WO2012060298A1 - 排気ガス浄化装置を備えた建設機械用油圧駆動システム - Google Patents

Abstract

　ロードセンシング制御を行う油圧駆動システムにおいて、アクチュエータ操作がない場合にポンプ出力上昇制御により排気ガス浄化装置（４２）のフィルタ堆積物を効率的に燃焼除去し、アクチュエータ操作とポンプ出力上昇制御を同時に行っても互いに影響し合わず、かつ簡便で低コストな構成とする。エンジン回転数検出弁（１３）の上流側のパイロットポンプ（３０）の吐出圧とタンク圧を切り換えてシャトル弁（４５）に出力する電磁切換弁（４６）と、差圧減圧弁（１１）の出力圧をＬＳ制御弁（１７ｂ）に導く油路（１２ｂ）に配置され、ロードセンシング制御の有効、無効を切り換える電磁切換弁（４８）を備え、コントローラ（４９）は、排気ガス浄化装置（４２）が再生を必要とするときに、電磁切換弁（４６）がパイロットポンプ（３０）の吐出圧を疑似負荷圧として出力し、電磁切換弁（４８）がロードセンシング制御を無効とするように切り換える。

Description

排気ガス浄化装置を備えた建設機械用油圧駆動システム

　本発明は、油圧ショベル等の建設機械に用いられ、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にロードセンシング制御を行う建設機械の油圧駆動システムに係わり、特に、エンジンの排気ガスに含まれる粒子状物質（パーティキュレートマター）を浄化するための排気ガス浄化装置を備えた建設機械の油圧駆動システムに関する。

　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にロードセンシング制御を行う油圧駆動システムはロードセンシングシステムと呼ばれており、例えば特許文献１に記載されている。

　特許文献１に記載の油圧駆動システムは、エンジンと、このエンジンにより駆動される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た圧油により駆動される複数のアクチュエータと、油圧ポンプから複数のアクチュエータへ供給される圧油の流量を制御する複数の流量・方向制御弁と、複数のアクチュエータの最高負荷圧を検出する検出回路と、油圧ポンプの吐出圧が前記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ロードセンシング制御する制御手段と、油圧ポンプを複数の流量・方向制御弁に接続する管路に設けられ、油圧ポンプの吐出圧が最高負荷圧に設定圧を加算した圧力よりも高くなると開状態になって油圧ポンプの吐出油をタンクに戻し、油圧ポンプの吐出圧の上昇を制限するアンロード弁とを備えている。

　また、ロードセンシングシステムであって排気ガス浄化装置を備えたものとして、特許文献２に記載のものがある。このものでは、排気管に設けられた排気ガス浄化装置に排気抵抗センサを設け、センサの検出値が所定レベル以上になったときに、制御装置から信号を出力して、メインポンプのレギュレータとアンロード弁を制御し、油圧ポンプの吐出量と吐出圧を同時に上昇させてエンジンに油圧的な負荷をかける。これによりエンジンの出力を高くして排気ガス温度を上昇させ、酸化触媒を活性化してフィルタ堆積物を燃焼させフィルタを再生する。

特開２００１－１９３７０５号公報 特許第３０７３３８０号公報

　油圧ショベル等の建設機械はその駆動源としてディーゼルエンジンを搭載している。ディーゼルエンジンから排出される粒子状物質（以下ＰＭという）の排出量は、ＮＯｘ、ＣＯ、ＨＣ等とともに年々規制が強化されてきている。このような規制に対して、エンジンに排気ガス浄化装置を設け、エンジン排気ガス浄化装置内のディーゼルパティキュレートフィルタ（ＤＰＦ：Diesel Particulate Filter ）と呼ばれるフィルタでＰＭを捕集して、外部へ排出されるＰＭの量を低減することが一般的に行われている。この排気ガス浄化装置では、フィルタのＰＭ補足量が増加してくるとフィルタは目詰まりを起こしてゆき、そのことによりエンジンの排圧が上昇して、燃費の悪化等を誘発するため、フィルタに捕集したＰＭを適宜燃焼してフィルタの目詰まりを除去し、フィルタを再生することが必要である。

