CN110431274A - 工程机械的液压驱动装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供工程机械的液压驱动装置，在同时对回转电动机和转臂缸进行驱动的情况下，能够最佳地调整液压泵的扭矩分配并且能够将由回转电动机驱动用液压泵实际消耗的扭矩准确地反馈至转臂驱动用液压泵。因此，在同时对转臂提升与回转进行操作的情况下，将向回转电动机(3c)供给液压油的液压泵(302)的允许扭矩校正为仅降低某一比例，使向转臂缸(3a)供给液压油的液压泵(102、202)的允许扭矩减小向回转电动机(3c)供给液压油的液压泵(102、202)的消耗扭矩的量。

Description

工程机械的液压驱动装置

技术领域

本发明涉及一种液压挖掘机等工程机械的液压驱动装置，特别是涉及一种使用多个液压泵驱动多个致动器并进行所谓的马力控制的液压驱动装置，所述马力控制限制这些多个液压泵的吸收扭矩以避免多个液压泵的消耗扭矩的合计超出预定的值。

背景技术

在专利文献1中记载了以下结构：使用三个可变排量型液压泵，使用减压阀限制第三液压泵的排出压并反馈至第一液压泵和第二液压泵的调节器。

另一方面，在专利文献2的第一实施例中记载了具有以下结构的液压挖掘机等工程机械的控制装置：具有用于驱动回转电动机的第一液压泵以及用于驱动转臂、斗杆等作业装置的第二液压泵，该控制装置在单独驱动上部回转体的回转单独动作的情况下，根据回转操作信号的大小来计算回转电动机驱动用第一液压泵的允许扭矩，在进行回转和转臂提升的组合动作的情况下，根据回转操作信号的大小，计算回转电动机驱动用第一液压泵的允许扭矩，并且作为第二液压泵的允许扭矩而计算出将第二液压泵的未回转操作时的最大允许扭矩减去如上所述计算出的上述第一液压泵的允许扭矩而得到的值。

在先技术文献

专利文献1：日本特开2002-242904号公报

专利文献2：日本特开2007-247731号公报

发明内容

根据专利文献1所记载的结构，仅由第三液压泵的排出压来控制从第三液压泵排出的流量，因此从用于驱动特定的致动器(回转等)的第三液压泵排出的液压油并不受到第一液压泵和第二液压泵的排出流量的变动的影响而能够维持稳定的流量。

另外，通过进行所谓的马力控制以避免这三个液压泵的消耗扭矩的合计超出预先决定的值，能够防止用于驱动三个液压泵的发动机失速这一情况。并且，第三液压泵为可变排量型，其排出压经由减压阀反馈至第一泵和第二泵，因此在第三液压泵的负载压较大的情况下，也通过减压阀来限制第三液压泵的排出压，因此并不需要极端地减少第一液压泵和第二液压泵的排出量，防止由第三液压泵驱动的特定致动器(回转等)以外的其它致动器(转臂、斗杆等)的速度过度下降，从而能够确保良好的组合操作性。

然而，在使用专利文献1所记载的现有技术的情况下也存在以下的问题。

也就是说，在同时进行回转与转臂提升的操作的情况下，用于驱动回转的第三液压泵的流量仅由回转电动机的负载压限制，用于驱动转臂缸的第一液压泵、第二液压泵的流量仅被限制第三液压泵所消耗的扭矩的量，因此在用于驱动回转的第三液压泵的扭矩设定较小的情况下，如专利文献1所记载那样，能够实现良好的组合操作性。但是，在用于驱动回转的第三液压泵的扭矩设定较大的情况下，其第三液压泵的消耗扭矩被反馈至第一液压泵和第二液压泵，从第一液压泵和第二液压泵向转臂缸供给的流量明显下降，因此转臂提升相对于回转动作延迟，从而作业性受损。

作为具体例，在将通过铲斗挖出的砂土装载到停靠在液压挖掘机附近的自卸卡车的车厢的作业等中，与操作员的意图相反地转臂的提升延迟，铲斗并未上升至足够超出自卸卡车车厢的倾斜部分的高度，有时使液压挖掘机的铲斗、斗杆与自卸卡车车厢的倾斜部分碰撞。

如果使用专利文献2所记载的上述结构，则根据回转操作量和作业操作量(例如转臂提升操作量等)，能够调整向作业装置和回转电动机供给的液压油的马力比率，因此能够按照驾驶员的意图来调整两个液压泵的马力比率。

然而，在使用专利文献2所记载的现有技术的情况下，存在以下问题。

如上所述，在专利文献2中，回转电动机驱动用液压泵的允许扭矩仅由回转操作量决定。但是，实际上回转电动机驱动用液压泵所消耗的扭矩通过与回转电动机驱动用液压泵的排出压力以及此时的流量的积成正比的式子来求出，因此仅通过回转操作量，无法准确地掌握回转电动机驱动用液压泵实际消耗的扭矩。

例如，假设在回转操作量最大时回转的旋转速度并不恒定地进行加速的情况下，回转电动机的负载压减小。但是，在专利文献2所记载的现有技术中，回转电动机驱动用液压泵的允许扭矩仅由回转操作量决定，因此通过同时进行回转和转臂提升的组合动作，在回转电动机的负载压较小的情况下，转臂缸驱动用液压泵的允许扭矩也被减去回转电动机驱动用液压泵的允许扭矩的量。因此，导致转臂缸驱动用液压泵的允许扭矩变得小于必要程度，从而存在无法有效地使用发动机所具有的扭矩这种问题。

本发明的目的在于提供以下一种工程机械的液压驱动装置：具有多个可变排量型液压泵，分别通过独立的液压泵来驱动回转电动机和转臂缸，并进行所谓的马力控制来进行控制，以避免回转电动机驱动用液压泵与转臂缸驱动用液压泵的合计消耗扭矩超出预定的值，在该工程机械的液压驱动装置中，在同时对回转电动机和转臂缸进行驱动的情况下，并与分别单独地驱动回转电动机和转臂缸的情况下的回转电动机驱动用液压泵和转臂缸驱动用液压泵的各自的扭矩设定无关地，能够最佳地调整液压泵的扭矩分配，并且将回转电动机驱动用液压泵实际消耗的扭矩准确地反馈至转臂驱动用液压泵，从而能够实现优良的组合操作性以及发动机的输出扭矩的有效使用。

为了达到上述目的，本发明的工程机械的液压驱动装置具备：多个液压泵，其包含由发动机驱动的可变排量型的第一液压泵和第二液压泵；多个致动器，其通过从上述多个液压泵排出的液压油而被驱动；第一调节器，其被导入上述第一液压泵的排出压，并控制上述第一液压泵的排量，以避免上述第一液压泵的消耗扭矩超出第一允许扭矩；第二调节器，其被导入上述第二液压泵的排出压，并控制上述第二液压泵的排量，以避免上述第二液压泵的消耗扭矩超过第二允许扭矩；以及第一阀装置，其根据上述第二液压泵的排出压，生成用于将上述第二液压泵的消耗扭矩反馈至上述第一调节器的第一输出压，上述第一调节器具有被导入上述第一输出压的第一操作驱动部，通过该第一操作驱动部将用于确保上述第一允许扭矩的马力控制开始压力校正为减小上述第一输出压的量，并控制上述第一液压泵的排量，以避免上述第一液压泵和第二液压泵的消耗扭矩的合计超出预定的值，上述多个致动器包括驱动前置作业机的转臂的转臂缸以及驱动上部回转体的回转电动机，通过上述第一液压泵的排出油驱动上述转臂缸，通过上述第二液压泵的排出油驱动上述回转电动机，其中，还具备：控制器，其在同时驱动了上述回转电动机和上述转臂缸时，运算马力控制开始压力的校正值，该校正值用于使上述第二液压泵的第二允许扭矩小于单独驱动上述回转电动机时的最大允许扭矩；第二阀装置，其生成与由上述控制器运算出的上述校正值对应的第二输出压；第二操作驱动部，其设置于上述第二调节器，被导入上述第二输出压，且将用于确保上述第二允许扭矩的马力控制开始压力校正为减小上述第二输出压的量；以及输出压校正装置，其限制上述第一阀装置的上述第一输出压，以避免上述第一阀装置的上述第一输出压超出在上述第二操作驱动部中校正后的用于确保上述第二允许扭矩的马力控制开始压力。

这样，具备第一阀装置，该第一阀装置根据第二液压泵的排出压来生成用于将第二液压泵的消耗扭矩反馈至第一调节器的第一输出压，将用于确保第一允许扭矩的马力控制开始压力校正为减小第一输出压的量，由此进行所谓的马力控制来进行控制，以避免回转电动机驱动用第二液压泵与转臂缸驱动用第一液压泵的合计消耗扭矩超出预定的值。

