JP2015105675A - 建設機械の油圧駆動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】他方の油圧ポンプの吸収トルクを純油圧的な構成で精度良く検出して一方の油圧ポンプ側にフィードバックすることで、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクを有効利用する。
【解決手段】メインポンプ２０２の吐出圧とロードセンシング駆動圧力とが導かれ、メインポンプ２０２の吸収トルクを模擬するようメインポンプ２０２の吐出圧を補正して出力するトルクフィードバック回路１１２ｖと、このトルクフィードバック回路の出力圧が導かれ、この出力圧が高くなるにしたがってメインポンプ１０２の容量を減少させ最大トルクが減少するようメインポンプ１０２の容量を制御するトルクフィードバックピストン１１２ｆとを設ける。
【選択図】図１

Description

本発明は、油圧ショベル等の建設機械の油圧駆動装置に係わり、特に、少なくとも２つの可変容量型の油圧ポンプを備え、そのうちの一方の油圧ポンプが少なくともトルク制御を行うポンプ制御装置（レギュレータ）を有し、他方がロードセンシング制御とトルク制御を行うポンプ制御装置（レギュレータ）を有する建設機械の油圧駆動装置に関する。

油圧ショベル等の建設機械の油圧駆動装置においては、油圧ポンプの吐出圧が複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう油圧ポンプの容量（流量）を制御するレギュレータを備えたものが広く利用されており、この制御はロードセンシング制御と呼ばれている。特許文献１には、そのようなロードセンシング制御を行うレギュレータを備えた建設機械の油圧駆動装置において、２つの油圧ポンプを設け、２つの油圧ポンプのそれぞれでロードセンシング制御を行うようにした２ポンプロードセンシングシステムが記載されている。

また、建設機械の油圧駆動装置のレギュレータでは、通常、油圧ポンプの吐出圧が高くなるにしたがって油圧ポンプの容量を減少させることで油圧ポンプの吸収トルクが原動機の定格出力トルクを超えないよう、トルク制御を行い、原動機がオーバトルクとなって停止すること（エンジンストール）を防止している。油圧駆動装置が２つの油圧ポンプを備える場合は、一方の油圧ポンプのレギュレータは自身の吐出圧だけでなく、他方の油圧ポンプの吸収トルクに係わるパラメータ取り込んでトルク制御を行い（全トルク制御）、原動機の停止防止と原動機の定格出力トルクの有効利用を図っている。

例えば特許文献２では、一方の油圧ポンプの吐出圧を減圧弁を介して他方の油圧ポンプのレギュレータに導いて、全トルク制御を行っている。減圧弁の設定圧は一定であり、かつこの設定圧は他方の油圧ポンプのレギュレータのトルク制御の最大トルクを模擬した値に設定されている。これにより一方の油圧ポンプに係わるアクチュエータのみを駆動する作業では、一方の油圧ポンプが原動機の定格出力トルクのほぼ全てを有効に使用することができ、かつ他方の油圧ポンプに係わるアクチュエータを同時に駆動する複合操作の作業では、ポンプ全体の吸収トルクが原動機の定格出力トルクを超えず、原動機の停止を防止することができる。

特許文献３では、２つの可変容量型の油圧ポンプに対して全トルク制御を行うために、他方の油圧ポンプの傾転角を減圧弁の出力圧として検出し、その出力圧を、一方の油圧ポンプのレギュレータに導いている。特許文献４では、他方の油圧ポンプの傾転角を揺動アームの腕長さに置き換えて検出することで、全トルク制御の制御精度を向上させている。

特開２０１１−１９６４３８号公報 特許第３８６５５９０号公報 特公平３−７０３０号公報 特開平７−１８９９１６号公報

特許文献１に記載の２ポンプロードセンシングシステムに特許文献２に記載の全トルク制御の技術を組み込むことで、特許文献１に記載の２ポンプロードセンシングシステムにおいても全トルク制御を行うことができるようになる。しかし、特許文献２の全トルク制御においては、上述したように、減圧弁の設定圧は他方の油圧ポンプのトルク制御の最大トルクを模擬した一定の値に設定されている。このため、２つの油圧ポンプに係わるアクチュエータを同時に駆動する複合操作の作業で、他方の油圧ポンプがトルク制御の制限を受け、トルク制御の最大トルクで動作する運転状態にあるときは、原動機の定格出力トルクの有効利用を図ることができる。しかし、他方の油圧ポンプがトルク制御の制限を受けず、ロードセンシング制御によって容量制御を行う運転状態にあるときは、他方の油圧ポンプの吸収トルクがトルク制御の最大トルクよりも小さいにも係わらず、最大トルクを模擬した減圧弁の出力圧が一方の油圧ポンプのレギュレータに導かれ、一方の油圧ポンプの吸収トルクを必要以上に減少させるよう制御してしまう。このため全トルク制御を精度良く行うことができなかった。

特許文献３では、他方の油圧ポンプの傾転角を減圧弁の出力圧として検出し、その出力圧を一方の油圧ポンプのレギュレータに導くことで、全トルク制御の精度を高めようとしている。しかし、一般的にポンプのトルクは吐出圧と容量の積、つまり(吐出圧×ポンプ容量)／２πで求められるのに対し、特許文献３では、一方の油圧ポンプの吐出圧を段付きピストンの２つのパイロット室の一方に導き、減圧弁の出力圧（他方の油圧ポンプの吐出量比例圧力）を段付きピストンの他方のパイロット室に導き、吐出圧と吐出量比例圧力との和を出力トルクのパラメータとして一方の油圧ポンプの容量を制御しているので、実際に使用されているトルクとの間に相当の誤差が生じてしまうという問題があった。

特許文献４では、他方の油圧ポンプの傾転角を揺動アームの腕長さに置き換えて検出することで、全トルク制御の制御精度を向上させている。しかし、特許文献４のレギュレータは、揺動アームとレギュレータピストン内に設けられたピストンが力を伝えながら相対的に摺動するという、非常に複雑な構造となっており、十分な耐久性を有する構造を持たせようとすると、揺動アームとレギュレータピストンなどの部品を強固にせざるを得ず、レギュレータの小型化が困難であるという問題があった。特に、小型の油圧ショベルでかつ後端半径が小さい、いわゆる後方小旋回型の場合、油圧ポンプを格納するスペースが小さく、搭載が困難な場合があった。

本発明の目的は、一方の油圧ポンプが少なくともトルク制御を行うポンプ制御装置を有し、他方の油圧ポンプがロードセンシング制御とトルク制御を行う少なくとも２つの可変容量型の油圧ポンプを有する建設機械の油圧駆動装置において、他方の油圧ポンプの吸収トルクを純油圧的な構成で精度良く検出して一方の油圧ポンプ側にフィードバックすることで、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクを有効利用することができる油圧駆動装置を提供することである。

（１）上記目的を達成するため、本発明は、原動機と、前記原動機により駆動される可変容量型の第１油圧ポンプと、前記原動機により駆動される可変容量型の第２油圧ポンプと、前記第１及び第２油圧ポンプにより吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータと、前記第１及び第２油圧ポンプから前記複数のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁と、前記複数の流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁と、前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１ポンプ制御装置と、前記第２油圧ポンプの吐出流量を制御する第２ポンプ制御装置とを備え、前記第１ポンプ制御装置は、前記第１油圧ポンプの吐出圧と容量の少なくとも一方が増大し、前記第１油圧ポンプの吸収トルクが増大するとき、前記第１油圧ポンプの吸収トルクが第１最大トルクを超えないように前記第１油圧ポンプの容量を制御する第１トルク制御部を有し、前記第２ポンプ制御装置は、前記第２油圧ポンプの吐出圧と容量の少なくとも一方が増大し、前記第２油圧ポンプの吸収トルクが増大するとき、前記第２油圧ポンプの吸収トルクが第２最大トルクを超えないように前記第２油圧ポンプの容量を制御する第２トルク制御部と、前記第２油圧ポンプの吸収トルクが前記第２最大トルクよりも小さいとき、前記第２油圧ポンプの吐出圧が前記第２油圧ポンプにより吐出された圧油により駆動されるアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう前記第２油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御部とを有する建設機械の油圧駆動装置において、前記第１トルク制御部は、前記第１油圧ポンプの吐出圧が導かれ、前記吐出圧の上昇時に前記第２油圧ポンプの容量を減少させ吸収トルクが減少するよう前記第１油圧ポンプの容量を制御する第１トルク制御アクチュエータと、前記第１最大トルクを設定する第１付勢手段とを有し、前記第２トルク制御部は、前記第２油圧ポンプの吐出圧が導かれ、前記吐出圧の上昇時に前記第２油圧ポンプの容量を減少させ吸収トルクが減少するよう前記第２油圧ポンプの容量を制御する第２トルク制御アクチュエータと、前記第２最大トルクを設定する第２付勢手段とを有し、前記ロードセンシング制御部は、前記第２油圧ポンプの吐出圧と前記最高負荷圧との差圧が前記目標差圧よりも小さくなるにしたがって低くなるようロードセンシング駆動圧力を変化させる制御弁と、前記ロードセンシング駆動圧力が低くなるにしたがって前記第２油圧ポンプの容量を増加し吐出流量が増加するよう前記第２油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御アクチュエータとを有し、前記第１ポンプ制御装置は、更に、前記第２油圧ポンプの吐出圧と前記ロードセンシング駆動圧力とが導かれ、前記第２油圧ポンプが前記第２トルク制御部の制御の制限を受け、前記第２最大トルクで動作するときと、前記第２油圧ポンプが前記第２トルク制御部の制御の制限を受けず、前記ロードセンシング制御部が前記第２油圧ポンプの容量を制御するときのいずれの場合にも、前記第２油圧ポンプの吸収トルクを模擬するよう前記第２油圧ポンプの吐出圧を補正して出力するトルクフィードバック回路と、前記トルクフィードバック回路の出力圧が導かれ、前記トルクフィードバック回路の出力圧が高くなるにしたがって前記第１油圧ポンプの容量を減少させ前記第１最大トルクが減少するよう前記第１油圧ポンプの容量を制御する第３トルク制御アクチュエータとを有するものとする。

このように構成した本発明においては、第２油圧ポンプ（他方の油圧ポンプ）がトルク制御の制限を受け、トルク制御の第２最大トルクで動作する運転状態にあるときは勿論のこと、第２油圧ポンプがトルク制御の制限を受けず、ロードセンシング制御によって容量制御を行う運転状態にある場合であっても、トルクフィードバック回路により第２油圧ポンプの吐出圧が第２油圧ポンプの吸収トルクを模擬するよう補正され、この補正した吐出圧分、第３トルク制御アクチュエータにより第１最大トルクが減少するよう補正される。これにより第２油圧ポンプの吸収トルクは純油圧的な構成（トルクフィードバック回路）で精度良く検出され、その吸収トルクを第１油圧ポンプ（一方の油圧ポンプ）側にフィードバックすることで、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクを有効利用することができる。

（２）上記（１）の油圧駆動装置において、好ましくは、前記トルクフィードバック回路は、前記第２油圧ポンプの吐出圧が導かれ、この第２油圧ポンプの吐出圧が設定圧以下であるときは、前記第２油圧ポンプの吐出圧をそのまま出力し、前記第２油圧ポンプの吐出圧が前記設定圧より高いときは、前記第２油圧ポンプの吐出圧を前記設定圧に減圧して出力する可変減圧弁を有し、前記可変減圧弁は、前記ロードセンシング制御部の前記ロードセンシング駆動圧力が更に導かれ、このロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって前記設定圧を低くする。

油圧ポンプがロードセンシング制御により容量制御を行うとき、油圧ポンプの容量変更部材（斜板）の位置、すなわち容量（傾転角）は、ロードセンシング駆動圧力が作用するロードセンシング制御アクチュエータ（ＬＳ制御ピストン）と油圧ポンプの吐出圧が作用するトルク制御アクチュエータ（トルク制御ピストン）のそれぞれが容量変更部材を押す力の合力と、最大トルクを設定する付勢手段（バネ）が容量変更部材を反対方向に押す力との釣り合いによって決まる（図５）。このためロードセンシング制御時の油圧ポンプの容量はロードセンシング駆動圧力によって変化するだけでなく、油圧ポンプの吐出圧の影響も受けて変化し、油圧ポンプの吐出圧の上昇時における油圧ポンプの吸収トルクの増加割合と最大値は、それぞれ、ロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって小さくなる（図６Ａ及び図６Ｂ参照）。

本発明では、トルクフィードバック回路に可変減圧弁を設けかつ可変減圧弁の設定圧をロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって低くなるようにしたため、第２油圧ポンプの吐出圧の上昇時におけるトルクフィードバック回路の出力圧（可変減圧弁を経由した第２油圧ポンプの吐出圧）の最大値は、ロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって小さくなるように変化する（図４Ｃ）。このトルクフィードバック回路の出力圧の変化は、上述した油圧ポンプの吐出圧の上昇時における油圧ポンプの吸収トルクの最大値の、ロードセンシング駆動圧力が上昇するときの変化に対応しており（図６Ｂ）、これによりトルクフィードバック回路の出力圧はロードセンシング駆動圧力が変化するときの第２油圧ポンプの吸収トルクの最大値の変化を模擬することができる。

（３）上記（２）の油圧駆動装置において、好ましくは、前記トルクフィードバック回路は、前記第２油圧ポンプの吐出圧が導かれる第１固定絞りと、この第１固定絞りの下流側に位置し、下流側がタンクに接続された圧力調整弁とを有し、前記第１固定絞りと前記圧力調整弁との間の油路の圧力を出力する第１分圧回路を更に有し、前記圧力調整弁は、前記ロードセンシング制御部の前記ロードセンシング駆動圧力が導かれ、このロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって前記第１固定絞りと前記圧力調整弁との間の油路の圧力が低くなるよう構成され、前記第１固定絞りと前記圧力調整弁との間の油路の圧力が前記第２油圧ポンプの吐出圧として前記可変減圧弁に導かれる。

前述したように、油圧ポンプの吐出圧の上昇時における油圧ポンプの吸収トルクの増加割合はロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって小さくなる。

本発明では、トルクフィードバック回路に第１分圧回路を設けかつ第１分圧回路に圧力調整弁を設け、ロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって第１分圧回路の出力圧が低くなるようにしたため、第２油圧ポンプの吐出圧の上昇時におけるトルクフィードバック回路の出力圧（第１分圧回路の出力圧）の増加割合は、ロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって小さくなるよう変化する（図４Ａ及び図４Ｃ）。このトルクフィードバック回路の出力圧（第１分圧回路の出力圧）の増加割合の変化は、上述した油圧ポンプの吐出圧の上昇時における油圧ポンプの吸収トルクの増加割合の、ロードセンシング駆動圧力が上昇するときの変化に対応しており（図６Ｂ）、これによりトルクフィードバック回路の出力圧はロードセンシング駆動圧力が変化するときの第２油圧ポンプの吸収トルクの増加割合を模擬することができる。

（４）上記（３）の油圧駆動装置において、好ましくは、前記圧力調整弁は、前記ロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって開口面積が大きくなるよう前記開口面積が可変となるよう構成された可変絞り弁である。

これにより第２油圧ポンプの吐出圧の上昇時のトルクフィードバック回路の出力圧の増加割合は、ロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって小さくなるよう補正される。

（５）上記（３）の油圧駆動装置において、好ましくは、
前記圧力調整弁は、前記ロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがってリリーフ設定圧が低くなるよう構成された可変リリーフ弁である。

これによっても、第２油圧ポンプの吐出圧の上昇時のトルクフィードバック回路の出力圧の増加割合は、ロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって小さくなるよう補正される。

（６）上記（３）の油圧駆動装置において、好ましくは、前記トルクフィードバック回路は、前記第２油圧ポンプの吐出圧が導かれる第２固定絞りと、この第２固定絞りの下流側に位置し、下流側がタンクに接続された第３固定絞りとを有し、前記第２固定絞りと前記第３固定絞りとの間の油路の圧力を出力する第２分圧回路と、前記可変減圧弁の出力圧と前記第２分圧回路の出力圧の高圧側を選択して出力する高圧選択弁とを更に有し、前記高圧選択弁の出力圧が前記第３トルク制御部に導かれる。

