JP5946184B2 - 作業機械の油圧駆動装置 - Google Patents

Description

本発明は作業機械の油圧駆動装置に係わり、特に、油圧ショベル等の建設機械やホイールローダ等の土木機械などに用いて好適な作業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（作業機械）の油圧駆動装置は、オープンセンタ式の方向切替弁を有する油圧回路とクローズドセンタ式の方向切替弁を有する油圧回路に大別される。

オープンセンタ式の方向切替弁を有する従来の一般的な油圧回路では、特許文献１に従来技術として記載されているように、方向切替弁のスプールが中立位置にあるとき、可変容量型の油圧ポンプ（以下、単にポンプと称す）が吐出した圧油を方向切替弁のブリードオフ開口を通じてタンクへ還流させる。また、操作レバー装置の操作レバーを動かすと、０からフルまでの操作量に応じてスプールが０からフルまでストロークし、ストローク量に応じて、アクチュエータへと通じるメータイン開口が拡大すると同時に、方向切替弁のブリードオフ開口が絞られる。そのため、オペレータは操作レバーを動かすことで、アクチュエータへ流入する流量をメータイン開口によって制御できると同時に、アクチュエータの駆動圧力をブリードオフ開口によって制御できる。しかし、ブリードオフした流量はタンクへと還流されるため、有効な仕事をせず、ブリードオフ流量および圧力に応じた損失が発生する。そのため省エネを目的に、特許文献１においては、オープンセンタ式であっても、ブリードオフ開口を操作レバーの操作量の中間点で閉じ、中間点からフルまでのブリードオフ流量を抑制し、損失低減を図っている。

クローズドセンタ式の方向切替弁を有する油圧回路では、方向切替弁のスプールが中立位置にあるとき、ポンプは方向切替弁を介してタンクと連通しておらず、アクチュエータ非駆動時は、別途備えたアンロード弁などを通じて、ポンプが吐出した圧油をタンクへ還流させる。また、クローズドセンタ式の方向切替弁を有する油圧回路では、特許文献２に記載されるようなロードセンシングシステムと呼ばれる方式が多く用いられており、ポンプ吐出流量を制御する傾転制御弁（特許文献２ではＬＳ弁と記載）を備えるとともに、ポンプとスプールの間に圧力補償弁を備える。傾転制御弁は、複数あるアクチュエータの最高負荷圧力とポンプ吐出圧とによって、それぞれ逆方向へ駆動され、ポンプ吐出圧がアクチュエータの最高負荷圧力以上になるようにポンプ傾転角を制御するように動作する。また、圧力補償弁は、スプール前後の圧力によって駆動されることで絞りを調節し、スプール前後差圧を一定に保つように動作する。よって、ロードセンシングシステムでは、傾転制御弁と圧力補償弁の動作により、アクチュエータ負荷圧力に依らず、アクチュエータに流入する流量をスプール開口すなわちスプールストロークによってのみ調節することができ、かつ、ブリードオフする流量がないため省エネである。

特許文献３には、ロードセンシングシステムを基に、圧力制御を行える油圧駆動装置が提案されている。特許文献３によれば、アクチュエータ負荷圧力が高い場合、低圧選択弁により選択された操作パイロット圧が制御圧として傾転制御弁および圧力補償弁に作用するため、操作量に応じた圧力制御性が得られる。

また、特許文献３に記載の油圧駆動装置は、操作量に応じたパイロット圧をポンプ吐出圧に対向して傾転制御弁に作用させ、両圧力の大小比較によりポンプのレギュレータを流量増加側、流量減少側に選択的に動作させる。

特開２００４−２２５８６８号公報 特開平４−２８５３０２号公報 特開平８−１４２０５号公報

特許文献１に記載のオープンセンタ式の方向切替弁を有する油圧回路においては、操作レバーの操作量の中間点でブリードオフ開口を閉じた後、操作レバーの操作量に応じたアクチュエータの必要流量を得られるように、油圧ポンプの吐出流量を制御している。この油圧ポンプの吐出流量の制御を油圧的にレギュレータで行おうとした場合、油圧ポンプのレギュレータに、油圧ポンプの吐出圧と、この吐出圧に対向させて操作パイロット圧（制御圧）とを導き、レギュレータにおいて操作パイロット圧と吐出圧とを比較し、油圧ポンプの容積変更部材の角度（ポンプ傾転角）を制御する機構が必要となる。

特許文献２および３に記載のクローズドセンタ式の方向切替弁を有する油圧回路においても、上述したように、最大負荷圧或いは低圧選択弁により選択された操作パイロット圧を制御圧としてポンプ吐出圧に対向して傾転制御弁に作用させ、両圧力の大小比較によりポンプのレギュレータのピストンを流量増加側、流量減少側に選択的に動作させている。

しかしながら、制御圧とポンプ吐出圧を対向して導き、両圧力の大小比較によりレギュレータのピストンを流量増加側、流量減少側に選択的に動作させる構成とした場合は、油圧ショベル等の建設機械の通常の作業で発生する頻度が高い、ポンプ吐出圧が高くなる動作においては、レギュレータのピストン動作がオーバシュート気味になることで、吐出圧の変動が大きくなり、油圧ポンプの容積変更部材の角度、すなわちポンプ傾転角（ポンプ容量）がハンチングする可能性がある。このようにポンプ傾転角がハンチングすると、油圧ポンプの吐出圧がさらに振動的に変動し、油圧機器や車体およびフロントの構造物に繰り返し応力が発生するため、それらの寿命を低下させる可能性がある。

さらに、ポンプ傾転角がハンチングすると、圧力脈動を生じた圧油が、フロントや旋回などのアクチュエータに供給されるので、アクチュエータに振動が生じ、作業自体が意図通りに行えなくなる可能性がある。例えば、旋回動作により溝の側面にバケットを押し当てて掘削する旋回押し付け作業では、バケットを押し当てる力を出し続ける必要があるが、ポンプ傾転角がハンチングすると、バケットの押し当て力が不安定となり、掘削面が波打つ可能性がある。