另外，设置有：控制器，其在同时驱动了回转电动机和转臂缸时，运算马力控制开始压力的校正值，该校正值用于使第二液压泵的第二允许扭矩小于单独地驱动回转电动机时的最大允许扭矩；第二阀装置，其生成与由控制器运算出的校正值对应的第二输出压；第二操作驱动部，其设置于第二调节器，被导入第二输出压，且将用于确保第二允许扭矩的马力控制开始压力校正为减小第二输出压的量，由此，与分别单独驱动回转电动机和转臂缸的情况下的回转电动机驱动用第二液压泵和转臂缸驱动用第一液压泵各自的扭矩设定无关地，能够最佳调整第一液压泵和第二液压泵的扭矩分配，在同时对转臂提升和回转进行操作的情况下，能够迅速地进行转臂提升动作，从而能够实现优良的组合操作性。

另一方面，第二液压泵的最大允许扭矩并不限定于回转转臂提升组合操作时的扭矩分配而能够自由地设定，回转独立操作时得到最佳回转扭矩，从而能够提高回转操作性。

并且，设置输出压校正装置，该输出压校正装置限制第一阀装置的第一输出压以避免超出用于确保在第二操作驱动部中校正的第二允许扭矩的马力控制开始压力，由此即使在第二液压泵的排出压低于输出压校正装置的限制的情况下，由回转电动机驱动用第二液压泵实际消耗的扭矩也能够准确地反馈至第一液压泵，因此不会将第一液压泵的消耗扭矩减小到必要程度以下，从而能够实现发动机的输出扭矩的有效使用。

根据本发明，能够进行所谓的马力控制来进行控制以避免回转电动机驱动用第二液压泵与转臂缸驱动用第一液压泵的合计消耗扭矩超出预定的值。

另外，与分别单独地驱动回转电动机和转臂缸的情况下的回转电动机驱动用第二液压泵和转臂缸驱动用第一液压泵各自的扭矩设定无关地，能够最佳设定第一液压泵和第二液压泵的扭矩分配，从而能够实现优良的组合操作性。

另一方面，第二液压泵的最大允许扭矩并不限定于回转转臂提升组合操作时的扭矩分配而能够自由地设定，因此在回转独立操作时得到最佳回转扭矩，从而能够提高回转操作性。

并且由回转电动机驱动用第二液压泵实际消耗的扭矩准确地反馈至转臂驱动用液压泵，因此不会将第一液压泵的消耗扭矩减小到必要程度以下，从而能够实现发动机的输出扭矩的有效利用。

附图说明

图1是表示本发明的第一实施方式的工程机械的液压驱动装置的结构的图。

图2是表示本实施方式的搭载液压驱动装置的液压挖掘机的外观的图。

图3是放大示出泵周边部分以及与扭矩反馈控制有关的部分以便易于理解本实施方式中提升回转转臂的组合操作时的扭矩反馈控制的说明的液压电路图。

图4是表示本实施方式中的与控制器50所具备的CPU所进行的扭矩反馈控制有关的功能的功能框图。

图5A是表示转臂提升判断表的详细的图。

图5B是表示回转操作校正表的详细的图。

图6A是表示由控制器控制的比例电磁阀的输出压(第二输出压)的变化的图。

图6B是表示可变减压阀的输出特性的图。

图7A是表示可变排量型主泵(第二液压泵)的允许扭矩T3allw(第二允许扭矩)的特性的图。

图7B是表示可变排量型主泵(第二液压泵)实际消耗的扭矩T3的特性的图。

图7C是表示可变排量型主泵(第一液压泵)的允许扭矩T12allw(第一允许扭矩)的特性的图。

图8是表示可变排量型主泵(第二液压泵)的排出压力-排量的特性(PQ特性)的图。

图9是表示本发明的第二实施方式中的与控制器所具备的CPU所进行的扭矩反馈控制有关的功能的功能框图。

图10是表示回转操作校正表的详情的图。

图11A是表示由控制器控制的比例电磁阀的输出压ΔP3的变化的图。

图11B是表示可变减压阀的输出特性的图。

图12A是表示可变排量型主泵(第二液压泵)的允许扭矩T3allw的特性的图。

图12B是表示可变排量型主泵(第二液压泵)实际消耗的扭矩T3的特性的图。

图12C是表示可变排量型主泵(第一液压泵)的允许扭矩T12allw的特性的图。

图13是表示本发明的第三实施方式的工程机械的液压驱动装置的结构的图。

图14是表示本实施方式中的与控制器所具备的CPU所进行的扭矩反馈控制有关的功能的功能框图。

具体实施方式

以下，根据附图说明本发明的实施方式。

<第一实施方式>

使用图1～图8说明本发明的第一实施方式的工程机械的液压驱动装置。

～结构～

图1是表示本发明的第一实施方式的工程机械的液压驱动装置的结构的图。

在图1中，本实施方式的液压驱动装置具备：发动机1(例如柴油发动机)；由发动机1驱动的可变排量型主泵102、202(第一液压泵)、由发动机1驱动的可变排量型主泵302(第二液压泵)；由发动机1驱动的固定排量型先导泵30；由从可变排量型主泵102、202排出的液压油驱动的多个致动器即转臂缸3a、斗杆缸3b、铲斗缸3d、牵引电动机3f、3g；由从可变排量型主泵302排出的液压油驱动的多个致动器即回转电动机3c、摆动缸3e、叶片缸3h；用于将从可变排量型主泵102、202排出的液压油引向多个致动器3a、3b、3d、3f、3g的液压油供给通路105、205；用于将从可变排量型主泵302排出的液压油引向多个致动器3c、3e、3h的液压油供给通路305；控制阀组件104，其与液压油供给通路105、205的下游连接，且被导入从可变排量型主泵102、202排出的液压油；控制阀组件304，其与液压油供给通路305的下游连接，且被导入从可变排量型主泵302排出的液压油；通用的第一调节器10，其设置于可变排量型主泵102、202，且控制主泵102、202的排量以避免主泵102、202的消耗扭矩超出第一允许扭矩(T12allw)；以及第二调节器11，其设置于可变排量型主泵302，且控制主泵302的排量以避免主泵302的消耗扭矩超出第二允许扭矩(T3allw)。

在控制阀组件104内配置有：多个方向控制阀6a、6b、6d、6f、6g、6i、6j，其用于控制多个致动器3a、3b、3d、3f、3g的驱动方向和驱动速度；以及溢流阀114，其分别经由单向阀8d、8e与液压油供给通路105和205的下游连接，并进行控制以避免液压油供给通路105和205的压力变为设定压力以上。另外，在控制阀组件104中，液压油从液压油供给通路205的下游分别经由单向阀8f、8g而被导入方向控制阀6b、6i，液压油从液压油供给通路105的下游分别经由单向阀8a、8b、8c而被导入方向控制阀6d、6a、6j。

在控制阀组件304中配置有：多个方向控制阀6c、6e、6h，其用于控制多个致动器3c、3e、3h的驱动方向和驱动速度；以及溢流阀314，其与液压油供给通路305的下游连接，并进行控制以避免液压油供给通路305的压力变为设定压力以上。另外，在控制阀组件304中，液压油从液压油供给通路305的下游分别经由单向阀8h、8i、8j而被导入方向控制阀6c、6e、6h。

第一调节器10具有以受压面积差进行驱动的差动活塞10e以及偏转控制阀10b，差动活塞10e的大径侧受压室10a经由偏转控制阀10b而与油路20a或油箱连接，小径侧受压室10d始终与油路20a连接，对液压油供给通路105、205的压力(主泵102、202的排出压)进行高压选择的梭阀20的输出压被导入油路20a。

当大径侧受压室10a与油路20a连通时，差动活塞10e通过受压面积差在图中向右方向进行移动，当大径侧受压室10a与油箱连通时，差动活塞10e通过从小径侧受压室10d受到的力在图中向左方向移动。当差动活塞10e在图中向右方向移动时，可变排量型主泵102、202的偏转角即泵排量减少且它们的排出流量减少，当差动活塞10e在图中向左方向移动时，可变排量型主泵102、202的偏转角即泵排量增加且它们的排出流量增加。

偏转控制阀10b为输入扭矩限制用阀，由阀芯10g、弹簧10f以及操作驱动部10h、10i、10j构成。可变排量型主泵102的液压油供给通路105的压力P1以及可变排量型主泵202的液压油供给通路205的压力P2分别被导入操作驱动部10h、10i。另外，可变排量型主泵302的液压油供给通路305的压力P3经由油路305a而被送到可变减压阀12(第一阀装置)，并由可变减压阀12减压。减压后的该输出压P3’(第一输出压)被导入油路305b，还作为第一调节器10的马力控制开始压力的校正值而被导入偏转控制阀10b的操作驱动部10j(以下，称为第一操作驱动部)。