　フィルタの再生には、通常、酸化触媒を用いる。酸化触媒はフィルタの上流側に配置される場合と、フィルタに直接担持される場合と、その両方の場合とがあるが、いずれの場合も酸化触媒を活性化するためには、排気ガスの温度が酸化触媒の活性温度よりも高くなければならず、そのために排気ガス温度を強制的に酸化触媒の活性温度よりも高い温度に上昇させる必要がある。

　特許文献１に記載の油圧駆動システムでは、可変容量型のメインポンプはロードセンシング制御を行うため、例えば全ての操作レバーが中立にあるときには、メインポンプの傾転角（容量）は最小となり、吐出流量も最少となる。また、メインポンプの吐出圧はアンロード弁により制御され、全ての操作レバーが中立にあるときはメインポンプの吐出圧はアンロード弁の設定圧とほぼ等しい最小圧力となる。その結果、メインポンプの吸収トルクも最小となる。

　このようなロードセンシング制御を行う油圧駆動システムのエンジンに排気ガス浄化装置を設けた場合は、全ての操作レバーが中立にあるときは、エンジンの負荷は低くなり、エンジンの排気ガスの温度は低くなってしまう。

　特許文献２に記載の油圧駆動システムでは、排気ガス浄化装置のフィルタの再生が必要になると、そのことを排気抵抗センサで検出し、メインポンプの吐出流量と吐出圧を同時に上昇させる制御（以下、ポンプ出力上昇制御という）を行うことでエンジンに油圧的な負荷をかけ、エンジンの出力を高くして排気ガス温度を上昇させ、酸化触媒を活性化してフィルタ堆積物を燃焼させている。このため全ての操作レバーが中立にあるときでも、メインポンプの吸収馬力は小さくならず、フィルタの再生を行うことができる。

　しかし、特許文献２の技術では、いずれかの操作レバーを操作してアクチュエータを動作している状態でポンプ出力上昇制御を行ったり、ポンプ出力上昇制御中に操作レバーを操作してアクチュエータを動作させたりするなど、アクチュエータ操作とポンプ出力上昇制御とを同時に行った場合には、互いに影響し合い、アクチュエータの操作性を損ねたり、ポンプ出力上昇制御に不具合を生じてしまう可能性があった。

　すなわち、特許文献２では、排ガス浄化装置が再生を必要とする条件のときに、制御装置から信号を出力してメインポンプのレギュレータを直接制御することによって目標流量Ｑ２を得る一方、制御装置からの信号でアンロード弁を直接制御することにより、目標圧力Ｐ２を得ている。これにより全ての操作レバーが中立にあり、アクチュエータ操作がない場合は、目標圧力Ｐ２と目標流量Ｑ２が得られるので、メインポンプの吸収トルクをポンプ出力上昇制御に必要な目標値に合わせこむことが可能である。

　しかし、例えばポンプ出力上昇制御中に、低負荷・大流量のアクチュエータ操作（例えばアームクラウド操作など）を行うと、メインポンプから吐出された圧油は、アームシリンダに流入するが、ポンプ出力上昇制御によるレギュレータの制御で得られるメインポンプの目標流量Ｑ２よりもアームシリンダの要求流量が多い場合には、アームシリンダが目標のスピードに達しなくなる。また、メインポンプの吐出圧も低下して目標圧力Ｐ２に達しなくなり、メインポンプの吸収トルクも最適値から減少してしまう。

　また、例えばポンプ出力上昇制御中に、高負荷・小流量のアクチュエータ操作（例えばバケットダンプ操作など）を行うと、アンロード弁には制御装置からの信号と本来のアクチュエータの負荷圧とが作用するので、アンロード弁によって制御されるメインポンプの吐出圧が目標圧力Ｐ２よりも高くなり、メインポンプの吸収トルクも最適値から増加してしまう。

