负荷压Plmax0)的差压作为绝对压Pls2输出的差压减压阀211。

在第一控制阀块104内还配置有：用于检测多个致动器3a、3b、3d的最高负荷压Plmax1的梭阀109a、109b；在行驶操作时，对于卸载阀115和差压减压阀111进行切换，以代替Plmax1而输入行驶以外的所有致动器3a、3b、3c、3d、3e、3h的最高负荷压Plmax0的最高负荷压切换阀120(以下简称为切换阀)；用于检测多个致动器3a、3b的最高负荷压Plmax2的梭阀209a；在行驶操作时，对于卸载阀215和差压减压阀211进行切换，以代替Plmax2而输入行驶以外的所有致动器3a、3b、3c、3d、3e、3h的最高负荷压Plmax0的最高负荷压切换阀220(以下简称为切换阀)；用于检测行驶以外的所有致动器3a、3b、3c、3d、3e、3h的最高负荷压Plmax0的梭阀130a、130b；以及与行驶马达3f、3g控制用的方向切换阀116、216的卷轴一体地构成并与它们联动地进行切换的信号切换阀117、217(行驶操作检测装置)。

梭阀109a、109b与流量控制阀106a、106b、106d的负荷压检测口连接，选择检测出的负荷压中最高的负荷压作为Plmax1并输出。流量控制阀106a、106b、106d的负荷压检测口在流量控制阀106a、106b、106d处于中立位置时与油箱连接，作为负荷压输出油箱压，当流量控制阀106a、106b、106d从中立位置被切换时，流量控制阀106a、106b、106d与致动器3a、3b、3d的致动器管路连接，分别输出致动器3a、3b、3d的负荷压。

同样地，梭阀209a与流量控制阀206a、206b的负荷压检测口连接，选择检测出的负荷压中的最高的负荷压作为Plmax2并输出。流量控制阀206a、206b的负荷压检测口在流量控制阀206a、206b位于中立位置时与油箱连接，作为负荷压输出油箱压，当流量控制阀206a、206b从中立位置被切换时，流量控制阀206a、206b与致动器3a、3b的致动器管路连接，分别输出致动器3a、3b的负荷压。

另一方面，在主泵301的压力油供给路305的下游的第二控制阀块304内设置有：用于控制旋转马达3c、摆动缸3e、刮片缸3h(多个第三致动器)的封闭中心型的多个流量控制阀306c、306e、306h(多个第三流量控制阀)；控制流经流量控制阀306c、306e、306h的流量的压力补偿阀307c、307e、307h；以及单向阀308c、308e、308h，并且设置有：将压力油供给路305的压力P3控制为不在设定压力以上的主溢流阀314；用于检测多个致动器3c、3e、3h的最高负荷压Plmax3的梭阀309c、309e；当压力油供给路305的压力P3比多个致动器3c、3e、3h的最高负荷压Plmax3(行驶时行驶以外的所有致动器3a、3b、3c、3d、3e、3h的最高负荷压Plmax0)高出预定压以上时，成为打开状态而使所述压力油供给路305的压力油返回到油箱的卸载阀315；将压力油供给路305的压力P3和多个致动器3c、3e、3h的最高负荷压Plmax3(行驶时行驶以外的所有致动器3a、3b、3c、3d、3e的最高负荷压Plmax0)的差压作为绝对压Pls3输出的差压减压阀311；以及在行驶操作时对于卸载阀315和差压减压阀311进行切换以代替Plmax3而输入行驶以外的全部致动器3a、3b、3c、3d、3e、3h的最高负荷压Plmax0的最高负荷压切换阀320(以下简称为切换阀)。

梭阀309c、309e与流量控制阀306c、306e、306h的负荷压检测口连接，选择检测出的负荷压中最高的负荷压作为Plmax3输出。流量控制阀306c、306e、306h的负荷压检测口在流量控制阀306c、306e、306h处于中立位置时与油箱连接，作为负荷压输出油箱压，当流量控制阀306c、306e、306h从中立位置被切换时，流量控制阀306c、306e、306h与致动器3c、3e、3h的致动器管路连接，分别输出致动器3c、3e、3h的负荷压。

从固定容量型的先导泵30排出的压力油经由原动机转速检测阀13通过先导溢流阀32生成一定的先导压Pi0，在原动机转速检测阀13上设有可变节流阀13a和将原动机转速检测阀的入口和出口的压差作为目标LS差压Pgr输出的差压减压阀13b。

在先导溢流阀32的下游配置有：多个流量控制阀106a、106b、106d、206a、206b、306c、306e、306h；生成用于控制多个方向切换阀116、216的操作压a1、a2；b1、b2；c1、c2；d1、d2；e1、e2；f1、f2；g1、g2；h1、h2的多个先导阀60a、60b、60c、60d、60e、60f、60g、60h；以及对在多个先导阀60a、60b、60c、60d、60e、60f、60g、60h连接由先导溢流阀32生成的先导一次压Pi0还是连接油箱压进行切换的切换阀33。切换阀33通过门锁定杆34进行上述的切换，门锁定杆34设置在液压挖掘机等建筑机械的驾驶席上。

主泵101、201的最大容量Mf(固有的最大容量)以动臂缸3a或斗杆缸3b为基准进行设定，以能够向作为其驱动的致动器中要求流量最大的致动器的动臂缸3a或斗杆缸3b供给必要的流量。主泵301的最大容量也与主泵101、201相同以动臂缸3a或斗杆缸3b为基准进行设定，以能够向作为其驱动的致动器中要求流量最大的致动器的动臂缸3a或斗杆缸3b供给必要的流量。即，主泵301的最大容量Ms与主泵101、201的最大容量Mf相同(Ms＝Mf)。

可变容量型主泵301的调节器312包括：马力控制活塞312d，引导主泵301的压力油供给路305的压力P3，当P3变大时，进行控制以减小其倾转而不超过预先决定的转矩；流量控制活塞312c，根据多个流量控制阀306c、306e、306h(行驶操作时行驶以外的所有致动器3a、3b、3c、3d、3e、3h涉及的流量控制阀)的要求流量来控制主泵301的排出流量；以及LS阀312b，当Pls3大于目标LS差压Pgr时，将一定的先导压Pi0引导至流量控制活塞312c，使主泵301的流量减少，当Pls3小于目标LS差压Pgr时，将流量控制活塞312c的压力油向油箱排出，使主泵301的流量增加。

LS阀312b和流量控制活塞312c构成负载传感控制部，其控制主泵301的容量，以使主泵301的排出压力P3比由从主泵301排出的压力油驱动的致动器3c、3e、3h(行驶操作时行驶以外的所有致动器3a、3b、3c、3d、3e、3h)的最高负荷压Plmax高出目标LS差压Pgr。

可变容量型主泵101的调节器112包括：马力控制活塞112d、112e，引导主泵101的压力油供给路105的压力P1和主泵201的压力油供给路205的压力P2，当P1、P2变大时，进行控制以减小其倾转而不超过预先决定的转矩；流量控制活塞112c，用于在行驶非操作时根据连接在压力油供给路105的下游的所述流量控制阀106a、106b、106d的要求流量来控制主泵101的排出流量；最大容量切换活塞112g，在行驶操作时将主泵101的最大容量从Mf(主泵101所固有的第一值)切换到比Mf小的Mt(第二值)；LS阀112b，当Pls1大于目标LS差压Pgr时，进行切换以将一定的先导压Pi0向流量控制活塞112c引导，当Pls1小于目标LS差压Pgr时，进行切换以将流量控制活塞112c的压力油向油箱排出；LS阀输出压切换阀112a，进行切换，以在行驶非操作时，将LS阀112b的输出引导至流量控制活塞112c，在行驶操作时切断LS阀112b和流量控制活塞112c的连接并将流量控制活塞112c的压力向油箱排出；以及马力控制活塞112f，当主泵301的转矩变大时，减小主泵101的倾转，以不超过预先决定的转矩的方式进行控制。向马力控制活塞112f导入转矩推定器310的输出压力。

LS阀112b和流量控制活塞112c构成负载传感控制部，其控制主泵101的容量，以使主泵101的排出压P1比在行驶非操作时由从主泵101排出的压力油驱动的致动器3a、3b、3d的最高负荷压Plmax高出目标LS差压Pgr。

可变容量型主泵201的调节器212包括：马力控制活塞212d、212e，引导主泵201的压力油供给路205的压力P2和主泵101的压力油供给路105的压力P1，当P2、P1变大时，进行控制以减小其倾转而不超过预先决定的转矩；流量控制活塞212c，在行驶非操作时根据连接在压力油供给路205的下游的流量控制阀206a、206b的要求流量来控制主泵201的排出流量；最大容量切换活塞212g，在行驶操作时将主泵201的最大容量从Mf(主泵201所固有的第一值)切换为比Mf小的Mt(第二值)；LS阀212b，当Pls2大于目标LS差压Pgr时，进行切换以将一定的先导压Pi0引导至流量控制活塞212c，当Pls2小于目标LS差压Pgr时，进行切换以将流量控制活塞212c的压力油向油箱排出；LS阀输出压力切换阀212a，进行切换，以在行驶非操作时，将LS阀212b的输出引导至流量控制活塞212c，在行驶操作时切断LS阀212b与流量控制活塞212c的连接并将流量控制活塞212c的压力向油箱排出；以及马力控制活塞212f，当主泵301的转矩变大时，进行控制，以减小主泵201的倾转而不超过预先决定的转矩。向马力控制活塞212f引导转矩推定器310的输出压。

LS阀212b和流量控制活塞212c构成负载传感控制部，其控制主泵201的容量，以使主泵201的排出压P2比在行驶非操作时由从主泵201排出的压力油驱动的致动器3a、3b的最高负荷压Plmax高出目标LS差压Pgr。

转矩推定器310用于推定进行负载传感控制的主泵301的转矩，在转矩推定器310中设定减压阀310a、310b，以将减压阀310a的输出引导到减压阀310b的设定压变更输入部，并且将主泵301的排出压P3引导至减压阀310b的输入和减压阀310a的设定压变更输入部，将流量控制活塞312c的压力引导至减压阀310a的输入部。通过这样的结构，转矩推定器310能够推定主泵301的转矩的动作原理在专利文献2(日本特开2015-148236号公报)中详细说明。