由弹簧10f决定第一调节器10的马力控制的最大允许扭矩T12allw_max，并决定用于确保最大允许扭矩T12allw_max的马力控制开始压力。

可变减压阀12在油路305a的压力为某一值(设定压力)以上时将油路305a的压力减压到该值，限制第一输出压P3’，并且在该某一值(设定压力)为可变的阀即可变减压阀12上设置有用于决定不进行提升回转转臂的组合操作时的设定压力的弹簧12a。由可变减压阀12的设定压力来决定第一输出压P3’的限制压力，并由弹簧12a来决定其最大限制压力。

在可变减压阀12的与弹簧12a对置的朝向上设置受压部12b(输出压校正装置)，该受压部12b被导入比例电磁阀15(第二阀装置)的输出压ΔP3(第二输出压)，并使设定压力(限制压力)减小该输出压ΔP3的量。在被导入受压部12b的比例电磁阀15的输出压ΔP3成为油箱压时，可变减压阀12的设定压力成为由弹簧12a决定的最大的值，限制压力也变为最大。随着被导入受压部12b的比例电磁阀15的输出压ΔP3变高，可变减压阀12的设定压力减小，限制压力也降低。

第二调节器11具有以受压面积差进行驱动的差动活塞11e和偏转控制阀11b，差动活塞11e的大径侧受压室11a经由偏转控制阀11b而与油路305a或油箱连接，小径侧受压室11d始终与油路305a连接，液压油供给通路305的压力P3(主泵302的排出压)被导入油路305a。

当大径侧受压室11a与油路305a连通时，差动活塞11e通过受压面积差在图中向右方向移动，当大径侧受压室11a与油箱连通时，差动活塞11e通过从小径侧受压室11d受到的力在图中向左方向移动。当差动活塞11e在图中向右方向移动时，可变排量型主泵302的偏转角即泵排量减少并它们的排出流量减少，当差动活塞11e在图中向左方向移动时，可变排量型主泵302的偏转角即泵排量增加并它们的排出流量增加。

偏转控制阀11b为输入扭矩限制用阀，由阀芯11g、弹簧11f以及操作驱动部11h、11i构成。可变排量型主泵302的液压油供给通路305的压力P3经由油路305a而被导入操作驱动部11h。另外，比例电磁阀15的输出压ΔP3(第二输出压)作为第二调节器11的马力控制开始压力的校正值而被导入操作驱动部11i(以下，称为第二操作驱动部)，并且作为限制压力的校正值而被导入可变减压阀12的受压部12b。

由弹簧11f决定第二调节器11的马力控制的最大允许扭矩T3allw_max，并决定用于确保最大允许扭矩T3allw_max的马力控制开始压力(后述的P3amax)。

在固定排量型先导泵30的液压油供给通路31a上连接有将液压油供给通路31a的压力保持为恒定的先导溢流阀32，在液压油供给通路31a中生成恒定的先导初级压Ppi0。

在液压油供给通路31a的先导溢流阀32的下游处经由门锁阀100连接有先导油路31b，在该先导油路31b上连接有多个操作装置60a、60b、60c、60d、60e、60f、60g、60h分别具备的一对先导阀(减压阀)。多个操作装置60a、60b、60c、60d、60e、60f、60g、60h分别用于指令对应的致动器3a～3h的动作，各先导阀通过对多个操作装置60a、60b、60c、60d、60e、60f、60g、60h的操作杆等操作单元进行操作，将由先导溢流阀32生成的先导初级压Ppi0作为原始压而生成操作压a1、a2；b1、b2；c1、c2；d1、d2；e1、e2；f1、f2；g1、g2；h1、h2。这些操作信号被导入对应的方向控制阀6a～6j，并对这些方向控制阀6a～6j进行切换操作。另外，通过对设置于液压挖掘机(工程机械)的驾驶座上的门锁杆24进行操作来对门锁阀100进行操作，切换由先导溢流阀32生成的先导初级压Ppi0是被提供给先导油路31b(操作装置60a～60h的操作是否有效)、还是先导油路31b的液压油被排出到油箱(操作装置60a～60h的操作是否无效)。

还设置有：梭阀21，其选择并输出多个操作装置中设置于回转电动机3c用操作装置60c上的一对先导阀所输出的操作压c1、c2中的高压侧的操作压ch；压力传感器41，其对设置于转臂缸3a用操作装置60a上的一对先导阀所输出的操作压a1、a2中的、在伸长方向上操作转臂缸3a的一侧的操作压(转臂提升的操作压)a1进行检测；以及压力传感器42，其对梭阀21所输出的高压侧的操作压(回转操作压)ch进行检测。

压力传感器41、42的输出被导入控制器50，来自控制器50的输出被导入比例电磁阀15。压力传感器41、42通过检测操作压a1、操作压ch，来检测操作装置60a、60c的操作杆的操作量。代替压力传感器41、42，也可以设置直接检测操作装置60a、60c的操作杆的操作量的电位计。

作为用于生成输出压的原始压，油路305a的压力P3(主泵302的排出压)被导入比例电磁阀15。

～扭矩反馈控制～

图3是放大示出泵周边部分以及与扭矩反馈控制有关的部分以便易于理解本实施方式中提升回转转臂的组合操作时的扭矩反馈控制的说明的液压电路图。

图4是表示本实施方式中的与控制器50所具备的CPU 50a所进行的扭矩反馈控制有关的功能的功能框图。

在图4中，控制器50的CPU 50a具有设定块50s、转臂提升判断表50a、回转操作校正表50b、乘法部50c、50d以及电流指令运算表50e的各功能。

在设定块50s内不进行提升回转转臂的组合操作，而设定有比例电磁阀15的输出压成为0时用于确保第二调节器11的最大允许扭矩T3allw_max的马力控制开始压力P3amax(参照图8)。

另外，由压力传感器41、42检测出的转臂提升的操作压a1以及回转操作压ch分别被输入到表50a、50b。

图5A和图5B是表示表50a、50b的详情的图。

在图5A中，在表50a中设定有以下特性：当转臂提升的操作压a1比超出静区的最小压力Pi_bmu_0高时，转臂提升操作的增益Gain_bmu从0增加到1。

在图5B中，在表50b中设定有以下特性：当回转操作压ch比超出静区的最小压力Pi_sw_0高时，回转操作的增益Gain_sw从0开始增加，当回转操作压ch增加到最大压力Pi_sw_max的紧前的压力Pi_sw_1时，回转操作的增益Gain_sw变为0.5。

由设定块50s设定的马力控制开始压力P3amax通过乘法部50c乘法运算为作为表50a的输出的转臂提升操作的增益Gain_bmu，并且，通过乘法部50d乘法运算为作为表50b的输出的回转操作的增益Gain_sw，其乘法值计算为第二调节器11的马力控制开始压力P3a的校正值ΔP3m。

由乘法部50d计算出的校正值ΔP3m被输入到表50e，变换为用于驱动比例电磁阀15的电流指令I15，并输出对应的电流。比例电磁阀15通过其输出电流进行动作，生成并输出与校正值ΔP3m对应的输出压ΔP3(第二输出压)。

使用图6A和图6B说明本实施方式中的回转转臂提升的组合操作时的扭矩反馈的行为。

图6A是表示由控制器50控制的比例电磁阀15的输出压ΔP3(第二输出压)的变化的图。如图6A所示，进行回转转臂提升的组合操作，在转臂提升操作的增益Gain_bmu＝1的情况下，随着回转操作的增益Gain_sw增加而输出压ΔP3成为更大的值，但是回转操作的增益Gain_sw的最大值成为0.5，因此输出压ΔP3不会变得大于马力控制开始压力P3amax×0.5(马力控制开始压力P3amax的一半)。比例电磁阀15的输出压ΔP3作为第二调节器11的马力控制开始压力P3a的校正值而被导入偏转控制阀11b的第二操作驱动部11i。

图6B示出可变减压阀12的输出特性，不进行回转转臂提升的组合操作，在转臂提升操作的增益Gain_bmu＝0时，可变减压阀12的输出压P3’(第一输出压)在0＜P3＜P3bmax的范围内以斜率1增加。P3bmax成为可变减压阀12的弹簧12a的设定压力，且是可变减压阀12的最大限制压力。在液压油供给通路305的压力P3(主泵302的排出压)高于可变减压阀12的弹簧12a的设定压力P3bmax时，可变减压阀12的输出压P3’被限制为设定压力P3bmax。