油圧ポンプには構造で決まる最小容量があり、油圧ポンプが最小容量にあるときの油圧ポンプの吐出圧の上昇時における油圧ポンプの吸収トルクは、最も小さな傾き（増加割合）で増加する（図６Ｂ）。

本発明では、第２分圧回路の出力特性を、第２油圧ポンプを最小容量とするロードセンシング駆動圧力が導かれたときの第１分圧回路の出力特性と同じになる（第２固定絞りの開口面積が第１固定絞りの開口面積と同じとなり、第３固定絞りの絞り特性が、第２油圧ポンプを最小容量とするロードセンシング駆動圧力が導かれたときの圧力調整弁の絞り特性と同じとなる）ように設定することで、第２油圧ポンプが最小容量にあるときは、第２油圧ポンプの全吐出圧力範囲において高圧選択により第２分圧回路の出力圧が選択され、これがトルクフィードバック回路の出力圧となる。

また、第２固定絞り及び第３固定絞りの開口面積を、第２油圧ポンプが最小容量にあるときの第２油圧ポンプの吐出圧の上昇時における吸収トルクの最小の増加割合に合わせて設定することにより、第２分圧回路の出力圧は第２油圧ポンプの吐出圧が上昇するにしたがって最小の増加割合で比例的に増加するようになる（図４Ｂ及び図４Ｃ）。この第２分圧回路の出力圧の変化は、上述した第２油圧ポンプが最小容量にあるときの第２油圧ポンプの吸収トルクの変化に対応しており（図６Ｂ）、これによりトルクフィードバック回路の出力圧は第２油圧ポンプが最小容量にあるときの第２油圧ポンプの吸収トルクの変化を模擬することができる。

また、これにより第１アクチュエータに係わるアクチュエータと第２油圧ポンプに係わるアクチュエータの複合操作で、第２油圧ポンプに係わるアクチュエータの負荷圧が高くなり、要求流量が極めて少ない操作（例えば吊り荷作業でブーム上げ微操作と旋回或いはアームの複合動作）において、第１油圧ポンプと第２油圧ポンプの合計の消費トルクが過大とならず、原動機の停止を防止することができる。

本発明によれば、第２油圧ポンプ（他方の油圧ポンプ）がトルク制御の制限を受け、トルク制御の第２最大トルクで動作する運転状態にあるときは勿論のこと、第２油圧ポンプがトルク制御の制限を受けず、ロードセンシング制御によって容量制御を行う運転状態にある場合であっても、トルクフィードバック回路により第２油圧ポンプの吐出圧が第２油圧ポンプの吸収トルクを模擬するよう補正され、この補正した吐出圧分、第３トルク制御アクチュエータにより第１最大トルクが減少するよう補正される。これにより第２油圧ポンプの吸収トルクは純油圧的な構成（トルクフィードバック回路）で精度良く検出され、その吸収トルクを第１油圧ポンプ（一方の油圧ポンプ）側にフィードバックすることで、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクを有効利用することができる。

本発明の第１の実施の形態に係わる油圧ショベル（建設機械）の油圧駆動装置を示す図である。 ブームシリンダ及びアームシリンダ以外のアクチュエータの流量制御弁のそれぞれのメータイン通路の開口面積特性を示す図である。 ブームシリンダのメイン及びアシスト流量制御弁及びアームシリンダのメイン及びアシスト流量制御弁のそれぞれのメータイン通路の開口面積特性（上側）と、ブームシリンダのメイン及びアシスト流量制御弁及びアームシリンダのメイン及びアシスト流量制御弁のメータイン通路の合成開口面積特性（下側）を示す図である。 第１トルク制御部により得られるトルク制御特性と本実施の形態の効果を示す図である。 第２トルク制御部により得られるトルク制御特性と本実施の形態の効果を示す図である。 第１トルク制御部により得られるトルク制御特性と本実施の形態の効果を示す図である。 第２トルク制御部により得られるトルク制御特性と本実施の形態の効果を示す図である。 トルクフィードバック回路の第１分圧回路と可変減圧弁とからなる回路部分の出力特性を示す図であり、 トルクフィードバック回路の第２分圧回路の出力特性を示す図であり、 トルクフィードバック回路全体の出力特性を示す図である。 レギュレータ（第２ポンプ制御装置）のLS駆動圧力とメインポンプ（第２油圧ポンプ）の吐出圧とメインポンプ（第２油圧ポンプ）の傾転角との関係を示す図である。 メインポンプ（第２油圧ポンプ）のレギュレータ（第２ポンプ制御装置）におけるトルク制御とロードセンシング制御の関係を示す図である。 図６Ａの縦軸をメインポンプの吸収トルクに置き換えてトルク制御とロードセンシング制御の関係を示した図である。 油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す図である。 本実施の形態の効果を説明するための比較例を示す図でる。 本発明の第２の実施の形態に係わる油圧ショベル（建設機械）の油圧駆動装置を示す図である。 第２の実施の形態におけるトルクフィードバック回路の可変減圧弁の出力特性を示す図である。 トルクフィードバック回路全体の出力特性を示す図である。 本発明の第３の実施の形態に係わる油圧ショベル（建設機械）の油圧駆動装置を示す図である。

以下、本発明の実施の形態を図面に従い説明する。

＜第１の実施の形態＞
〜構成〜
図１は、本発明の第１の実施の形態に係わる油圧ショベル（建設機械）の油圧駆動装置を示す図である。

図１において、本実施の形態の油圧駆動装置は、原動機（例えばディーゼルエンジン）１と、その原動機１によって駆動され、第１及び第２圧油供給路１０５，２０５に圧油を吐出する第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂを有するスプリットフロータイプの可変容量型メインポンプ１０２（第１油圧ポンプ）と、原動機１によって駆動され、第３圧油供給路３０５に圧油を吐出する第３吐出ポート２０２ａを有するシングルフロータイプの可変容量型メインポンプ２０２（第２油圧ポンプ）と、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ及びメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油により駆動される複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ，３ｄ，３ｅ，３ｆ，３ｇ，３ｈと、第１〜第３圧油供給路１０５，２０５，３０５に接続され、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ及びメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａから複数のアクチュエータ３ａ〜３ｈに供給される圧油の流れを制御するコントロールバルブユニット４と、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの吐出流量を制御するためのレギュレータ１１２（第１ポンプ制御装置）と、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出流量を制御するためのレギュレータ２１２（第２ポンプ制御装置）とを備えている。

コントロールバルブユニット４は、第１〜第３圧油供給路１０５，２０５，３０５に接続され、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａから複数のアクチュエータ３ａ〜３ｈに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ，６ｄ，６ｅ，６ｆ，６ｇ，６ｈ，６ｉ，６ｊと、複数の流量制御弁６ａ〜６ｊの前後差圧が目標差圧に等しくなるよう複数の流量制御弁６ａ〜６ｊの前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ，７ｄ，７ｅ，７ｆ，７ｇ，７ｈ，７ｉ、７ｊと、複数の流量制御弁６ａ〜６ｊのスプールと一緒にストロークし、各流量制御弁の切り換わりを検出するための複数の操作検出弁８ａ，８ｂ，８ｃ，８ｄ，８ｆ，８ｇ，８ｉ、８ｊと、第１圧油供給路１０５に接続され、第１圧油供給路１０５の圧力を設定圧力以上にならないように制御するメインリリーフ弁１１４と、第２圧油供給路２０５に接続され、第２圧油供給路１０５の圧力を設定圧力以上にならないように制御するメインリリーフ弁２１４と、第３圧油供給路３０５に接続され、第３圧油供給路３０５の圧力を設定圧力以上にならないように制御するメインリリーフ弁３１４と、第１圧油供給路１０５に接続され、第１圧油供給路１０５の圧力が第１吐出ポート１０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧にバネの設定圧力（所定圧力）を加算した圧力（アンロード弁セット圧）よりも高くなると開状態になって第１圧油供給路１０５の圧油をタンクに戻すアンロード弁１１５と、第２圧油供給路２０５に接続され、第２圧油供給路２０５の圧力が第２吐出ポート１０２ｂから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧にバネの設定圧力（所定圧力）を加算した圧力（アンロード弁セット圧）よりも高くなると開状態になって第２圧油供給路２０５の圧油をタンクに戻すアンロード弁２１５と、第３圧油供給路３０５に接続され、第３圧油供給路３０５の圧力が第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧にバネの設定圧力（所定圧力）を加算した圧力（アンロード弁セット圧）よりも高くなると開状態になって第３圧油供給路３０５の圧油をタンクに戻すアンロード弁３１５とを備えている。

コントロールバルブユニット４は、また、第１圧油供給路１０５に接続される流量制御弁６ｄ，６ｆ，６ｉ，６ｊの負荷ポートに接続され、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｄ，３ｆの最高負荷圧Plmax1を検出するシャトル弁９ｄ，９ｆ，９ｉ，９ｊを含む第１負荷圧検出回路１３１と、第２圧油供給路２０５に接続される流量制御弁６ｂ，６ｃ，６ｇの負荷ポートに接続され、アクチュエータ３ｂ，３ｃ，３ｇの最高負荷圧Plmax2を検出するシャトル弁９ｂ，９ｃ，９ｇを含む第２負荷圧検出回路１３２と、第３圧油供給路３０５に接続される流量制御弁６ａ，６ｅ、６ｈの負荷ポートに接続され、アクチュエータ３ａ，３ｅ，３ｈの負荷圧（最高負荷圧）Plmax3を検出するシャトル弁９ｅ，９ｈを含む第３負荷圧検出回路１３３と、第１圧油供給路１０５の圧力（すなわち第１吐出ポート１０２ａの圧力）P1と第１負荷圧検出回路１３１によって検出された最高負荷圧Plmax1（第１圧油供給路１０５に接続されるアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｄ，３ｆの最高負荷圧）との差（LS差圧）を絶対圧Pls1として出力する差圧減圧弁１１１と、第２圧油供給路２０５の圧力（すなわち第２吐出ポート１０２bの圧力）P2と第２負荷圧検出回路１３２によって検出された最高負荷圧Plmax2（第２圧油供給路２０５に接続されるアクチュエータ３ｂ，３ｃ，３ｇの最高負荷圧）との差（LS差圧）を絶対圧Pls2として出力する差圧減圧弁２１１と、第３圧油供給路３０５の圧力（すなわちメインポンプ２０２の吐出圧或いは第３吐出ポート２０２ａの圧力）P3と第３負荷圧検出回路１３３によって検出された最高負荷圧Plmax3（第３圧油供給路３０５に接続されるアクチュエータ３ａ，３ｅ，３ｈの負荷圧）との差（LS差圧）を絶対圧Pls3として出力する差圧減圧弁３１１とを備えている。以下において、差圧減圧弁１１１，２１１，３１１が出力する絶対圧Pls1，Pls2，Pls3を、適宜、LS差圧Pls1，Pls2，Pls3という。

前述したアンロード弁１１５には、第１吐出ポート１０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧として第１負荷圧検出回路１３１によって検出された最高負荷圧Plmax1が導かれ、前述したアンロード弁２１５には、第２吐出ポート１０２ｂから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧として第２負荷圧検出回路１３２によって検出された最高負荷圧Plmax2が導かれ、前述したアンロード弁３１５には、第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧として第３負荷圧検出回路１３３によって検出された最高負荷圧Plmax3が導かれる。

また、差圧減圧弁１１１が出力するLS差圧Pls1は、第１圧油供給路１０５に接続された圧力補償弁７ｄ，７ｆ，７ｉ，７ｊとメインポンプ１０２のレギュレータ１１２に導かれ、差圧減圧弁２１１が出力するLS差圧Pls2は、第２圧油供給路２０５に接続された圧力補償弁７ｂ，７ｃ，７ｇとメインポンプ１０２のレギュレータ１１２に導かれ、差圧減圧弁３１１が出力するLS差圧Pls3は、第３圧油供給路３０５に接続された圧力補償弁７ａ，７ｅ，７ｈとメインポンプ２０２のレギュレータ２１２に導かれる。

ここで、アクチュエータ３ａは、流量制御弁６ｉ及び圧力補償弁７ｉと第１圧油供給路１０５を介して第１吐出ポート１０２ａに接続され、かつ流量制御弁６ａ及び圧力補償弁７ａと第３圧油供給路３０５を介して第３吐出ポート２０２ａに接続されている。アクチュエータ３ａは、例えば油圧ショベルのブームを駆動するブームシリンダであり、流量制御弁６ａはブームシリンダ３ａのメイン駆動用であり、流量制御弁６ｉはブームシリンダ３ａアシスト駆動用である。アクチュエータ３ｂは、流量制御弁６ｊ及び圧力補償弁７ｊと第１圧油供給路１０５を介して第１吐出ポート１０２ａに接続され、かつ流量制御弁６ｂ及び圧力補償弁７ｂと第２圧油供給路２０５を介して第２吐出ポート１０２ｂに接続されている。アクチュエータ３ｂは、例えば油圧ショベルのアームを駆動するアームシリンダであり、流量制御弁６ｂはアームシリンダ３ｂのメイン駆動用であり、流量制御弁６ｊはアームシリンダ３ｂのアシスト駆動用である。

アクチュエータ３ｄ，３ｆはそれぞれ流量制御弁６ｄ，６ｆ及び圧力補償弁７ｄ，７ｆと第１圧油供給路１０５を介して第１吐出ポート１０２ａに接続され、アクチュエータ３ｃ，３ｇはそれぞれ流量制御弁６ｃ，６ｇ及び圧力補償弁７ｃ，７ｇと第２圧油供給路２０５を介して第２吐出ポート１０２ｂに接続されている。アクチュエータ３ｄ，３ｆは、それぞれ、例えば油圧ショベルのバケットを駆動するバケットシリンダ、下部走行体の左側履帯を駆動する左走行モータである。アクチュエータ３ｃ，３ｇは、それぞれ、例えば油圧ショベルの上部旋回体を駆動する旋回モータ、下部走行体の右側履帯を駆動する右走行モータである。アクチュエータ３ｅ，３ｈはそれぞれ流量制御弁６ｅ，６ｈ及び圧力補償弁７ｅ，７ｈと第３圧油供給路３０５を介して第３吐出ポート１０２ａに接続されている。アクチュエータ３ｅ，３ｈは、それぞれ、例えば油圧ショベルのスイングポストを駆動するスイングシリンダ、ブレードを駆動するブレードシリンダである。

図２Ａは、ブームシリンダであるアクチュエータ３ａ（以下適宜ブームシリンダ３ａという）及びアームシリンダであるアクチュエータ３ｂ（以下適宜アームシリンダ３ｂという）以外のアクチュエータ３ｃ〜３ｈの流量制御弁６ｃ〜６ｈのそれぞれのメータイン通路の開口面積特性を示す図である。これらの流量制御弁は、スプールストロークが不感帯０−Ｓ１を超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、最大のスプールストロークＳ３の直前で最大開口面積Ａ３となるように開口面積特性が設定されている。最大開口面積Ａ３は、アクチュエータの種類に応じてそれぞれ固有の大きさを持つ。

図２Ｂの上側は、ブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉ及びアームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊのそれぞれのメータイン通路の開口面積特性を示す図である。

ブームシリンダ３ａのメイン駆動用の流量制御弁６ａは、スプールストロークが不感帯０−Ｓ１を超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、中間ストロークＳ２で最大開口面積Ａ１となり、その後、最大のスプールストロークＳ３まで最大開口面積Ａ１が維持されるように開口面積特性が設定されている。アームシリンダ３ｂのメイン駆動用の流量制御弁６ｂの開口面積特性も同様である。

ブームシリンダ３ａのアシスト駆動用の流量制御弁６ｉは、スプールストロークが中間ストロークＳ２になるまでは開口面積はゼロであり、スプールストロークが中間ストロークＳ２を超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、最大のスプールストロークＳ３の直前で最大開口面積Ａ２となるように開口面積特性が設定されている。アームシリンダ３ｂのアシスト駆動用の流量制御弁６ｊの開口面積特性も同様である。