另外，在第一控制阀块104内设置节流阀150(行驶操作检测装置)和先导压信号油路150a(行驶操作检测装置)，将一定的先导压Pi0通过节流阀150经由信号切换阀117、217引导至油箱。信号切换阀117、217构成为在左右行驶马达3f、3g控制用的方向切换阀116、216中立时，将从节流阀150经由信号切换阀117、217排出到油箱的油路设为连通位置，当方向切换阀116、216中的至少一者被切换时，切换到切断位置。

信号油路150a的压力油分别引导至前述的最高负荷压的切换阀120、220、320、压力油供给路的切换阀140、LS阀输出压力切换阀112a、212a、以及最大容量切换活塞112g、212g。

并且，构成为使来自流量控制阀106a、206a的输出口的压力油分别合流并引导至动臂缸3a，使来自流量控制阀106a、206b的输出口的压力油分别合流并引导至斗杆缸3b。

动臂用的流量控制阀106a、206a中，流量控制阀106a用于主驱动，流量控制阀206a用于辅助驱动。斗杆用的流量控制阀106b、206b中，流量控制阀206b用于主驱动，流量控制阀106b用于辅助驱动。

图3A表示动臂用流量控制阀106a、206a及斗杆用的流量控制阀106b、206b以外的封闭中心型的流量控制阀106d、306c、306e、306h的入口节流通路的开口面积特性的图。

流量控制阀106d、306c、306e、306h如下地设定入口节流通路的开口面积特性：随着阀芯行程超过死区0-S1而增加，入口节流通路的开口面积增加，在即将达到最大的阀芯行程S3之前成为最大开口面积A3。最大开口面积A3根据致动器的种类而分别具有固有的大小。

图3B表示动臂用的流量控制阀106a、206a的动臂提升操作时入口节流通路的开口面积特性及斗杆用的流量控制阀106b、206b的斗杆铲装或倾卸操作时的入口节流通路的开口面积特性的图。

动臂的主驱动用的流量控制阀106a及斗杆的主驱动用的流量控制阀206b如下地设定入口节流通路的开口面积特性：随着阀芯行程超过死区0-S1而增加，入口节流通路的开口面积增加，在中间行程S2成为最大开口面积A1，之后，以使最大开口面积A1维持到最大的阀芯行程S3。

动臂的辅助驱动用的流量控制阀206a及斗杆的辅助驱动用的流量控制阀106b如下地设定入口节流通路的开口面积特性：在阀芯行程成为中间行程S2之前入口节流通路的开口面积为零，随着阀芯行程超过中间行程S2而增加，开口面积增加，在即将达到最大的阀芯行程S3之前成为最大开口面积A2。

如上所述设定动臂用的流量控制阀106a、206a及斗杆用的流量控制阀106b、206b的入口节流通路的开口面积特性，结果这些合成开口面积特性如图3B的下侧所示。

即，动臂用的流量控制阀106a、206a的合成开口面积特性及斗杆用的流量控制阀106b、206b的合成开口面积特性随着阀芯行程超过死区0-S1而增加，开口面积增加，在即将达到最大的阀芯行程S3之前成为最大开口面积A1+A2。

这里，图3A所示的流量控制阀106d、306c、306e、306h的最大开口面积A3和图3B所示的流量控制阀106a、206a或流量控制阀106b、206b的合成的最大开口面积A1+A2具有A1+A2＞A3的关系。即，动臂缸3a及斗杆缸3b是最大要求流量比其他致动器大的致动器。

在流量控制阀106b的先导口设置有对斗杆铲装操作压b1进行减压而引导的先导减压阀70a(第一阀操作限制装置)和对斗杆倾卸操作压b2进行减压而引导的先导减压阀70b(第一阀操作限制装置)，向先导减压阀70a的设定压变更输入部引导动臂提升操作压a1，向先导减压阀70b的设定压变更输入部引导动臂下降操作压a2。

在流量控制阀206a的动臂提升侧先导口设置有对动臂提升操作压a1进行减压并引导的先导减压阀70c(第二阀操作限制装置)，向先导减压阀70c的设定压变更输入部引导斗杆铲装操作压b1。

图4是表示先导减压阀70a、70b、70c的减压特性的图。先导减压阀70a、70b、70c如下地设定减压特性：在设定压变更输入部的操作压b1、b2、a1为油箱压(0-Pi1)的期间直接输出先导减压阀70a、70b、70c的各输入口的操作压(例如Pimax)，随着操作压b1、b2、a1超过油箱压而变高，输出压降低，在操作压b1、b2、a1将要成为Pimax之前的Pi2降低到油箱压。

以上，致动器3a、3b、d构成多个致动器3a～3h中的不包含左右行驶马达3f、3g而包含动臂缸3a及斗杆缸3b的多个第一致动器，致动器3f、3g构成多个致动器3a～3h中的包含左右行驶马达3f、3g的多个第二致动器，致动器3c、3e、3h构成多个致动器3a～3h中的不包含左右行驶马达3f、3g而包含旋转马达3c的多个第三致动器。

流量控制阀106a、106b、106d及流量控制阀206a、206b构成与多个第一致动器3a、3b、3d连接并构成封闭回路的封闭中央型的多个第一流量控制阀，方向切换阀116、216构成与多个第二致动器3f、3g连接并构成开放回路的开放中心型的多个第二流量控制阀，流量控制阀306c、306e、306h构成与多个第三致动器3c、3e、3h连接并构成封闭回路的封闭中心型的多个第三流量控制阀。

主泵101、201分别构成向多个第一及第二流量控制阀106a、106b、106d、206a、206b、116、216供给压力油的第一及第二泵，主泵301构成向第一及第三流量控制阀106a、106b、106d及306c、306e、306h供给压力油的第三泵。

信号切换阀117、217以及节流阀150和先导压信号油路150a构成行驶操作检测装置，该行驶操作检测装置检测用于驱动左右行驶马达3f、3g的行驶操作。

切换阀140构成如下的切换阀装置，该切换阀装置当行驶操作检测装置117、217、150a未检测到行驶操作时位于将从第一泵及第二泵101、201排出的压力油引导到多个第一流量控制阀106a、106b、106d、206a、206b的第一位置，当行驶操作检测装置117、217、150a检测到行驶操作时，切换至将从第一泵及第二泵101、201排出的压力油引导至多个第二流量控制阀116、216并且将从第三泵301排出的压力油引导至多个第一流量控制阀106a、106b、106d、206a、206b的第二位置。

调节器112、212、312分别构成个别变更第一、第二及第三泵101、201、301的排出流量的第一、第二及第三排出流量控制装置。

第一及第二排出流量控制装置112、212，当行驶操作检测装置117、217、150a未检测到行驶操作而切换阀装置140位于第一位置时，进行负载传感控制，将第一泵和第二泵101、201的排出压分别控制为比多个第一致动器3a、3b、3d中的由第一泵和第二泵101、201的排出油驱动的各个致动器的最高负荷压高出某设定值，当行驶操作检测装置117、217、150a检测到行驶操作而切换阀装置140切换到第二位置时，停止第一泵及第二泵101、201的负载传感控制，驱动多个第二致动器3f、3g。

第三排出流量控制装置312，当行驶操作检测装置117、217、150a未检测到行驶操作而切换阀装置140位于第一位置时，进行负载传感控制，将第三泵301的排出压控制为比多个第三致动器3c、3e、3h的最高负荷压高出某设定值，当行驶操作检测装置117、217、150a检测到行驶操作而切换阀装置140切换到第二位置时，进行负载传感控制，将第三泵301的排出压控制为比多个第一及第三致动器3a、3b、3d及3c、3e、3h的最高负荷压高出某设定值。

多个第一流量控制阀106a、106b、106d、206a、206b具备包含动臂用的流量控制阀106a的第一阀部分104a以及包含斗杆用的流量控制阀206b的第二阀部分104b，第一及第二阀部分104a、104b当同时驱动动臂缸3a和斗杆缸3b的复合操作中用于驱动动臂缸3a的动臂操作和用于驱动斗杆缸3b的斗杆操作中的至少一者为全操作时，动臂缸3a及斗杆缸3b成为由第一泵及第二泵101、201的排出油分别独立地驱动。

先导减压阀70a、70b构成在动臂操作至少为全操作时将斗杆的辅助驱动用的流量控制阀106b保持在中立位置的第一阀操作限制装置，先导减压阀70c构成在斗杆操作至少为全操作时将动臂的辅助驱动用的流量控制阀206a保持在中立位置的第二阀操作限制装置。

第一阀部分104a具有作为动臂用的流量控制阀的主驱动用的流量控制阀106a及斗杆的辅助驱动用的流量控制阀106b，且具有第一阀操作限制装置70a、70b，第二阀部分104b具有作为斗杆用的流量控制阀的主驱动用的流量控制阀206b及动臂的辅助驱动用的流量控制阀206a，且具有第二阀操作限制装置70c。

～液压挖掘机～

图2是表示作为搭载有上述液压驱动装置的作业机械的液压挖掘机的外观的图。

在图2中，作为作业机械公知的液压挖掘机具备：下部行驶体501、上部旋转体502、摆动式的前部装置504，前部装置504由动臂511、斗杆512、铲斗513构成。上部旋转体502可通过由旋转马达3c相对于下部行驶体501驱动旋转装置509而旋转。在上部旋转体502的前部安装有摆动柱503，在该摆动柱503上可上下移动地安装有前部装置504。摆动柱503能够通过摆动缸3e的伸缩相对于上部旋转体502在水平方向上转动，前部装置504的动臂511、斗杆512、铲斗513可通过动臂缸3a、斗杆缸3b、铲斗缸3d的伸缩而在上下方向上转动。在下部行驶体501的中央框架上安装有通过刮片缸3h的伸缩进行上下动作的刮片506。下部行驶体501通过行驶马达3f、3g的旋转驱动左右的履带501a、501b而进行行驶。

在上部旋转体502上设置有顶篷式的驾驶室508，在驾驶室508内设置有驾驶席521、前/旋转用的左右的操作装置522、523(图2中仅示出左侧)、左右行驶用的操作装置524a、524b(图2中仅示出左侧)、摆动用的操作装置525(图1)及刮片用的操作装置526(图1)、门锁定杆34等。