　このような理由から、特許文献２では、ポンプ出力上昇制御を操作レバーが中立にあるときに限って行うことを推奨している。

　また、アンロード弁は、比較的高圧であるメインポンプの吐出圧とアクチュエータの負荷圧とが作用する構成であり、制御装置から信号を出力してアンロード弁を電気的に制御するためには、電機制御部が非常に高価なものになってしまうという問題もある。

　本発明の目的は、ロードセンシング制御を行う油圧駆動システムにおいて、アクチュエータ操作がない場合にポンプ出力上昇制御により排気ガス浄化装置内のフィルタ堆積物を効率的に燃焼除去することができ、かつアクチュエータ操作とポンプ出力上昇制御を同時に行っても互いに影響し合わず、アクチュエータの操作性が損なわれたり、ポンプ出力上昇制御に不具合を生じることがなく、しかも簡便かつ低コストで実現することができる建設機械の油圧駆動システムを提供することである。

　（１）本発明は、上記目的を達成するために、エンジンと、このエンジンにより駆動される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た圧油により駆動される複数のアクチュエータと、前記油圧ポンプから複数のアクチュエータへ供給される圧油の流量を制御する複数の流量・方向制御弁と、前記複数のアクチュエータの最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出回路と、前記油圧ポンプの吐出圧が高くなるにしたがって前記油圧ポンプの容量を減らし、前記油圧ポンプの吸収トルクが予め設定した最大トルクを超えないように制御する吸収トルク一定制御を行うトルク制御部及び前記油圧ポンプの吐出圧が前記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制御するロードセンシング制御部を有するポンプ制御装置と、前記油圧ポンプを前記複数の流量・方向制御弁に接続する管路に設けられ、前記油圧ポンプの吐出圧が前記最高負荷圧に設定圧を加算した圧力よりも高くなると開状態になって前記油圧ポンプの吐出油をタンクに戻し、前記油圧ポンプの吐出圧の上昇を制限するアンロード弁とを備えた油圧駆動システムにおいて、所定圧力とタンク圧のいずれか一方を切り換えて出力し、その出力圧を疑似負荷圧として前記最高負荷圧検出回路に導く第１切換弁と、前記ポンプ制御装置の前記ロードセンシング制御部によるロードセンシング制御の有効、無効を切り換える第２切換弁と、前記エンジンの排気ガスを浄化する排気ガス浄化装置と、前記排気ガス浄化装置が再生を必要としないときは、前記第１切換弁が前記タンク圧を疑似負荷圧として出力し、前記第２切換弁が前記ポンプ制御装置によるロードセンシング制御を有効とし、前記排気ガス浄化装置が再生を必要とするときは、前記第１切換弁が前記所定圧力を疑似負荷圧として出力し、前記第２切換弁が前記ポンプ制御装置によるロードセンシング制御を無効するように前記第１及び第２切換弁を切り換える制御装置とを備えるものとする。

　このように構成した本発明の作用は次のようである。

　排気ガス浄化装置のフィルタのＰＭ堆積量が増加し、排気ガス浄化装置が再生を必要とする状態になると、制御装置は第１及び第２切換弁を切り換え、第１切換弁は、アクチュエータ操作がない場合、所定圧力を疑似負荷圧として出力し、第２切換弁はロードセンシング制御を無効とする。

　第１切換弁が所定圧力を疑似負荷圧として出力することで、最高負荷圧検出回路は、最高負荷圧として、疑似負荷圧（所定圧力）と実際の複数のアクチュエータの最も高い負荷圧の高い方を選択する。このためアンロード弁の働きにより、油圧ポンプの吐出圧は、疑似負荷圧（所定圧力）と実際の複数のアクチュエータの最高負荷圧との高い方の圧力に、アンロード弁の設定圧とアンロード弁のオーバーライド特性によって決まる圧力を加算した圧力に保たれる。また、ロードセンシング制御が無効となることで、ポンプ制御装置はトルク制御部だけが機能するようになり、油圧ポンプの容量はトルク制御部の吸収トルク一定制御の最大トルクの範囲内で増加する。このため所定圧力（疑似負荷圧）を適切な値に設定しておくことで、油圧ポンプの吸収トルクはトルク制御部による吸収トルク一定制御の最大トルクまで上昇する。すなわち、トルク制御部による吸収トルク一定制御を利用したポンプ出力上昇制御（ポンプ吸収トルク上昇制御）が行われる。