図２Ｂの下側は、ブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉ及びアームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊのメータイン通路の合成開口面積特性を示す図である。

ブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉのメータイン通路は、それぞれが上記のような開口面積特性を有する結果、スプールストロークが不感帯０−Ｓ１を超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、最大のスプールストロークＳ３の直前で最大開口面積Ａ１＋Ａ２となるような合成開口面積特性となる。アームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊの合成開口面積特性も同様である。

ここで、図２Ａに示すアクチュエータ３ｃ〜３ｈの流量制御弁６ｃ，６ｄ，６ｅ，６ｆ，６ｇ，６ｈの最大開口面積Ａ３とブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉ及びアームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊの合成した最大開口面積Ａ１＋Ａ２は、Ａ１＋Ａ２＞Ａ３の関係にある。すなわち、ブームシリンダ３ａ及びアームシリンダ３ｂは、他のアクチュエータよりも最大の要求流量が大きいアクチュエータである。

図１に戻り、コントロールバルブ４は、上流側が絞り４３を介してパイロット圧油供給路３１ｂ（後述）に接続され下流側が操作検出弁８ａ，８ｂ，８ｃ，８ｄ，８ｆ，８ｇ，８ｉ，８ｊを介してタンクに接続された走行複合操作検出油路５３と、この走行複合操作検出油路５３によって生成される操作検出圧に基づいて切り換わる第１切換弁４０，第２切換弁１４６及び第３切換弁２４６とを更に備えている。

走行複合操作検出油路５３は、左走行モータであるアクチュエータ３ｆ（以下適宜左走行モータ３ｆという）及び／又は右走行モータであるアクチュエータ３ｇ（以下適宜右走行モータ３ｇという）と、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５に接続される左右走行モータ以外のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ，３ｄの少なくとも１つとを同時で駆動する走行複合操作でないときは、少なくとも操作検出弁８ａ，８ｂ，８ｃ，８ｄ，８ｆ，８ｇ，８ｉ，８ｊのいずれかを介してタンクに連通することで油路５３の圧力がタンク圧となり、当該走行複合操作時は、操作検出弁８ｆ，８ｇと、操作検出弁８ａ，８ｂ，８ｃ，８ｄ，８ｉ，８ｊのいずれかがそれぞれ対応する流量制御弁と一緒にストロークしてタンクとの連通が遮断されることで、油路５３に操作検出圧（操作検出信号）を生成する。

第１切換弁４０は、走行複合操作でないときは、図示下側の第１位置（遮断位置）にあって、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５の連通を遮断し、走行複合操作時に、走行複合操作検出油路５３にて生成された操作検出圧によって図示上側の第２位置（連通位置）に切り替わって、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５を連通させる。

第２切換弁１４６は、走行複合操作でないときは、図示下側の第１位置にあって、タンク圧を第２負荷圧検出回路１３２の最下流のシャトル弁９ｇに導き、走行複合操作時に、走行複合操作検出油路５３にて生成された操作検出圧によって図示上側の第２位置に切り替わって、第１負荷圧検出回路１３１によって検出された最高負荷圧Plmax1（第１圧油供給路１０５に接続されるアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｄ，３ｆの最高負荷圧）を第２負荷圧検出回路１３２の最下流のシャトル弁９ｇに導く。

第３切換弁２４６は、走行複合操作でないときは、図示下側の第１位置にあって、タンク圧を第１負荷圧検出回路１３１の最下流のシャトル弁９ｆに導き、走行複合操作時に、走行複合操作検出油路５３にて生成された操作検出圧によって図示上側の第２位置に切り替わって、第２負荷圧検出回路１３２によって検出された最高負荷圧Plmax2（第２圧油供給路２０５に接続されるアクチュエータ３ｂ，３ｃ，３ｇの最高負荷圧）を第１負荷圧検出回路１３１の最下流のシャトル弁９ｆに導く。

ここで、左走行モータ３ｆ及び右走行モータ３ｇは、同時に駆動されかつそのとき供給流量が同等になることで所定の機能を果たすアクチュエータである。本実施の形態において、左走行モータ３ｆはスプリットフロータイプのメインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａから吐出される圧油で駆動され、右走行モータ３ｇはスプリットフロータイプのメインポンプ１０２の第２吐出ポート１０２ｂから吐出される圧油で駆動される。

また、図１において、本実施の形態における油圧駆動装置は、原動機１によって駆動される固定容量型のパイロットポンプ３０と、パイロットポンプ３０の圧油供給路３１ａに接続され、パイロットポンプ３０の吐出流量を絶対圧Pgrとして検出する原動機回転数検出弁１３と、原動機回転数検出弁１３の下流側のパイロット圧油供給路３１ｂに接続され、パイロット圧油供給路３１ｂに一定のパイロット一次圧Ppilotを生成するパイロットリリーフバルブ３２と、パイロット圧油供給路３１ｂに接続され、ゲートロックレバー２４により下流側のパイロット圧油供給路３１ｃをパイロット圧油供給路３１ｂに接続するかタンクに接続するかを切り替えるゲートロック弁１００と、ゲートロック弁１００の下流側のパイロット圧油供給路３１ｃに接続され、後述する複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ，６ｄ，６ｅ，６ｆ，６ｇ，６ｈを制御するための操作パイロット圧を生成する複数のパイロットバルブ（減圧弁）を有する複数の操作装置１２２，１２３，１２４ａ，１２４ｂ（図７）とを備えている。

原動機回転数検出弁１３は、パイロットポンプ３０の圧油供給路３１ａとパイロット圧油供給路３１ｂとの間に接続された流量検出弁５０と、その流量検出弁５０の前後差圧を絶対圧Pgrとして出力する差圧減圧弁５１とを有している。

流量検出弁５０は通過流量（パイロットポンプ３０の吐出流量）が増大するにしたがって開口面積を大きくする可変絞り部５０ａを有している。パイロットポンプ３０の吐出油は流量検出弁５０の可変絞り部５０ａを通過してパイロット油路３１ｂ側へと流れる。このとき、流量検出弁５０の可変絞り部５０ａには通過流量が増加するにしたがって大きくなる前後差圧が発生し、差圧減圧弁５１はその前後差圧を絶対圧Pgrとして出力する。パイロットポンプ３０の吐出流量は原動機１の回転数によって変化するため、可変絞り部５０ａの前後差圧を検出することにより、パイロットポンプ３０の吐出流量を検出することができ、原動機１の回転数を検出することができる。原動機回転数検出弁１３（差圧減圧弁５１）が出力する絶対圧Pgrは目標LS差圧としてレギュレータ１１２，２１２に導かれる。以下において、差圧減圧弁５１が出力する絶対圧Pgrを、適宜、出力圧Pgr或いは目標LS差圧Pgrという。

レギュレータ１１２（第１ポンプ制御装置）は、差圧減圧弁１１１が出力するLS差圧Pls1と差圧減圧弁２１１が出力するLS差圧Pls2の低圧側を選択する低圧選択弁１１２ａと、低圧選択されたLS差圧Pls12と目標LS差圧である原動機回転数検出弁１３の出力圧Pgrとが導かれ、LS差圧Pls12が目標LS差圧Pgrよりも小さくなるにしたがって低くなるようロードセンシング駆動圧力（以下LS駆動圧力Px12という）を変化させるＬＳ制御弁１１２ｂと、LS駆動圧力Px12が導かれ、LS駆動圧力Px12が低くなるにしたがってメインポンプ１０２の傾転角（容量）を増加させ吐出流量が増加するようメインポンプ１０２の傾転角を制御するＬＳ制御ピストン１１２ｃと、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂのそれぞれの圧力が導かれ、それらの圧力の上昇時にメインポンプ１０２の斜板の傾転角を減少させ、吸収トルクが減少するようメインポンプ１０２の傾転角を制御するトルク制御（馬力制御）ピストン１１２ｅ，１１２ｄ（第１トルク制御アクチュエータ）と、最大トルクT12max（図３Ａ参照）を設定する付勢手段であるバネ１１２ｕとを備えている。

低圧選択弁１１２ａ、ＬＳ制御弁１１２ｂ及びＬＳ制御ピストン１１２ｃは、メインポンプ１０２の吐出圧（第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの高圧側の吐出圧）が、メインポンプ１０２から吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧（最高負荷圧Plmax1と最高負荷圧Plmax2の高圧側の圧力）より目標差圧（目標LS差圧Pgr）だけ高くなるようメインポンプ１０２の容量を制御する第１ロードセンシング制御部を構成する。

トルク制御ピストン１１２ｄ，１１２ｅとバネ１１２ｕは、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂのそれぞれの吐出圧（メインポンプ１０２の吐出圧）とメインポンプ１０２の容量の少なくとも一方が増加して、メインポンプ１０２の吸収トルクが増加するとき、メインポンプ１０２の吸収トルクがバネ１１２ｕで設定された最大トルクT12maxを超えないようにメインポンプ１０２の容量を制御する第１トルク制御部を構成する。

図３Ａ及び図３Ｃは、第１トルク制御部（トルク制御ピストン１１２ｄ，１１２ｅとバネ１１２ｕ）により得られるトルク制御特性と本実施の形態の効果を示す図である。図３Ａ及び図３Ｃ中、P12は、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２bの圧力P1，P2の合計P1＋P2（メインポンプ１０２の吐出圧）であり、q12はメインポンプ１０２の斜板の傾転角（容量）であり、P12maxはメインリリーフ弁１１４，２１４の設定圧力によって得られるメインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの最高吐出圧の合計であり、q12maxはメインポンプ１０２の構造で決まる最大傾転角である。なお，メインポンプ１０２の吸収トルクは、メインポンプ１０２の吐出圧P12（P1＋P2）と傾転角q12との積で表すことができる。

図３Ａ及び図３Ｃにおいて、メインポンプ１０２の最大吸収トルクはバネ１１２ｕによって、曲線５０２で示されるT12max（最大トルク）に設定されている。メインポンプ１０２から吐出される圧油によってアクチュエータが駆動され、メインポンプ１０２の吸収トルクが増加して最大トルクT12maxに達すると、メインポンプ１０２の吸収トルクがそれ以上増加しないようメインポンプ１０２の傾転角はレギュレータ１１２のトルク制御ピストン１１２ｄ，１１２ｅによって制限される。例えば、メインポンプ１０２の傾転角が曲線５０２上のいずれかにある状態でメインポンプ１０２の吐出圧が上昇すると、トルク制御ピストン１１２ｄ，１１２ｅはメインポンプ１０２の傾転角q12を曲線５０２に沿って減少させる。また、メインポンプ１０２の傾転角が曲線５０２上のいずれかにある状態でメインポンプ１０２の傾転角q12が増加しようとすると、トルク制御ピストン１１２ｄ，１１２ｅはメインポンプ１０２の傾転角q12が曲線５０２上の傾転角に保持されるように制限する。図３Ａ中、符号ＴＥは原動機１の定格出力トルクTerateを示す曲線であり、最大トルクT12maxはTerateよりも小さい値に設定されている。このように最大トルクT12maxを設定し、メインポンプ１０２の吸収トルクが最大トルクT12maxを超えないように制限することで、原動機１の定格出力トルクTerateを最大限有効に利用しつつ、メインポンプ１０２がアクチュエータを駆動するときの原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができる。

第１ロードセンシング制御部（低圧選択弁１１２ａ、ＬＳ制御弁１１２ｂ及びＬＳ制御ピストン１１２ｃ）は、メインポンプ１０２の吸収トルクが最大トルクT12maxよりも小さく、第１トルク制御部によるトルク制御の制限を受けていないときに機能し、ロードセンシング制御によりメインポンプ１０２の容量を制御する。

レギュレータ２１２（第２ポンプ制御装置）は、差圧減圧弁３１１が出力するLS差圧Pls3と目標LS差圧である原動機回転数検出弁１３の出力圧Pgrとが導かれ、LS差圧Pls3が目標LS差圧Pgrよりも小さくなるにしたがって低くなるようロードセンシング駆動圧力（以下LS駆動圧力Px3という）を変化させるＬＳ制御弁２１２ｂと、LS駆動圧力Px3が導かれ、LS駆動圧力Px3が低くなるにしたがってメインポンプ２０２の傾転角（容量）を増加させ吐出流量が増加するようメインポンプ２０２の傾転角を制御するＬＳ制御ピストン２１２ｃ（ロードセンシング制御アクチュエータ）と、メインポンプ２０２の吐出圧が導かれ、その圧力の上昇時にメインポンプ２０２の斜板の傾転角を減少させ、吸収トルクが減少するようメインポンプ２０２の傾転角を制御するトルク制御（馬力制御）ピストン２１２ｄ（第２トルク制御アクチュエータ）と、最大トルクT3max（図３Ｂ参照）を設定する付勢手段であるバネ２１２ｅとを備えている。

ＬＳ制御弁２１２ｂとＬＳ制御ピストン２１２ｃは、メインポンプ２０２の吐出圧が、メインポンプ２０２から吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧Plmax3より目標差圧（目標LS差圧Pgr）だけ高くなるようメインポンプ２０２の容量を制御する第２ロードセンシング制御部を構成する。

トルク制御ピストン２１２ｄとバネ２１２ｅは、メインポンプ２０２の吐出圧と容量の少なくとも一方が増加して、メインポンプ２０２の吸収トルクが増加するとき、メインポンプ２０２の吸収トルクが最大トルクT3maxを超えないようにメインポンプ２０２の容量を制御する第２トルク制御部を構成する。

図３Ｂ及び図３Ｄは、第２トルク制御部（トルク制御ピストン２１２ｄとバネ２１２ｅ）により得られるトルク制御特性と本実施の形態の効果を示す図である。図３Ｂ及び図３Ｄ中、P3はメインポンプ２０２の吐出圧であり、q3はメインポンプ２０２の斜板の傾転角（容量）であり、P3maxはメインリリーフ弁３１４の設定圧力によってられるメインポンプ２０２の最高吐出圧であり、q3maxはメインポンプ２０２の構造で決まる最大傾転角である。なお，メインポンプ２０２の吸収トルクは、メインポンプ２０２の吐出圧P3と傾転角q3との積で表すことができる。

図３Ｂ及び図３Ｄにおいて、メインポンプ２０２の最大吸収トルクはバネ２１２ｅによって、曲線６０２で示されるT3max（最大トルク）に設定されている。メインポンプ２０２から吐出される圧油によってアクチュエータが駆動され、メインポンプ２０２の吸収トルクが増加して最大トルクT3maxに達すると、図３Ａのレギュレータ１１２の場合と同様、メインポンプ２０２の吸収トルクがそれ以上増加しないようメインポンプ２０２の傾転角はレギュレータ２１２のトルク制御ピストン２１２ｄによって制限される。

第２ロードセンシング制御部（ＬＳ制御弁２１２ｂとＬＳ制御ピストン２１２ｃ）は、メインポンプ２０２の吸収トルクが最大トルクT3maxよりも小さく、第２トルク制御部によるトルク制御の制限を受けていないときに機能し、ロードセンシング制御によりメインポンプ２０２の容量を制御する。

図１に戻り、レギュレータ１１２（第１ポンプ制御装置）は、メインポンプ２０２（第２油圧ポンプ）がトルク制御の制限を受け、トルク制御の最大トルクT3maxで動作するときと、メインポンプ２０２がトルク制御の制限を受けず、ロードセンシング制御によって容量制御を行うときのいずれの場合にも、メインポンプ２０２の吐出圧とレギュレータ２１２のLS駆動圧力Px3とが導かれ、メインポンプ２０２の吐出圧を、メインポンプ２０２の吸収トルクを模擬するよう補正して出力するトルクフィードバック回路１１２ｖと、このトルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧が導かれ、トルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧が高くなるにしたがってメインポンプ１０２の斜板の傾転角（容量）を減少させ、バネ１１２ｕによって設定された最大トルクT12maxが減少するようメインポンプ１０２の傾転角を制御するトルクフィードバックピストン１１２ｆ（第３トルク制御アクチュエータ）とを更に備えている。