本発明の目的は、ポンプ容量のハンチングを効果的に回避しつつポンプ容量を制御することができる作業機械の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に、本発明は、可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動される油圧アクチュエータと、操作レバー装置の操作レバーを操作することによって操作され、前記油圧ポンプから前記油圧アクチュエータに供給される圧油の流れを制御する方向切替弁と、前記油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ制御装置とを備えた作業機械の油圧駆動装置において、前記油圧ポンプの吐出圧が導かれる第１油路と、前記油圧ポンプの目標ポンプ吐出圧を設定するための制御圧が導かれる第２油路とを備え、前記ポンプ制御装置は、前記第１油路と前記第２油路に接続され、前記油圧ポンプの容量が減少するように前記油圧ポンプの吐出圧が作用し、前記油圧ポンプの容量が増加するように前記制御圧が作用する第１レギュレータと、前記油圧ポンプの容量が増加するにしたがって大きくなる容量減少方向の力を発生する容量減少力発生装置とを有し、前記ポンプ制御装置は、前記操作レバー装置の操作レバーの操作量に基づいて前記制御圧を生成するものとする。

以上のように構成した本発明においては、第１レギュレータを、油圧ポンプの容量が減少するように油圧ポンプの吐出圧が作用し、油圧ポンプの容量が増加するように制御圧が作用する構成とし、かつ油圧ポンプの容量が増加するにしたがって大きくなる容量減少方向の力を発生する容量減少力発生装置を設けたため、実ポンプ吐出圧と目標ポンプ吐出圧の圧力偏差に応じて比例的に油圧ポンプの容量を変更できるようになり、圧力偏差に対するポンプ吐出流量の変化を緩やかにできる。この結果、実ポンプ吐出圧と目標ポンプ吐出圧がバランスする点付近でのポンプ流量の変化が小さく抑えられ、ポンプ容量のハンチングを効果的に回避しつつ、ポンプ容量を制御することができる。
また、オペレータの操作で制御圧を調整し、操作量に応じた圧力制御性を得ることができる。

（２）また、上記（１）において、好ましくは、前記油圧ポンプの吐出圧を制御する可変リリーフ弁を更に備え、前記可変リリーフ弁は、前記制御圧が閉じ方向に作用する受圧部を有し、前記制御圧が増加するにしたがってリリーフ圧を増加させるよう構成する。

これにより油圧アクチュエータ（油圧シリンダ）がストロークエンドに達した場合や、過渡的にポンプ吐出圧が増加しようとした場合に、可変リリーフ弁が開いてリリーフするため、ポンプ吐出圧の増加が抑えられる。また、リリーフ圧は制御圧によって制御されるポンプ吐出圧よりも常に高く保たれるため、通常はリリーフされることなくポンプ吐出圧を制御することができる。

（３）更に、上記（１）において、好ましくは、前記ポンプ制御装置は、前記第１油路に設けられた増圧切替装置を更に有し、前記増圧切替装置は、前記油圧ポンプの吐出圧が前記制御圧によって定まる前記目標吐出圧から所定値を減算した圧力より低い間は、前記第１油路を遮断して前記油圧ポンプの吐出圧の代わりにタンク圧を前記第１レギュレータに導くように構成する。

このように増圧切替装置を設けることにより、圧力偏差が負の方向に所定値より大きい場合は、ポンプ吐出圧に代えてタンク圧が第１レギュレータに導かれるため、増圧切替装置がない場合よりも、ポンプ容量が大きくなる。その結果、ポンプ吐出流量も大きくなり、増圧切替装置がない場合よりも早く、ポンプ吐出圧を増加することができる。

（４）上記（２）において、また好ましくは、前記ポンプ制御装置は、前記可変リリーフ弁の下流側に設けられた絞り圧発生装置と、前記絞り圧発生装置によって発生した絞り圧が導かれる第３油路と、前記第３油路に接続され、前記絞り圧発生装置によって発生した絞り圧が前記油圧ポンプの容量を減少させるように作用する第２レギュレータとを更に有するものとする。

圧力偏差が正の方向に大きい場合は可変リリーフ弁が動作し、リリーフ流量に応じて絞り圧発生装置の上流側の圧力が上昇し、第２レギュレータがポンプ容量を減少させる方向に力を発生させる。この結果、油圧ポンプの吐出流量を早く減少させることができ、油圧ポンプを駆動する駆動源で消費されるエネルギーを小さくすることができる。

本発明によれば、ポンプ容量のハンチングを効果的に回避しつつポンプ容量を制御することができる。これにより、油圧機器や車体の寿命向上や、作業性向上が図れる。

本発明の第１の実施形態にかかる油圧駆動装置の構成を示す図である。 第１の実施形態にかかる油圧駆動装置の制御圧に対するポンプ吐出圧の特性を示す図である。 第１の実施形態にかかる油圧駆動装置の操作パイロット圧、バイパスカット弁開口面積、制御圧、ポンプ吐出圧の経時的変化を示すタイムチャートである。 比較例として、特許文献３記載の油圧駆動装置におけるポンプ制御装置の構成を示す図である。 比較例として、特許文献３記載の油圧駆動装置におけるポンプ制御装置の制御特性を示す図である。 第１の実施形態にかかる油圧駆動装置のポンプ制御装置の制御特性を示す図である。 本発明の第２の実施形態にかかる作業機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。 増圧切替弁も含めたポンプ制御装置の制御特性を示す、図６と同様な図である。 本発明の第３の実施形態にかかる作業機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。 サブレギュレータも含めたポンプ制御装置の制御特性を示す、図６と同様な図である。 本発明の参考例にかかる作業機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。 本発明の第４の実施形態にかかる作業機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。

＜第１の実施形態＞
本発明の第１の実施形態にかかる作業機械の油圧駆動装置の構成を図１に示す。本実施形態は、本発明をオープンセンタ式の方向切替弁を有する油圧回路へ適用したものである。

本実施形態にかかる油圧駆動装置は、駆動源１（例えばディーゼルエンジン）と、可変容量型の油圧ポンプ（以下、単にポンプと称す）２と、アクチュエータである油圧シリンダ３とを備え、ポンプ２は、駆動源１によって駆動され、チェック弁４と、操作パイロット圧によって動作する方向切替弁５を介して、油圧シリンダ３へ圧油を供給する。なお、説明の簡単化のため、ポンプと油圧シリンダとを１つずつ備える構成を例として説明するが、本発明はこれに限らず、複数のポンプを備えてもよいし、複数の油圧シリンダを備えてもよい。