如上所述，图6A示出的比例电磁阀15的输出压ΔP3作为可变减压阀12的限制压力P3b的校正值而被导入可变减压阀12的受压部12b。进行回转转臂提升的组合操作，在转臂提升操作的增益Gain_bmu＝1的情况下，随着回转操作的增益Gain_sw增加而可变减压阀12的设定压力P3b减小，当增益Gain_sw成为0.5时成为弹簧12a的设定压力P3bmax×0.5、即弹簧12a的设定压力P3bmax的一半。因此，在液压油供给通路305的压力P3(主泵302的排出压)高于可变减压阀12的限制压力P3b时，随着回转操作的增益Gain_sw增加而可变减压阀12的输出压P3’减小，当增益Gain_sw成为0.5时被限制为弹簧12a的设定压力P3bmax的一半。可变减压阀12的输出压P3’作为第一调节器10的马力控制开始压力的校正值而被导入偏转控制阀10b的第一操作驱动部10j。

使用图7A、图7B以及图7C说明可变排量型主泵102、202、302的允许扭矩的特性以及主泵302的消耗扭矩的特性。

图7A是表示可变排量型主泵302的允许扭矩T3allw(第二允许扭矩)的特性的图。

在图7A中，T3allw_max成为通过弹簧11f决定的主泵302的最大允许扭矩，进行回转转臂提升的组合操作，在转臂提升操作的增益Gain_bmu＝1的情况下，主泵302的允许扭矩T3allw变得小于最大允许扭矩T3allw_max，并且随着回转操作的增益Gain_sw增加而允许扭矩T3allw减小。此时，允许扭矩T3allw减小到T3allw_max×0.5。

图7B是表示可变排量型主泵302实际消耗的扭矩T3的特性的图。

在图7B中，T3max为由主泵302的最大允许扭矩T3allw_max决定的主泵302的最大消耗扭矩，不进行回转转臂提升的组合操作，在转臂提升操作的增益Gain_bmu＝0时，主泵302实际消耗的扭矩T3在0＜P3a＜P3amax的范围内线性地增加。如图7A所示，进行回转转臂提升的组合操作，在转臂提升操作的增益Gain_bmu＝1的情况下，主泵302的允许扭矩T3allw变得小于最大允许扭矩T3allw_max，因此主泵302实际消耗的扭矩T3变得小于最大消耗扭矩T3max。另外，如图7A所示，随着回转操作的增益Gain_sw增加而允许扭矩T3allw减小，因此主泵302实际消耗的扭矩T3被该允许扭矩T3allw限制，如图7B所示，随着回转操作的增益Gain_sw增加而减小。此时，扭矩T3与T3allw_max×0.5对应地减小到T3max×0.5。

图7C是表示可变排量型主泵102、202的允许扭矩T12allw(第一允许扭矩)的特性的图。

可变排量型主泵302的消耗扭矩T3作为图6B示出的特性的可变减压阀12的输出压P3’(第一输出压)而被导入偏转控制阀10b的第一操作驱动部10j，并反馈至第一调节器10，因此主泵102、202的允许扭矩T12allw成为图7C所示的特性。

在图7C中，T12allw_max为由第一调节器10的弹簧10f决定的最大允许扭矩，是由可变排量型主泵302驱动的各致动器的操作装置为中立的情况下的、主泵102、202的最大的允许扭矩值。

如图7C所示，不进行回转转臂提升的组合操作，在转臂提升操作的增益Gain_bmu＝0时，主泵102、202的允许扭矩T12allw为最大允许扭矩T12allw_max。进行回转转臂提升的组合操作，在转臂提升操作的增益Gain_bmu＝1的情况下，主泵102、202的允许扭矩T12allw变得小于最大允许扭矩T12allw_max的、将最大允许扭矩T12allw_max减去主泵302的消耗扭矩T3而得到的值。另外，随着回转操作的增益Gain_sw增加而主泵302的消耗扭矩T3减小，因此随着回转操作的增益Gain_sw增加而主泵102、202的允许扭矩T12allw也减小。此时，主泵102、202的允许扭矩T12allw与主泵302的允许扭矩减小到T3allw_max×0.5(或主泵302的消耗扭矩减小到T3max×0.5)对应地，减小到将最大允许扭矩T12allw_max减去主泵302的最大允许扭矩T3allw_max的一半而得到的值(T12allw_max-T3allw_max×0.5)或将最大允许扭矩T12allw_max减去主泵302的最大消耗扭矩T3max的一半而得到的值(T12allw_max-T3max×0.5)。

图8是表示可变排量型主泵302的排出压力-排量的特性、所谓的PQ特性的图。如图8所示，可变排量型主泵302具有以下特性：当排出压P3小于马力控制开始压力P3a时，保持最大排量q3max，在排出压P3成为马力控制开始压力P3a以上的情况下，减少其排量以避免主泵302的消耗扭矩超出允许扭矩T3allw。

在本实施方式中，马力控制开始压力P3a为可变，在不进行回转转臂提升的组合操作时比例电磁阀15的输出压为0，因此马力控制开始压力P3a为由第二调节器11内的弹簧11f决定的恒定的值P3amax。在回转转臂提升的组合操作时，如在图8中使用虚线所示，通过比例电磁阀15的输出压减小到P3amax的一半。其结果是，在不进行回转转臂提升的组合操作时，主泵302的允许扭矩成为最大(T3allw_max)，在回转转臂提升的组合操作时，主泵302的允许扭矩T3allw减小到最大允许扭矩T3allw_max的一半。

～技术方案范围的对应～

以上，可变减压阀12构成第一阀装置，该第一阀装置生成第一输出压P3’，该第一输出压P3’根据主泵302的排出压而用于将主泵302的消耗扭矩反馈至第一调节器10。

另外，第一调节器10具有被导入上述第一输出压P3’的第一操作驱动部10j，通过该第一操作驱动部10j以减小第一输出压P3’的量的方式校正用于确保第一允许扭矩T12allw的马力控制开始压力，控制主泵102、202(第一液压泵)的排量以避免主泵102、202(第一液压泵)与主泵302(第二液压泵)的消耗扭矩的合计超出预定的值T12allw_max。

控制器50在同时驱动回转电动机3c和转臂缸3a时，运算用于使主泵102、202(第二液压泵)的第二允许扭矩T3allw小于单独驱动回转电动机3c时的最大允许扭矩T3allw_max的马力控制开始压力的校正值ΔP3m。

比例电磁阀15构成第二阀装置，该第二阀装置生成与由控制器50运算的上述校正值ΔP3m对应的第二输出压ΔP3。

第二操作驱动部11i设置于第二调节器11，被导入第二输出压ΔP3，以减小了该第二输出压ΔP3的方式校正用于确保第二允许扭矩T3allw的马力控制开始压力P3a。

可变减压阀12的受压部12b构成输出压校正装置，该输出压校正装置进行限制以避免可变减压阀12(第一阀装置)的输出压P3’(第一输出压)超出用于确保在第二操作驱动部11i中校正的第二允许扭矩T3allw的马力控制开始压力P3a。

～液压挖掘机(工程机械)～

图2是表示本实施方式中的搭载液压驱动装置的液压挖掘机的外观的图。

液压挖掘机具备下部行驶体501、上部回转体502以及摆动式前置作业机504，前置作业机504由转臂511、斗杆512、铲斗513构成。上部回转体502通过回转电动机3c的旋转而相对于下部行驶体501能够回转。在上部回转体的前部安装有摆动柱503，前置作业机504以能够上下移动的方式安装于该摆动柱503。摆动柱503通过摆动缸3e的伸缩而相对于上部回转体502能够在水平方向上转动，前置作业机504的转臂511、斗杆512、铲斗513通过转臂缸3a、斗杆缸3b、铲斗缸3d的伸缩能够在上下方向上转动。在下部行驶体501的中央机架505上安装有通过叶片缸3h的伸缩而进行上下动作的叶片506。下部行驶体501通过牵引电动机3f、3g的旋转来驱动左右的履带而进行行驶。

在上部回转体502上设置有驾驶室508，在驾驶室508内配置有驾驶座521、转臂缸3a、斗杆缸3b、铲斗缸3d、回转电动机3c用操作装置60a～60d、摆动缸3e用操作装置60e、叶片缸3h用操作装置60h、牵引电动机3f、3g用操作装置60f、60g以及门锁杆24。

～动作～

使用图1～图6说明本实施方式的动作。

首先，从由发动机1驱动的固定排量式先导泵30排出的液压油向液压油供给通路31a供给。在液压油供给通路31a上连接有先导溢流阀32，在液压油供给通路31a中生成先导初级压Ppi0。该先导初级压Ppi0对门锁杆24进行操作并将门锁阀100从图示位置切换，由此向液压油供给通路31b供给。