図３Ａ及び図３Ｃにおいて矢印は、トルクフィードバック回路１１２ｖ及びトルクフィードバックピストン１１２ｆの効果を示している。メインポンプ２０２の吐出圧が上昇するとき、トルクフィードバック回路１１２ｖはメインポンプ２０２の吐出圧を、メインポンプ２０２の吸収トルクを模擬するよう補正して出力し、トルフィードバックピストン１１２ｆは、図３Ａに矢印で示すように、バネ１１２ｕによって設定された最大トルクT12maxをトルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧分、減少させる。これによりメインポンプ１０２に係わるアクチュエータとメインポンプ２０２に係わるアクチュエータを同時に駆動する複合操作時においても、メインポンプ１０２の吸収トルクが最大トルクT12maxを超えないように制御され（全トルク制御）、原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができる。

〜トルクフィードバック回路の詳細〜
トルクフィードバック回路１１２ｖの詳細を説明する。

＜回路構成＞
トルクフィードバック回路１１２ｖは、メインポンプ２０２の吐出圧が導かれる第１固定絞り１１２ｉ、この第１固定絞り１１２ｉの下流側に位置し、下流側がタンクに接続された可変絞り弁１１２ｈを有し、第１固定絞り１１２ｉと可変絞り弁１１２ｈとの間の油路１１２ｍの圧力を出力する第１分圧回路１１２ｒと、第１分圧回路１１２ｒの出力圧（油路１１２ｍの圧力）が導かれ、この油路１１２ｍの圧力が設定圧以下であるときは、第１分圧回路１１２ｒの出力圧をそのまま出力し、第１分圧回路１１２ｒの出力圧が設定圧より高いときは、第１分圧回路１１２ｒの出力圧を設定圧に減圧して出力する可変減圧弁１１２ｇと、メインポンプ２０２の吐出圧が導かれる第２固定絞り１１２ｋ、この第２固定絞り１１２ｋの下流側に位置し、下流側がタンクに接続された第３固定絞り１１２ｌを有し、第２固定絞り１１２ｋと第３固定絞り１１２ｌとの間の油路１１２ｎの圧力を出力する第２分圧回路１１２ｓと、可変減圧弁１１２ｇの出力圧と第２分圧回路１１２ｓの出力圧の高圧側を選択して出力するシャトル弁（高圧選択弁）１１２ｊとを備えている。シャトル弁１１２ｊの出力圧はトルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧としてトルクフィードバックピストン１１２ｆに導かれる。

第１分圧回路１１２ｒの可変絞り弁１１２ｈは、開口が開き方向となる側にレギュレータ２１２のLS駆動圧力Px3が導かれ、このLS駆動圧力Px3がタンク圧のときに全閉であり、LS駆動圧力Px3が高くなるにしたがって開口面積が大きくなり（第１固定絞り１１２ｉと可変絞り弁１１２ｈとの間の油路１１２ｍの圧力が低くなり）、LS駆動圧力Px3がパイロット圧油供給路３１ｂにおいてパイロットリリーフバルブ３２によって生成される一定のパイロット一次圧Ppilotであるときに図１中右側の位置に切り換わり、予め決められた最大の開口面積となるように構成されている。

可変減圧弁１１２ｇは、レギュレータ２１２のLS駆動圧力Px3が導かれ、このLS駆動圧力Px3がタンク圧であるときは設定圧が予め決められた最大値（初期値）となり、LS駆動圧力Px3が高くなるにしたがって設定圧を低くし、LS駆動圧力Px3がパイロット圧油供給路３１ｂの一定のパイロット一次圧Ppilotまで高くなると、設定圧が予め決められた最小値となるように構成されている。

また、第１固定絞り１１２ｉと第２固定絞り１１２ｋの開口面積は同一であり、かつ第３固定絞り１１２ｌの開口面積と可変絞り弁１１２ｈが図１中右側の位置に切り換わったときの最大開口面積は同一になる（第３固定絞り１１２ｌの絞り特性が、メインポンプ２０２を最小傾転角とするLS駆動圧力Px3が導かれたときの可変絞り弁１１２ｈ（圧力調整弁）の絞り特性と同じとなる）ように構成されている。言い換えれば、第２分圧回路１１２ｓの出力特性は、メインポンプ２０２を最小傾転角とするLS駆動圧力Px3が導かれたときの第１分圧回路１１２ｒの出力特性と同じになるように設定されている。

＜回路の出力特性＞
図４Ａは、トルクフィードバック回路１１２ｖの第１分圧回路１１２ｒと可変減圧弁１１２ｇとからなる回路部分の出力特性を示す図であり、図４Ｂは、トルクフィードバック回路１１２ｖの第２分圧回路１１２ｓの出力特性を示す図であり、図４Ｃは、トルクフィードバック回路１１２ｖ全体の出力特性を示す図である。

＜＜第１分圧回路１１２ｒと可変減圧弁１１２ｇ＞＞
図４Ａにおいて、P3は前述したようにメインポンプ２０２の吐出圧であり、Ppは可変減圧弁１１２ｇの出力圧（可変減圧弁１１２ｇの下流の油路１１２ｐの圧力）であり、Pmは第１分圧回路１１２ｒの出力圧（第１固定絞り１１２ｉと可変絞り弁１１２ｈの間の油路１１２ｍの圧力）である。

メインポンプ２０２に係わるアクチュエータ３ａ，３ｅ，３ｈの操作レバーのいずれかがフル操作され、流量制御弁の開口面積が規定する要求流量（以下単に流量制御弁の要求流量という）がメインポンプ２０２に設定された最大トルクT3（図３Ｂ)で制限される流量以上である場合は、メインポンプ２０２の吐出流量が要求流量に対して不足するいわゆるサチレーション状態となる。この場合は、Pls3＜Pgrであるため、ＬＳ制御弁２１２ｂは図１の図示右側の位置に切り換わり、LS駆動圧力Px3はタンク圧に等しくなる（後述のブーム上げフル操作（ｃ））。LS駆動圧力Px3がタンク圧であるとき、可変絞り弁１１２ｈの開口面積は最小（全閉）となり、第１分圧回路１１２ｒの出力圧（油路１１２ｍの圧力）Pmはメインポンプ２０２の吐出圧P3と同じとなる。また、可変減圧弁１１２ｇの設定圧は初期値のPpfである。このためメインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇すると、可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppは直線Cm，Cpのように変化する。すなわち、メインポンプ２０２の吐出圧P3がPpfに上昇するまでは可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppは直線Cmのように直線比例的に上昇し（Pp＝P3）、吐出圧P3がPpfに達すると、出力圧Ppはそれ以上に上昇せず、直線CpのようにPpfに制限される。

メインポンプ２０２に係わるアクチュエータ３ａ，３ｅ，３ｈの操作レバーのいずれかが微操作されたときは、ＬＳ制御弁２１２ｂは図１の図示左側の位置からストロークして、Pls3がPgrに等しくなる中間位置に切り換わり、LS駆動圧力Px3はパイロットリリーフバルブ３２によって生成される一定のパイロット一次圧Ppilotとタンク圧の中間の圧力に上昇する（後述のブーム上げ微操作（ｂ）及び水平均し作業（ｆ））。LS駆動圧力Px3がタンク圧とパイロット一次圧Ppilotの中間の圧力にあるとき、可変絞り弁１１２ｈの開口面積は全閉と全開（最大）の中間の値となり、第１分圧回路１１２ｒの出力圧Pmは、メインポンプ２０２の吐出圧P3を第１固定絞り１１２ｉと可変絞り弁１１２ｈの開口面積の比で分圧した値に低下する。また、可変減圧弁１１２ｇの設定圧Ppは初期値のPpfからPpcに低下する。このためメインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇すると、可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppは直線Bm，Bpのように変化する。このときの直線Bmの傾き（出力圧Pmの変化割合）は直線Cmよりも小さく、直線Bpの圧力Ppcは直線Cpの圧力Ppfよりも低くなる。

メインポンプ２０２に係わるアクチュエータ３ａ，３ｅ，３ｈの全ての操作レバーが中立の場合、或いはそれらの操作レバーのいずれかが操作された場合でも、その操作量が極めて少なく、流量制御弁の要求流量がメインポンプ２０２の最小傾転角q3minで得られる最少流量よりも少ない場合には、ＬＳ制御弁２１２ｂは図１の図示左側の位置にあり（右方向のストロークエンド位置）、LS駆動圧力Px3は、パイロットリリーフバルブ３２によって生成される一定のパイロット一次圧Ppilotまで上昇する（後述の全操作レバー中立時の動作（ａ）及び吊り荷作業でのブーム上げ微操作（ｇ））。LS駆動圧力Px3がパイロット一次圧Ppilotまで上昇すると、可変絞り弁１１２ｈの開口面積は最大となり、第１分圧回路１１２ｒの出力圧Pmは最も低くなる。また、可変減圧弁１１２ｇの設定圧は最小のPpaとなる。このためメインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇すると、可変減圧弁１１２ｇの出力圧は直線Am，Apのように変化する。このとき直線Amの傾き（出力圧Pmの変化割合）は最も小さく、直線Apの圧力Ppaは最も低い圧力となる。

＜＜第２分圧回路１１２ｓ＞＞
図４Ｂにおいて、Pnは第２分圧回路１１２ｓの出力圧（第２固定絞り１１２ｋと第３固定絞り１１２ｌの間の油路１１２ｎの圧力）である。

第２分圧回路１１２ｓの出力圧Pnは、メインポンプ２０２の吐出圧P3を第２固定絞り１１２ｋと第３固定絞り１１２ｌの開口面積の比で分圧した圧力であり、この圧力は、メインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇すると、直線Anのように直線比例的に増加する。第２分圧回路１１２ｓの第２固定絞り１１２ｋの開口面積は第１分圧回路１１２ｒの第１固定絞り１１２ｉと同一じであり、第２分圧回路１１２ｓの第３固定絞り１１２ｌの開口面積は、LS駆動圧力Px3がパイロット一次圧Ppilotで、図１中右側の位置に切り換わったときの可変絞り弁１１２ｈの最大開口面積と同一である。このため直線Anは図４Ａの直線Amと同じ傾きの直線となる。

＜＜回路全体の出力特性＞＞
図４Ｃにおいて、P3tはトルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧である。

可変減圧弁１１２ｇの出力圧と第２分圧回路１１２ｓの出力圧の高圧側がトルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧としてシャトル弁１１２ｊにより選択され、出力される。このためメインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇するときのトルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧P3tの変化は、図４Ｃに示すようになる。すなわち、LS駆動圧力Px3がタンク圧であるときと、タンク圧とのパイロット一次圧Ppilotの中間の圧力に上昇したときは、図４Ａの直線Cm，Cp及び直線Bm，Bpの可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppが選択され、トルクフィードバック回路１１２ｖは、それぞれ、直線Cm，Cp及び直線Bm，Bpの設定となり直線Anの設定となる。また、LS駆動圧力Px3がパイロット一次圧Ppilotまで上昇したときは、図４Ｂの直線Anの第２分圧回路１１２ｓの出力圧Pnが選択され、トルクフィードバック回路１１２ｖは直線Anの設定となる。
る。

＜吸収トルクの模擬＞
次に、トルクフィードバック回路１１２ｖがメインポンプ２０２の吐出圧をメインポンプ２０２の吸収トルクを模擬するよう補正して出力するものであることについて、説明する。

メインポンプ２０２がロードセンシング制御により容量制御を行うとき、メインポンプ２０２の容量変更部材（斜板）の位置、すなわち容量（傾転角）は、LS駆動圧力が作用するＬＳ制御ピストン２１２ｃとメインポンプ２０２の吐出圧が作用するトルク制御ピストン２１２ｄのそれぞれが斜板を押す力の合力と、最大トルクを設定する付勢手段であるバネ２１２ｅが斜板を反対方向に押す力との釣り合いによって決まる。このためロードセンシング制御時のメインポンプ２０２の傾転角はLS駆動圧力によって変化するだけでなく、メインポンプ２０２の吐出圧の影響も受けて変化する。

図５は、レギュレータ２１２のLS駆動圧力Px3とメインポンプ２０２の吐出圧P3とメインポンプ２０２の傾転角q3との関係を示す図である。図５において、LS駆動圧力Px3がパイロット圧油供給路３１ｂの一定のパイロット一次圧Ppilot（最大）であるとき、メインポンプ２０２の傾転角q3は最小q3minであり、LS駆動圧力Px3が低下するにしたがってメインポンプ２０２の傾転角q3は、例えば直線R1で示すように増加し、LS駆動圧力Px3がタンク圧まで低下すると、メインポンプ２０２の傾転角q3は最大q3maxとなる。また、メインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇するにしたがってメインポンプ２０２の傾転角q3は直線R2，R3，R4のように減少する。

図６Ａは、メインポンプ２０２のレギュレータ２１２におけるトルク制御とロードセンシング制御の関係（メインポンプ２０２の吐出圧と傾転角とLS駆動圧力Px3との関係）を示す図であり、図６Ｂは、図６Ａの縦軸をメインポンプ２０２の吸収トルクに置き換えてトルク制御とロードセンシング制御の関係（メインポンプ２０２の吐出圧と吸収トルクとLS駆動圧力Px3との関係）を示した図である。

メインポンプ２０２に係わるアクチュエータ３ａ，３ｅ，３ｈの操作レバーのいずれかがフル操作され、メインポンプ２０２の吐出流量がサチレーション状態となり、LS駆動圧力Px3がタンク圧に等しくなる場合は（後述のブーム上げフル操作（ｃ））、メインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇するとき、メインポンプ２０２の傾転角q3は、図６Ａの特性Hq（Hqa，Hqb）のように変化し、メインポンプ２０２の吐出圧P3と傾転角q3との積に比例するメインポンプ２０２の吸収トルクT3は図６Ｂの特性HT（Hta，HTb）のように変化する。特性Hqの直線Hqaは図３Ｂの直線６０１に対応し、メインポンプ２０２の構造で決まる最大傾転角q3maxの特性である。特性Hqの曲線Hqbは図３Ｂの曲線６０２に対応し、バネ２１２ｅによって設定された最大トルクT3maxの特性である。メインポンプ２０２の吸収トルクT3がT3maxに達する前は傾転角q3は直線Hqaに示すようにq3maxで一定である（図６Ａ）。このときメインポンプ２０２の吸収トルクT3は直線Htaで示すように吐出圧P3が上昇するにしたがってほぼ直線的に増加する（図６Ｂ)。吸収トルクT3がT3maxに達すると曲線Hqbに示すように吐出圧P3が上昇するにしたがって傾転角q3は小さくなる（図６Ａ）。このときメインポンプ２０２の吸収トルクT3は曲線HTbに示すようにT3maxでほぼ一定となる（図６Ｂ)。

メインポンプ２０２に係わるアクチュエータ３ａ，３ｅ，３ｈの操作レバーのいずれかが微操作され、LS駆動圧力Px3がタンク圧とパイロット一次圧Ppilotの中間の圧力に上昇する場合は（後述のブーム上げ微操作（ｂ）及び水平均し作業（ｆ））、LS駆動圧力Px3がPx3b，Px3c，Px3dと高くなるにしたがって、メインポンプ２０２の傾転角q3は、図６Ａの曲線Iq，Jq，Kqのように変化し、これに対応してメインポンプ２０２の吸収トルクT3は図６Ｂの曲線IT（ITa，ITb），JT（JTa，JTb），KT（KTa，KTb）のように変化する。

すなわち、メインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇するとき、LS駆動圧力Px3が例えばPx3bと一定であっても、メインポンプ２０２の傾転角q3は上述したように曲線Iqのように吐出圧P3の上昇の影響を受けて低下するため、吐出圧P3の高圧側ではT3maxの曲線Hqb上の傾転角よりも小さい傾転角となる（図６Ａ）。その結果、メインポンプ２０２の吸収トルクT3は、吐出圧P3が上昇するにしたがって曲線ITaのように曲線HTaよりも緩やかな傾き（変化割合）で増加し、やがて曲線ITbに示すようにT3maxよりも小さい最大トルクT3bに達し、ほぼ一定となる（図６Ｂ)。ただし、傾転角q3はメインポンプ２０２の構造で決まる最小傾転角q3min以下にはならず、吸収トルクT3は最小傾転角q3minに対応した直線LTの最小トルクT3min以下にはならない。