　このように油圧ポンプの吸収トルクが上昇すると、それに応じてエンジンの負荷が高くなり、排気温度が上昇する。これにより排気ガス浄化装置に設けられた酸化触媒が活性化するため、排気ガス中に未燃燃料を供給することにより、未燃燃料が活性化した酸化触媒によって燃焼して排気ガスの温度が上昇し、その高温の排気ガスによりフィルタに堆積したＰＭが燃焼除去される。

　また、ポンプ出力上昇制御中に低負荷・大流量のアクチュエータ操作を行い、油圧ポンプから吐出された圧油がアクチュエータに流入したとしても、ロードセンシング制御を無効としているため、ポンプ制御装置は、トルク制御部の吸収トルク一定制御の最大トルクの範囲内で油圧ポンプ２の容量を増加させるよう制御し続ける。その結果、アクチュエータには必要な流量が供給され、ポンプ出力上昇制御の影響を受けることなく、アクチュエータ操作を行うことができる。

　また、アクチュエータの負荷圧が疑似負荷圧（所定圧力）よりも低い場合であっても、最高負荷圧として疑似負荷圧（所定圧力）が選択され、油圧ポンプの吐出圧は、アンロード弁の働きにより、アクチュエータ操作が行われる前と同じ値に保たれる。このためアクチュエータ操作の影響を受けて油圧ポンプの吐出圧が低下することはなく、アクチュエータ操作が行われる前と同様のポンプ出力上昇制御を行うことができる。

　また、ポンプ出力上昇制御中に、高負荷・小流量のアクチュエータ操作を行った場合は、そのアクチュエータの負荷圧が最高負荷圧として選択され、油圧ポンプの吐出圧は、アンロード弁の働きにより、アクチュエータの負荷圧に応じて上昇する。このとき、油圧ポンプの吸収トルクは、トルク制御部の吸収トルク一定制御により最大トルクを超えないように制御される。これによりアクチュエータ操作の影響を受けることなく、アクチュエータ操作が行われる前と同様のポンプ出力上昇制御を行うことができる。一方、油圧ポンプの吐出圧は負荷圧に応じて上昇するため、ポンプ出力上昇制御の影響を受けることなく、アクチュエータ操作を行うことができる。

　以上のようにアクチュエータ操作とポンプ出力上昇制御を同時に行っても互いに影響し合わず、アクチュエータの操作性が損なわれたり、ポンプ出力上昇制御に不具合を生じることを防止することができる。

　更に、第１切換弁と第２切換弁は比較的安価な切換弁であるため、上記効果を簡便かつ低コストで実現することができる。

　（２）上記（１）において、好ましくは、前記エンジンにより駆動されるパイロットポンプと、このパイロットポンプに接続され、前記複数の流量・方向制御弁を制御するための圧油を供給するパイロット圧供給油路と、前記パイロット圧供給油路に設けられた絞り部を有し、この絞り部の圧損により前記エンジン回転数に依存する油圧信号を生成するエンジン回転数検出弁とを更に備え、前記ポンプ制御装置のロードセンシング制御部は、前記エンジン回転数検出弁が生成する前記油圧信号を前記ロードセンシング制御の目標差圧として設定するように構成されており、前記第１切換弁は、前記所定圧力として、前記エンジン回転数検出弁の上流側の圧力である前記パイロットポンプの吐出圧を出力する。

　これによりエンジン回転数検出弁の上流側の圧力という既存の圧力を利用して疑似圧力としての所定圧力を生成することができる。

　（３）上記（１）又は（２）において、好ましくは、前記ポンプ制御装置に前記油圧ポンプの吐出圧と前記最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁を更に備え、前記第２切換弁は、前記ポンプ制御装置のロードセンシング制御部に前記差圧減圧弁の出力圧を導く油路に配置され、前記排気ガス浄化装置が再生を必要としないときは前記差圧減圧弁の出力圧を出力し、前記排気ガス浄化装置が再生を必要とするときは前記タンク圧を出力するよう切り換えられる。