方向切替弁５はオープンセンタ式であり、中立状態にあるとき方向切替弁５のブリードオフ通路は全開しており、ポンプ２から吐出された圧油は、ブリードオフ通路と、ブリードオフ通路の下流側に配置されたバイパスカット弁６を介してタンクへと還流する。バイパスカット弁６は、シャトル弁７で高位選択された操作パイロット圧によって閉じられる。なお、バイパスカット弁６に拘るものでなく、方向切替弁５のブリードオフ通路の開口特性を変更するなど、他の構成でもよい。

操作パイロット圧は、パイロット油圧源８（例えばパイロットポンプ）からの圧油の圧力に基づいて、操作レバー９と一体となって動くパイロット方向切替弁１０（操作レバー装置）によって、操作レバー９の操作量に応じて生成される。また、オペレータは操作レバー９を操作することで、油圧シリンダ３のボトム側とロッド側のどちらへ圧油を供給するかを切り替えることができる。

ポンプ２はポンプ制御装置１００によってその吐出流量が制御される。ポンプ制御装置１００は、シリンダピストンタイプのレギュレータ１１（第１レギュレータ）を備え、レギュレータ１１のピストン１１ａはポンプ２の容量変更部材である斜板２ａに連係され、レギュレータ１１のピストン１１ａが図の右方向へ動作すると、斜板２ａの傾転角（∝容量）が増加し、レギュレータ１１のピストン１１ａが図の左方向へ動作すると、斜板２ａの傾転角が減少する。以下斜板２ａの傾転角をポンプ２の傾転角という。なお、容量変更部材は、斜板２ａのような斜板式に拘るものでなく、例えば斜軸式を用いてもよい。

レギュレータ１１は、シリンダ内部にロッド側室１１ｂと、ボトム側室１１ｃとを有し、レギュレータ１１のロッド側室１１ｂはポンプ油路１２ａ（第１油路）に接続され、ポンプ油路１２ａはポンプ２の吐出油路に接続され、ロッド側室１１ｂにポンプ吐出圧が導かれ、ボトム側室１１ｃは制御圧供給油路１２ｂ（第２油路）に接続され、制御圧供給油路１２ｂはシャトル弁７に接続され、ボトム側室１１ｃにはシャトル弁７で高位選択された操作パイロット圧が制御圧として導かれる。制御圧はレギュレータ１１内においてポンプ２の目標ポンプ吐出圧を設定し（後述）、シャトル弁７は操作パイロット圧をその制御圧として制御圧供給油路１２ｂに出力する。

また、レギュレータ１１は、容量減少力発生装置であるレギュレータ調整ばね１１ｄを備えており、油圧駆動装置が非動作時には、ポンプ２の傾転角が小さくなるように、レギュレータ調整ばね１１ｄの力でピストン１１ａを図の左方向へ動作させる。レギュレータ調整ばね１１ｄは、図示の実施形態ではレギュレータ１１のシリンダ外部にピストン１１ａ２作用するよう配置したが、レギュレータ１１のシリンダ内部のロッド側室１１ｂに配置してもよい。

また、本実施形態にかかる油圧駆動装置は、可変リリーフ弁であるアンロード弁１３を備える。アンロード弁１３は、ポンプ吐出圧が導かれる受圧部１３ａとアンロード調節ばね１３ｂを備え、かつアンロード調節ばね１３ｂと同じ側に、制御圧供給油路１２ｂから分岐する油路１２ｃを介して制御圧が導かれる受圧部１３ｃを有し、ポンプ吐出圧の力が開き方向に作用し、アンロード調節ばね１３ｂと制御圧の力が閉じ方向に作用し、制御圧が増加するにしたがってリリーフ圧を増加させるよう構成されている。

レギュレータ１１のロッド側室１１ｂとボトム側室１１ｃの受圧面積とアンロード弁１３の受圧部１３ａ，１３ｃの受圧面積の設定方法について説明する。

制御圧をＰｃ、ポンプ吐出圧をＰｐとするとき、レギュレータ１１のピストン１１ａの釣り合いは次式のように表すことができる。

Ａｒ・Ｐｐ＝Ａｂ・Ｐｃ−Ｆps （１）

ただし、Ｆpsはレギュレータ調整ばね１１ｄが発生するばね力であり、レギュレータ１１のピストン１１ａのストロークに応じて比例的に増加する。また、Ａｒ、Ａｂはそれぞれレギュレータ１１のロッド側室１１ｂの有効受圧面積、ボトム側室１１ｃの有効受圧面積である。ここで、ロッド側室１１ｂの有効受圧面積Ａｒとボトム側室１１ｃの有効受圧面積Ａｂは、最高ポンプ吐出圧Ｐpmaxと最高制御圧Ｐcmaxに対して次式が成り立つように設定されている。最高ポンプ吐出圧Ｐpmaxは図示しないメインリリーフ弁により規制されるポンプ２の最高吐出圧であり、最高制御圧Ｐcmaxはパイロット油圧源８の圧力（パイロットリリーフ弁により規制されるパイロットポンプの吐出圧）である。

Ａｒ・Ｐpmax＝Ａｂ・Ｐcmax−Ｆpsmax （２）

ただし、Ｆpsmaxはレギュレータ１１のピストン１１ａがフルストロークしたときにレギュレータ調整ばね１１ｄが発生する最大ばね力である。

ロッド側室１１ｂの有効受圧面積Ａｒとボトム側室１１ｃの有効受圧面積Ａｂの比（面積比）は上記（２）式を満足するように設定する。すなわち、面積比をＲとすると、

Ｒ＝Ａｂ／Ａｒ＝（Ｐpmax＋Ｆpsmax）／Ｐcmax （３）

一方、アンロード弁１３の受圧部１３ａに作用するポンプ吐出圧Ｐｐと受圧部１３ｃに作用する制御圧Ｐｃのそれぞれの有効受圧面積をＡｐ，Ａｃとすると、アンロード弁１３は、次式の条件でリリーフする。