LS駆動圧力Px3がPx3c，Px3dの場合も同様であり、傾転角q3は曲線Jq，Kqのように吐出圧P3の上昇の影響を受けて低下し、吐出圧P3の高圧側では曲線Iq上の傾転角よりも更に小さくなる（図６Ａ）。これに対応してメインポンプ２０２の吸収トルクT3は、吐出圧P3が上昇するにしたがって曲線JTa，KTaのように曲線ITaよりも更に緩やかな傾き（変化割合ITa＞JTa＞KTa）で増加し、曲線JTb，KTbに示すようにT3bよりも小さい最大トルクT3c，T3d（T3b＞T3c＞T3d）に達し、ほぼ一定となる（図６Ｂ)。ただし、この場合も、傾転角q3はメインポンプ２０２の構造で決まる最小傾転角q3min以下にはならず、吸収トルクT3は最小傾転角q3minに対応した直線LTの最小トルクT3min以下にはならない。
メインポンプ２０２に係わるアクチュエータ３ａ，３ｅ，３ｈの全ての操作レバーが中立の場合、或いはそれらの操作レバーのいずれかが操作された場合でも、その操作量が極めて少なく、流量制御弁の要求流量がメインポンプ２０２の最小傾転角q3minで得られる最少流量よりも少ない場合には（後述の全操作レバー中立時の動作（ａ）及び吊り荷作業でのブーム上げ微操作（ｇ））、メインポンプ２０２の傾転角q3は、図６Ａに直線Lqで示すようにメインポンプ２０２の構造で決まる最小傾転角q3minに保持され、これに対応してメインポンプ２０２の吸収トルクT3は最小トルクT3minとなり、この最小トルクT3minは図６Ｂの直線LTのように変化する。すなわち、最小トルクT3minは吐出圧P3が上昇するにしたがって直線LTのように最も小さい傾きで増加する。

図４Ｃに戻り、メインポンプ２０２の吐出圧P3の上昇時におけるトルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧P3tの増加割合は、図４Ｃの直線Cm，Bmで示すように、LS駆動圧力Px3が高くなるにしたがって小さくなり、トルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧P3tの最大値は、図４Ｃの直線Cp，Bpで示すように、LS駆動圧力Px3が高くなるにしたがって小さくなる。また、メインポンプ２０２が最小傾転角q3minにあるときのメインポンプ２０２の吐出圧P3の上昇時におけるトルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧P3tは、直線Anのように最も小さな傾き（増加割合）で増加する。

図４Ｃと図６Ｂの比較から分かるように、図４Ｃに示す直線Cm，Bm，Anの出力圧P3tの増加割合は、図６Ｂに示す曲線HTa，ITa，JTa，KTa，LTの吸収トルクの増加割合と同じように、LS駆動圧力Px3が上昇するにしたがって小さくなるように変化し、図４Ｃに示す直線Cp，Bpの出力圧P3tの最大値Ppfは、図６Ｂに示す曲線HTb，ITb，JTb，KTbの吸収トルクの最大値と同じようにLS駆動圧力Px3が上昇するにしたがって小さくなるように変化する。

すなわち、トルクフィードバック回路１１２ｖは、メインポンプ２０２（第２油圧ポンプ）がトルク制御の制限を受け、トルク制御の最大トルクT3maxで動作するときと、メインポンプ２０２がトルク制御の制限を受けず、ロードセンシング制御によって容量制御を行うときのいずれの場合にも、メインポンプ２０２の吐出圧をメインポンプ２０２の吸収トルクを模擬するよう補正して出力する。

〜油圧ショベル〜
図７は、上述した油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す図である。

図７において、作業機械としてよく知られている油圧ショベルは、下部走行体１０１と、上部旋回体１０９と、スイング式のフロント作業機１０４を備え、フロント作業機１０４は、ブーム１０４ａ、アーム１０４ｂ、バケット１０４ｃから構成されている。上部旋回体１０９は下部走行体１０１に対して旋回モータ３ｃによって旋回可能である。上部旋回体１０９の前部にはスイングポスト１０３が取り付けられ、このスイングポスト１０３にフロント作業機１０４が上下動可能に取り付けられている。スイングポスト１０３はスイングシリンダ３ｅの伸縮により上部旋回体１０９に対して水平方向に回動可能であり、フロント作業機１０４のブーム１０４ａ、アーム１０４ｂ、バケット１０４ｃはブームシリンダ３ａ，アームシリンダ３ｂ，バケットシリンダ３ｄの伸縮により上下方向に回動可能である。下部走行体１０２の中央フレームには、ブレードシリンダ３ｈの伸縮により上下動作を行うブレード１０６が取り付けられている。下部走行体１０１は、走行モータ３ｆ，３ｇの回転により左右の履帯１０１ａ，１０１ｂを駆動することによって走行を行う。

上部旋回体１０９にはキャノピータイプの運転室１０８が設置され、運転室１０８内には、運転席１２１、フロント／旋回用の左右の操作装置１２２，１２３（図７では左側のみ図示）、走行用の操作装置１２４ａ，１２４ｂ（図７では左側のみ図示）、図示しないスイング用の操作装置及びブレード用の操作装置、ゲートロックレバー２４等が設けられている。操作装置１２２，１２３の操作レバーは中立位置から十字方向を基準とした任意の方向に操作可能であり、左側の操作装置１２２の操作レバーを前後方向に操作するとき、操作装置１２２は旋回用の操作装置として機能し、同操作装置１２２の操作レバーを左右方向に操作するとき、操作装置１２２はアーム用の操作装置として機能し、右側の操作装置１２３の操作レバーを前後方向に操作するとき、操作装置１２３はブーム用の操作装置として機能し、同操作装置１２３の操作レバーを左右方向に操作するとき、操作装置１２３はバケット用の操作装置として機能する。

〜動作〜
次に、本実施の形態の動作を説明する。

まず、原動機１によって駆動される固定容量型のパイロットポンプ３０から吐出された圧油は、圧油供給路３１ａに供給される。圧油供給路３１ａには原動機回転数検出弁１３が接続されており、原動機回転数検出弁１３は流量検出弁５０と差圧減圧弁５１によりパイロットポンプ３０の吐出流量に応じた流量検出弁５０の前後差圧を絶対圧Pgr（目標LS差圧）として出力する。原動機回転数検出弁１３の下流にはパイロットリリーフバルブ３２が接続されており、パイロット圧油供給路３１ｂに一定の圧力（パイロット一次圧Ppilot）を生成している。

（ａ）全ての操作レバーが中立の場合
全ての操作装置の操作レバーが中立なので、全ての流量制御弁６ａ〜６ｊが中立位置となる。全ての流量制御弁６ａ〜６ｊが中立位置なので、第１負荷圧検出回路１３１，第２負荷圧検出回路１３２，第３負荷圧検出回路１３３は、それぞれ、最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3としてタンク圧を検出する。この最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3は、それぞれ、アンロード弁１１５，２１５，３１５と差圧減圧弁１１１，２１１，３１１に導かれる。
最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3がアンロード弁１１５，２１５，３１５に導かれることによって、第１、第２及び第３吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ，２０２ａの圧力P1，P2，P3は、最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3にアンロード弁１１５，２１５，３１５のそれぞれのバネの設定圧力Pun0を加算した圧力（アンロード弁セット圧）に保たれる。ここで、最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3は上述したようにそれぞれタンク圧であり、タンク圧はほぼ０ＭＰａである。このため、アンロード弁セット圧はバネの設定圧力Pun0に等しくなり、第１、第２及び第３吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ，２０２ａの圧力P1，P2，P3はPun0（最小吐出圧P3min）に保たれる。通常、Pun0は目標LS差圧である原動機回転数検出弁１３の出力圧Pgrよりも若干高く設定される（Pun0＞Pgr）。

差圧減圧弁１１１，２１１，３１１は、それぞれ、第１、第２及び第３圧油供給路１０５，２０５，３０５の圧力P1，P2，P3と最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3（タンク圧）との差圧（LS差圧）を絶対圧Pls1，Pls2，Pls3として出力する。最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3は上述したようにそれぞれタンク圧であるので、Pls1＝P1−Plmax1＝P1＝Pun0＞Pgr，Pls2＝P2−Plmax2＝P2＝Pun0＞Pgr，Pls3＝P3−Plmax3＝P3＝Pun0＞Pgrとなる。LS差圧Pls1，Pls2はレギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれ、Pls3はレギュレータ２１２のＬＳ制御弁２１２ｂに導かれる。

レギュレータ１１２において、低圧選択弁１１２ａに導かれたLS差圧Pls1，Pls2はそれらの低圧側が選択され、LS差圧Pls12としてＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。このとき、Pls1，Pls2のいずれが選択されても、Pls12＞Pgrであるので、ＬＳ制御弁１２２ｂは図１で左方向に押されて右側の位置に切り換わり、LS駆動圧力Px12はパイロットリリーフバルブ３２によって生成される一定のパイロット一次圧Ppilotまで上昇し、このパイロット一次圧PpilotがＬＳ制御ピストン１１２ｃに導かれる。ＬＳ制御ピストン１１２ｃにパイロット一次圧Ppilotが導かれるので、メインポンプ１０２の容量（流量）は最小に保たれる。

一方、レギュレータ２１２のＬＳ制御弁２１２ｂにLS差圧Pls3が導かれる。Pls3＞Pgrであるので、ＬＳ制御弁２１２ｂは図１で右方向に押されて左側の位置に切り換わり，LS駆動圧力Px3はパイロット一次圧Ppilotまで上昇し、このパイロット一次圧PpilotがＬＳ制御ピストン２１２ｃに導かれる。ＬＳ制御ピストン２１２ｃにパイロット一次圧Ppilotが導かれるので、メインポンプ２０２の容量（流量）は最小に保たれる。

また、全ての操作レバーが中立の場合には、LS駆動圧力Px3はパイロット一次圧Ppilotと等しくなるので、トルクフィードバック回路１１２ｖは、図４Ｃの直線Anの設定となる。また、このときメインポンプ２０２の吐出圧（第３吐出ポート２０２ａの圧力）P3は最小吐出圧のPun0であるので、トルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧は図４Ｃの直線An上のＡ点の圧力P3tminとなる。この圧力P3tminはトルクフィードバックピストン１１２ｆに導かれ、メインポンプ１０２の最大トルクは図３ＡのT12maxの設定となる。

（ｂ）ブーム操作レバーを入力した場合（微操作）
例えばブーム用の操作装置の操作レバー（ブーム操作レバー）をブームシリンダ３ａが伸長する向き、つまりブーム上げ方向に入力すると、ブームシリンダ３ａ駆動用の流量制御弁６ａ，６ｉが図１中で上方向に切り換わる。ここで、ブームシリンダ３ａ駆動用の流量制御弁６ａ，６ｉの開口面積特性は、図２Ｂを用いて説明したように流量制御弁６ａがメイン駆動用であり、流量制御弁６ｉがアシスト駆動用である。流量制御弁６ａ，６ｉは、操作装置のパイロットバルブによって出力された操作パイロット圧に応じてストロークする。

ブーム操作レバーが微操作で、流量制御弁６ａ，６ｉのストロークが図２ＢのＳ２以下の場合、ブーム操作レバーの操作量（操作パイロット圧）が増加していくと、メイン駆動用の流量制御弁６ａのメータイン通路の開口面積はゼロからＡ１に増加していく。一方、アシスト駆動用の流量制御弁６ｉのメータイン通路の開口面積はゼロに維持される。

このようにアシスト駆動用の流量制御弁６ｉは、ブーム上げ微操作では図１中で上方向に切り換わっても、メータイン通路は開かず、また、負荷検出ポートもタンクに接続されたままであり、第１負荷圧検出回路１３１は最高負荷圧Plmax1としてタンク圧を検出する。このためメインポンプ１０２の容量（流量）は全ての操作レバーが中立の場合と同様に最小に保たれる。

一方、流量切換弁６ａが図１中で上方向に切り換わると、ブームシリンダ３ａのボトム側の負荷圧が流量制御弁６ａの負荷ポートを介して第３負荷圧検出回路１３３によって最高負荷圧Plmax3として検出され、アンロード弁３１５と差圧減圧弁３１１に導かれる。最高負荷圧Plmax3がアンロード弁３１５に導かれることによって、アンロード弁３１５のセット圧は、最高負荷圧Plmax3（ブームシリンダ３ａのボトム側の負荷圧）にバネの設定圧力Pun0を加算した圧力に上昇し、第３圧油供給路３０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax3が差圧減圧弁３１１に導かれることによって、差圧減圧弁３１１は第３圧油供給路３０５の圧力P3と最高負荷圧Plmax3との差圧（LS差圧）を絶対圧Pls3として出力し、このPls3はＬＳ制御弁２１２ｂに導かれる。ＬＳ制御弁２１２ｂは、目標LS差圧Pgrと上記LS差圧Pls3を比較する。

ブーム上げ起動時の操作レバー入力直後は、ブームシリンダ３ａの負荷圧が第３圧油供給路３０５に伝わり両者の圧力差は殆ど無くなるから、LS差圧Pls3はほぼゼロに等しくなる。よって、Pls3＜Pgrの関係となるので、ＬＳ制御弁２１２ｂは図１中で左方向に切り換わり、ＬＳ制御ピストン２１２ｃの圧油をタンクに放出する。このためLS駆動圧力Px3は低下し、メインポンプ２０２の容量（流量）は増加する。このLS駆動圧力Px3の低下による流量増加はPls3＝Pgrになるまで継続し、Pls3＝Pgrとなった時点でLS駆動圧力Px3は、パイロットリリーフバルブ３２によって生成される一定のパイロット一次圧Ppilotとタンク圧の中間のある値に保持される。このようにメインポンプ２０２は、流量制御弁６ａの要求流量に応じて、必要な流量を必要な分だけ吐出する、いわゆるロードセンシング制御を行う。これによりブーム操作レバーの入力に応じた流量の圧油がブームシリンダ３ａのボトム側に供給され、ブームシリンダ３ａは伸長方向に駆動される。

また、LS駆動圧力Px3は、パイロット一次圧Ppilotとタンク圧の中間の圧力となるため、トルクフィードバック回路１１２ｖは、例えば図４Ｃの直線Bm，Bpで示す設定となる。このとき、ブーム上げの負荷圧は比較的高いため、メインポンプ２０２の吐出圧P3は図４Ｃの直線Bpの圧力まで上昇し、トルクフィードバック回路１１２ｖは、図４Ｃの直線Bp上の制限された圧力Ppcを出力する。トルクフィードバックピストン１１２ｆはメインポンプ１０２の最大トルクを、図３Ａの曲線５０２のT12maxからトルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧Ppc相当分だけ、T12maxよりも小さい値に減少させる。

例えば、ブーム上げ微操作で、メインポンプ２０２が図３ＢのＸ２点（P3a，q3b）で動作し、図４Ｃの直線Bp上のＤ点がＸ２点に対応するとき、トルクフィードバック回路１１２ｖは、メインポンプ２０２の吐出圧P3aを、Ｘ２点の吸収トルクT3gを模擬するよう補正して出力し（出力圧Ppc）、トルクフィードバックピストン１１２ｆはメインポンプ１０２の最大トルクを、図３Ａの曲線５０２のT12maxから曲線５０４のT12max−T3gsへと減少させる（T3gs≒T3g）。

これにより、ブーム上げ微操作の単独操作から、ブーム上げ微操作とメインポンプ１０２に係わるアクチュエータのいずれかのを駆動する操作との複合操作（例えば後述する水平均し作業）に移行した場合で、当該アクチュエータの操作レバーをフル操作した場合でも、第１トルク制御部は、メインポンプ１０２の吸収トルクがT12max−T3gsを超えないようにメインポンプ１０２の傾転角を制御し、メインポンプ１０２，２０２の吸収トルクの合計は最大トルクT12maxを超えないようになり、原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができる。