操作装置522、523的操作杆能够从中立位置向以十字方向为基准的任意方向操作，当向左右方向操作左侧的操作装置522的操作杆时，操作装置522作为旋转用的操作装置522b(图1)起作用，旋转用的先导阀60c动作，当向前后方向操作该操作装置522的操作杆时，操作装置522作为斗杆用的操作装置522a(图1)起作用，斗杆用的先导阀60b动作，当向前后方向操作右侧的操作装置523的操作杆时，操作装置523作为动臂用的操作装置523a(图1)起作用，动臂用的先导阀60a动作，当向左右方向操作该操作装置523的操作杆时，操作装置523作为铲斗用的操作装置523b(图1)起作用，铲斗用的先导阀60d动作。

另外，当操作左行驶用操作装置524a的操作杆时，左行驶用的先导阀60f(图1)动作，当操作右行驶用操作装置524b的操作杆时，右行驶用的先导阀60g(图1)动作，当操作摆动用的操作装置525(图1)时，使摆动用的先导阀60e动作，当操作刮片用的操作装置526(图1)时，刮片用的先导阀60h动作。

～动作～

使用图1、图1A、图1B、图1C、图2、图3A、图3B、图4说明本实施方式的动作。

从由原动机驱动的固定容量式的先导泵30排出的压力油被供给到压力油供给路31a。

在压力油供给路31a上连接有原动机转速检测阀13，通过可变节流阀13a和差压减压阀13b，原动机转速检测阀13将固定容量式先导泵30的排出流量作为绝对压Pgr输出。

在原动机转速检测阀13的下游连接有先导溢流阀32，在压力油供给路31b中生成一定的压力Pi0。

(a)所有操作装置的操作杆为中立的情况

由于所有操作装置的操作杆是中立的，因此所有流量控制阀106a、106b、106d、206a、206b、306c、306e、306h和方向切换阀116、216分别由设置在两端的弹簧保持在中立位置。

由于方向切换阀116、216中立，信号切换阀117、217也保持在连通位置，所以从压力油供给路31b经由节流阀150引导至信号油路150a的压力油经由信号切换阀117、217向油箱排出，信号油路150a的压力成为油箱压。

信号油路150a的压力由切换阀140、LS阀输出压切换阀112a、212a、切换阀120、220、320、最大容量切换活塞112g、212g分别引导。此时，该压力由于为油罐压，各切换阀通过各自的弹簧保持在图示的位置。另外，最大容量切换活塞112g、212g通过弹簧而位于上方向位置，主泵101、201的最大容量被切换为Mf(＞Mt)。

切换阀140处于第一位置(通过弹簧向图中左方向切换的位置)，因此将主泵101的压力油供给路105向压力油供给路105a引导，将主泵201的压力油供给路205向压力油供给路205a引导。

由于与压力油供给路105a连接的各流量控制阀106a、106b、106d全部处于中立位置，所以最高负荷压Plmax1成为油箱压。

由于切换阀120处于通过弹簧向图中下方切换的位置，所以将上述的Plmax1引导至差压减压阀111和卸载阀115。

因此，压力油供给路105a的压力P1通过设置在卸载阀115上的弹簧保持得比原动机转速检测阀13的输出压Pgr压高出若干。

差压减压阀111将压力油供给路105a的压力P1和Plmax1的差压作为LS差压Pls1输出，但在所有的操作杆为中立的情况下，如上所述Plmax1等于油箱压，因此如果假定油箱压＝0，则Pls1＝P1-Plmax1＝P1＞Pgr。

LS差压Pls1被引导至主泵101的调节器112内的LS阀112b。LS阀112b比较Pls1和Pgr，在Pls1＜Pgr的情况下，将流量控制活塞112c的压力油向油箱排出，在Pls1＞Pgr的情况下，将由先导溢流阀32生成的一定的先导压Pi0经由LS阀输出压切换阀112a向流量控制活塞112c引导。

如上所述，在所有的操作杆为中立的情况下，由于Pls1比Pgr大，因此LS阀112b在图中切换为左方向，从LS阀112b输出由先导溢流阀32生成的保持为恒定的先导压Pi0，由于LS阀输出压切换阀112a处于通过弹簧向图中左方向切换的位置，所以LS阀112b的输出被引导至流量控制活塞112c。

由于压力油被引导至流量控制活塞112c，所以可变容量型主泵101的容量被保持为最小。

由于与压力油供给路205a连接的各流量控制阀206a、206b全部处于中立位置，所以最高负荷压Plmax2成为油箱压。

由于切换阀220处于通过弹簧向图中下方切换的位置，所以将上述Plmax2引导至差压减压阀211和卸载阀215。

因此，压力油供给路205a的压力P2通过设置在卸载阀215上的弹簧保持得比原动机转速检测阀13的输出压Pgr压高出若干。

差压减压阀211将压力油供给路205a的压力P2与Plmax2的差压作为LS差压Pls2输出，但在所有的操作杆为中立的情况下，如上所述，由于Plmax2等于油箱压，因此Pls2＝P2-Plmax2＝P2＞Pgr。

LS差压Pls2被引导至主泵201的调节器212内的LS阀212b。LS阀212b比较Pls2和Pgr，在Pls2＜Pgr的情况下，将负载传感用倾转控制活塞212c的压力油向油箱排出，在Pls2＞Pgr的情况下，将由先导溢流阀32生成的一定的先导压Pi0经由LS阀输出压切换阀212a引导至负载传感用倾转控制活塞212c。

如上所述，在所有的操作杆为中立的情况下，Pls2比Pgr大，因此LS阀212b在图中切换为右方向，从LS阀212b输出由先导溢流阀32生成的保持为恒定的先导压Pi0，由于LS阀输出压切换阀212a处于通过弹簧切换到图中右方向的位置，所以LS阀212b的输出被引导至负载传感用倾转控制活塞212c。

由于压力油被引导至负载传感用倾转控制活塞212c，所以可变容量型主泵201的容量被保持为最小。

由于与压力油供给路305连接的各流量控制阀306c、306e、306h全部处于中立位置，所以最高负荷压Plmax3成为油箱压。

由于切换阀320处于通过弹簧向图中下方切换的位置，所以将上述Plmax3引导至差压减压阀311和卸载阀315。

因此，压力油供给路305的压力P3通过设置在卸载阀315上的弹簧保持得比原动机转速检测阀13的输出压Pgr压高出若干。

差压减压阀311将压力油供给路305的压力P3与Plmax3的差压作为LS差压Pls3输出，但在所有的操作杆为中立的情况下，如上所述，由于Plmax3等于油箱压，因此Pls3＝P3-Plmax3＝P3＞Pgr。

LS差压Pls3被引导至主泵301的调节器312内的LS阀312b。LS阀312b比较Pls3和Pgr，在Pls3＜Pgr的情况下，将负载传感用倾转控制活塞312c的压力油向油箱排出，在Pls3＞Pgr的情况下，将由先导溢流阀32生成的一定的先导压Pi0向负载传感用倾转控制活塞312c引导。

如上所述，在所有操作杆为中立的情况下，Pls3大于Pgr，因此LS阀312b在图中向右方向切换，将由先导溢流阀32生成的保持为一定的先导压Pi0引导至负载传感用倾转控制活塞312c。

由于压力油被引导至负载传感用倾转控制活塞312c，所以可变容量型主泵301的容量被保持为最小。

(b)进行动臂提升动作的情况

在通过动臂用的操作装置523a的操作杆仅进行动臂提升操作的情况下，由于行驶用操作装置524a、524b的操作杆是中立的，所以信号切换阀117、217被保持在连通位置，与(a)的所有操作杆为中立的情况相同，信号油路150a的压力成为油箱压，切换阀140、LS阀输出压切换阀112a、212a和切换阀120、220、320通过各自的弹簧保持在切换的位置。另外，最大容量切换活塞112g、212g位于通过弹簧向上方切换的位置，主泵101、201的最大容量被切换为Mf(＞Mt)。

由于切换阀140位于通过弹簧向图中左方向切换的位置，因此将主泵101的压力油供给路105向压力油供给路105a引导，将主泵201的压力油供给路205向压力油供给路205a引导。

由动臂缸操作用先导阀60a输出的动臂提升操作压a1被引导至动臂用的流量控制阀106a的图中左端，流量控制阀106a被向图中右方向切换。

另外，动臂提升操作压a1也被引导至先导减压阀70c的图中右侧的输入口。先导减压阀70c如图4所示，当设定压变更输入部的压力比油箱压高时，成为输出压从输入压保持不变的压力开始，减少到油箱压那样的特性。

向先导减压阀70c的设定压变更输入部引导斗杆铲装操作压b1，但在仅操作动臂提升的情况下，由于作为斗杆铲装操作压b1引导有油箱压，所以输入到先导减压阀70c的动臂提升先导压a1不受限制而被引导到流量控制阀206a的图中左端，流量控制阀206a被向图中右方向切换。

通过切换流量控制阀106a，在经由流量控制阀106a向动臂缸3a的缸底侧供给压力油的同时，通过设置在流量控制阀106a上的负荷压检测口以及梭阀109a、109b将动臂缸3a的缸底侧的负荷压引导至切换阀120。此时，由于切换阀120如上所述向图中下方切换，所以动臂缸3a的缸底侧的负荷压作为最高负荷压Plmax1被引导至卸载阀115、差压减压阀111。

通过被引导至卸载阀115的Plmax1，卸载阀115的设定压上升至动臂缸3a的负荷压+弹簧力，截断将压力油供给路105a的压力油向油箱排出的油路。

另外，通过被引导至差压减压阀111的Plmax1，差压减压阀111将P1-Plmax1作为LS差压Pls1输出，但在向提升方向起动动臂511的瞬间，由于P1通过卸载阀的弹簧保持在预先设定的低压，因此Pls1大致与油箱压相等。

LS差压Pls1被引导至可变容量型主泵101的流量控制调节器112内的LS阀112b。

如上所述，由于在动臂提升起动时Pls1＝油箱压＜Pgr，所以LS阀112b在图中向右方向切换。

由于LS阀输出压切换阀112a处于中立位置(通过弹簧切换到图中左侧的位置)，所以流量控制活塞112c的压力油通过LS阀输出压切换阀112a、LS阀112b向油罐排出。

因此，可变容量型主泵101的流量增加，该流量增加持续到Pls1等于Pgr为止。

同样，通过切换流量控制阀206a，在经由流量控制阀206a向动臂缸3a的缸底侧供给压力油的同时，通过设置在流量控制阀206a上的负荷压检测口和梭阀209a，将动臂缸3a的缸底侧的负荷压引导至切换阀220。此时，由于切换阀220如上所述向图中下方切换，所以动臂缸3a的缸底侧的负荷压作为最高负荷压Plmax2被引导至卸载阀215、差压减压阀211。