Ａｐ・Ｐｐ＞Ａｃ・Ｐｃ＋Ｆus （４）

ただし、Ｆusはアンロード調節ばね１３ｂが発生するばね力である。

そこで、次式が成り立つようにアンロード弁１３の有効面積Ａｃ、Ａｐを設定する。

Ａｃ／Ａｐ＝Ａｂ／Ａｒ＝Ｒ （５）

ここで、Ｒは上述した（３）式の面積比である。この面積比Ｒを用いて、（１）式と（４）式は、それぞれ次のように書き換えられる。

Ｐｐ＝Ｒ・Ｐｃ−（Ｆps／Ａｒ） （６）

Ｐｐ＞Ｒ・Ｐｃ＋（Ｆus／Ａｐ） （７）

ここで、（６）式のＰｐは制御圧Ｐｃによって設定される目標ポンプ吐出圧である。

また、アンロード弁１３のリリーフ圧（アンロード圧）をＰunとすると、リリーフ圧Ｐunは以下の式で表せる。

Ｐun＝Ｒ・Ｐｃ＋（Ｆus／Ａｐ） （８）

図２は、（６）式と（８）式を基に作成した制御圧に対するポンプ吐出圧の特性を示す図である。図２において、Ｘは（６）式で表されるレギュレータ１１の特性（目標ポンプ吐出圧の特性）であり、Ｙは（８）式で表されるアンロード弁１３の特性である。

図２より、レギュレータ調整ばね１１ｄのばね力Ｆpsとレギュレータ１１のロッド側室１１ａ有効受圧面積Ａｒを調節することで、−（Ｆps／Ａｒ）の範囲で、制御圧Ｐｃに対する任意のポンプ吐出圧Ｐｐの特性が得られる。また、アンロード調節ばね１３ｂのばね力Ｆusとアンロード弁１３のポンプ吐出圧Ｐｐが作用する受圧部１３ａの有効受圧面積Ａｐを調節することで、ポンプ吐出圧に対して任意のマージンを持ったリリーフ圧が得られる。アンロード調節ばね１３ｂはアンロード弁１３の開き始める圧力であるクラッキング圧を設定する物であり、アンロード弁１３のリリーフ圧（アンロード圧）はそのクラッキング圧と圧油がアンロード弁１３を通過してタンク側に流れるときの圧損を加算した圧力となる。無駄なリリーフを避けるため、アンロード弁１３のクラッキング圧が制御圧Ｐｃに対するポンプ吐出圧Ｐｐよりも高くなるように、アンロード調節ばね１３ｂのばね力Ｆusとアンロード弁１３のポンプ吐出圧Ｐｐが作用する受圧部１３ａの有効受圧面積Ａｐを調節するのがよい。図２では、（６）式のポンプ吐出圧Ｐｐの特性を簡略的に直線で記載しているが、レギュレータ１１のピストン１１ａのストロークによって、レギュレータ調整ばね１１ｄのばね力Ｆpsが変化するため、実際は曲線になる。

本実施形態にかかる油圧駆動装置の動作を、図３を用いて説明する。図３は本実施形態にかかる油圧駆動装置の操作パイロット圧、バイパスカット弁開口面積、制御圧、ポンプ吐出圧の経時的変化を示すタイムチャートである。

時刻０では、操作レバー９およびパイロット方向切替弁１０が中立状態であり、パイロット油圧源８からの圧油がパイロット方向切替弁１０によって遮断されるため、操作パイロット圧は０である。このとき、バイパスカット弁６は開いており、ポンプ２から吐出された圧油はタンクへと還流される。その結果、ポンプ吐出圧（実線）は低圧となる。また、制御圧は０である。よって、レギュレータ１１のピストン１１ａは、ポンプ２の傾転角を小さくするように動作し、ポンプ吐出流量は最少となる。なお、図中の点線はアンロード弁１３のリリーフ圧を示している。

時刻Ｔ１で、操作レバー９が操作され、操作パイロット圧が増加し始める。これに応じて、方向切替弁５が動作し、ポンプ２から油圧シリンダ３へ圧油が供給される。また、操作パイロット圧によって、バイパスカット弁６が閉じ始め、制御圧も増加し始める。制御圧の増加に応じてポンプ吐出圧も増加しかつアンロード弁１３のリリーフ圧も増加する。このように操作パイロット圧が制御圧としてレギュレータ１１に作用するため、オペレータの操作レバーの操作で制御圧を調整し、操作量に応じた圧力制御性を得ることができる。また、リリーフ圧は制御圧によって制御されるポンプ吐出圧よりも常に高く保たれるため、通常はリリーフされることなくポンプ吐出圧を制御することができる。しかも、バイパスカット弁６を閉じるため、ブリードオフする流量がなくなり、特許文献１に記載のオープンセンタ式の油圧回路と同様、省エネ性を維持することができる。

時刻Ｔ２から時刻Ｔ３においては、操作パイロット圧が一定であり、これに応じて、制御圧、ポンプ吐出圧およびリリーフ圧も一定に保たれる。

時刻Ｔ３では、油圧シリンダ３がストロークエンドに達したため、ポンプ吐出圧が増加しようとする。しかしながら、アンロード弁１３が開いてリリーフするため、ポンプ吐出圧の増加が抑えられる。ここではストロークエンドに達した場合を想定して説明したが、建設機械の掘削作業のように油圧シリンダ３の負荷が大きく変動し過渡的にポンプ吐出圧が増加しようとした場合であっても、本実施形態にかかる油圧駆動装置では、アンロード弁１３が開いてリリーフするため、ポンプ吐出圧の増加を抑えることができる。

時刻Ｔ４から時刻Ｔ５においては、操作レバー９が戻され、操作パイロット圧が減少するが、油圧シリンダ３がストロークエンドに達した状態が続くため、アンロード弁１３によるリリーフが継続される。しかしながら、操作パイロット圧が減少し制御圧が減少するにつれて、ポンプ吐出流量が減少しかつリリーフ圧も減少するため、ポンプ吐出圧も減少する。

時刻Ｔ５では、時刻０と同様に、操作レバー９およびパイロット方向切替弁１０が中立状態となるので、バイパスカット弁６が開き、ポンプ吐出圧が最低圧力まで下がる。また、ポンプ吐出流量も最小に減少する。

本実施形態にかかる油圧駆動装置の効果を、図４、図５及び図６を用いて説明する。

図４及び図５は、比較例として、それぞれ、特許文献３記載の油圧駆動装置におけるポンプ制御装置の構成とその制御特性を示す図である。

図４において、油圧ポンプ１０１は、ロードセンシング制御の傾転制御弁１０３と傾転駆動アクチュエータ１０２とで構成されたポンプ制御装置１４２を備えている。傾転制御弁１０３には管路１０３ａを介して油圧ポンプ１０１の吐出圧が導かれ、傾転減少方向の制御力が付与される一方、管路１０３ｂを介してロードセンシング制御に係わる制御圧が導かれ、ばね１０３ｃと共に傾転増大方向の制御力が付与されており、これにより油圧ポンプ１０１の吐出圧が制御圧よりもばね１０３ｃで設定した所定値だけ高くなるように油圧ポンプ１０１の吐出流量が制御される。