（ｃ）ブーム操作レバーを入力した場合（フル操作）
例えばブーム操作レバーをブームシリンダ３ａが伸長する向き、つまりブーム上げ方向にフルに操作した場合、ブームシリンダ３ａ駆動用の流量制御弁６ａ，６ｉが図１中で上方向に切り換わり、図２Ｂに示したように、流量制御弁６ａ，６ｉのスプールストロークはＳ２以上となり、流量制御弁６ａのメータイン通路の開口面積はＡ１に保たれ、流量制御弁６ｉのメータイン通路の開口面積はＡ２となる。

前述したように、ブームシリンダ３ａの負荷圧は流量制御弁６ａの負荷ポートを介して第３負荷圧検出回路１３３によって最高負荷圧Plmax3として検出され、この最高負荷圧Plmax3に応じてメインポンプ２０２の吐出流量はPls3がPgrに等しくなるように制御され、メインポンプ２０２からブームシリンダ３ａのボトム側に圧油が供給される。

一方、ブームシリンダ３ａのボトム側の負荷圧は、流量制御弁６ｉの負荷ポートを介して第１負荷圧検出回路１３１によって最高負荷圧Plmax1として検出され、アンロード弁１１５と差圧減圧弁１１１に導かれる。最高負荷圧Plmax1がアンロード弁１１５に導かれることによって、アンロード弁１１５のセット圧は、最高負荷圧Plmax1（ブームシリンダ３ａのボトム側の負荷圧）にバネの設定圧力Pun0を加算した圧力に上昇し、第１圧油供給路１０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax1が差圧減圧弁１１１に導かれることによって、差圧減圧弁１１１は第１圧油供給路１０５の圧力P1と最高負荷圧Plmax1との差圧（LS差圧）を絶対圧Pls1として出力する。このPls1はレギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれ、低圧選択弁１１２ａによってPls1とPls2の低圧側が選択される。

ブーム上げ起動時の操作レバー入力直後は、ブームシリンダ３ａの負荷圧が第１圧油供給路１０５に伝わり両者の圧力の差は殆ど無くなるから、LS差圧Pls1はほぼゼロに等しくなる。一方、このとき、Pls2は操作レバーの中立時と同様、Pgrよりも大きな値に保たれている（Pls2＝P2−Plmax2＝P2＝Pun0＞Pgr）。よって、低圧選択弁１１２ａではPls1が低圧側のLS差圧Pls12として選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。ＬＳ制御弁１１２ｂは、目標LS差圧PgrとLS差圧Pls1を比較する。この場合、上記のようにLS差圧Pls1はほぼゼロに等しく、Pls1＜Pgrの関係となるので、ＬＳ制御弁１１２ｂは図１中で右方向に切り換わり、ＬＳ制御ピストン１１２ｃの圧油をタンクに放出する。このためLS駆動圧力Px3が低下し、メインポンプ１０２の容量（流量）は増加してゆき、メインポンプ１０２の流量はPls1がPgrに等しくなるように制御される。これによりメインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａからブームシリンダ３ａのボトム側に圧油が供給され、ブームシリンダ３ａは、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａとメインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａからの合流した圧油により伸長方向に駆動される。

このとき、第２圧油供給路２０５には、第１圧油供給路１０５に供給される圧油と同じ流量の圧油が供給されるが、その圧油は余剰流量としてアンロード弁２１５を介してタンクに戻される。ここで、第２負荷圧検出回路１３２は最高負荷圧Plmax2としてタンク圧を検出しているため、アンロード弁２１５のセット圧はバネの設定圧力Pun0に等しくなり、第２圧油供給路２０５の圧力P2はPun0の低圧に保たれる。これにより余剰流量がタンクに戻るときのアンロード弁２１５の圧損が低減し、エネルギーロスの少ない運転が可能となる。

ここで、メインポンプ２０２は、流量制御弁６ａの要求流量に応じて流量を吐出するが、その要求流量が最大トルクT3（図３Ｂ)で制限される流量以上であるときは、メインポンプ２０２の吐出流量が要求流量に対して不足し、検出したLS差圧Pls3が目標LS差圧Pgrに達しない、いわゆるサチレーション状態となる場合がある。サチレーション状態となった場合、Pls3＜Pgrであり、ＬＳ制御弁２１２ｂは図１の図示右側の位置に切り換わるため、ＬＳ制御ピストン２１２ｃの圧油はＬＳ制御弁２１２ｂを介してタンクに放出され、LS駆動圧力Px3はタンク圧に等しくなる。このためトルクフィードバック回路１１２ｖは、図４Ｃの直線Cmと直線Cpで示す設定となり、前述したようにブーム上げの負荷圧は比較的高いため、メインポンプ２０２の吐出圧P3は図４Ｃの直線Cpの圧力まで上昇し、トルクフィードバック回路１１２ｖは、図４Ｃの直線Cp上の制限された圧力Ppfを出力する。トルクフィードバックピストン１１２ｆはメインポンプ１０２の最大トルクを、図３Ａの曲線５０２のT12maxからトルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧Ppf相当分だけ、T12maxよりも小さい値に減少させる。

例えば、ブーム上げのフル操作で、メインポンプ２０２が図３Ｂの最大トルクT3maxの曲線６０２上のＸ１点（P3a，q3a）で動作し、図４Ｃの直線Cp上のＧ点がＸ１点に対応するとき、トルクフィードバック回路１１２ｖは、メインポンプ２０２の吐出圧P3aを、Ｘ１点の吸収トルクT3maxを模擬するよう補正して出力し（出力圧Ppf）、トルクフィードバックピストン１１２ｆはメインポンプ１０２の最大トルクを、図３Ａの曲線５０２のT12maxから曲線５０３のT12max−T3maxへと減少させる。

これにより第１トルク制御部は、メインポンプ１０２の吸収トルクがT12max−T3maxを超えないようにメインポンプ１０２の傾転角を制御し、メインポンプ１０２，２０２の吸収トルクの合計は最大トルクT12maxを超えないようになり、原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができる。

（ｄ）アーム操作レバーを入力した場合（微操作）
例えばアーム用の操作装置の操作レバー（アーム操作レバー）をアームシリンダ３ｂが伸長する向き、つまりアームクラウド方向に入力すると、アームシリンダ３ｂ駆動用の流量制御弁６ｂ，６ｊが図１中で下方向に切り換わる。ここで、アームシリンダ３ｂ駆動用の流量制御弁６ｂ，６ｊの開口面積特性は、図２Ｂを用いて説明したように流量制御弁６ｂがメイン駆動用であり、流量制御弁６ｊがアシスト駆動用である。流量制御弁６ｂ，６ｊは、操作装置のパイロットバルブによって出力された操作パイロット圧に応じてストロークする。

アーム操作レバーが微操作で、流量制御弁６ｂ，６ｊのストロークが図２ＢのＳ２以下の場合、アーム操作レバーの操作量（操作パイロット圧）が増加していくと、メイン駆動用の流量制御弁６ｂのメータイン通路の開口面積はゼロからＡ１に増加していく。一方、アシスト駆動用の流量制御弁６ｊのメータイン通路の開口面積はゼロに維持される。

流量切換弁６ｂが図１中で下方向に切り換わると、アームシリンダ３ｂのボトム側の負荷圧が流量制御弁６ｂの負荷ポートを介して第２負荷圧検出回路１３２によって最高負荷圧Plmax2として検出され、アンロード弁２１５と差圧減圧弁２１１に導かれる。最高負荷圧Plmax2がアンロード弁２１５に導かれることによって、アンロード弁２１５のセット圧は、最高負荷圧Plmax2（アームシリンダ３ｂのボトム側の負荷圧）にバネの設定圧力Pun0を加算した圧力に上昇し、第２圧油供給路２０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax2が差圧減圧弁２１１に導かれることによって、差圧減圧弁２１１は第２圧油供給路２０５の圧力P2と最高負荷圧Plmax2との差圧（LS差圧）を絶対圧Pls2として出力し、このPls2はレギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。低圧選択弁１１２ａはPls1とPls2の低圧側を選択する。

アームクラウド起動時の操作レバー入力直後は、アームシリンダ３ｂの負荷圧が第２圧油供給路２０５に伝わり両者の圧力の差は殆ど無くなるから、LS差圧Pls2はほぼゼロに等しくなる。一方、このとき、Pls1は操作レバーの中立時と同様、Pgrよりも大きな値に保たれている（Pls1＝P1−Plmax1＝P1＝Pun0＞Pgr）。よって、低圧選択弁１１２ａはPls2を低圧側のLS差圧Pls12として選択し、Pls2がＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。ＬＳ制御弁１１２ｂは、目標LS差圧である原動機回転数検出弁１３の出力圧PgrとPls2を比較する。この場合、上記のようにLS差圧Pls2はほぼゼロに等しく、Pls2＜Pgrの関係となるので、ＬＳ制御弁１１２ｂは図１中で右方向に切り換わり、ＬＳ制御ピストン１１２ｃの圧油をタンクに放出する。このためメインポンプ１０２の容量（流量）は増加してゆき、その流量増加はPls2＝Pgrになるまで継続する。これによりメインポンプ１０２の第２吐出ポート１０２ｂからアーム操作レバーの入力に応じた流量の圧油がアームシリンダ３ｂのボトム側に供給され、アームシリンダ３ｂは伸長方向に駆動される。

このとき、第１圧油供給路１０５に、第２圧油供給路２０５に供給される圧油と同じ流量の圧油が供給され、その圧油は余剰流量としてアンロード弁１１５を介してタンクに戻される。ここで、第１負荷圧検出回路１３１は最高負荷圧Plmax1としてタンク圧を検出するため、アンロード弁１１５のセット圧はバネの設定圧力Pun0に等しくなり、第１圧油供給路１０５の圧力P1はPun0の低圧に保たれる。これにより余剰流量がタンクに戻るときのアンロード弁１１５の圧損が低減し、エネルギーロスの少ない運転が可能となる。

また、このときは、メインポンプ２０２に係わるアクチュエータは駆動されていないので、全ての操作レバーが中立の場合と同様、トルクフィードバック回路１１２ｖは、図４Ｃの直線Anの設定となり、メインポンプ１０２の最大トルクは図３ＡのT12maxの設定となる。

（ｅ）アーム操作レバーを入力した場合（フル操作）
例えばアーム操作レバーをアームシリンダ３ｂが伸長する向き、つまりアームクラウド方向にフルに操作した場合、アームシリンダ３ｂ駆動用の流量制御弁６ｂ，６ｊが図１中で下方向に切り換わり、図２Ｂに示したように、流量制御弁６ｂ，６ｊのスプールストロークはＳ２以上となり、流量制御弁６ｂのメータイン通路の開口面積はＡ１に保たれ、流量制御弁６ｊのメータイン通路の開口面積はＡ２となる。

上記（ｄ）で説明したように、アームシリンダ３ｂのボトム側の負荷圧が流量制御弁６ｂの負荷ポートを介して第２負荷圧検出回路１３２によって最高負荷圧Plmax2として検出され、アンロード弁２１５が第２圧油供給路２０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax2が差圧減圧弁２１１に導かれることによって、LS差圧Pls2が出力され、レギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。

一方、アームシリンダ３ｂのボトム側の負荷圧は、流量制御弁６ｊの負荷ポートを介して第１負荷圧検出回路１３１によって最高負荷圧Plmax1（＝Plmax2）として検出され、アンロード弁１１５と差圧減圧弁１１１に導かれる。最高負荷圧Plmax1がアンロード弁１１５に導かれることによって、アンロード弁１１５は第１圧油供給路１０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax1が差圧減圧弁１１１に導かれることによって、LS差圧Pls1（＝Pls2）がレギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。

アームクラウド起動時の操作レバー入力直後は、アームシリンダ３ｂの負荷圧が第１及び第２圧油供給路１０５，２０５に伝わり両者の圧力の差は殆ど無くなるから、LS差圧Pls1，Pls2は、共に、ほぼゼロに等しくなる。よって、低圧選択弁１１２ａは、Pls1とPls2のいずれかを低圧側のLS差圧Pls12として選択し、Pls12がＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。この場合、上記のようにPls1，Pls2は、共に、ほぼゼロに等しく、Pls12＜Pgrであるので、ＬＳ制御弁１１２ｂは図１中で右方向に切り換わり、ＬＳ制御ピストン１１２ｃの圧油をタンクに放出する。このためメインポンプ１０２の容量（流量）は増加してゆき、その流量増加はPls12＝Pgrになるまで継続する。これによりメインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂからアームシリンダ３ｂのボトム側にアーム操作レバーの入力に応じた流量の圧油が供給され、アームシリンダ３ｂは第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂからの合流した圧油により伸長方向に駆動される。

また、このときも、メインポンプ２０２に係わるアクチュエータは駆動されていないので、全ての操作レバーが中立の場合と同様、トルクフィードバック回路１１２ｖは、図４Ｃの直線Anの設定となり、メインポンプ１０２の最大トルクは図３ＡのT12maxの設定となる。これにより第１トルク制御部は、メインポンプ１０２の吸収トルクが最大トルクT12maxを超えないようにメインポンプ１０２の傾転角を制御し、アームシリンダ３ｂの負荷が増加した場合に原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができる。

（ｆ）水平均し作業をした場合
水平均し作業はブーム上げ微操作とアームクラウドのフル操作との組み合わせとなる。アクチュエータとしては、アームシリンダ３ｂが伸長し、ブームシリンダ３ａが伸長する動作である。

水平均し作業では、ブーム上げは微操作なので、上記（ｂ）で説明したように、ブームシリンダ３ａのメイン駆動用の流量制御弁６ａのメータイン通路の開口面積はＡ１以下となり、アシスト駆動用の流量制御弁６ｉのメータイン通路の開口面積はゼロに維持される。ブームシリンダ３ａの負荷圧は流制御弁６ａの負荷ポートを介して第３負荷圧検出回路１３３によって最高負荷圧Plmax3として検出され、アンロード弁３１５が第３圧油供給路３０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax3がメインポンプ２０２のレギュレータ２１２にフィードバックされ、メインポンプ２０２の容量（流量）が流量制御弁６ａの要求流量（開口面積）に応じて増加し、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａからブーム操作レバーの入力に応じた流量の圧油がブームシリンダ３ａボトム側に供給され、ブームシリンダ３ａは第３吐出ポート２０２ａからの圧油により伸長方向に駆動される。

一方、アーム操作レバーはフル入力となるので、上記（ｅ）で説明したように、アームシリンダ３ｂのメイン駆動用の流量制御弁６ｂとアシスト駆動用の流量制御弁６ｊのそれぞれのメータイン通路の開口面積はＡ１，Ａ２となる。アームシリンダ３ｂの負荷圧は、流量制御弁６ｂ，６ｊの負荷ポートを介して第１及び第２負荷圧検出回路１３１，１３２によって最高負荷圧Plmax1，Plmax2（Plmax1＝Plmax2）として検出され、アンロード弁１１５，２１５がそれぞれ第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax1，Plmax2がメインポンプ１０２のレギュレータ１１２にフィードバックされ、メインポンプ１０２の容量（流量）が流量制御弁６ｂ，６ｊの要求流量に応じて増加し、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂからアームシリンダ３ｂのボトム側にアーム操作レバーの入力に応じた流量の圧油が供給され、アームシリンダ３ｂは第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂからの合流した圧油により伸長方向に駆動される。

ここで、水平均し作業の場合、通常アームシリンダ３ｂの負荷圧は低く、ブームシリンダ３ａの負荷圧は高いことが多い。本実施の形態では、水平均し作業では、ブームシリンダ３ａを駆動する油圧ポンプはメインポンプ２０２、アームシリンダ３ｂを駆動する油圧ポンプはメインポンプ１０２というように、負荷圧の異なるアクチュエータを駆動するポンプが別個になるので、１つのポンプで負荷圧の異なる複数のアクチュエータを駆動する従来技術の１ポンプロードセンシングシステムの場合のように、低負荷側の圧力補償弁７ｂでの絞り圧損による無駄なエネルギー消費を発生させることはない。