(a)所有操作装置的操作杆为中立的情况

操作装置60a～60h的所有操作杆为中立，因此方向控制阀6a、6b、6c、6d、6e、6f、6g、6h、6i、6j全部处于中立位置。从可变排量型主泵102、202、302排出的液压油分别经由液压油供给通路105、205、305，并经由方向控制阀6a、6b、6c、6d、6e、6f、6g、6h、6i、6j的中立电路(中心旁通油路)而排出到油箱。因此，液压油供给通路105、205、305的压力P1、P2、P3均保持为低压(油箱压)。

液压油供给通路305的压力P3在经由油路305a而被导入偏转控制阀11b的操作驱动部11h的同时被导入可变减压阀12，但是压力P3成为低压，因此被导入操作驱动部11h和可变减压阀12的受压部12b的压力也保持低压。

同样地，液压油供给通路105、205的压力P1、P2分别被导入偏转控制阀10b的操作驱动部10h、10i，但是压力P1、P2为低压，因此被导入操作驱动部10h、10i的压力也保持为低压。

另一方面，操作装置60a～60h的所有操作杆为中立，因此由压力传感器41、42检测出的转臂提升操作压、回转操作压均成为油箱压。

根据图4示出的控制器50的功能框图以及图5A和图5B示出的表50a、50b的特性，在转臂提升操作压、回转操作压均为油箱压的情况下，转臂提升操作的增益Gain_bmu、回转操作的增益Gain_sw均为0，由控制器50的乘法部50d计算出的校正值ΔP3m成为0，因此电流指令I15也成为0，施加到比例电磁阀15的输出电流成为0。

比例电磁阀15的输出压ΔP3作为第二调节器11的马力控制开始压力P3a(第二允许扭矩)的校正值而被导入偏转控制阀11b的第二操作驱动部11i，并且作为限制压力P3b的校正值而被导入可变减压阀12的受压部12b，但是如上所述基于施加到比例电磁阀15的电流指令I15的输出电流成为0，因此比例电磁阀15的输出压ΔP3成为油箱压。

因此，油箱压被导入可变减压阀12的受压部12b，因此可变减压阀12的设定压力成为由弹簧12a决定的值P3bmax，如上所述保持为低压的油路305a的压力P3直接被导入油路305b。

偏转控制阀10b的操作驱动部10h、10i、10j均为低压，因此偏转控制阀10b的阀芯10g通过弹簧10f在图中向右方向切换，将差动活塞10e的大径侧受压室10a的液压油投放到油箱。

差动活塞10e的大径侧受压室10a成为油箱压，因此差动活塞10e在图中向左方向移动，可变排量型主泵102、202的排量保持为最大。

另外，偏转控制阀11b的操作驱动部11h、11i均为低压，因此偏转控制阀11b的阀芯11g通过弹簧11f在图中向右方向切换，将差动活塞11e的大径侧受压室11a的液压油投放到油箱。

差动活塞11e的大径侧受压室11a成为油箱压，因此差动活塞11e在图中向左方向移动，可变排量型主泵302的排量保持为最大。

(b)进行转臂提升操作的情况

从转臂用操作装置60a的转臂提升侧的先导阀输出转臂提升操作压a1。

通过转臂提升操作压a1，方向控制阀6a在图中向右方向切换，方向控制阀6i在图中向右方向切换。

从可变排量型主泵102排出的液压油经由液压油供给通路105和方向控制阀6a向转臂缸3a的底侧供给，从可变排量型主泵202排出的液压油经由液压油供给通路205和方向控制阀6i向转臂缸3a的底侧供给，从而使转臂缸3a伸长。

可变排量型主泵102、202的液压油供给通路105、205的压力P1、P2根据转臂缸3a的负载大小而发生变化。

另一方面，用于对由可变排量型主泵302驱动的致动器3c、3e、3h进行操作的操作装置60c、60e、60h均未被操作，因此与上述(a)的情况同样地，可变排量型主泵302的液压油供给通路305的压力P3被保持为低压。

可变排量型主泵302的液压油供给通路305的压力P3经由油路305a而被导入可变减压阀12，但是，如上所述在仅进行转臂提升操作的情况下，压力P3被保持为低压。

另外，分别由压力传感器41、42检测出转臂提升操作压、回转操作压而输入到控制器50。

在控制器50中，根据由压力传感器41、42检测出的各压力来计算马力控制开始压力P3a的校正值ΔP3m，但是在仅进行转臂提升操作的情况下，根据图5示出的表50b的特性，成为回转操作的Gain_sw＝0，校正值ΔP3m成为0。因此，电流指令I15也成为0，比例电磁阀15的输出压ΔP3成为油箱压。

此时，可变减压阀12的设定压力(限制压力)与上述(a)的情况同样地成为由弹簧12a决定的值P3bmax，但是，如上所述，保持为低压的油路305a的压力P3被导入可变减压阀12，因此成为可变减压阀12的输出压P3’0＜P3bmax，保持为低压的压力P3’被导入偏转控制阀10b的第一操作驱动部10j。

另外，液压油供给通路105、205的压力P1、P2分别被导入偏转控制阀10b的操作驱动部10h、10i。

如上所述，液压油供给通路105、205的压力P1、P2均根据转臂缸3a的负载发生变化，在压力P1与压力P2的合计小于用于确保由偏转控制阀10b的弹簧10f决定的第二调节器11的最大允许扭矩的马力控制开始压力P3amax的情况下，偏转控制阀10b的阀芯10g通过弹簧10f在图中向右侧切换，差动活塞10e的大径侧受压室10a的液压油被投放到油箱，差动活塞在图中向左侧移动，可变排量型主泵102、202的偏转增加。

在压力P1与压力P2的合计大于用于确保由偏转控制阀10b的弹簧10f决定的第二调节器11的最大允许扭矩的马力控制开始压力P3amax的情况下，使阀芯10g向左方向按压的力克服弹簧10f的力而使阀芯10g在图中向左方向移动，油路20a的液压油被导入大径侧受压室10a。差动活塞10e的大径侧受压室10a、小径侧受压室10d的压力变得相同，因此差动活塞10e由其受压面积的差在图中向右方向移动，可变排量型主泵102、202的偏转减小。另外，当差动活塞10e在图中向右侧移动时，与此联动地，偏转控制阀10b的外周部在图中向右方向移动，当操作驱动部10h、10i的压力与弹簧10f的力保持平衡时，偏转控制阀10b的阀芯10g的开口再次被关闭，差动活塞10e停止移动。

这样，根据偏转控制阀10b、差动活塞10e的动作，第一调节器10进行所谓的马力控制来控制它们的排出流量，以避免可变排量型主泵102、202的消耗扭矩的合计超出通过弹簧10f预先决定的值(最大允许扭矩T12allw_max)。

另一方面，第二调节器11的偏转控制阀11b的操作驱动部11h、11i均为低压，偏转控制阀11b的阀芯11g通过弹簧11f在图中向右方向切换，将差动活塞11e的大径侧受压室11a的液压油投放到油箱。

差动活塞11e的大径侧受压室11a成为油箱压，因此差动活塞11e在图中向左方向移动，可变排量型主泵302的排量保持为最大。

(c)进行了回转操作的情况

从回转用操作装置60c的先导阀输出回转操作压ch(c1、c2的高压侧)。方向控制阀6c通过回转操作压ch在图中向左方向或向右方向切换。

从可变排量型主泵302排出的液压油经由液压油供给通路305和方向控制阀6c而被向回转电动机3c供给，从而使回转电动机3c旋转。可变排量型主泵302的液压油供给通路305的压力P3根据回转电动机3c的负载大小而发生变化。

另一方面，用于对由可变排量型主泵102、202驱动的致动器3a、3b、3d、3f、3g进行操作的操作装置60a、60b、60d、60f、60g的操作杆均未被操作，因此与上述(a)的情况同样地，从可变排量型主泵102、202排出的液压油经由液压油供给通路105、205、方向控制阀6a、6b、6d、6d、6f、6g而被排出到油箱，液压油供给通路105、205的压力P1、P2被保持为低压。

可变排量型主泵302的液压油供给通路305的压力P3经由油路305a而被导入可变减压阀12。另外，转臂提升操作压、回转操作压分别由压力传感器41、42检测，并被输入到控制器50。

在控制器50中，根据由压力传感器41、42检测出的各压力来计算马力控制开始压力P3a的校正值ΔP3m，但是在仅进行回转操作的情况下，根据图5示出的表50b的特性，成为转臂提升操作的Gain_bm＝0，校正值ΔP3m成为0。因此，电流指令I15也成为0，比例电磁阀15的输出压ΔP3成为油箱压。