通过被引导至卸载阀215的Plmax2，卸载阀215的设定压上升至动臂缸3a的负荷压+弹簧力，截断将压力油供给路205a的压力油向油箱排出的油路。

另外，通过被引导至差压减压阀211的Plmax2，差压减压阀211将P2-Plmax2作为LS差压Pls2输出，但在向提升方向起动动臂511的瞬间，由于P2通过卸载阀的弹簧保持在预先设定的低压，因此Pls2大致等于油箱压。

LS差压Pls2被引导至可变容量型主泵201的流量控制调节器212内的LS阀212b。

如上所述，由于在动臂提升起动时Pls2＝油箱压＜Pgr，因此LS阀212b在图中向左方向切换。

由于LS阀输出压切换阀212a处于中立位置(通过弹簧切换到图中右侧的位置)，所以倾转控制活塞212c的压力油通过LS阀输出压切换阀212a、LS阀212b向油罐排出。

因此，可变容量型主泵201的流量增加，该流量增加持续到Pls2等于Pgr为止。

另一方面，在仅操作动臂提升的情况下，与主泵301的压力油供给路305连接的流量控制阀306c、306e、306h不切换，因此与(a)所有的杆为中立的情况相同，主泵301的容量保持为最小。

这样，在进行了动臂提升动作的情况下，由主泵101、201分别进行负载传感控制，从主泵101，201排出的压力油合流后供给到动臂缸3a。另外，此时，主泵101、201的最大容量被切换为Mf(＞Mt)。因此，能够进行快速的动臂提升动作。

(c)进行水平拉动作的情况

在水平拉动作中，通常通过斗杆用的操作装置522a的操作杆和动臂用的操作装置523a的操作杆同时进行斗杆铲装操作和动臂提升操作。

作为致动器，是斗杆缸3b伸长、动臂缸3a伸长的动作，以下对此时的动作进行说明。

由于行驶操作杆为中立，因此信号切换阀117、217被保持在连通位置，与(a)的所有杆为中立的情况相同，信号油路150a的压力成为油箱压，切换阀140、LS阀输出压切换阀112a、212a和切换阀120、220、320分别被弹簧保持在切换位置。另外，最大容量切换活塞112g、212g位于通过弹簧向上方切换的位置，主泵101、201的最大容量被切换为Mf(＞Mt)。

由于切换阀140位于通过弹簧向图中左方向切换的位置，因此将主泵101的压力油供给路105向压力油供给路105a引导，将主泵201的压力油供给路205向压力油供给路205a引导。

由动臂缸操作用先导阀60a输出的动臂提升操作压a1被引导至动臂用的流量控制阀106a的图中左端，流量控制阀106a被向图中右方向切换。

另外，动臂提升操作压a1也被引导至先导减压阀70c的图中右端的输入口。先导减压阀70c如图4所示，成为当设定压变更输入部的压力比油罐压高时，输出压从输入压保持不变的压力开始，减少到油箱压那样的特性。

向先导减压阀70c的设定压变更输入部引导斗杆铲装操作压b1，在水平拉动作中通常与动臂提升操作同时进行斗杆铲装操作，但假设在斗杆铲装操作为全操作的情况下，根据图4所示的特性，动臂提升操作压a1被限制为油箱压。

流量控制阀206a是辅助驱动动臂缸3a的流量控制阀，其入口节流开口具有图3所示的特性，因此如上所述当操作压被限制为油箱压时，其入口节流开口为0。

另一方面，由斗杆液压缸操作用先导阀60b输出的斗杆铲装操作压b1被引导至斗杆用的流量控制阀206b的图中右端，流量控制阀206b被向图中左方向切换。

另外，斗杆铲装操作压b1被引导至先导减压阀70a的图中左端的输入口。向先导减压阀70a的设定压变更输入部引导动臂提升操作压a1。先导减压阀70a与上述同样地具有图4所示的特性，因此在假设动臂提升操作为全操作的情况下，从图4可知，斗杆铲装操作压b1被限制为油箱压。

流量控制阀106b是辅助驱动斗杆缸的流量控制阀，其入口节流开口具有图3所示的特性，如上所述，当操作压被限制为油箱压时，其入口节流开口为0。

如上所述，结果在进行水平拉动作的情况下，作为动臂缸用流量控制阀仅切换与主泵101的压力油供给路105a连接的流量控制阀106a，作为斗杆缸用流量控制阀，仅切换与主泵201的压力油供给路205a连接的流量控制阀206b。

若切换流量控制阀106a，则在经由流量控制阀106a向动臂缸3a的缸底侧供给压力油的同时，通过设置在流量控制阀106a上的负荷压检测口及梭阀109a、109b将动臂缸3a的缸底侧的负荷压引导至切换阀120，切换阀120如上所述向图中下方切换，所以动臂缸3a的缸底侧的负荷压作为Plmax1被引导至卸载阀115、差压减压阀111。

通过被引导至卸载阀115的Plmax1，卸载阀115的设定压上升至动臂缸3a的负荷压+弹簧力，截断将压力油供给路105a的压力油向油箱排出的油路。

另外，通过被引导至差压减压阀111的Plmax1，差压减压阀111将P1-Plmax1作为LS差压Pls1输出，但在向提升方向起动动臂的瞬间，P1通过卸载阀的弹簧保持在预先设定的低压，因此Pls1大致与油箱压相等。

LS差压Pls1被引导至可变容量型主泵101的流量控制调节器112内的LS阀112b。

如上所述，由于在动臂提升起动时Pls1＝油箱压＜Pgr，所以LS阀112b在图中向右方向切换。

由于LS阀输出压切换阀112a处于中立位置(通过弹簧切换到图中左侧的位置)，所以流量控制活塞112c的压力油通过LS阀输出压切换阀112a、LS阀112b向油罐排出。

因此，可变容量型主泵101的流量增加，该流量增加持续到Pls1等于Pgr为止。

同样，通过切换流量控制阀206b，在经由流量控制阀206b向斗杆缸3b的缸底侧供给压力油的同时，通过设置在流量控制阀206b上的负荷压检测口和梭阀209a将动臂缸3b的缸底侧的负荷压引导至切换阀220。此时，由于切换阀220如上所述向图中下方切换，所以斗杆缸3b的缸底侧的负荷压作为最高负荷压Plmax2被引导至卸载阀215、差压减压阀211。

通过被引导至卸载阀215的Plmax2，卸载阀215的设定压上升到斗杆缸3b的负荷压+弹簧力，截断将压力油供给路205a的压力油向油箱排出的油路。

另外，通过被引导至差压减压阀211的Plmax2，差压减压阀211将P2-Plmax2作为LS差压Pls2输出，但在将斗杆向铲装方向起动的瞬间，P2通过卸载阀的弹簧保持在预定的低压，所以Pls2大致等于油箱压。

如上所述，由于在动臂铲装起动时Pls2＝油箱压＜Pgr，所以LS阀212b在图中向左方向切换。

由于LS阀输出压切换阀212a处于中立位置(通过弹簧切换到图中右侧的位置)，所以倾转控制活塞212c的压力油通过LS阀输出压切换阀212a、LS阀212b向油罐排出。

因此，可变容量型主泵201的流量增加，该流量增加持续到Pls2等于Pgr为止。

另一方面，在进行水平拉动作的情况下，与主泵301的压力油供给路305连接的流量控制阀306c、306e、306h不切换，因此与(a)所有的杆为中立的情况相同，主泵301的容量保持为最小。

在这样进行水平拉动作的情况下，通过主泵101、201分别进行负载传感控制，动臂缸3a和斗杆缸3b由各自的主泵101、201驱动。由此，能够降低卸载阀的泄放损失，且不会产生低负荷侧致动器的压力补偿阀的入口节流损失(节流损失)，能够进行高效率作业。在挖掘作业或整平作业等不伴随行驶的其他前部装置504的动作中也是同样的。

另外，在前部装置504的斗杆512是非常长的长斗杆的情况下，在进行水平拉动作时，配合斗杆拉操作，有时需要更多的动臂提升操作。在专利文献2中，在这样的情况下，动臂辅助用流量控制阀的入口节流开口打开，结果在水平拉动作中，在作为低负荷压致动器的斗杆的压力补偿阀中产生入口节流损失，有时不能进行高效率的作业。

在本实施方式中，如上所述，在进行水平拉动作情况下，由于动臂缸3a和斗杆缸3b可靠地由各自的主泵101、201驱动，不会在斗杆侧的压力补偿阀207b中产生节流损失(入口节流损失)，能够进行高效率的作业。

(d)进行动臂提升和旋转的复合动作的情况

在动臂提升和旋转的复合动作中，同时进行基于动臂用的操作装置523a的操作杆的动臂提升操作和基于旋转用的操作装置522b的操作杆的旋转操作。

是动臂缸3a伸长，旋转马达3c旋转的动作，下面对此时的动作进行说明。

由于行驶操作杆为中立，因此信号切换阀117、217被保持在连通位置，与(a)的所有杆为中立的情况相同，信号油路150a的压力成为油箱压，切换阀140、LS阀输出压切换阀112a、212a和切换阀120、220、320分别被弹簧保持在切换位置。另外，最大容量切换活塞112g、212g位于通过弹簧向上方切换的位置，主泵101、201的最大容量被切换为Mf(＞Mt)。

由于切换阀140位于通过弹簧向图中左方向切换的位置，因此将主泵101的压力油供给路105向压力油供给路105a引导，将主泵201的压力油供给路205向压力油供给路205a引导。

在通过旋转操作用先导阀60c假设输出了旋转操作压c1的情况下，旋转操作压c1被引导至旋转马达3c控制用的流量控制阀306c的图中左端，流量控制阀306c被向图中右方向切换。

通过切换流量控制阀306c，在经由流量控制阀306c向旋转马达3c供给压力油的同时，旋转马达3c的负荷压通过设置在流量控制阀306c上的负荷压检测口以及梭阀309c、309e被引导至切换阀320。此时，由于切换阀320如上述那样向图中下方切换，所以旋转马达的负荷压作为最高负荷压Plmax3被引导至卸载阀315、差压减压阀311。

通过被引导至卸载阀315的Plmax3，卸载阀315的设定压上升到旋转马达3c的负荷压+弹簧力，截断将压力油供给路305的压力油向油箱排出的油路。

另外，通过被引导至差压减压阀311的Plmax3，差压减压阀311将P3-Plmax3作为LS差压Pls3输出，但在起动旋转的瞬间，P3通过卸载阀的弹簧保持在预定的低压，因此Pls3大致等于油箱压。