ポンプ制御装置１４２の制御特性を示す図５において、横軸は圧力偏差であり、縦軸はポンプ吐出流量である。なお、圧力偏差とは、目標ポンプ吐出圧に対する実ポンプ吐出圧の偏差である。目標ポンプ吐出圧は制御圧とばね１０３ｃのばね力とによって定まるポンプ吐出圧の目標値であり、制御圧の付勢力とばね１０３ｃのばね力とを加算した値の圧力換算値である。

特許文献３記載の従来の油圧駆動装置では、圧力偏差に対しポンプ吐出流量が図５に示す実線のように変化する。図の右半平面は実ポンプ吐出圧が目標ポンプ吐出圧よりも高く、図の左半平面は実ポンプ吐出圧が目標ポンプ吐出圧よりも低い状態を示している。また、図に示す点Ａは、実ポンプ吐出圧と目標ポンプ吐出圧が釣り合った状態を示している。

実ポンプ吐出圧が目標ポンプ吐出圧より低いとき（圧力偏差が負の時）、動作点は図５の左半平面にある。このとき、傾転制御弁１０３は図４の右側位置に切り替わっており、ポンプ吐出圧が傾転駆動アクチュエータ１０２のロッド側へのみ作用し、ボトム側はタンクへ通じる。そのため、傾転駆動アクチュエータ１０２の内部のばね１０２ａの力と合わせて、傾転駆動アクチュエータ１０２が傾転角を増加し、ポンプ吐出流量も増加する。実ポンプ吐出圧が目標ポンプ吐出圧より高いとき（圧力偏差が正の時）、動作点は図の右半平面にある。このとき、傾転制御弁１０３は図４の左側位置に切り替わり、傾転駆動アクチュエータ１０２のボトム側へもポンプ吐出圧が作用する。傾転駆動アクチュエータ１０２のボトム側の有効受圧面積は、ロッド側の有効受圧面積よりも大きいため、傾転角が減少し、ポンプ吐出流量も減少する。このように、圧力偏差の正負に応じて傾転制御弁１０３が切り替わり、傾転駆動アクチュエータ１０２の駆動方向を選択的に切り替える。この動作を連続して行うことで、ポンプ傾転角が図５中の点Ａへ向かって駆動される。油圧ショベル等の建設機械の通常の作業で発生する頻度の高い、ポンプ吐出圧が高くなる動作においては、傾転駆動アクチュエータ１０２の駆動力が大き過ぎて、点Ａを中心にポンプ吐出流量の振れ幅が大きくなり、ポンプ傾転角がハンチングする可能性がある。

ポンプ傾転角がハンチングすると、油圧機器や車体およびフロントの構造物に繰り返し応力が発生するため、それらの寿命を低下させる可能性がある。また、圧力脈動を生じた圧油が、フロントや旋回などのアクチュエータに供給されるので、アクチュエータに振動が生じ、作業自体が意図通りに行えなくなる可能性がある。例えば、旋回動作により溝の側面にバケットを押し当てて掘削する作業では、バケットを押し当てる力が不安定となり、掘削面が波打つ可能性がある。

なお、傾転駆動アクチュエータ１０２のシリンダ内部のロッド側室にはばね１０２ａが配置されているが、このばね１０２ａは、上述した如く、傾転駆動アクチュエータ１０２が傾転角（容量）を増加させる方向の力を発生するように配置されており、本実施形態におけるレギュレータ調整ばね１１ｄのようにポンプ容量を減少させる方向の力を発生するものではない。

図６は、本実施形態にかかる油圧駆動装置のポンプ制御装置１００の制御特性を示す図である。図５に示した従来の油圧駆動装置と同様に、実線が圧力偏差に対するポンプ吐出流量を示しており、点Ａが実ポンプ吐出圧と目標ポンプ吐出圧が釣り合った状態を示している。

本実施形態にかかる油圧駆動装置は、図５に示した従来の油圧駆動装置と比較し、圧力偏差に対するポンプ吐出流量の変化が緩やかである（傾きが小さい）。これは、ポンプ２の傾転角を小さくする方向へレギュレータ調整ばね１１ｄを作用させ、レギュレータ１１のロッド側室１１ｂ、ボトム側室１１ｃに、それぞれポンプ吐出圧、制御圧を作用させたことによって得られる特性である。

前述したように従来の油圧駆動装置は、圧力偏差の符号が逆転したときのみ、ポンプ２の傾転角の駆動方向が逆転し、ハンチングが発生し易い傾向にある。

これに対し、本実施形態にかかる油圧駆動装置では、ポンプ吐出圧と制御圧を対抗させるため、ポンプ吐出圧が高い場合であっても、圧力偏差０付近ではレギュレータ１１にかかるポンプ吐出圧による力がキャンセルされる。また、ポンプ２の傾転角を小さくする方向へレギュレータ調整ばね１１ｄを作用させたため、圧力偏差に対するポンプ吐出流量の変化が緩やかである（傾きが小さい）。このため圧力偏差に対するポンプ吐出流量の変化を緩やかに保つことができ、圧力偏差の符号が逆転せずとも、圧力偏差に応じて比例的にポンプ２の傾転角を駆動することができる。この結果、点Ａ付近でのポンプ流量の変化が小さく抑えられ、ポンプ傾転角のハンチングを効果的に回避しつつ、ポンプ吐出圧を制御することができる。

また、点線Ｂはアンロード弁１３のリリーフ特性を表しており、実ポンプ吐出圧が過渡的に増加しようとした場合であっても、圧力偏差が図６に示す（Ｆus／Ａｐ＋Ｆｐｓ／Ａｒ）以上になるとアンロード弁１３のリリーフ動作が開始され、ポンプからアクチュエータへ供給される流量が点線Ｂに沿って減少する。よって、オペレータが意図しないアクチュエータ推力の増加を抑えることができる。なお、圧力偏差（Ｆus／Ａｐ＋Ｆｐｓ／Ａｒ）は図２に示した直線Ｘと点線Ｙの偏差である。