此时，第二调节器11的马力控制开始压力成为由弹簧11f决定的值P3amax，在被导入操作驱动部11h的油路305a的压力P3高于马力控制开始压力P3amax时，使阀芯11g向左方向按压的力克服弹簧11f的力而使阀芯11g在图中向左方向移动，油路305a的液压油被导入大径侧受压室11a。差动活塞11e的大径侧受压室11a、小径侧受压室11d的压力相同，因此差动活塞11e由其受压面积的差在图中向右方向移动，可变排量型主泵302的偏转减小。另外，当差动活塞11e在图中向右侧移动时，与此联动地，偏转控制阀11b的外周部在图中向右方向移动，当操作驱动部11h的压力与弹簧11f的力保持平衡时，偏转控制阀11b的阀芯11g的开口再次被关闭，差动活塞11e停止移动。

这样，通过使差动活塞11e进行动作，主泵302的排量q3如图8中实线所示那样发生变化，可变排量型主泵302进行所谓的马力控制来控制其排出流量，以避免超出由弹簧11f预先决定的扭矩值(最大允许扭矩T3allw_max)。

另外，比例电磁阀15的输出压ΔP3为油箱压，因此可变减压阀12的设定压力(限制压力)与上述(a)、(b)的情况同样地成为由弹簧12a决定的值P3bmax。因此，如图6B所示，可变减压阀12的输出压P3’成为Gain_bm＝0的情况下的特性，在油路305a的压力P3为0＜P3＜P3bmax的范围内，保持油路305a的压力P3的状态，在P3≥P3bmax的范围内油路305a的压力P3被限制为设定压力P3bmax。

可变减压阀12的输出压P3’被导入偏转控制阀10b的第一操作驱动部10j，可变排量型主泵102、202的允许扭矩成为图7C的Gain_bm＝0的情况下的特性，成为将可变排量型主泵102、202的最大允许扭矩T12allw_max减去图7B示出的可变排量型主泵302的消耗扭矩T3而得到的值。

可变排量型主泵102、202排出液压油使得其消耗扭矩变为允许扭矩T12allw_max以下，但是，如上所述在仅对回转进行操作的情况下，可变排量型主泵102、202的液压油供给通路105、205均保持低压，因此可变排量型主泵102、202保持其最大的排出量。

(d)同时进行了回转与转臂提升操作的情况

从转臂用的操作装置60a的转臂提升侧的先导阀输出转臂提升操作压a1，从回转用的操作装置60c的先导阀输出回转操作压ch(c1、c2的高压侧)。

通过转臂提升操作压a1，方向控制阀6a在图中向右方向切换，方向控制阀6i在图中向右方向切换，方向控制阀6c通过回转操作压ch在图中向左方向或向右方向切换。

从可变排量型主泵102排出的液压油经由液压油供给通路105和方向控制阀6a向转臂缸3a的底侧供给，从可变排量型主泵202排出的液压油经由液压油供给通路205和方向控制阀6i向转臂缸3a的底侧供给，从而使转臂缸3a伸长。

可变排量型主泵102、202的液压油供给通路105、205的压力P1、P2根据转臂缸3a的负载大小而发生变化。

从可变排量型主泵302排出的液压油经由液压油供给通路305和方向控制阀6c向回转电动机3c供给，并使回转电动机3c旋转。

可变排量型主泵302的液压油供给通路305的压力P3根据回转电动机3c的负载大小而发生变化。

另外，分别由压力传感器41、42检测转臂提升操作压、回转操作压，被输入到控制器50。

在控制器50中，根据由压力传感器41、42检测出的各压力来计算马力控制开始压力P3a的校正值ΔP3m，但是在同时进行转臂提升操作和回转操作的情况下，根据图5示出的表50a、50b的特性，与转臂提升操作增益Gain_bmu＝1、回转操作压相应地，回转操作增益Gain_sw成为0～0.5之间的值，将校正值ΔP3m运算为将比例电磁阀15的输出压为0时的可变排量型主泵302的马力控制开始压力P3amax乘以Gain_bmu和Gain_sw而得到的值。该校正值ΔP3m变换为电流指令I15，对应的电流输出到比例电磁阀15。比例电磁阀15生成并输出与校正值ΔP3m对应的输出压ΔP3。

也就是说，在同时对转臂提升和回转进行了操作的情况下，比例电磁阀15的输出压ΔP3表示为ΔP3＝P3amax×Gain_bmu×Gain_sw，并且始终为转臂提升操作增益Gain_bmu＝1，因此表示为ΔP3＝P3amax×Gain_sw，因此，如图6A所示，在回转操作压小时，输出压ΔP3小，随着回转操作压增加，输出压ΔP3增加。

比例电磁阀15的输出压ΔP3被导入可变减压阀12的受压部12b，可变减压阀12的设定压力相应地减小。如图6B所示，回转操作增益Gain_sw越大则可变减压阀12的输出压P3’被限制为越小，在Gain_sw＝0.5的情况下，被限制为由弹簧12a决定的设定压力P3bmax的0.5倍。

另外，比例电磁阀15的输出压ΔP3被导入可变排量型主泵302的第二调节器11内的偏转控制阀11b的第二操作驱动部11i，可变减压阀12的输出压P3’被导入可变排量型主泵102、202的第一调节器10内的偏转控制阀10b的第一操作驱动部10j。

如上所述，第二调节器11控制可变排量型主泵302的排量，使得偏转控制阀11b的弹簧11f的力与由作用于操作驱动部11h、11i的压力引起的力保持平衡，因此被导入第二操作驱动部11i的比例电磁阀15的输出压ΔP3作用于减小可变排量型主泵302的允许扭矩T3allw的方向。

如图7A所示，回转操作增益Gain_sw越大则可变排量型主泵302的允许扭矩T3allw越小，在Gain_sw＝0.5的情况下，被限制为由弹簧11f决定的最大允许扭矩T3allw_max的0.5倍。

此时，可变排量型主泵302的排量q3如图8中虚线所示发生变化，如图7B所示，回转操作增益Gain_sw越大则由主泵302实际消耗的扭矩T3被限制为越小，在Gain_sw＝0.5的情况下，由主泵302实际消耗的扭矩T3被限制为最大扭矩T3max的0.5倍。

另外，同样地，第一调节器10控制可变排量型主泵102、202的排量，使得偏转控制阀10b的弹簧10f的力与由作用于操作驱动部10h、10i、10j的压力引起的力保持平衡。本来为了将可变排量型主泵302的扭矩变换为压力并进行反馈而设置了第一操作驱动部10j，但是通过可变减压阀12来限制被导入第一操作驱动部10j的可变排量型主泵302的排出压，其允许扭矩T12allw减小由可变排量型主泵302实际消耗的扭矩的量。

如上所述，回转操作增益Gain_sw越大则可变排量型主泵302的消耗扭矩T3被限制为越大，因此，如图7C所示，相应地，可变排量型主泵102、202的允许扭矩T12allw也被限制为较大。

而且，在Gain_sw＝0.5的情况下，可变排量型主泵102、202的允许扭矩T12allw与主泵302的允许扭矩减小到T3allw_max×0.5(或主泵302的消耗扭矩减小到T3max×0.5)相应地，减小到将最大允许扭矩T12allw_max减去主泵302的最大允许扭矩T3allw_max的一半而得到的值(T12allw_max-T3allw_max×0.5)或将最大允许扭矩T12allw_max减去主泵302的最大消耗扭矩T3max的一半而得到的值(T12allw_max-T3max×0.5)。

这样，在同时驱动回转电动机3c和转臂缸3a的情况下，校正为用于驱动回转电动机3c的主泵302的允许扭矩T3allw较小，能够将用于驱动转臂缸3a的主泵102、202的允许扭矩T12allw增加用于驱动回转电动机3c的主泵302的消耗扭矩变小的量。由此，在用于驱动回转电动机3c的主泵302的设定扭矩T3allw_max本来大的情况下，也并不依赖于主泵102、202和主泵302的各扭矩设定T12allw_max，T3allw_max，最佳调整主泵102、202与主泵302的扭矩分配，在同时对转臂提升和回转进行操作的情况下，能够迅速地进行转臂提升动作，从而能够实现优良的组合操作性。

另外，假设在回转电动机3c的负载小且主泵302的排出压P3低于可变减压阀12的设定压力的情况下，可变减压阀12的输出压P3’成为P3’＝P3，主泵302实际消耗的扭矩准确地反馈至主泵102、202，主泵102、202的允许扭矩T12allw并不限于超出必要程度。即使这样，在同时对转臂提升和回转进行操作的情况下，也能够快速地进行转臂提升动作，从而能够实现优良的组合操作性与发动机1的输出扭矩的有效使用。