　これにより差圧減圧弁の出力圧をポンプ制御装置のロードセンシング制御部に導く油路に第２切換弁を介在させるだけの簡単な構成で、ロードセンシング制御の有効、無効を切り換えることができる。

　（４）また、上記（１）～（３）において、好ましくは、前記排気ガス浄化装置の排気抵抗を検出するための圧力検出装置を更に備え、前記制御装置は、前記圧力検出装置の検出結果に基づいて、前記第１及び第２切換弁を同時に切り換えるように制御する。

　これにより圧力検出装置を用いて排気ガス浄化装置の再生の要否を検出し、第１及び第２切換弁を切り換えることができる。

　（５）また、上記（１）～（４）において、好ましくは、前記ポンプ制御装置のトルク制御部は、前記油圧ポンプの吐出圧と容量との関係を示す特性であって、最大容量一定特性と最大吸収トルク一定特性とで構成される特性が予め設定され、前記油圧ポンプの吐出圧が、前記最大容量一定特性から最大吸収トルク一定特性への移行点の圧力である第１の値以下にあるときは、前記油圧ポンプの吐出圧が上昇しても前記油圧ポンプの最大容量を一定とし、前記油圧ポンプの吐出圧が前記第１の値を超えて上昇すると、前記油圧ポンプの最大容量が最大吸収トルク一定特性に応じて減少するように前記油圧ポンプの容量を制御するように構成されており、前記所定圧力は、この所定圧力に前記アンロード弁の設定圧と前記アンロード弁のオーバーライド特性の圧力を加算した圧力が、前記最大容量一定特性から最大吸収トルク一定特性への移行点付近の圧力以上の値になるように設定されている。

　これにより疑似負荷圧が最高負荷圧として選択された場合と実際の負荷圧が最高負荷圧として選択された場合のいずれの場合も、トルク制御部による吸収トルク一定制御を利用した最大トルクでポンプ出力上昇制御を行うことができる。

　ロードセンシング制御を行う油圧駆動システムにおいて、アクチュエータ操作がない場合にポンプ出力上昇制御により排気ガス浄化装置内のフィルタ堆積物を効率的に燃焼除去することができ、かつアクチュエータ操作とポンプ出力上昇制御を同時に行っても互いに影響し合わず、アクチュエータの操作性が損なわれたり、ポンプ出力上昇制御に不具合を生じることを防止することができる。また、そのような効果を簡便かつ低コストで実現することができる。

本発明の第１の実施の形態における油圧駆動システムの構成を示す図である。 馬力制御傾転ピストンによるメインポンプのＰｑ（圧力－ポンプ容量）特性を示す図である。 メインポンプの吸収トルク特性を示す図である。 本実施の形態における油圧駆動システムが搭載される油圧ショベルの外観を示す図である。 排気ガス浄化装置内のＰＭ堆積量と排気抵抗センサによって検出される排気抵抗（フィルタの前後差圧）との関係を示す図である。 コントローラの処理機能を示すフローチャートである。 タンク圧が０ＭＰａであると仮定した場合のアンロード弁の動作特性を示す図である。 本発明の第２の実施の形態における油圧駆動システムの構成を示す図である。 本発明の第３の実施の形態における油圧駆動システムの構成を示す図である。

　以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。
＜第１の実施の形態＞
～構成～
　図１は本発明の第１の実施の形態における油圧駆動システムの構成を示す図である。本実施の形態は、本発明をフロントスイング式の油圧ショベルの油圧駆動システムに適用した場合のものである。