以上のように本実施形態によれば、油圧シリンダ３の駆動時にバイパスカット弁６を閉じるため、ブリードオフする流量（タンクへの戻り流量）が発生せず、特許文献１に記載のオープンセンタ式の油圧回路と同様、省エネ性を維持することができる。

その上で、レギュレータ１１内においてポンプ吐出圧と制御圧を対抗するよう作用させ、かつポンプ２の傾転角を小さくする方向へレギュレータ調整ばね１１ｄを作用させたため、圧力偏差の符号が逆転せずとも、圧力偏差に応じて比例的にポンプ２の傾転角を駆動できるようになり、圧力偏差に対するポンプ吐出流量の変化を緩やかにできる。この結果、実ポンプ吐出圧と目標ポンプ吐出圧がバランスする点Ａ付近でのポンプ流量の変化が小さく抑えられ、ポンプ傾転角のハンチングを効果的に回避しつつ、ポンプ吐出圧を制御することができる。

更に、操作パイロット圧が制御圧としてレギュレータ１１に作用するため、オペレータの操作レバーの操作で制御圧を調整し、操作量に応じた圧力制御性を得ることができる。

＜第２の実施形態＞
本発明の第２の実施形態にかかる作業機械の油圧駆動装置の構成を図７に示す。本実施形態は、第２の実施形態にかかる油圧駆動装置に改良を加えたものである。以下、第１の実施形態と同様の部分には、第１の実施形態と同じ符号を配し、その説明を省略する。

本実施形態にかかる油圧駆動装置はポンプ制御装置１００Ａを備え、ポンプ制御装置１００Ａは、レギュレータ１１のロッド側室１１ｂへポンプ吐出圧を導くポンプ油路１２ａ（第１油路）に配置された、増圧切替装置である増圧切替弁２１を備える。増圧切替弁２１は、増圧切替値を設定する増圧調整ばね２１ａを備え、油圧駆動装置の非動作時には、増圧調整ばね２１ａのばね力により動作し、ポンプ吐出圧をレギュレータ１１のロッド側室１１ｂに導く。また、増圧切替弁２１は、ポンプ吐出圧が増圧調整ばね２１ａと同一方向に作用する受圧部２１ｂと、制御圧が増圧調整ばね２１ａと逆方向に作用する受圧部２１ｃとを有している。

ここで、増圧切替弁２１のポンプ吐出圧が作用する受圧部２１ｂの有効受圧面積をＡｃｐ、制御圧が作用する受圧部２１ｃの有効受圧面積をＡｃｃとすると、Ａｃｐ，Ａｃｃは、レギュレータ１１のロッド側室１１ｂの有効受圧面積Ａｒ、ボトム側室１１ｃの有効受圧面積Ａｂを基に次式のように設定する。

Ａｃｃ／Ａｃｐ＝Ａｂ／Ａｒ＝Ｒ （９）

こうすることにより、操作レバー９が動かされ、これに連動して制御圧が発生すると、ポンプ吐出圧が、制御圧によって定まる目標吐出圧から、増圧調整ばね２１ａによって設定された所定値（増圧切替値）を減算した圧力より低い間は、レギュレータ１１のロッド側室１１ｂをタンクへ連通させ、ポンプ吐出圧が当該減算圧力より高くなり、（６）式で表される目標ポンプ吐出圧に近づくと、レギュレータ１１のロッド側室１１ｂにポンプ吐出圧を導くように、増圧切替弁２１が動作する。このように増圧切替弁２１は、ポンプ２の吐出圧が制御圧によって定まる目標吐出圧から、増圧調整ばね２１ａによって設定された所定値（増圧切替値）を減算した圧力より低い間は、ポンプ油路１２ａ（第１油路）を遮断してポンプ吐出圧の代わりにタンク圧をレギュレータ１１に導くように構成されている。

なお、増圧調整ばね２１ａのばね力を調節することで、レギュレータ１１のロッド側室１１ｂにポンプ吐出圧を導くタイミングを調節することができる。ただし、増圧調整ばね２１ａのばね力は、制御圧によって増圧切替弁２１の受圧部２１ｃに作用する力よりも十分小さく（例えば１／１０）設定することは言うまでもない。

増圧切替弁２１を備えることによって得られる効果を、図８を用いて説明する。図８は、増圧切替弁２１も含めたポンプ制御装置１００Ａの制御特性を示す、図６と同様な図である。第２の実施形態にかかる油圧駆動装置は、図８に示す点線Ｃで囲まれた部分が第１の実施形態にかかる油圧駆動装置と異なる。

圧力偏差が負の方向に大きい場合は、レギュレータ１１のロッド側室１１ｂをタンクへ連通し、ボトム側室１１ｃへ制御圧を導くので、増圧切替弁２１がない場合よりも、ポンプ２の傾転角が大きくなる。その結果、ポンプ吐出流量も大きくなり、第１の実施形態にかかる油圧駆動装置よりも早く、ポンプ吐出圧を増加することができる。また、圧力偏差が小さくなると、レギュレータ１１のロッド側室１１ｂにポンプ吐出圧を導くので、第１の実施形態と同様に、傾転角のハンチングを効果的に回避できる。

＜第３の実施形態＞
本発明の第３の実施形態にかかる作業機械の油圧駆動装置の構成を図９に示す。本実施形態は、第２の実施形態にかかる油圧駆動装置にさらに改良を加えたものである。以下、第１および第２の実施形態と同様の部分には、それらと同じ符号を配し、その説明を省略する。

本実施形態にかかる油圧駆動装置はポンプ制御装置１００Ｂを備え、ポンプ制御装置１００Ｂは、アンロード弁１３とタンクを連通するアンロード弁１３の下流側の回路に配置された絞り圧発生装置である固定絞り３１と、固定絞り３１によって発生した絞り圧が導かれる絞り圧供給油路（第３油路）１２ｄと、シリンダピストンタイプのサブレギュレータ３２（第２レギュレータ）を備え、レギュレータ１１のピストン１１ａと対向して動作するようサブレギュレータ３２のピストン３２ａを配置する。サブレギュレータ３２は単動型であり、ボトム側室３２ｂは絞り圧供給油路１２ｄに接続され、ボトム側室３２ｂにアンロード弁１３と絞り３１の間の圧力が導かれ、アンロード弁１３と絞り３１の間の圧力によってポンプ２の容量を減少させるように動作する。