并且，在同时对转臂提升和回转进行操作的情况下，控制器50作为随着回转操作压ch增加而增加的值而运算校正值ΔP3m。因此，在转臂提升操作以后进行回转操作并转移到转臂提升和回转的同时操作时等，根据回转操作量而连续地调整主泵302的允许扭矩和主泵102、202的允许扭矩，能够顺利地进行回转转臂提升动作，从而功能实现优良的组合操作性。

～效果～

根据本实施方式，得到以下的效果。

1.从主泵302排出的流量仅由主泵302的排出压控制，因此从主泵302排出的液压油并不受到主泵102、202的排出流量的变动影响而能够确保稳定的流量，能够以稳定的旋转速度来驱动回转电动机3c。

2.可变减压阀12(第一阀装置)的输出压P3’作为主泵302实际消耗的扭矩而反馈至第一调节器10的第一操作驱动部10j，用于确保主泵102、202的允许扭矩T12allw的马力控制开始压力被校正为减小到第一输出压P3’，因此能够进行所谓的马力控制来控制，以避免回转电动机驱动用主泵302与转臂缸驱动用主泵102、202的合计消耗扭矩超出预定的值T12allw_max。

3.在同时对回转电动机3c和转臂缸3a进行驱动的情况下，用于驱动回转电动机3c的主泵302的允许扭矩T3allw被校正为减小，能够将用于驱动转臂缸3a的主泵102、202的允许扭矩T12allw增加用于驱动回转电动机3c的主泵302的消耗扭矩减小的量。由此，即使在用于驱动回转电动机3c的主泵302的设定扭矩T3allw_max本来大的情况下，也不依赖于主泵102、202和主泵302的各扭矩设定T12allw_max、T3allw_max，最佳调整主泵102、202以及主泵302的扭矩分配，在同时对转臂提升和回转进行操作的情况下，能够迅速地进行转臂提升动作，从而能够实现优良的组合操作性。

4.另外，如上所述，在同时对回转电动机3c和转臂缸3a进行驱动的情况下，用于驱动回转电动机3c的主泵302的允许扭矩T3allw被校正为减小，因此主泵302的最大允许扭矩T3allw_max并不限定于回转转臂提升组合操作时的扭矩分配而能够自由地设定，由此在回转独立操作时得到最佳的回转扭矩，从而能够提高回转操作性。

5.假设在回转电动机3c的负载小且主泵302的排出压P3低于可变减压阀12的设定压力的情况下，可变减压阀12的输出压P3’成为P3’＝P3，主泵302实际消耗的扭矩准确地反馈至主泵102、202，主泵102、202的允许扭矩T12allw并不限于超出必要程度。即使这样，在同时对转臂提升和回转进行操作的情况下，也能够迅速地进行转臂提升动作，从而能够实现优良的组合操作性和发动机1的输出扭矩的有效使用。

6.在同时对转臂提升和回转进行操作的情况下，控制器50作为随着回转操作压ch增加而增加的值而运算校正值ΔP3m。因此，在转臂提升操作之后进行回转操作并转移到转臂提升和回转的同时操作时等，根据回转操作量来连续地调整主泵302的允许扭矩和主泵102、202的允许扭矩，能够顺利地进行回转转臂提升动作，从而能够实现优良的组合操作性。

7.将比例电磁阀15的输出压ΔP3在用于限制回转电动机驱动用主泵302的允许扭矩T3allw的电路部分以及将回转电动机驱动用主泵302的消耗扭矩反馈至转臂缸驱动用主泵102、202的电路部分这两者中使用。因此，例如即使在计算校正值的控制器50、输出液压的第一校正值的比例电磁阀15引起动作不良的情况下，转臂驱动用主泵102、202与回转驱动用主泵302的合计扭矩也不会超出预定的值T12allw_max，因此能够可靠地防止发动机1的失速。

<第二实施方式>

使用图9～图12C说明本发明的第二实施方式的工程机械的液压驱动装置。本实施方式中的液压驱动装置的电路结构与图1示出的第一实施方式相同。在本实施方式中，控制器50被替换为控制器50A。

图9是表示本发明的第二实施方式中的与控制器50A所具备的CPU 50a所进行的扭矩反馈控制有关的功能的功能框图。

在图9中，除了回转操作校正表50b被变更为回转操作校正表50bA这一点以外，控制器50A的CPU 50a的功能与第一实施方式的控制器50相同。

图10是表示表50bA的详情的图。

在图10中，在表50b中设定了以下特性：当回转操作压ch比超出静区的最小压力Pi_sw_0高时，回转操作的增益Gain_sw从0逐步地增加到0.5。

使用图11A和图11B说明本实施方式中的回转转臂提升的组合操作时的扭矩反馈的行为。

图11A是表示由控制器50A控制的比例电磁阀15的输出压ΔP3的变化的图。如图11A所示，进行回转转臂提升的组合操作，当成为转臂提升操作的增益Gain_bmu＝1时，回转操作的增益Gain_sw成为0.5，因此输出压ΔP3与回转操作压的大小无关地，被限制为马力控制开始压力P3amax×0.5(马力控制开始压力P3amax的一半)。

图11B示出可变减压阀12的输出特性。如上所述，图11A示出的比例电磁阀15的输出压ΔP3被导入可变减压阀12的受压部12b，因此进行回转转臂提升的组合操作，当成为转臂提升操作的增益Gain_bmu＝1时，可变减压阀12的设定压力P3b立即成为弹簧12a的设定压力P3bmax的一半。因此，在液压油供给通路305的压力P3(主泵302的排出压)高于可变减压阀12的限制压力P3b时，可变减压阀12的输出压P3’与回转操作压的大小无关地被限制为弹簧12a的设定压力P3bmax的一半。

使用图12A、图12B以及图12C说明可变排量型主泵102、202、302的允许扭矩的特性以及主泵302的消耗扭矩的特性。

图12A是表示可变排量型主泵302的允许扭矩T3allw的特性的图。在图12A中，进行回转转臂提升的组合操作，当成为转臂提升操作的增益Gain_bmu＝1时，主泵302的允许扭矩T3allw成为最大允许扭矩T3allw_max的一半(T3allw×0.5)。

图12B是表示可变排量型主泵302实际消耗的扭矩T3的特性的图。在图12B中，进行回转转臂提升的组合操作，当成为转臂提升操作的增益Gain_bmu＝1时，主泵302的允许扭矩T3allw成为最大允许扭矩T3allw_max的一半，因此主泵302实际消耗的扭矩T3也成为最大消耗扭矩T3max的一半(T3max×0.5)。

图12C是表示可变排量型主泵102、202的允许扭矩T12allw的特性的图。在图12C中，进行回转转臂提升的组合操作，当成为转臂提升操作的增益Gain_bmu＝1时，主泵102、202的允许扭矩T12allw与主泵302的允许扭矩T3allw_max×0.5(或主泵302的消耗扭矩T3max×0.5)的减小相应地，减小到将最大允许扭矩T12allw_max减去主泵302的最大允许扭矩T3allw_max的一半而得到的值(T12allw_max-T3allw_max×0.5)或将最大允许扭矩T12allw_max减去主泵302的最大消耗扭矩T3max的一半而得到的值(T12allw_max-T3max×0.5)。

～效果～

在具有上述结构的本实施方式中，得到在第一实施方式中说明的效果1～7中的除了效果6以外的效果。

<第三实施方式>

使用图13和图14说明本发明的第三实施方式的工程机械的液压驱动装置。

图13是表示本发明的第三实施方式的工程机械的液压驱动装置的结构的图。

在图13中，本实施方式的液压驱动装置代替可变减压阀12而具备比例电磁阀17。另外，设置有用于检测油路305a的压力P3(主泵302的排出压)的压力传感器43，压力传感器41、42、43的输出被导入控制器50B，来自控制器50的输出被导入比例电磁阀15和比例电磁阀17。

图14是表示本实施方式中的与控制器50B所具备的CPU 50a所进行的扭矩反馈控制有关的功能的功能框图。

在图14中，控制器50B的CPU 50a除了具有设定块50s、转臂提升判断表50a、回转操作校正表50b、乘法部50c、50d以及电流指令运算表50e的功能以外，还具有减法部50g、最小值选择部50h以及电流指令运算表50i的功能。