また、ブーム上げは微操作であるため、（ｂ）で説明したように、トルクフィードバック回路１１２ｖは、例えば図４Ｃの直線Bm，Bpで示す設定となり、メインポンプ２０２が図３ＢのＸ２点（P3a，q3b）で動作し、図４Ｃの直線Bp上のＤ点がＸ２点に対応するとき、トルクフィードバック回路１１２ｖは、メインポンプ２０２の吐出圧P3aを、Ｘ２点の吸収トルクT3gを模擬するよう補正して出力し（出力圧Ppc）、トルクフィードバックピストン１１２ｆはメインポンプ１０２の最大トルクを、図３Ａの曲線５０２のT12maxから曲線５０４のT12max−T3gsへと減少させる（T3gs≒T3g）。

これにより、水平均し作業でアーム操作レバーをフル操作した場合でも、第１トルク制御部は、メインポンプ１０２の吸収トルクがT12max−T3gsを超えないようにメインポンプ１０２の傾転角を制御し、メインポンプ１０２，２０２の吸収トルクの合計は最大トルクT12maxを超えないようになり、原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができる。

（ｇ）吊り荷作業でブーム上げ微操作をした場合
吊り荷作業とは、バケットに設けたフックにワイヤを取り付けて、そのワイヤで荷を吊り上げて別の場所に移動する作業である。この吊り荷作業でブーム上げ微操作を行う場合も、上記（ｂ）或いは（ｆ）で説明したように、レギュレータ２１２のロードセンシング制御によりメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａからブームシリンダ３ａボトム側に圧油が供給され、ブームシリンダ３ａは伸長方向に駆動される。ただし、吊り荷作業におけるブーム上げは極めて慎重を要する作業であるため、操作レバーの操作量は極めて少なく、流量制御弁の要求流量がメインポンプ２０２の最小傾転角q3minで得られる最少流量よりも少ない場合がある。この場合、Pls3＞Pgrで、ＬＳ制御弁２１２ｂは図１の図示左側の位置にあり、LS駆動圧力Px3は、パイロットリリーフバルブ３２によって生成される一定のパイロット一次圧Ppilotと等しくなるので、上記（ａ）の全ての操作レバーが中立にある場合と同様、トルクフィードバック回路１１２ｖは、図４Ｃの直線An（＝Am）で示す最小傾転の設定となる。

ここで、吊り荷作業の荷の重量は重く、メインポンプ２０２の吐出圧P3は例えば図４Ｃの直線An上のＨ点のように高圧となる場合が多い。また、吊り荷作業では、ブーム上げ微操作と同時に旋回モータ３ｃを駆動して吊り荷の旋回方向の位置を変えたり、アームシリンダ３ｂを駆動して吊り荷の前後方向の位置を変えることがある。このようなブーム上げ微操作と旋回或いはアームの複合動作では、メインポンプ１０２からも圧油が吐出され、メインポンプ１０２とメインポンプ２０２の両方で原動機１の馬力が消費される。

本実施の形態において、もし、トルクフィードバック回路１１２ｖに第２分圧回路１１２ｓが設けられていない場合は、図４Ａで示すように、トルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧は、可変減圧弁１１２ｇの出力圧である油路１１２ｐの圧力Ppaに制限され、トルクフィードバック回路１１２ｖは図４ＣのＨ点の圧力よりも低い圧力Ppaを出力する。このようにメインポンプ２０２の吸収トルクをメインポンプ１０２側に正確にフィードバックすることができない場合は、メインポンプ１０２とメインポンプ２０２の合計の消費トルクが過大となり、エンジンストールが発生するおそれがある。

本実施の形態では、第２分圧回路１１２ｓが設けられているので、メインポンプ２０２の吐出圧P3が図４Ｃの直線An上のＨ点のように高圧となる場合でも、トルクフィードバック回路１１２ｖにＨ点に対応した圧力Pphが出力され、その分、メインポンプ１０２の最大トルクが減少するよう制御される。このようにメインポンプ２０２の吸収トルクがメインポンプ１０２側に正確にフィードバックされるため、吊り荷作業でブーム上げ微操作と旋回或いはアームの複合動作を行った場合でも、メインポンプ１０２とメインポンプ２０２の合計の消費トルクが過大とならず、エンジンストールを防止することができる。

（ｈ）排土作業
走行しながらブレード１０６を操作して土砂を移動する排土作業では、走行モータ３ｆ，３ｇとブレードシリンダ１０６とを同時に駆動する複合操作となる。この場合、ブレード操作レバーを操作すると、例えば前述したブーム上げの微操作（ｂ）と同様、メインポンプ２０２の容量（流量）が流量制御弁６ｈの要求流量（開口面積）に応じて増加し、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａからブレード操作レバーの入力に応じた流量の圧油がブレードシリンダ３ｈに供給され、ブレードシリンダ３ｈは第３吐出ポート２０２ａからの圧油により駆動される。

この排土作業において、メインポンプ２０２が図３ＤのＸ３点（P3c，q3c、）で動作するときは、LS駆動圧力Px3がパイロット一次圧Ppilotとタンク圧の中間の圧力にあるときであり、トルクフィードバック回路１１２ｖは、例えば図４Ｃの直線Bm，Bpで示す設定となり、メインポンプ２０２の吐出圧（例えばP3c）を、メインポンプ２０２の吸収トルク（例えばT3h）を模擬するよう補正して出力し（例えば図４ＣのＢ点の出力圧Ppb）、トルクフィードバックピストン１１２ｆはメインポンプ１０２の最大トルクを、図３Ｃの曲線５０２のT12maxから曲線５０５の吸収トルク（例えばT12max−T3hs）へと減少させる（T3hs≒T3h）。

これにより第１トルク制御部は、メインポンプ１０２の吸収トルクがT12max−T3hsを超えないようにメインポンプ１０２の傾転角を制御し、メインポンプ１０２，２０２の吸収トルクの合計は最大トルクT12maxを超えないようになり、原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができる。

〜効果〜
以上のように構成した本実施の形態においては、メインポンプ２０２（第２油圧ポンプ）がトルク制御の制限を受け、トルク制御の最大トルクT3maxで動作する運転状態にあるときは勿論のこと、メインポンプ２０２がトルク制御の制限を受けず、ロードセンシング制御によって容量制御を行う運転状態にある場合であっても、トルクフィードバック回路１１２ｖによりメインポンプ２０２の吐出圧P3がメインポンプ２０２の吸収トルクを模擬するよう補正され、この補正した吐出圧P3t分、トルクフィードバックピストン１１２ｆ（第３トルク制御アクチュエータ）により最大トルクT12maxが減少するよう補正される。これによりメインポンプ２０２の吸収トルクは純油圧的な構成（トルクフィードバック回路１１２ｖ）で精度良く検出され、その吸収トルクをメインポンプ１０２側にフィードバックすることで、全トルク制御を精度良く行い、原動機１の定格出力トルクTerateを有効利用することができる。

図８は、本実施の形態の上述した効果を説明するための比較例を示す図である。この比較例は、図１に示す本発明の第１の実施の形態におけるレギュレータ１１２のトルクフィードバック回路１１２ｖを減圧弁１１２ｗ（特許文献２に記載の減圧弁１４に相当）に置き換えたものである。

図８に示す比較例では、減圧弁１１２ｗの設定圧は一定であり、この設定圧は、図１の可変減圧弁１１２ｇの設定圧の初期値Ppfと同じ値に設定されている。この場合、メインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇するとき、減圧弁１１２ｗの出力圧は、LS駆動圧力Px3如何に係わらず、図４Ｃの直線Cm，Cpのように変化する。

この比較例において、例えばブーム上げのフル操作（ｃ）のように、メインポンプ２０２が図３Ｂの最大トルクT3maxの曲線６０２上のＸ１点（P3a、q3a）で動作しLS駆動圧力Px3がタンク圧であるときは、減圧弁１１２ｗは、図１のトルクフィードバック回路１１２ｖの可変減圧弁１１２ｇと同様、メインポンプ２０２の吐出圧を図４Ｃの直線Cp上の圧力Ppfに補正して出力し、トルクフィードバックピストン１１２ｆは、メインポンプ１０２の最大トルクを、図３Ａに曲線５０３で示すように、T12maxからT12max−T3maxへと減少させる。このようにメインポンプ２０２が図３ＢのＸ１点のように最大トルクT3maxの曲線６０２上で動作する場合は、比較例１によっても本実施の形態と同様の効果が得られる。

しかし、水平均し作業（ｆ）のように、メインポンプ２０２が図３ＢのＸ２点（P3a，q3b）で動作しLS駆動圧力Px3がパイロット一次圧Ppilotとタンク圧の中間の圧力にあるときは、本実施の形態の効果は得られない。すなわち、比較例では、この場合もメインポンプ２０２がＸ１点で動作するときと同様、減圧弁１１２ｗは、メインポンプ２０２の吐出圧を図４Ｃの直線Cp上の圧力Ppfに補正して出力する。このためメインポンプ２０２の吸収トルクはT3maxよりも小さいT3gであるのにも係わらず、トルクフィードバックピストン１１２ｆは、メインポンプ１０２の最大トルクを図３Ａに曲線５０３で示すように、T12maxからT12max−T3maxへと必要以上に減少させてしまう。

また、メインポンプ２０２が図３ＤのＸ３点（P3c，q3c、）で動作しLS駆動圧力Px3がパイロット一次圧Ppilotとタンク圧の中間の圧力にあるときも、本実施の形態の効果は得られない。すなわち、比較例では、この場合は、最大傾転角q3maxの直線６０１上のＸ４点で動作するときと同様、メインポンプ２０２の吐出圧を例えば図４Ｃの直線Cm上の圧力に補正して出力する。このためメインポンプ２０２の吸収トルクはT3iよりも小さいT3hであるのにも係わらず、トルクフィードバックピストン１１２ｆは、メインポンプ１０２の最大トルクを、図３Ｃに曲線５０６で示すようにT12maxからT12max−T3isへと必要以上に減少させてしまう（T3is≒T3i）。

前述したように、本実施の形態では、水平均し作業（ｆ）のように、メインポンプ２０２が図３ＢのＸ２点（P3a，q3b）で動作しLS駆動圧力Px3がパイロット一次圧Ppilotとタンク圧の中間の圧力にあるときは、前述したように、トルクフィードバック回路１１２ｖは、例えば図４Ｃの直線Bm，Bpで示す設定となり、トルクフィードバック回路１１２ｖは、メインポンプ２０２の吐出圧（例えばP3a）を、メインポンプ２０２の吸収トルク（例えばT3g）を模擬するよう補正して出力し（例えば図４ＣのＤ点の出力圧Ppc）、トルクフィードバックピストン１１２ｆはメインポンプ１０２の最大トルクを、図３Ａの曲線５０２のT12maxから曲線５０４の吸収トルク（例えばT12max−T3gs）へと減少させる（T3gs≒T3g）。その結果、メインポンプ２０２が利用できる吸収トルクは比較例のT12max−T3maxよりも多くなる。

また、排土作業（ｈ）のように、メインポンプ２０２が図３ＤのＸ３点（P3c，q3c、）で動作しLS駆動圧力Px3がパイロット一次圧Ppilotとタンク圧の中間の圧力にあるときは、トルクフィードバック回路１１２ｖは、例えば図４Ｃの直線Bm，Bpで示す設定となり、トルクフィードバック回路１１２ｖは、メインポンプ２０２の吐出圧（例えばP3c）を、メインポンプ２０２の吸収トルク（例えばT3h）を模擬するよう補正して出力し（例えば図４ＣのＢ点の出力圧Ppb）、トルクフィードバックピストン１１２ｆはメインポンプ１０２の最大トルクを、図３Ｃの曲線５０２のT12maxから曲線５０５の吸収トルク（例えばT12max−T3hs）へと減少させる（T3hs≒T3h）。その結果、この場合も、メインポンプ２０２が利用できる吸収トルクは比較例のT12max−T3isよりも多くなる。

このように本実施の形態では、トルクフィードバック回路１１２ｖによってメインポンプ２０２の吸収トルクT3max或いはT3g或いはT3hを精度良くメインポンプ１０２側にフィードバックすることで、原動機１の停止（エンジンストール）を防止する全馬力制御を精度良く行うことができ、原動機１が有する出力トルクTerateを有効に利用することができる。

また、本実施の形態では、第２分圧回路１１２ｓが設けられているので、メインポンプ２０２の吐出圧P3が図４Ｃの直線An上のＨ点のように高圧となる場合でも、トルクフィードバック回路１１２ｖはＨ点に対応した圧力Pphを出力し、その分、メインポンプ１０２の最大トルクが減少するよう制御される。このようにメインポンプ２０２が最小傾転角で動作するときも、メインポンプ２０２の吸収トルクがメインポンプ１０２側に正確にフィードバックされるため、吊り荷作業でブーム上げ微操作と旋回或いはアームの複合動作を行った場合に、メインポンプ１０２とメインポンプ２０２の合計の消費トルクが過大とならず、エンジンストールを防止することができる。

＜第２の実施の形態＞
図９は、本発明の第２の実施の形態に係わる油圧ショベル（建設機械）の油圧駆動装置を示す図である。

図９において、本実施の形態の油圧駆動装置の第１の実施の形態との相違点は、メインポンプ１０２のレギュレータ１１２Ａのトルクフィードバック回路１１２Ａｖが、第１の実施の形態のトルクフィードバック回路１１２ｖに備えられていた第１分圧回路１１２ｒを備えていない点である。

すなわち、本実施の形態のトルクフィードバック回路１１２Ａｖは、メインポンプ２０２の吐出圧（第３圧油供給路３０５の圧力）p3が導かれ、メインポンプ２０２の吐出圧p3が設定圧以下であるときは、メインポンプ２０２の吐出圧p3をそのまま出力し、メインポンプ２０２の吐出圧p3が設定圧より高いときは、メインポンプ２０２の吐出圧p3を設定圧に減圧して出力する可変減圧弁１１２ｇと、メインポンプ２０２の吐出圧p3が導かれる第２固定絞り１１２ｋ、この第２固定絞り１１２ｋの下流側に位置し、下流側がタンクに接続された第３固定絞り１１２ｌを有し、第２固定絞り１１２ｋと第３固定絞り１１２ｌとの間の油路１１２ｎの圧力を出力する分圧回路１１２ｓと、可変減圧弁１１２ｇの出力圧と分圧回路１１２ｓの出力圧の高圧側を選択して出力するシャトル弁（高圧選択弁）１１２ｊとを備えている。

図１０Ａは、トルクフィードバック回路１１２Ａｖの可変減圧弁１１２ｇの出力特性を示す図であり、図１０Ｂは、可変減圧弁１１２ｇと分圧回路１１２ｓとシャトル弁１１２ｊとを組み合わせたトルクフィードバック回路１１２Ａｖ全体の出力特性を示す図である。

図１０Ａにおいて、LS駆動圧力Px3がタンク圧であるとき、可変減圧弁１１２ｇの設定圧は初期値のPpfである。このためメインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇すると、可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppは直線Cm，Cpのように変化する。すなわち、メインポンプ２０２の吐出圧P3がPpfに上昇するまでは可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppは直線Cmのように直線比例的に上昇し（Pp＝P3）、吐出圧P3がPpfに達すると、出力圧Ppはそれ以上に上昇せず、直線CpのようにPpfに制限される。

LS駆動圧力Px3がタンク圧とパイロット一次圧Ppilotの中間の圧力にあるとき、可変減圧弁１１２ｇの設定圧Ppは初期値のPpfからPpcに低下する。このためメインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇すると、可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppは直線Cm1，Bpのように変化する。すなわち、メインポンプ２０２の吐出圧P3がPpcに上昇するまでは可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppは直線Cm1のように直線比例的に上昇し（Pp＝P3）、吐出圧P3がPpcに達すると、出力圧Ppはそれ以上に上昇せず、直線Bpのように、直線Cpの圧力Ppfよりも低いPpcに制限される。