固定絞り３１およびサブレギュレータ３２を備えることで得られる効果を、図１０を用いて説明する。図１０は、サブレギュレータ３２も含めたポンプ制御装置１００Ｂの制御特性を示す、図６と同様な図である。第３の実施形態にかかる油圧駆動装置は、図に示す点線Ｄで囲まれた部分が第１および第２の実施形態にかかる油圧駆動装置と異なる。

圧力偏差が正の方向に大きい場合は、アンロード弁１３がリリーフ弁として動作する。このときリリーフ流量に応じて固定絞り３１の上流側の圧力が上昇し、サブレギュレータ３２がポンプ２の傾転角を減少させる方向に力を発生させる。この結果、第１および第２の実施形態にかかる油圧駆動装置よりも早く、ポンプ２の吐出流量を減少させることができ、駆動源１で消費されるエネルギーを小さくすることができる。

＜参考例＞
本発明の参考例にかかる作業機械の油圧駆動装置の構成を図１１に示す。本参考例は、第１〜第３の実施形態にかかる油圧駆動装置と異なるタイプの油圧回路に本発明を適用したものである。以下、第１〜第３の実施形態と同様の部分には、それらと同じ符号を配し、その説明を省略する。

本参考例にかかる油圧駆動装置は方向切替弁のタイプが今までの実施形態におけるものと異なる。すなわち、本参考例において、方向切替弁４１は中立位置にあるときポンプ２とタンクを連通させないクローズドセンタ式であり、かつスプール内に負荷圧取り出し通路４２が設けられている。

また、本参考例にかかる油圧駆動装置はポンプ制御装置１００Ｃを備え、ポンプ制御装置１００Ｃは、上述した実施形態における制御圧供給油路１２ｂ及び分岐油路１２ｃに代え、方向切替弁４１の負荷圧取り出し通路４２に接続された制御圧供給油路１２ｅ（第２油路）及び分岐油路１２ｆを備え、レギュレータ１１のボトム側室１１ｃは制御圧供給油路１２ｅ（第２油路）に接続され、ボトム側室１１ｃに負荷圧取り出し通路４２によって取り出した油圧シリンダ２の負荷圧（方向切替弁４１の出側圧力）が制御圧として導かれる。第１の実施形態と同様、制御圧はレギュレータ１１内においてポンプ２の目標ポンプ吐出圧を設定する。また、制御圧は分岐油路１２ｆを介してアンロード弁１３の受圧部１３ｃに導かれ、制御圧が増加するにしたがってアンロード弁１３のリリーフ圧を増加させるよう構成されている。

また、制御圧が操作パイロット圧から負荷圧に変更されたことに伴って、レギュレータ１１のロッド側室１１ｂの有効受圧面積Ａｒとボトム側室１１ｃの有効受圧面積Ａｂの比（面積比）及びアンロード弁１３の受圧部１３ａの有効受圧面積Ａｐと受圧部１３ｃの有効受圧面積をＡｃの比（面積比）が負荷圧に適合するように、すなわち前述した（３）式を満たすように調整されている。（３）式において、本参考例の場合、最高制御圧Ｐcmaxは油圧シリンダ３の最高負荷圧である。油圧シリンダ３の最高負荷圧は、方向切替弁４１と油圧シリンダ３とを接続するアクチュエータラインに設けられたオーバロードリリーフ弁のリリーフ圧である。なお、油圧アクチュエータが複数ある場合は、最高負荷圧はそれらの負荷圧の最も高い圧力となる。また、その場合は、複合操作時に負荷圧差を吸収し、方向切換弁４１の前後差圧を制御するため圧力補償弁を設置することが必要となる。

上記以外の構成は第１の実施形態と同じである。

このように構成した本参考例においては、クローズドセンタ式の方向切替弁４１を用いたため、油圧シリンダ３の駆動時にタンクへの戻り流量が発生せず、特許文献１に記載のオープンセンタ式の油圧回路と同様、省エネ性を維持することができる。

その上で、ポンプ制御装置１００Ｃの動作原理と効果は、制御圧が操作パイロット圧から負荷圧に変更された結果、操作量に応じた圧力制御性が得られない点を除いて、第１の実施形態のポンプ制御装置１００と実質的に同じであり、図２及び図６の説明が実質的に当てはまる。したがって、本参考例においても、ポンプ傾転角のハンチングを効果的に回避しつつ、ポンプ吐出圧を制御することができる。

＜第４の実施形態＞
本発明の第４の実施形態にかかる作業機械の油圧駆動装置の構成を図１２に示す。本実施形態は、クローズドセンタ式の方向切替弁４１を有する油圧回路に本発明を適用しかつ操作量に応じた圧力制御性も得られるようにしたものである。以下、第１〜第３の実施形態及び参考例と同様の部分には、それらと同じ符号を配し、その説明を省略する。

本実施形態にかかる油圧駆動装置は、参考例と同様、クローズドセンタ式の方向切替弁４１を備え、方向切替弁４１のスプール内に負荷圧取り出し通路４２が設けられている。

また、本実施形態にかかる油圧駆動装置は、第１の実施形態と同様のポンプ制御装置１００を備え、レギュレータ１１のボトム側室１１ｃには操作パイロット圧が制御圧として導かれ、アンロード弁１３の受圧部１３ｃにも同じ制御圧が導かれている。

そして、本実施形態にかかる油圧駆動装置は、ポンプ２と方向切替弁４１の間に圧力補償弁４３が配置されている。圧力補償弁４３は、開き方向にばね４３ａと負荷圧取り出し通路４２によって取り出した負荷圧（方向切替弁４１の出側圧力）が作用し、閉じ方向に方向切替弁４１の入側圧力が作用し、方向切替弁４１のメータインの前後差圧をばね４３ａにより設定される所定値に保持するように構成されている。

上記以外の構成は第１の実施形態と同じである。

このように構成した本実施形態においては、参考例と同様に、省エネ性を維持しつつ、ポンプ傾転角のハンチングを回避することができる。また、本実施形態では、操作パイロット圧を制御圧としてレギュレータ１１のボトム側室１１ｃに導いたので、クローズドセンタ式の方向切替弁４１を有する油圧回路において、操作量に応じた圧力制御性を得ることができる。