如上所述，在设定块50s上设置有第二调节器11的马力控制开始压力P3amax(通过第二调节器11内的弹簧11f决定的恒定的值)，该马力控制开始压力P3amax以及由乘法部50d计算出的校正值ΔP3m被输入到减法部50g，在减法部50g中，作为校正值P3’m而求出将马力控制开始压力P3amax减去由乘法部50d计算出的校正值ΔP3m而得到的值。另外，由压力传感器43检测出的油路305a的压力P3以及马力控制开始压力P3amax被输入到最小值选择部50h，在最小值选择部50h中，作为第一调节器10的马力控制开始压力P12a的校正值ΔP12m而选择油路305a的压力P3以及马力控制开始压力P3amax中较小的值。

由最小值选择部50h计算出的校正值ΔP12m被输入到表50i，变换为用于驱动比例电磁阀17的电流指令I17，并输出对应的电流。比例电磁阀17通过其输出电流进行动作，生成并输出与校正值ΔP12m对应的输出压ΔP12。比例电磁阀17的输出压ΔP12作为第一调节器10的马力控制开始压力(第一允许扭矩)的校正值而被导入偏转控制阀10b的第一操作驱动部10j。

～技术方案范围的对应～

以上，比例电磁阀17构成第一阀装置，该第一阀装置生成第一输出压P3’，该第一输出压P3’根据主泵302的排出压将主泵302的消耗扭矩反馈至第一调节器10。

另外，第一调节器10具有被引入上述第一输出压P3’的第一操作驱动部10j，通过该第一操作驱动部10j以减小第一输出压P3’的量的方式校正用于确保第一允许扭矩T12allw的马力控制开始压力，控制主泵102、202(第一液压泵)的排量，以避免主泵102、202(第一液压泵)与主泵302(第二液压泵)的消耗扭矩的合计超出预定的值T12allw_max。

控制器50的设定块50s、转臂提升判断表50a、回转操作校正表50b、乘法部50c、50d的功能构成以下控制器：在同时对回转电动机3c和转臂缸3a进行驱动时，运算用于使主泵102、202(第二液压泵)的第二允许扭矩T3allw小于单独地驱动回转电动机3c时的最大允许扭矩T3allw_max的马力控制开始压力的校正值ΔP3m。

比例电磁阀15构成第二阀装置，该第二阀装置生成与由控制器50运算出的上述校正值ΔP3m对应的第二输出压ΔP3。

第二调节器11的第二操作驱动部11i被引入第二输出压ΔP3，以减小该第二输出压ΔP3的量的方式校正用于确保第二允许扭矩T3allw的马力控制开始压力P3a。

控制器50B的减法部50g、最小值选择部50h、电流指令运算表50i的功能构成以下输出压校正装置：限制比例电磁阀17的输出压P3’，以避免比例电磁阀17(第一阀装置)的输出压P3’(第一输出压)超出用于确保在第二操作驱动部11i中校正后的第二允许扭矩的马力控制开始压力。

～效果～

在具有上述结构的本实施方式中，也得到与在第一实施方式中说明的效果1～6相同的效果。

～其它～

在上述实施方式中，用于驱动转臂缸3a的第一液压泵为两个主泵102、202，但是也可以是一个液压泵。

另外，在上述实施方式中说明了工程机械为下部行驶体具备履带的液压挖掘机的情况，但是如果工程机械具有上部回转体和转臂则也可以是除此以外的液压挖掘机，例如轮式液压挖掘机，在该情况下也得到相同效果。

附图标记说明：

1：发动机；

102、202：可变排量型主泵(第一液压泵)；

302：可变排量型主泵(第二液压泵)；

3a～3h：致动器；

3a：转臂缸；

3c：回转电动机；

6a～6j：方向控制阀；

10：第一调节器；

11：第二调节器；

10a、11a：大径侧受压室；

10b、11b：偏转控制阀；

10d、11d：小径侧受压室；

10e、11e：差动活塞；

10f、11f：弹簧；

10g、11g：阀芯；

10h、10i、10j、10k：操作驱动部；

10j：第一操作驱动部；

11h、11i：操作驱动部；

11i：第二操作驱动部；

12：可变减压阀(第一阀装置)；

12a：弹簧；

12b：受压部(输出压校正装置)；

15：比例电磁阀(第二阀装置)；

17：比例电磁阀(第一阀装置)；

20、21：梭阀；

41、42：压力传感器；

50、50A、50B：控制器；

60a～60h：操作装置；

50g：减法部(输出压校正装置)；

50h：最小值选择部(输出压校正装置)；

104、304：控制阀组件；

T12allw：允许扭矩(第一允许扭矩)；

T12allw_max：最大允许扭矩(预定的值)；

T3allw：允许扭矩(第二允许扭矩)；

T3allw_max：最大允许扭矩(预定的值)；

ΔP3m：校正值；

P3’：可变减压阀12的输出压(第一输出压)；

ΔP3：比例电磁阀12的输出压(第二输出压)；

ΔP12m：校正值。

Claims (5)

1.一种工程机械的液压驱动装置，其具备：

多个液压泵，其包含由发动机驱动的可变排量型的第一液压泵和第二液压泵；

多个致动器，其通过从上述多个液压泵排出的液压油而被驱动；

第一调节器，其被导入上述第一液压泵的排出压，并控制上述第一液压泵的排量，以避免上述第一液压泵的消耗扭矩超出第一允许扭矩；

第二调节器，其被导入上述第二液压泵的排出压，并控制上述第二液压泵的排量，以避免上述第二液压泵的消耗扭矩超过第二允许扭矩；以及

第一阀装置，其根据上述第二液压泵的排出压，生成用于将上述第二液压泵的消耗扭矩反馈至上述第一调节器的第一输出压，

上述第一调节器具有被导入上述第一输出压的第一操作驱动部，通过该第一操作驱动部将用于确保上述第一允许扭矩的马力控制开始压力校正为减小上述第一输出压的量，并控制上述第一液压泵的排量，以避免上述第一液压泵和第二液压泵的消耗扭矩的合计超出预定的值，

上述多个致动器包括驱动前置作业机的转臂的转臂缸和驱动上部回转体的回转电动机，通过上述第一液压泵的排出油驱动上述转臂缸，通过上述第二液压泵的排出油驱动上述回转电动机，

其特征在于，

上述工程机械的液压驱动装置还具备：

控制器，其在同时驱动了上述回转电动机和上述转臂缸时，运算马力控制开始压力的校正值，该校正值用于使上述第二液压泵的第二允许扭矩小于单独驱动上述回转电动机时的最大允许扭矩；

第二阀装置，其生成与由上述控制器运算出的上述校正值对应的第二输出压；

第二操作驱动部，其设置于上述第二调节器，被导入上述第二输出压，且将用于确保上述第二允许扭矩的马力控制开始压力校正为减小上述第二输出压的量；以及

输出压校正装置，其限制上述第一阀装置的上述第一输出压，以避免上述第一阀装置的上述第一输出压超出在上述第二操作驱动部中校正后的用于确保上述第二允许扭矩的马力控制开始压力。

2.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，

上述第一阀装置为配置于上述第二液压泵的排出压被导入的油路中并生成上述第一输出压的可变减压阀，

上述第二阀装置为根据与由上述控制器生成的上述校正值对应的输出电流进行动作并生成上述第二输出压的比例电磁阀，

上述输出压校正装置为以下的设置于上述可变减压阀的受压部：该受压部被导入上述比例电磁阀的上述第二输出压，并以减小上述第二输出压的量的方式校正上述可变减压阀的设定压力。

3.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，

上述控制器将用于确保上述第二液压泵的最大允许扭矩的马力控制开始压力乘以0以上且小于1的倍率，由此运算上述马力控制开始压力的校正值。

4.根据权利要求3所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，

上述工程机械的液压驱动装置还具备：

多个方向控制阀，其控制向上述多个致动器供给的液压油的流动；以及

多个操作装置，其分别指令上述多个致动器的动作，对对应的方向控制阀进行切换操作，

上述控制器输入上述多个操作装置中的指令上述回转电动机的动作的操作装置的操作信号，并根据该操作信号，运算上述倍率作为随着上述操作装置的操作量增加而增大的值。

5.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，

上述输出压校正装置构成为上述控制器的一个功能，

上述控制器将用于确保单独驱动上述回转电动机时的上述第二调节器的最大允许扭矩的马力控制开始压力减去上述校正值而得到的值以及上述第二液压泵的排出压的检测值中较小的值选择为用于确保上述第一液压泵的第一允许扭矩的马力控制开始压力的校正值，并输出与所选择的值对应的第一电流，

上述控制器还输出与用于确保上述第二允许扭矩的马力控制开始压力的校正值对应的第二电流，

上述第一阀装置为根据从上述控制器输出的上述第一电流进行动作并生成上述第一输出压的第一比例电磁阀，

上述第二阀装置为根据从上述控制器输出的上述第二电流进行动作并生成上述第二输出压的第二比例电磁阀。