LS差压Pls3被引导至可变容量型主泵301的流量控制调节器312内的LS阀312b。

如上所述，由于在旋转起动时Pls3＝油箱压＜Pgr，因此LS阀312b在图中向左方向切换，倾转控制活塞312c的压力油经由LS阀312b向油罐排出。

因此，可变容量型主泵301的流量增加，该流量增加持续到Pls3等于Pgr为止。

在此，主泵301的排出压P3和倾转控制活塞312c的压力被引导至转矩推定器310，并作为转矩反馈压力输出。

关于转矩推定器310的动作，在专利文献2(日本特开2015-148236号公报)中有详细记载，因此在此省略。

另一方面，由动臂缸操作用先导阀60a输出的动臂提升操作压a1被引导至动臂用流量控制阀106a的图中左端，流量控制阀106a被向图中右方向切换。

另外，动臂提升操作压a1也被引导至先导减压阀70c的图中右侧的输入口，与(b)仅进行动臂提升动作的情况相同，输入到先导减压阀70c的动臂提升先导压a1不受限制地引导至流量控制阀206a的图中左端，流量控制阀206a被向图中右方向切换。

通过切换流量控制阀106a，在经由流量控制阀106a向动臂缸3a的缸底侧供给压力油的同时，通过设置在流量控制阀106a上的负荷压检测口以及梭阀109a、109b，将动臂缸3a的缸底侧的负荷压引导至切换阀120。此时，由于切换阀120如上所述向图中下方切换，所以动臂缸3a的缸底侧的负荷压作为最高负荷压Plmax1被引导至卸载阀115、差压减压阀111。

通过被引导至卸载阀115的Plmax1，卸载阀115的设定压上升至动臂缸3a的负载压+弹簧力，截断将压力油供给路105a的压力油向油箱排出的油路。

另外，通过被引导至差压减压阀111的Plmax1，差压减压阀111将P1-Plmax1作为LS差压Pls1输出，但在向提升方向起动动臂的瞬间，P1通过卸载阀的弹簧保持在预先设定的低压，因此Pls1大致与油箱压相等。

LS差压Pls1被引导至可变容量型主泵101的流量控制调节器112内的LS阀112b。

如上所述，由于在动臂提升起动时Pls1＝油箱压＜Pgr，所以LS阀112b在图中向右方向切换。

由于LS阀输出压切换阀112a处于中立位置(通过弹簧切换到图中左侧的位置)，所以流量控制活塞112c的压力油通过LS阀输出压切换阀112a、LS阀112b向油罐排出。

因此，可变容量型主泵101的流量增加，该流量增加持续到Pls1等于Pgr为止。

同样，通过切换流量控制阀206a，在经由流量控制阀206a向动臂缸3a的缸底侧供给压力油的同时，通过设置在流量控制阀206a上的负荷压检测口和梭阀209a，将动臂缸3a的缸底侧的负荷压引导至切换阀220。此时，由于切换阀220如上所述向图中下方切换，所以动臂缸3a的缸底侧的负荷压作为最高负荷压Plmax2被引导至卸载阀215、差压减压阀211。

通过被引导至卸载阀215的Plmax2，卸载阀215的设定压上升至动臂缸3a的负荷压+弹簧力，截断将压力油供给路205a的压力油向油箱排出的油路。

另外，通过被引导至差压减压阀211的Plmax2，差压减压阀211将P2-Plmax2作为LS差压Pls2输出，但在向提升方向起动动臂511的瞬间，P2通过卸载阀的弹簧保持在预先设定的低压，因此Pls2大致等于油箱压。

LS差压Pls2被引导至可变容量型主泵201的流量控制调节器212内的LS阀212b。

如上所述，在动臂提升起动时Pls2＝油箱压＜Pgr，因此LS阀212b在图中向左方向切换。

由于LS阀输出压切换阀212a处于中立位置(通过弹簧切换到图中右侧的位置)，所以倾转控制活塞212c的压力油通过LS阀输出压切换阀212a、LS阀212b向油罐排出。

因此，可变容量型主泵201的流量增加，该流量增加持续到Pls2等于Pgr为止。

这样，在动臂提升和旋转的复合动作中，旋转马达3c和动臂缸3a由各自的泵(旋转马达3c由主泵301驱动，动臂缸3a由主泵101、201驱动)，所以能够抑制旋转与前部装置的速度干涉而进行良好的复合动作。

在此，主泵301的转矩推定器310的输出被引导至主泵101的调节器112内的马力控制活塞112f和主泵201的调节器212内的马力控制活塞212f，因此主泵101和主泵201在从预先决定的转矩中减去主泵301的转矩后的转矩的范围内进行马力控制和负载传感控制。这样，通过纯液压结构高精度地检测主泵301的转矩，并反馈到主泵101、201，因此能够高精度地进行全转矩控制，能够有效利用原动机的输出转矩。

(e)进行了行驶动作的情况

考虑同时对左右行驶用的操作装置524a、524b的操作杆进行全操作而直线前进的情况。

通过行驶操作用先导阀60f、60g，输出f1、g1作为行驶操作压。行驶操作压f1、g1分别被导向行驶马达控制用方向切换阀116的右端、方向切换阀216的左端，方向切换阀116向图中左方向切换，方向切换阀216向图中右方向切换。

若切换方向切换阀116、216，则信号切换阀117、217也同时切换到截断位置，信号油路150a的压力上升到一定的先导压Pi0，将切换阀140向图中右方向切换，将LS阀输出压切换阀112a向图中右方向切换，将LS阀输出压切换阀212a向左方向切换，将切换阀120、220、320向图中上方向切换，将最大容量切换活塞112g、212g向下方切换。

当切换阀140向图中右方向切换时，从主泵101排出的压力油经由压力油供给路118和方向切换阀116向行驶马达3f引导，从主泵201排出的压力油经由压力油供给路218和方向切换阀216向行驶马达3g引导，分别驱动行驶马达3f、3g。

另外，由于最大容量切换活塞112g、212g向下方切换，所以主泵101、201的最大容量被变更为Mt。

并且，由于LS阀输出压切换阀112a向图中右方向切换，所以LS阀112b和流量控制活塞112c连接被截断，流量控制活塞112c的压力油向油箱排出，LS阀输出压切换阀212a向图中左方向切换，因此LS阀212b和流量控制活塞212c的连接被截断，流量控制活塞212c的压力油向油箱排出。

这样，主泵101、201停止负载传感控制，在最大容量切换为Mt的状态下仅通过马力控制进行控制。

另一方面，当切换阀140向图中右方向切换时，主泵301的压力油供给路305与压力油供给路105a、205a连接。

另外，当切换阀120、220、320向图中上方向切换时，作为向与压力油供给路105a连接的卸载阀115、差压减压阀111、与压力油供给路205a连接的卸载阀215、差压减压阀211、与压力油供给路305连接的卸载阀315、差压减压阀311引导的最高负荷压，选择行驶以外的所有致动器的最高负荷压、即Plmax1、Plmax2、Plmax3的最高压力作为Plmax0导出。

在行驶直行动作中，在行驶以外的致动器未被操作的情况下，Plmax1、Plmax2、Plmax3均为油箱压，主泵301的排出压P3通过设置在卸载阀115、215、315上的弹簧保持为比原动机转速检测阀13的输出压Pg高出若干。

差压减压阀311在行驶以外的操作杆为中立的情况下，Plmax0如上所述与油罐压相等，因此Pls3＝P3-Plmax0＝P3＞Pgr。

Pls3被引导至主泵301的调节器312内的LS阀312b，在行驶以外的操作杆为中立的情况下，Pls3大于Pgr，因此LS阀312b在图中向右方向切换，将由先导溢流阀(32)生成的保持为一定的先导压Pi0引导至负载传感用倾转控制活塞(312c)。

由于压力油被引导至负载传感用倾转控制活塞312c，所以可变容量型主泵301的容量被保持为最小。

在这样行驶动作中，将切换阀140切换到图示右方向(第二位置)，且停止主泵101、201的负载传感控制，在最大容量切换为Mt的状态下仅通过马力控制来驱动左右行驶马达3f、3g，能够进行高效率的行驶动作而不会产生负载传感差压引起的入口节流损失。

(f)进行了行驶和动臂提升的复合动作的情况

考虑同时对左右行驶用操作装置524a、524b的操作杆进行全操作而直行，并对动臂用的操作装置523a的操作杆向动臂提升方向进行全操作的情况。

基于行驶操作的动作与进行(e)行驶动作的情况相同。

即，信号切换阀117、217切换到截断位置，信号油路150a的压力上升到一定的先导压Pi0，将切换阀140向图中右方向切换，将LS阀输出压切换阀112a向图中右方向切换，将LS阀输出压切换阀212a向左方向切换，将切换阀120、220、320向图中上方向切换，将最大容量切换活塞112g、212g向下方向切换。

当切换阀140向图中右方向切换时，从主泵101排出的压力油经由压力油供给路118和方向切换阀116向行驶马达3f引导，从主泵201排出的压力油经由压力油供给路218和方向切换阀216向行驶马达3g引导，分别驱动行驶马达3f、3g。

另外，由于最大容量切换活塞112g、212g被向下方向切换，所以主泵101、201的最大容量被变更为Mt，LS阀输出压切换阀112a、212a切换，将流量控制活塞112c、212c的压力油向油箱排出，因此主泵101、201停止负载传感控制，将最大容量设为Mt，在减去了主泵301的转矩后的转矩的范围内进行马力控制。

另一方面，当切换阀140向图中右方向切换，切换阀120、220、320向图中上方向切换时，主泵301的压力油供给路305和压力油供给路105a、205a连接的同时，向卸载阀115、215、315及差压减压阀311上引导行驶以外的所有致动器的最高负荷压Plmax0，因此通过由主泵301进行的负载传感控制来驱动行驶以外的所有致动器。

在进行行驶操作的同时进行动臂提升操作的情况下，由动臂缸操作用先导阀60a输出的动臂提升操作压a1被引导到动臂用的流量控制阀106a的图中左端，流量控制阀106a被向图中右方向切换，输入到先导减压阀70c的动臂提升先导压a1由于未操作斗杆铲装而不受限制，因此被引导到流量控制阀206a的图中左端，流量控制阀206a被向图中右方向切换。