また、油圧シリンダ３の負荷が軽負荷である場合は、オペレータが操作レバー９を大きく操作すると、制御圧（操作パイロット圧）が高くなり、図２の特性Ｘで示すようにポンプ吐出圧も高くなるため、ポンプ吐出圧と負荷圧との差が大きくなる。この場合、圧力補償弁４３の絞り作用で方向切替弁４１のメータインの前後差圧は所定値に保持されるため、余剰の流量が油圧シリンダ３に供給されることが防止される。逆に、油圧シリンダ３の負荷が重負荷である場合は、オペレータが操作レバーを適度に操作することで、ポンプ吐出圧を負荷圧より高く調節することができる。このとき、操作量が小さめである場合は、圧力補償弁４３は全開し、ポンプ２が吐出する圧油のほぼ全量を油圧シリンダ３に供給して油圧シリンダ３を駆動することができる。

＜その他＞
上記実施形態では、操作レバー装置を操作レバー９とパイロット方向切替弁１０を備える構成としたが、パイロット方向切替弁１０に代え２つの減圧弁を用いるなど、操作量に応じた操作パイロット圧を生成するものであればどのような構成であってもよい。また、操作レバー装置は操作パイロット圧を生成するものとしたが、操作レバーの操作に応じて電気信号を生成する所謂電気レバー装置であってもよい。この場合、公知の如く、電気信号はコントローラに入力され、コントローラは電気信号を電磁弁の制御信号に変換し、電磁弁に出力する。電磁弁は制御信号により駆動され、操作レバーの操作量に応じた操作パイロット圧を出力する。この操作パイロット圧は、方向切替弁の受圧部に導かれ、方向切換弁を切り換え操作するとともに、例えば図１に示す制御圧供給油路１２ｂを介して制御圧としてレギュレータ１１のボトム側室１１ｃに導かれる。これにより上述した実施形態と同様の効果が得られる。

また、上記実施形態では、油圧アクチュエータが１個の場合について説明したが、複数の油圧アクチュエータを有する油圧駆動装置にも同様に本発明を適用することができる。

また、本発明の油圧駆動装置は建設機械を含む種々の作業機械に適用可能である。本発明の油圧駆動装置が適用可能な作業機械の一例として、例えば建設機械の代表例である油圧ショベルがある。油圧ショベルは複数の油圧アクチュエータを有している。上述したように、本発明は複数の油圧アクチュエータを有する油圧駆動装置にも適用することができる。これにより油圧ショベルの油圧駆動装置において上述した効果が得られる。

１…駆動源（ディーゼルエンジン）
２…油圧ポンプ
２ａ…斜板（容量変更部材）
３…油圧シリンダ
４…チェック弁
５…方向切替弁（オープンセンタ式）
６…バイパスカット弁
７…シャトル弁
８…パイロット油圧源
９…操作レバー
１０…パイロット方向切替弁
１１…レギュレータ（第１レギュレータ）
１１ａ…ピストン１１ａ
１１ｂ…ロッド側室
１１ｃ…ボトム側室
１１ｄ…レギュレータ調整ばね（容量減少力発生装置）
１２ａ…ポンプ油路（第１油路）
１２ｂ…制御圧供給油路（第２油路）
１２ｃ…分岐油路
１２ｄ…絞り圧供給油路（第３油路）
１２ｅ…制御圧供給油路（第２油路）
１２ｆ…
１３…アンロード弁（可変リリーフ弁）
１３ａ…受圧部
１３ｂ…アンロード調節ばね
１３ｃ…受圧部
２１…増圧切替弁（増圧切替装置）
２１ａ…増圧調整ばね
２１ｂ，２１ｃ…受圧部
３１…固定絞り（絞り圧発生装置）
３２…サブレギュレータ
３２ａ…ピストン
３２ｂ…ボトム側室
４１…方向切替弁（クローズドセンタ式）
４２…負荷圧取り出し通路
４３…圧力補償弁
１００，１００Ａ〜１００Ｃ…ポンプ制御装置

Claims (4)

1. 可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油によって駆動される油圧アクチュエータと、操作レバー装置の操作レバーを操作することによって操作され、前記油圧ポンプから前記油圧アクチュエータに供給される圧油の流れを制御する方向切替弁と、前記油圧ポンプの吐出流量を制御するポンプ制御装置とを備えた作業機械の油圧駆動装置において、
   前記油圧ポンプの吐出圧が導かれる第１油路と、
   前記油圧ポンプの目標ポンプ吐出圧を設定するための制御圧が導かれる第２油路とを備え、
   前記ポンプ制御装置は、
   前記第１油路と前記第２油路に接続され、前記油圧ポンプの容量が減少するように前記油圧ポンプの吐出圧が作用し、前記油圧ポンプの容量が増加するように前記制御圧が作用する第１レギュレータと、
   前記油圧ポンプの容量が増加するにしたがって大きくなる容量減少方向の力を発生する容量減少力発生装置とを有し、
   前記ポンプ制御装置は、前記操作レバー装置の操作レバーの操作量に基づいて前記制御圧を生成することを特徴とする作業機械の油圧駆動装置。
2. 請求項１に記載の作業機械の油圧駆動装置であって、
   前記油圧ポンプの吐出圧を制御する可変リリーフ弁を更に備え、
   前記可変リリーフ弁は、前記制御圧が閉じ方向に作用する受圧部を有し、前記制御圧が増加するにしたがってリリーフ圧を増加させるよう構成したことを特徴とする作業機械の油圧駆動装置。
3. 請求項１に記載の作業機械の油圧駆動装置であって、
   前記ポンプ制御装置は、
   前記第１油路に設けられた増圧切替装置を更に有し、
   前記増圧切替装置は、前記油圧ポンプの吐出圧が前記制御圧によって定まる前記目標吐出圧から所定値を減算した圧力より低い間は、前記第１油路を遮断して前記油圧ポンプの吐出圧の代わりにタンク圧を前記第１レギュレータに導くように構成したことを特徴とする作業機械の油圧駆動装置。
4. 請求項２に記載の作業機械の油圧駆動装置であって、
   前記ポンプ制御装置は、
   前記可変リリーフ弁の下流側に設けられた絞り圧発生装置と、
   前記絞り圧発生装置によって発生した絞り圧が導かれる第３油路と、
   前記第３油路に接続され、前記絞り圧発生装置によって発生した絞り圧が前記油圧ポンプの容量を減少させるように作用する第２レギュレータとを更に有することを特徴とする作業機械の油圧駆動装置。

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