LS駆動圧力Px3がパイロット一次圧Ppilotまで上昇すると、可変減圧弁１１２ｇの設定圧は最小のPpaとなる。このためメインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇すると、可変減圧弁１１２ｇの出力圧は直線Cm2，Apのように変化する。すなわち、メインポンプ２０２の最少吐出圧以上の全範囲において、可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppは直線Apのように、最も低い圧力Ppaに制限される。

分圧回路１１２ｓの出力特性は第１の実施の形態の第２分圧回路１１２ｓと同じであり、分圧回路の出力圧Pnは、図４Ｂに直線Anで示した通り、メインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇すると直線比例的に増加する。

図１０Ｂにおいて、可変減圧弁１１２ｇの出力圧と分圧回路１１２ｓの出力圧の高圧側がトルクフィードバック回路１１２Ａｖの出力圧としてシャトル弁１１２ｊにより選択され、出力される。このためメインポンプ２０２の吐出圧P3が上昇するときのトルクフィードバック回路１１２ｖの出力圧P3tの変化は、図１０Ｂに示すようになる。すなわち、LS駆動圧力Px3がタンク圧であるときと、タンク圧とのパイロット一次圧Ppilotの中間の圧力に上昇したときは、図１０Ａの直線Cm，Cp及び直線Cm1，Bpの可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppが選択される。LS駆動圧力Px3がパイロット一次圧Ppilotまで上昇したときは、吐出圧P3が低く、可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppが分圧回路１１２ｓの出力圧Pnより高い間は、図１０Ａの直線Apの可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppが選択され、吐出圧P3が上昇し、分圧回路１１２ｓの出力圧Pnが可変減圧弁１１２ｇの出力圧Ppよりも高くなると、図４Ｂの直線Anの分圧回路１１２ｓの出力圧Pnが選択される。

このように構成した本実施の形態においても、LS駆動圧力Px3がパイロット一次圧Ppilotとタンク圧の中間の圧力にある場合には、図４Ｃに示されるトルクフィードバック回路１１２ｖの直線Bmの設定が得られず直線Bmが設定されることによる効果が得られない点を除いて、第１の実施の形態と同様の効果が得られる。

例えばブーム上げのフル操作（ｃ）のように、メインポンプ２０２が図３Ｂの最大トルクT3maxの曲線６０２上のＸ１点（P3a、q3a）で動作しLS駆動圧力Px3がタンク圧であるときは、トルクフィードバック回路１１２Ａｖは、メインポンプ２０２の吐出圧（例えばP3a）を、メインポンプ２０２の吸収トルク（T3max）を模擬するよう補正して出力し（例えば図１０ＢのＧ点の出力圧Ppf）、トルクフィードバックピストン１１２ｆは、メインポンプ１０２の最大トルクを、図３Ａに曲線５０３で示すように、T12maxからT12max−T3maxへと減少させる。

また、水平均し作業（ｆ）のように、メインポンプ２０２が図３ＢのＸ２点（P3a，q3b）で動作しLS駆動圧力Px3がパイロット一次圧Ppilotとタンク圧の中間の圧力にあるときは、トルクフィードバック回路１１２Ａｖは、例えば図１０Ｂの直線Cm1，Bpで示す設定となり、トルクフィードバック回路１１２Ａｖは、メインポンプ２０２の吐出圧（例えばP3a）を、メインポンプ２０２の吸収トルク（例えばT3g）を模擬するよう補正して出力し（例えば図１０ＢのＤ点の出力圧Ppc）、トルクフィードバックピストン１１２ｆはメインポンプ１０２の最大トルクを、図３Ａの曲線５０２のT12maxから曲線５０４の吸収トルク（例えばT12max−T3gs）へと減少させる（T3gs≒T3g）。その結果、メインポンプ２０２が利用できる吸収トルクは比較例のT12max−T3maxよりも多くなる。

このように本実施の形態においても、トルクフィードバック回路１１２Ａｖによってメインポンプ２０２の吸収トルクT3max或いはT3gを精度良くメインポンプ１０２側にフィードバックすることで、原動機１の停止（エンジンストール）を防止する全馬力制御を精度良く行うことができ、原動機１が有する出力トルクTerateを有効に利用することができる。

＜第３の実施の形態＞
図１１は、本発明の第３の実施の形態に係わる油圧ショベル（建設機械）の油圧駆動装置を示す図である。

図１１において、本実施の形態の油圧駆動装置の第１の実施の形態との相違点は、メインポンプ１０２のレギュレータ１１２Ｂのトルクフィードバック回路１１２Ｂｖに備えられる第１分圧回路１１２Ｂｒが、第１の実施の形態における第１分圧回路１１２ｒの可変絞り弁１１２ｈに代え、可変リリーフ弁１１２ｚを備える点である。

すなわち、本実施の形態のトルクフィードバック回路１１２Ｂｖは、第１分圧回路１１２Ｂｒと、可変減圧弁１１２ｇと、第２分圧回路１１２ｓと、シャトル弁（高圧選択弁）１１２ｊとを備えている。

第１分圧回路１１２Ｂｒは、メインポンプ２０２の吐出圧（第３圧油供給路３０５の圧力）p3が導かれる第１固定絞り１１２ｉ、この第１固定絞り１１２ｉの下流側に位置し、下流側がタンクに接続された可変リリーフ弁１１２ｚを有し、第１固定絞り１１２ｉと可変リリーフ弁１１２ｚとの間の油路１１２ｍの圧力がシャトル弁１１２ｊの一方の入力ポートに導かれる。

可変リリーフ弁１１２ｚは、開口が開き方向となる側にレギュレータ２１２のLS駆動圧力Px3が導かれ、この圧力Px3がタンク圧のときに所定のリリーフ圧に設定され、圧力Px3が高くなるにしたがってリリーフ圧を低くし、圧力Px3がパイロット圧油供給路３１ｂにおいてパイロットリリーフバルブ３２によって生成される一定のパイロット一次圧Ppilotであるときに、リリーフ圧がゼロで、予め決められた最大の開口面積となるように構成されている。

可変減圧弁１１２ｇと第２分圧回路１１２ｓの構成は第１の実施の形態と同じである。

このように構成した本実施の形態において、可変リリーフ弁１１２ｚの出力特性は第１の実施の形態における可変減圧弁１１２ｇの出力特性と同じであり、トルクフィードバック回路１１２Ｂｖの出力特性は、第１の実施の形態における図４Ｃに示されるトルクフィードバック回路１１２ｖの出力特性と同じとなる。したがって、本実施の形態によっても、第１の実施の形態と同様の効果が得られる。

＜その他＞
以上の実施の形態では、第１油圧ポンプが第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂを有するスプリットフロータイプの油圧ポンプ１０２である場合について説明したが、第１油圧ポンプは、単一の吐出ポートを有する可変容量型の油圧ポンプであってもよい。

また、第１ポンプ制御装置は、ロードセンシング制御部（低圧選択弁１１２ａ、ＬＳ制御弁１１２ｂ及びＬＳ制御ピストン１１２ｃ）とトルク制御部（トルク制御ピストン１１２ｄ，１１２ｅとバネ１１２ｕ）を有するレギュレータ１１２であるとしたが、第１ポンプ制御装置におけるロードセンシング制御部は必須ではなく、操作レバーの操作量（流量制御弁の開口面積−要求流量）に応じて第１油圧ポンプの容量を制御することができるものであれば、いわゆるポジティブ制御或いはネガティブ制御等、その他の制御方式であってもよい。

更に、上記実施の形態のロードセンシングシステムも一例であり、ロードセンシングシステムは種々の変形が可能である。例えば、上記実施の形態では、ポンプ吐出圧と最高負荷圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁を設け、その出力圧を圧力補償弁に導いて目標補償差圧を設定しかつＬＳ制御弁に導き、ロードセンシング制御の目標差圧を設定したが、ポンプ吐出圧と最高負荷圧を別々の油路で圧力制御弁やＬＳ制御弁に導くようにしてもよい。

１ 原動機
１０２ 可変容量型メインポンプ（第１油圧ポンプ）
１０２ａ，１０２ｂ 第１及び第２吐出ポート
１１２ レギュレータ（第１ポンプ制御装置）
１１２ａ 低圧選択弁
１１２ｂ ＬＳ制御弁
１１２ｃ ＬＳ制御ピストン
１１２ｄ，１１２ｅ トルク制御ピストン（第１トルク制御アクチュエータ）
１１２ｆ トルクフィードバックピストン（第３トルク制御アクチュエータ）
１１２ｇ 可変減圧弁
１１２ｈ 可変絞り弁
１１２ｉ 第１固定絞り
１１２ｊ シャトル弁（高圧選択弁）
１１２ｋ 第２固定絞り
１１２ｌ 第３固定絞り
１１２ｍ 第１固定絞り１１２ｉと可変絞り弁１１２ｈとの間の油路
１１２ｎ 第２固定絞り１１２ｋと第３固定絞り１１２ｌとの間の油路
１１２ｒ 第１分圧回路
１１２ｓ 第２分圧回路
１１２ｕ バネ（付勢手段）
１１２ｖ トルクフィードバック回路
２０２ 可変容量型メインポンプ（第２油圧ポンプ）
２０２ａ 第３吐出ポート
２１２ レギュレータ（第２ポンプ制御装置）
２１２ｂ ＬＳ制御弁
２１２ｃ ＬＳ制御ピストン（ロードセンシング制御アクチュエータ）
２１２ｄ トルク制御ピストン（第２トルク制御アクチュエータ）
１１２ｅ バネ（付勢手段）
１１５ アンロード弁
２１５ アンロード弁
３１５ アンロード弁
１１１，２１１，３１１ 差圧減圧弁
１４６，２４６ 第２及び第３切換弁
３ａ〜３ｈ 複数のアクチュエータ
４ コントロールバルブユニット
６ａ〜６ｊ 流量制御弁
７ａ〜７ｊ 圧力補償弁
８ａ〜８ｊ 操作検出弁
９ｂ〜９ｊ シャトル弁
１３ 原動機回転数検出弁
２４ ゲートロックレバー
３０ パイロットポンプ
３１ａ，３１ｂ，３１ｃ パイロット圧油供給路
３２ パイロットリリーフバルブ
４０ 第３切換弁
５３ 走行複合操作検出油路
４３ 絞り
１００ ゲートロック弁
１２２，１２３，１２４ａ，１２４ｂ 操作装置
１３１，１３２，１３３ 第１，第２，第３負荷圧検出回路

Claims (6)

1. 原動機と、
   前記原動機により駆動される可変容量型の第１油圧ポンプと、
   前記原動機により駆動される可変容量型の第２油圧ポンプと、
   前記第１及び第２油圧ポンプにより吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータと、
   前記第１及び第２油圧ポンプから前記複数のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁と、
   前記複数の流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁と、
   前記第１油圧ポンプの吐出流量を制御する第１ポンプ制御装置と、
   前記第２油圧ポンプの吐出流量を制御する第２ポンプ制御装置とを備え、
   前記第１ポンプ制御装置は、
   前記第１油圧ポンプの吐出圧と容量の少なくとも一方が増大し、前記第１油圧ポンプの吸収トルクが増大するとき、前記第１油圧ポンプの吸収トルクが第１最大トルクを超えないように前記第１油圧ポンプの容量を制御する第１トルク制御部を有し、
   前記第２ポンプ制御装置は、
   前記第２油圧ポンプの吐出圧と容量の少なくとも一方が増大し、前記第２油圧ポンプの吸収トルクが増大するとき、前記第２油圧ポンプの吸収トルクが第２最大トルクを超えないように前記第２油圧ポンプの容量を制御する第２トルク制御部と、
   前記第２油圧ポンプの吸収トルクが前記第２最大トルクよりも小さいとき、前記第２油圧ポンプの吐出圧が前記第２油圧ポンプにより吐出された圧油により駆動されるアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう前記第２油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御部とを有する建設機械の油圧駆動装置において、
   前記第１トルク制御部は、前記第１油圧ポンプの吐出圧が導かれ、前記吐出圧の上昇時に前記第２油圧ポンプの容量を減少させ吸収トルクが減少するよう前記第１油圧ポンプの容量を制御する第１トルク制御アクチュエータと、前記第１最大トルクを設定する第１付勢手段とを有し、
   前記第２トルク制御部は、前記第２油圧ポンプの吐出圧が導かれ、前記吐出圧の上昇時に前記第２油圧ポンプの容量を減少させ吸収トルクが減少するよう前記第２油圧ポンプの容量を制御する第２トルク制御アクチュエータと、前記第２最大トルクを設定する第２付勢手段とを有し、
   前記ロードセンシング制御部は、
   前記第２油圧ポンプの吐出圧と前記最高負荷圧との差圧が前記目標差圧よりも小さくなるにしたがって低くなるようロードセンシング駆動圧力を変化させる制御弁と、前記ロードセンシング駆動圧力が低くなるにしたがって前記第２油圧ポンプの容量を増加し吐出流量が増加するよう前記第２油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御アクチュエータとを有し、
   前記第１ポンプ制御装置は、更に、
   前記第２油圧ポンプの吐出圧と前記ロードセンシング駆動圧力とが導かれ、前記第２油圧ポンプが前記第２トルク制御部の制御の制限を受け、前記第２最大トルクで動作するときと、前記第２油圧ポンプが前記第２トルク制御部の制御の制限を受けず、前記ロードセンシング制御部が前記第２油圧ポンプの容量を制御するときのいずれの場合にも、前記第２油圧ポンプの吸収トルクを模擬するよう前記第２油圧ポンプの吐出圧を補正して出力するトルクフィードバック回路と、
   前記トルクフィードバック回路の出力圧が導かれ、前記トルクフィードバック回路の出力圧が高くなるにしたがって前記第１油圧ポンプの容量を減少させ前記第１最大トルクが減少するよう前記第１油圧ポンプの容量を制御する第３トルク制御アクチュエータとを有することを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
2. 請求項１記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   前記トルクフィードバック回路は、
   前記第２油圧ポンプの吐出圧が導かれ、この第２油圧ポンプの吐出圧が設定圧以下であるときは、前記第２油圧ポンプの吐出圧をそのまま出力し、前記第２油圧ポンプの吐出圧が前記設定圧より高いときは、前記第２油圧ポンプの吐出圧を前記設定圧に減圧して出力する可変減圧弁を有し、
   前記可変減圧弁は、前記ロードセンシング制御部の前記ロードセンシング駆動圧力が更に導かれ、このロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって前記設定圧を低くすることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
3. 請求項２記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   前記トルクフィードバック回路は、
   前記第２油圧ポンプの吐出圧が導かれる第１固定絞りと、この第１固定絞りの下流側に位置し、下流側がタンクに接続された圧力調整弁とを有し、前記第１固定絞りと前記圧力調整弁との間の油路の圧力を出力する第１分圧回路を更に有し、
   前記圧力調整弁は、前記ロードセンシング制御部の前記ロードセンシング駆動圧力が導かれ、このロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって前記第１固定絞りと前記圧力調整弁との間の油路の圧力が低くなるよう構成され、
   前記第１固定絞りと前記圧力調整弁との間の油路の圧力が前記第２油圧ポンプの吐出圧として前記可変減圧弁に導かれることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
4. 請求項３記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   前記圧力調整弁は、前記ロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがって開口面積が大きくなるよう前記開口面積が可変となるよう構成された可変絞り弁であることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
5. 請求項３記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   前記圧力調整弁は、前記ロードセンシング駆動圧力が高くなるにしたがってリリーフ設定圧が低くなるよう構成された可変リリーフ弁であることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
6. 請求項２記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   前記トルクフィードバック回路は、
   前記第２油圧ポンプの吐出圧が導かれる第２固定絞りと、この第２固定絞りの下流側に位置し、下流側がタンクに接続された第３固定絞りとを有し、前記第２固定絞りと前記第３固定絞りとの間の油路の圧力を出力する第２分圧回路と、
   前記圧力調整弁の出力圧と前記第２分圧回路の出力圧の高圧側を選択して出力する高圧選択弁とを更に有し、
   前記高圧選択弁の出力圧が前記第３トルク制御部に導かれることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。

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