若切换流量控制阀106a、206a，则在经由流量控制阀106a、206a向动臂缸3a的缸底侧供给压力油的同时，经由设置在流量控制阀106a、206a上的负荷压检测口以及梭阀109a、109b、209a将动臂缸3a的缸底侧的负荷压作为最高负荷压Plmax0经由切换阀120、220、320引导至卸载阀115、215，315、差压减压阀111、211、311。

通过被引导至卸载阀115、215、315的Plmax0，卸载阀115、215、315的设定压上升至动臂缸3a的负载压+弹簧力，截断将压力油供给路105a、205a、315的压力油向油箱排出的油路。

另外，通过被引导至差压减压阀311的Plmax0，差压减压阀311将P3-Plmax0作为LS差压Pls3输出，但在向提升方向起动动臂511的瞬间，P3通过卸载阀的弹簧保持在预先设定的低压，因此Pls3与油箱压大致相等。

LS差压Pls3被引导至可变容量型主泵301的流量控制调节器312内的LS阀312b。

如上所述，由于在动臂提升起动时Pls3＝油箱压＜Pgr，因此LS阀312b在图中向左方向切换，倾转控制活塞312c的压力油经由LS阀312b向油罐排出。

因此，可变容量型主泵301的流量增加，该流量增加持续到Pls3等于Pgr为止。

这样，在同时进行了行驶和动臂提升动作的情况下，主泵101、201在将最大容量切换为Mt之后停止负载传感控制，用开回路驱动左右行驶马达3f、3g，主泵301通过负载传感控制根据其要求流量供给压力油并驱动动臂缸3a。

在这样行驶和动臂提升的复合动作中，由于利用主泵301通过负载传感控制来驱动动臂缸3a，因此即使在动臂操作杆的操作量小的情况下，也与此相应地控制主泵301的排出流量，因此由卸载阀引起的泄放损失少，能够高效地进行作业。另外，主泵301的最大容量Ms与主泵101、201的最大容量Mf同样，设定为能够向其驱动的致动器中要求流量最大的致动器即动臂缸3a或斗杆缸3b供给必要的流量(Ms＝Mf)，因此能够得到足够的动臂提升的速度，能够进行优良的复合动作。

～效果～

根据如上构成的本实施方式，能够得到以下的效果。

1.在作为不包含行驶的动作的水平拉动作等动臂提升和斗杆铲装、或者动臂下降和斗杆倾卸的复合动作中，由于动臂缸3a和斗杆缸3b由各自泵(第一泵和第二泵)以负载传感控制进行驱动，因此能够降低卸载阀中的泄放损失，且不会产生低负荷侧致动器的压力补偿阀中的入口节流损失(节流损失)，能够进行高效率的前部装置504的复合动作。挖掘作业或整平作业等不伴随行驶的其他前部装置的动作也是同样的。

2.如动臂提升和旋转的复合动作那样，在旋转和前部装置504的复合动作(不包含行驶的动作)中，旋转马达3c和前部装置用致动器3a、3b、3d用各自的泵(旋转马达3c用主泵301，前部装置用致动器3a、3b、3d用主泵101、201)驱动，因此能够抑制旋转和前部装置504的速度干涉，能够得到优良的复合操作性。

3.在如行驶直行动作那样包括行驶的动作中，将切换阀140(切换阀装置)向图示右方向(第二位置)切换，且停止主泵101、201(第一泵及第二泵)的负载传感控制，在最大容量切换为Mt的状态下仅通过马力控制来驱动左右行驶马达3f、3g，因此能够进行高效率的行驶动作而不会产生负载传感差压引起的入口节流损失。

4-1.在如行驶和动臂提升的复合动作那样包括行驶的动作中，不仅能够如上述那样进行高效率的行驶动作，通过主泵301(第三泵)以负载传感控制驱动前部装置用致动器3a、3b、3d，即使在前部装置504的操作量较小的情况下，也与此相应地控制主泵301的排出流量，所以由卸载阀引起的泄放损失较少，能够进行高效率的复合动作。

4-2.另外，在如行驶和动臂提升的复合动作那样包括行驶的动作中，主泵301的最大容量Ms与主泵101、201的最大容量Mf同样，以动臂缸3a或斗杆缸3b为基准设定为能够向作为其驱动的致动器中要求流量最大的致动器的动臂缸3a或斗杆缸3b供给必要的流量(Ms＝Mf)，因此能够得到足够的前置装置用致动器3a、3b、3d的动作速度，能够进行优良的复合动作。

如上所述，根据本实施方式，在由三个以上的泵驱动多个致动器的作业机械的液压驱动装置中，在不包含行驶的动作中，能够实现高效率的前部装置504的复合动作、旋转和前部装置504的优异的复合操作性，在包含行驶的动作中，能够进行高效率的行驶动作、高效率的行驶和前部装置504的复合动作，并且能够得到足够的前部装置504的动作速度。

另外，根据本实施方式，能够得到以下的效果。

5.在前部装置的斗杆是非常长的长斗杆的情况下，在进行水平拉动作时，配合斗杆拉操作，有时需要更多的动臂提升操作。在专利文献2中，在这样情况下，动臂辅助用流量控制阀的入口节流开口打开，结果，在水平拉动作中，在作为低负荷压致动器的斗杆的压力补偿阀中产生入口节流损失，存在不能进行高效率的复合动作的情况。

在本实施方式中，如在水平拉动作中说明那样，在同时操作动臂511和斗杆512的情况下，由于动臂缸3a和斗杆缸3b可靠地由各自的主泵101、201驱动，不会在斗杆侧的压力补偿阀207b中产生节流损失(入口节流损失)，能够进行高效率的复合动作。

6.在专利文献1中，在非行驶时动作中，对两个主泵(两个排出口)进行负载传感控制，驱动动臂缸、斗杆缸等前部装置用致动器，在行驶时的动作中，使两个主泵作为固定容量泵发挥功能，用开回路驱动行驶马达。在该情况下，两个主泵的最大容量需要与作为固定容量泵发挥功能的情况下的驱动致动器即行驶马达所需的流量对应地设定。因此，在驱动动臂缸或斗杆缸等需要较大流量的致动器的情况下，即使使两个主泵的压力油合流，这些致动器的所需流量可能不足，可能成为妨碍快速动作例如挖掘和装载动作的原因。

在本实施方式中，由于在非行驶时和行驶时在Mf和Mt(Mf＞Mt)间切换两个主泵101、201的最大容量，因此不受行驶马达3f、3g所需流量的影响，能够自由地设定前部装置用致动器3a、3b、3d的驱动所需的泵最大流量，能够进行迅速的挖掘、装载动作。

<第二实施方式>

接着，关于本发明的第二实施方式，以与第一实施方式不同的部分为中心进行说明。

～构成～

图5是表示本发明的第二实施方式涉及的液压驱动装置的整体结构的图。

本实施方式的液压驱动装置相对于第一实施方式的结构省略了与压力油供给路205a连接的动臂缸3a的辅助驱动用流量控制阀206a、与压力油供给路105a连接的斗杆缸3b的辅助驱动用流量控制阀106b、以及先导减压阀70a、70b、70c，第一阀部分104a具有单个流量控制阀106a作为动臂用流量控制阀，第二阀部分1-4b具有单个流量控制阀206b作为斗杆用流量控制阀。

其他结构与第一实施方式相同。

～动作～

以下说明第二实施方式的动作。

本实施方式的液压驱动装置的动作相对于第一实施方式，成为省略了与在动臂缸3a和斗杆缸3b的辅助驱动用流量控制阀206a、106b相关的动作的内容。

由于没有先导减压阀，所以不参照图4的先导减压阀的特性。

除此之外，与第一实施方式相同。

～效果～

根据本发明第二实施方式，在所有的动作中，通过各自的主泵101、201以负载传感控制对包括动臂缸3a和斗杆缸3b的前部装置用致动器进行驱动，因此能够降低泄放损失，不会产生低负荷侧致动器的压力补偿阀中的节流损失，能够高效工作。

除此以外，能够得到与第一实施方式相同的效果。

<第三实施方式>

接着，关于本发明的第三实施方式，以与第一实施方式不同的部分为中心进行说明。

在第一及第二实施方式中，第一、第二及第三泵101、201、301分别是由原动机1驱动的可变容量型的泵，第一、第二及第三排出流量控制装置112、212、312分别对第一、第二及第三泵101、201、301的容量进行液压控制，进行第一、第二及第三泵101、201、301的负载传感控制。与此相对，在本实施方式中，第一、第二及第三泵分别是由第一、第二及第三电动马达驱动的固定容量型的泵，第一、第二及第三排出流量控制装置分别由对第一、第二及第三电动马达的转速进行电控制的控制器构成，并进行第一、第二和第三泵的负载传感控制。

～构成～

图6是表示本发明的第三实施方式涉及的液压驱动装置的整体结构的图。

本实施方式的液压驱动装置包括：作为第一、第二及第三泵的固定容量型的主泵102、202、302；固定容量型的先导泵30；作为用于驱动主泵102的第一电动马达的电动马达2a；作为用于驱动主泵202的第二电动马达的电动马达2b；作为用于驱动主泵302的第三电动马达的电动马达2c；作为用于驱动先导泵30的第四电动马达的电动马达3；用于对电动马达2a进行转速控制的逆变器103；用于对电动马达2b进行转速控制的逆变器203；用于对电动马达2c进行转速控制的逆变器303；用于对电动马达3进行转速控制的逆变器403；以及用于向逆变器103、203、303、403供电的电池92。

另外，本实施方式的液压驱动装置包括：压力检测器80，用于检测信号油路150a的压力；压力检测器81，其用于检测主泵102的压力油供给路105的压力；压力检测器82，用于检测主泵202的压力油供给路205的压力；压力检测器83，用于检测主泵302的压力油供给路305的压力；压力检测器84，用于检测先导泵30的压力油供给路31b的压力；压力检测器85，用于检测与压力油供给路105a连接的差压减压阀111的输出压即LS差压Pls1；压力检测器86，用于检测与压力油供给路205a连接的差压减压阀211的输出压即LS差压Pls2；压力检测器87，用于检测与压力油供给路305连接的差压减压阀311的输出压即LS差压Pls3；刻度盘91，用于调整各致动器的最大速度；以及控制器90，输入刻度盘91的操作信号、压力检测器80、81、82、83、84、85、86、87的检测信号，向变换器103、203、303、403输出控制信号。

图7是表示控制器90的功能的概略的框图。

如图7所示，控制器90具有电动马达2a的转速控制部90a(第一电动马达的转速控制部)、电动马达2b的转速控制部90b(第二电动马达的转速控制部)、马达2c的转速控制部90c(第三电动马达的转速控制部)、马达3的转速控制部90d(第四电动马达的转速控制部)的各功能。

电动马达2a的转速控制部90a、电动马达2b的转速控制部90b及马达2c的转速控制部90c分别构成单独变更作为第一、第二及第三泵的主泵101、201、301的排出流量的第一、第二及第三排出流量控制装置。

另外，电动马达2a的转速控制部90a及电动马达2b的转速控制部90b(第一及第二排出流量控制装置)，当行驶操作检测装置117、217、150a未检测到行驶操作、切换阀装置140位于第一位置时，进行负载传感控制，将第一泵及第二泵101、201的排出压分别控制为比多个第一致动器3a、3b、3d中的由第一泵及第二泵101、201的排出油驱动的各个致动器的最高负荷压高出某设定值，当行驶操作检测装置117、217、150a检测到行驶操作、切换阀装置140切换到第二位置时，停止第一泵及第二泵101、201的负载传感控制，在最大容量切换为Mt的状态下，仅通过马力控制来驱动多个第二致动器3f、3g。

电动马达3的转速控制部90d(第三排出流量控制装置)，当行驶操作检测装置117、217、150a未检测到行驶操作、切换阀装置140位于第一位置时，进行负载传感控制将第三泵301的排出压控制为比多个第三致动器3c、3e、3h的最高负荷压高出某设定值，当行驶操作检测装置117、217、150a检测到行驶操作、切换阀装置140切换到第二位置时，进行负载传感控制，将第三泵301的排出压控制为比多个第一及第三致动器3a、3b、3d及3c、3e、3h的最高负荷压高出某设定值。

本实施方式的上述以外的结构与第一实施方式相同。

～动作～

以下，使用图8、图9、图10、图11A～图11G说明第三实施方式的动作。

图8是表示电动马达2a的转速控制部90a和电动马达2b的转速控制部90b的功能的流程图。图9是表示马达2c的转速控制部90c的功能的流程图。图10是表示马达3的转速控制部90d的功能的流程图。图11A～图11G表示电动马达2a的转速控制部90a、电动马达2b的转速控制部90b、马达2c的转速控制部90c、马达3的转速控制部90d中使用的表特性的图。

首先，使用图10对驱动先导泵30的电动马达3的控制方法进行说明。

控制器90的马达3的转速控制部90d根据压力检测器84的输出即检测信号求出实际先导1次压Pi，计算与目标先导1次压Pi0的差作为ΔPi(步骤S700)。

当ΔPi＞0时，使先导泵30的虚拟容量qi减少Δqi(步骤S705、S710)。当ΔPi≤0时，使先导泵的虚拟容量qi增加Δqi(步骤S705、S715)。Δqi根据图11D所示的表4求出。在表4中，设定了随着ΔPi的绝对值的增加虚拟容量的增量Δqi增加的特性。当差压达到ΔPi_1时，虚拟容量的增量Δqi为最大Δqi_max。

判定得到的先导泵30的虚拟容量qi是否在上限/下限的范围内(步骤S720)，在低于下限值qimin的情况下，将qi设为qimin(步骤S725)。在超过上限值qimax的情况下，将qi设为qimax(步骤S730)。qimin和qimax为预先确定的值。

将得到的虚拟容量qi输入到图11E所示的表5中，计算对于逆变器403的转速指令Viinv(步骤S735)。在表5中设定有随着虚拟容量qi增加而转速指令Viinv增加的特性。当虚拟容量达到qi_1时，转速指令成为最大Viinv_max。

如果按照以上的流程图控制电动马达3的转速，则能够将压力油供给路31b的压力保持在预先决定的目标先导1次压Pi0。

由于压力油供给路31b的压力保持在一定的值Pi0，所以通过节流阀150、信号油路150a、信号切换阀117、217与第一实施方式同样在信号油路150a中没有进行行驶操作的情况下，产生油箱压，在进行了行驶操作的情况下，产生Pi0。

另外，在压力油供给路31b中生成的先导压Pi0经由切换阀33也被用作各致动器3a、3b、3c、3d、3e、3f、3g、3h操作用的先导阀60a、60b、60c、60d、60e、60f、60g、60h的液压源。

接着，使用图9对驱动主泵302的电动马达2c的控制方法进行说明。

控制器90的马达2c的转速控制部90c将刻度盘91的输出信号Vo输入到图11A所示的表1中，计算目标LS差压Pgr(步骤S600)。表1所示的特性模拟第一实施方式中的原动机转速检测阀13的特性，大致成为随着刻度盘91的操作信号Vo增加而目标LS差压Pgr增加的特性。刻度盘91的输出信号Vo_2是目标LS差压的变化率为一定的拐点。当刻度盘91的输出信号达到Vo_3时，目标LS差压成为最大Pgr_3。

根据压力检测器83的检测信号求出主泵302的排出压P3，输入到图11G所示的表7中，算出最大虚拟容量q3max(步骤S605)。如图11G所示，表7具有模拟主泵302的马力控制的特性。即，在表7中，当主泵302的排出压P3比P3_1高时，设定了主泵302的吸收转矩为一定的最大虚拟容量q3_max减少的特性。

根据压力检测器80的检测信号求出信号油路150a的压力，判断行驶是否被操作(步骤S610)。

在上述判定结果为行驶非操作时的情况下，将压力检测器87的输出即LS差压Pls3决定为实际LS差压(步骤S615)，在行驶操作时，将作为压力检测器85的输出的LS差压Pls1、作为压力检测器86的检测信号的LS差压Pls2、作为压力检测器87的检测信号的LS差压Pls3的最小值决定为实际LS差压(步骤S620)。

算出实际LS差压Pls与目标LS差压Pgr之差的值作为差压偏差ΔP3(步骤S625)。

当ΔP3＞0时，使主泵302的虚拟容量q3减少Δq3(步骤S635)，当ΔP3≤0时，使主泵302的虚拟容量q3增加Δq3(步骤S640)。Δq3是在图11B所示的表2中输入ΔP3算出的。在表2中，设定了随着ΔP3的绝对值增加虚拟容量的增量Δq3增加的特性。当差压达到ΔP1_3时，虚拟容量的增量Δq3为最大Δq3_max。

判定虚拟容量q3是否在上限/下限的范围内(步骤S645)，在低于下限值q3min的情况下，将q3设为q3imin(步骤S650)，在超过上限值q3max的情况下，将q3设为q3max(步骤S655)。

这里，q3min是预先决定的值，q3max是如上所述根据模拟了主泵302的马力控制的表7计算出的值。

将得到的q3乘以刻度盘91的输出Vo，算出目标流量Q3(步骤S660)。

将目标流量Q3输入到图11C所示的表3中，计算对于变换器303的转速指令Vinv3(步骤S665)。在表3中设定有转速指令Vinv3随着目标流量Q3增加而增加的特性。当目标流量Q3达到Q3_1时，转速指令成为最大Vinv3_max。

通过按照以上流程图控制马达2c的转速，对于与压力油供给路305连接的各个致动器，能够在预先赋予的转矩的范围内进行负载传感控制。

接着，使用图8对驱动主泵102、202的电动马达2a、2b的控制方法进行说明。

控制器90的电动马达2a的转速控制部90a及电动马达2b的转速控制部90b首先根据压力检测器80的检测信号求出信号油路150a的压力，判定行驶是否被操作了(步骤S500)。关于在行驶操作时在信号油路150a中产生压力的动作，与第一实施方式相同。

在行驶非操作的情况下，将最大虚拟容量设为预先决定的非行驶时的最大虚拟容量qmax_f(步骤S505)。

根据压力检测器81、82的检测信号求出主泵102、202的排出压P1、P2，将上述主泵302的排出压P3、主泵302的目标流量Q3输入到图11F所示的表6中，计算最大虚拟容量q1max(或q2max)(步骤S510)。表6所示的C3是根据压力×流量计算转矩的系数，是预先确定的。如图11F所示，表6具有模拟主泵102、202的马力控制的特性，成为当主泵302的转矩变大时，相应地减小主泵102、202转矩的特性。

将刻度盘91的操作信号Vo输入到图11A所示的表1中，计算目标LS差压Pgr(步骤S515)。

在对电动马达2a进行转速控制的情况下，根据压力检测器85的输出检测实际LS差压Pls1，在电动马达2b的情况下，根据压力检测器86的输出检测实际LS差压Pls2，将与上述Pgr的差的值作为差压偏差ΔP1(或ΔP2)算出(步骤S520)。

当ΔP1(或ΔP2)＞0，使主泵102(或主泵202)的虚拟容量q1(或q2)减少Δq1(或Δq2)(步骤S525、S530)，当ΔP1(或ΔP2)≤0时，使主泵102(或主泵202)的虚拟容量q1(或q2)增加Δq1(或Δq2)(步骤S525、S535)。Δq1(或Δq2)是在图11B所示的表2中输入ΔP1(或ΔP2)算出的。

判定虚拟容量q1(或q2)是否在上限/下限范围内(步骤S540)，在低于下限值q1min(或q2min)的情况下，将q1(或q2)设为q1min(或q2min)(步骤S545)，在超过最大虚拟容量即上限值q1max(或q2max)的情况下，将q1(或q2)设为q1max(或q2max)(步骤S550)。

在此，q1min、q2min设为预先决定的值，q1max、q2max为如上所述根据模拟了主泵102、202、302的马力控制特性的表6计算出的值。

将得到的q1(或q2)乘以刻度盘91的输出Vo，计算目标流量Q1(或Q2)(步骤S580)。刻度盘91作为转速的增益起作用。

将目标转速Q1(或Q2)输入到图11C所示的表3中，计算对于逆变器103(或203)的转速指令Vinv1(或Vinv2)(步骤S585)。

如果按照以上的流程图控制电动马达2a、2b的转速，则对于与压力油供给路105a、205a连接的各个致动器，能够在预先决定的转矩的范围内进行负载传感控制。

另一方面，在由最初的行驶操作判定部判定为正在进行行驶操作的情况下，将最大虚拟容量设为行驶时最大虚拟容量qmax_t(步骤S560)，然后与行驶非操作的情况相同，将主泵102、202、302的排出压P1、P2、P3、主泵302的目标流量Q3输入到图11F所示的表6中，计算转矩控制的上限值q1max(或q2max)(步骤S565)。

将主泵102(或202)的虚拟容量q1(或q2)在上述图11F所示的表6中设定为根据P1、P2、P3、Q3计算出的q1max(q2max)(步骤S570)。

将得到的虚拟容量q1(或q2)乘以刻度盘91的输出Vo，算出目标流量Q1(或Q2)(步骤S580)。

将目标转速Q1(或Q2)输入到上述图11C所示的表3中，计算对于逆变器103(或203)的转速指令Vinv1(或Vinv2)(步骤S585)。

效果

根据本发明的第三实施方式，由于使用电动马达作为原动机，所以能够得到与第一实施方式相同的效果。

(其他)

以上的实施方式可以在本发明的精神的范围内进行各种变形。

例如，在上述实施方式中，通过信号油路150a的压力油进行切换的压力油供给路切换阀140及最高负荷压切换阀120、220，320构成为单独的阀，但也可以将它们组装在一个阀中，构成为单个切换阀装置。

另外，上述实施方式的负载传感系统是一个例子，负载传感系统能够进行各种变形。例如，在上述实施方式中，设置将泵排出压和最高负荷压作为绝对压输出的差压减压阀，将该输出压引导至压力补偿阀，设定目标补偿差压，并且引导至LS控制阀，设定负载传感控制的目标差压，但也可以通过各自的油路将泵排出压和最高负荷压引导至压力控制阀或LS控制阀。

【符号说明】

1 原动机

101 可变容量型主泵(第一泵)

201 可变容量型主泵(第二泵)

301 可变容量型主泵(第三泵)

112 调节器(第一排出流量控制装置)

212 调节器(第二排出流量控制装置)

312 调节器(第三排出流量控制装置)

112a、212a LS阀输出压切换阀

112b、212b、312b、312b LS阀

112c、212c、312c 流量控制活塞

112d、212d、212e、312d 马力控制活塞

112f、212f 转矩反馈用马力控制活塞

112g、212g 最大容量切换活塞

310 转矩推定器

310a、310b 减压阀

31a、31b 先导压油供给路

32 先导溢流阀

33 切换阀

34 门锁定杆

13 原动机转速检测阀

3a-3h 致动器

3a、3b、3d 多个第一致动器

3a 动臂缸

3b 斗杆缸

3d 铲斗缸

3f、3g 多个第二致动器

3f 左行驶马达

3g 右行驶马达

3c、3e、3f 多个第三致动器

3c 旋转马达

3e 摆动缸

3h 刮片缸

104 第一控制阀块

104a 第一阀部分

104b 第二阀部分

304 第二控制阀块

105、205、305 压力油供给路

105a、205a 压力油供给路

106a、106b、106d、206a、206b、206b 流量控制阀(多个第一流量控制阀)

116、216 方向切换阀(多个第二流量控制阀)

306c、306e、306h 流量控制阀(多个第三流量控制阀)

107a、107b、107d、207a、207b、307c、307e、307h 压力补偿阀

109a、109b、209a、309c、309e 梭阀

130a、130b 梭阀

111、211、311 差压减压阀

114、214、314 主溢流阀

115、215、315 卸载阀

120、220、320 最高负荷压切换阀

140 压力油供给路切换阀

150 节流阀(行驶操作检测装置)

150a 信号油路(行驶操作检测装置)

117、217 信号切换阀(行驶操作检测装置)

70a、70b 先导减压阀(第一阀操作限制装置)

70a、70b、70c 先导减压阀(第二阀操作限制装置)

60a～60h 先导阀

102、202、302 固定容量型主泵

2a、2b、2c 电动马达

103、203、303、403 逆变器

80～87 压力检测器

90 控制器

91 刻度盘

92 电池

501 下部行驶体

502 上部旋转体

504 前部装置

509 旋转装置

511 动臂

512 斗杆

513 铲斗

Claims (8)

1.一种作业机械的液压驱动装置，具备：

多个致动器，包括分别驱动左右行驶装置的左右行驶马达和分别驱动动臂、斗杆、旋转装置的动臂缸、斗杆缸、旋转马达；

封闭中心型的多个第一流量控制阀，与所述多个致动器中不包括所述左右行驶马达而包括所述动臂缸及所述斗杆缸的多个第一致动器连接；

开放中心型的多个第二流量控制阀，与包括所述左右行驶马达的多个第二致动器连接；

多个第三流量控制阀，与所述多个致动器中不包括所述左右行驶马达而包括所述旋转马达的多个第三致动器连接；

多个压力补偿阀，控制向所述多个第一流量控制阀和所述多个第三流量控制阀供给的压力油的流量；

第一泵和第二泵，向所述多个第一流量控制阀和所述多个第二流量控制阀供给压力油；

第三泵，向所述第一流量控制阀和所述第三流量控制阀供给压力油；

排出流量控制装置，变更所述第一泵、所述第二泵和所述第三泵的排出流量；

行驶操作检测装置，检测用于驱动所述左右行驶马达的行驶操作；以及

切换阀装置，当所述行驶操作检测装置未检测到所述行驶操作时，所述切换阀装置位于将从所述第一泵和所述第二泵排出的压力油引导到所述多个第一流量控制阀的第一位置，当所述行驶操作检测装置检测到所述行驶操作时，所述切换阀装置切换到将从所述第一泵和所述第二泵排出的压力油向所述多个第二流量控制阀引导且将从所述第三泵排出的压力油向所述多个第一流量控制阀引导的第二位置，

所述作业机械的液压驱动装置的特征在于，

与所述多个第三致动器连接的所述多个第三流量控制阀是封闭中心型的流量控制阀，

所述多个压力补偿阀包括控制向所述多个第三流量控制阀供给的压力油的流量的多个压力补偿阀，

所述第三泵的最大容量被设定为能够供给所述多个第一致动器中的要求流量最大的致动器所需要的流量，

所述排出流量控制装置包括分别变更所述第一泵、所述第二泵及所述第三泵的排出流量的第一排出流量控制装置、第二排出流量控制装置及第三排出流量控制装置，

所述第一排出流量控制装置及所述第二排出流量控制装置构成为，当所述行驶操作检测装置未检测到所述行驶操作、所述切换阀装置位于所述第一位置时，进行负载传感控制，将所述第一泵和所述第二泵的排出压分别控制为比所述多个第一致动器中由所述第一泵和所述第二泵的排出油驱动的各个致动器的最高负荷压高出某设定值，当所述行驶操作检测装置检测到所述行驶操作、所述切换阀装置切换到所述第二位置时，停止所述第一泵和所述第二泵的负载传感控制，驱动所述多个第二致动器，

所述第三排出流量控制装置构成为，当所述行驶操作检测装置未检测到所述行驶操作、所述切换阀装置位于所述第一位置时，进行负载传感控制，将所述第三泵的排出压控制为比所述多个第三致动器的最高负荷压高出某设定值，当所述行驶操作检测装置检测到所述行驶操作、所述切换阀装置切换到所述第二位置时，进行负载传感控制，将所述第三泵的排出压控制为比所述多个第一致动器和所述第三致动器的最高负荷压高出某设定值。

2.根据权利要求1所述的作业机械的液压驱动装置，其特征在于，

所述第三泵的最大容量与所述第一泵和所述第二泵所固有的最大容量相同。

3.根据权利要求1所述的作业机械的液压驱动装置，其特征在于，

所述多个第一流量控制阀具备包括所述动臂用的流量控制阀的第一阀部分和包括所述斗杆用的流量控制阀的第二阀部分，

所述第一阀部分和所述第二阀部分被构成为，在同时驱动所述动臂缸和所述斗杆缸的复合操作中，在用于驱动所述动臂缸的动臂操作和用于驱动所述斗杆缸的斗杆操作的至少一者为全操作时，所述动臂缸和所述斗杆缸由所述第一泵和所述第二泵的排出油分别独立地驱动。

4.根据权利要求3所述的液压驱动装置，其特征在于，

所述第一阀部分具有作为所述动臂用的流量控制阀的主驱动用的流量控制阀和所述斗杆的辅助驱动用的流量控制阀，且具有第一阀操作限制装置，当所述动臂操作至少为全操作时，所述第一阀操作限制装置将所述斗杆的辅助驱动用的流量控制阀保持在中立位置，

所述第二阀部分具有作为所述斗杆用的流量控制阀的主驱动用的流量控制阀和所述动臂的辅助驱动用的流量控制阀，且具有第二阀操作限制装置，当所述斗杆操作至少为全操作时，所述第二阀操作限制装置将所述动臂的辅助驱动用的流量控制阀保持在中立位置。

5.根据权利要求3所述的作业机械的液压驱动装置，其特征在于，

所述第一阀部分具有单个流量控制阀作为所述动臂用的流量控制阀，

所述第二阀部分具有单个流量控制阀作为所述斗杆用的流量控制阀。

6.根据权利要求1所述的作业机械的液压驱动装置，其特征在于，

当所述行驶操作检测装置未检测到所述行驶操作时，所述第一排出流量控制装置及所述第二排出流量控制装置将所述第一泵和第二泵的最大容量设定为所述第一泵和所述第二泵所固有的第一值，当所述行驶操作检测装置检测到所述行驶操作时，所述第一排出流量控制装置及所述第二排出流量控制装置将所述第一泵和所述第二泵的最大容量切换为比所述第一值小的第二值。

7.根据权利要求1所述的作业机械的液压驱动装置，其特征在于，

所述第一泵、所述第二泵及所述第三泵分别是由原动机驱动的可变容量型的泵，

所述第一排出流量控制装置、所述第二排出流量控制装置及所述第三排出流量控制装置分别对所述第一泵、所述第二泵及所述第三泵的容量进行液压控制，进行所述第一泵、所述第二泵及所述第三泵的负载传感控制。

8.根据权利要求1所述的作业机械的液压驱动装置，其特征在于，

所述第一泵、所述第二泵及所述第三泵分别是由第一电动马达、第二电动马达和第三电动马达驱动的固定容量型的泵，

所述第一排出流量控制装置、所述第二排出流量控制装置及所述第三排出流量控制装置分别对所述第一电动马达、所述第二电动马达及所述第三电动马达的转速进行电控制，进行所述第一泵、所述第二泵及所述第三泵的负载传感控制。

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