　図１において、本実施の形態に係わる油圧駆動システムは、エンジン１と、このエンジン１により駆動されるメインポンプとしての可変容量型の油圧ポンプ（以下メインポンプという）２及び固定容量型のパイロットポンプ３０と、メインポンプ２から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３ａ，３ｂ，３ｃ…と、メインポンプ２の吐出油の供給油路５に接続されたアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に対応する油路８ａ，８ｂ，８ｃ…に接続され、メインポンプ２からアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に供給される圧油の流量と方向をそれぞれ制御するクローズドセンタ型の複数の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…と、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…の上流側において油路８ａ，８ｂ，８ｃ…に接続され、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…のメータイン絞り部の前後差圧を制御する圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ…と、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の負荷圧のうちの最高圧力を選択して出力するシャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…と、メインポンプ２の吐出圧と前記最高負荷圧との差圧を絶対圧として油路１２ａ，１２ｂに出力する差圧減圧弁１１と、メインポンプ２の吐出油の供給油路５に接続され、供給油路５の圧力（メインポンプ２の最高吐出圧－最高回路圧力）が設定圧力以上にならないように制限するメインリリーフ弁１４と、メインポンプ２の吐出油の供給油路５に接続され、供給油路５の圧力が最高負荷圧にバネ１５ａで設定されたクラッキング圧（設定圧）Ｐｕｎを加算した圧力よりも高くなると、開状態になって供給油路５の圧油をタンクＴに戻し、最高負荷圧に対する供給油路の圧力の上昇を制限するアンロード弁１５と、メインポンプ２の傾転角（容量或いは押しのけ容積）を制御するポンプ制御装置１７と、パイロットポンプ３０に接続され、複数の流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…を制御するための圧油を供給するパイロット圧供給油路３１と、パイロット圧供給油路３１に配置され、エンジン１の回転数に比例するパイロットポンプ３０の吐出流量に基づいて、エンジン回転数に依存する油圧信号を絶対圧Ｐｇｒとして出力するエンジン回転数検出弁１３と、パイロット圧供給油路３１のエンジン回転数検出弁１３の下流側油路部分であるパイロット油路３１ｂに接続され、パイロット油路３１ｂの圧力を一定に保つパイロットリリーフ弁３２と、ゲートロックレバー２４によって操作され、パイロット圧供給油路３１の更に下流側の油路部分であるパイロット油路３１ｃをパイロット油路３１ｂ及びタンクＴの一方に選択的に連通させる安全弁としてのゲートロック弁１００と、パイロット油路３１ｃに接続され、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…を操作して対応するアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…を動作させるための指令パイロット圧（指令信号）を生成する操作レバー装置１２２，１２３（図４参照）とを備えている。

　アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃは例えば油圧ショベルの旋回モータ、ブームシリンダ及びアームシリンダであり、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃはそれぞれ例えば旋回用、ブーム用、アーム用の流量・方向制御弁である。図示の都合上、バケットシリンダ、ブームスイングシリンダ、走行モータ等のその他のアクチュエータ及びこれらアクチュエータに係わる流量・方向制御弁の図示は省略している。

　圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ…は、その目標補償差圧として差圧減圧弁１１の出力圧が油路１２ａを介して導かれる開方向作動の受圧部２１ａ，２１ｂ，２１ｃ…と、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…のメータイン絞り部の前後差圧を検出する受圧部２２ａ，２３ａ、２２ｂ，２３ｂ，２２ｃ，２３ｃ…を有し、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…のメータイン絞り部の前後差圧が差圧減圧弁１１の出力圧（メインポンプ２の吐出圧とアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧との差圧）に等しくなるように制御する。すなわち、圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ…のそれぞれの目標補償差圧はメインポンプ２の吐出圧とアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧との差圧に等しくなるように設定されている。

　流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…はそれぞれ負荷ポート２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…を有し、これらの負荷ポート２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…は、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置にあるときはタンクＴに連通し、負荷圧としてタンク圧を出力し、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…が中立位置から図示左右の操作位置に切り換えられたときは、それぞれのアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…に連通し、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の負荷圧を出力する。

　シャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…はトーナメント形式に接続され、負荷ポート２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…とともに最高負荷圧検出回路を構成する。すなわち、シャトル弁９ａは、シャトル弁４５（後述）を経由して導かれる流量・方向制御弁６ａの負荷ポート２６ａの圧力と流量・方向制御弁６ｂの負荷ポート２６ｂの圧力との高圧側を選択して出力し、シャトル弁９ｂは、シャトル弁９ａの出力圧と流量・方向制御弁６ｃの負荷ポート２６ｃの圧力との高圧側を選択して出力し、シャトル弁９ｃは、シャトル弁９ｂの出力圧と図示しない他の同様なシャトル弁の出力圧との高圧側を選択して出力する。シャトル弁９ｃは最後段のシャトル弁であり、その出力圧は最高負荷圧として信号油路２７，２７ａを介して差圧減圧弁１１及びアンロード弁１５に導かれる。

　差圧減圧弁１１は、パイロット油路３１ｂの圧力が油路３３，３４を介して導かれ、その圧力を元圧としてメインポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧を絶対圧として生成するバルブであり、メインポンプ２の吐出圧が導かれる受圧部１１ａと、最高負荷圧が導かれる受圧部１１ｂと、自身の出力圧が導かれる受圧部１１ｃとを有している。

　アンロード弁１５は、アンロード弁のクラッキング圧Ｐｕｎを設定する閉方向作動の上述したバネ１５ａと、供給油路５の圧力（メインポンプ２の吐出圧）が導かれる開方向作動の受圧部１５ｂと、最高負荷圧が信号油路２７ａを介して導かれる閉方向作動の受圧部１５ｃとを有し、供給油路５の圧力が最高負荷圧にバネ１５ａの設定圧Ｐｕｎを加算した圧力よりも高くなると、開状態になって供給油路５の圧油をタンクＴに戻し、供給油路５の圧力の上昇を制限する。アンロード弁１５のバネ１５ａの設定圧は、一般的に、エンジン１が定格最高回転数にあるときのエンジン回転数検出弁１３の差圧減圧弁１３ｂの出力圧により設定されるロードセンシング制御の目標差圧（後述）と概ね同じ値か、それよりも少し高い圧力に設定されており、本実施の形態では、ロードセンシング制御の目標差圧と同じ値に設定されている。

　流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…と、圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ…と、シャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…及び後述するシャトル弁４５と、差圧減圧弁１１と、メインリリーフ弁１４と、アンロード弁１５とは、コントロールバルブ４内に配置されている。

　エンジン回転数検出弁１３は、パイロットポンプ３０からの吐出流量に応じてその絞り量が可変となる特性を持つ可変絞り弁１３ａと、その可変絞り弁１３ａの前後差圧を絶対圧Ｐｇｒとして出力する差圧減圧弁１３ｂとから構成される。パイロットポンプ３０の吐出流量はエンジン回転数に依存して変化するため、可変絞り弁１３ａの前後差圧もエンジン回転数に依存して変化し、その結果、差圧減圧弁１３ｂが出力する絶対圧Ｐｇｒもエンジン回転数に依存して変化する。差圧減圧弁１３ｂの出力圧（可変絞り弁１３ａの前後差圧の絶対圧）は、油路４０を介してロードセンシング制御の目標差圧としてメインポンプ２の傾転角（容量或いは押しのけ容積）を制御するポンプ制御装置１７に導かれる。これによりエンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善が図れ、エンジン回転数を低く設定した場合に良好な微操作性が得られる。この点は特開平１０－１９６６０４号公報に詳しい。

　ポンプ制御装置１７はトルク制御傾転ピストン１７ａ（トルク制御部）と、ＬＳ制御弁１７ｂ及びＬＳ制御傾転ピストン１７ｃ（ロードセンシング制御部）とを有している。

　トルク制御傾転ピストン１７ａはメインポンプ２の吐出圧が高くなるにしたがってメインポンプ２の傾転角を減らして、メインポンプ２の吸収トルク（入力トルク）が予め設定した最大トルクを超えないように制御し、これによりメインポンプ２の吸収トルクがエンジン１の制限トルク（図２の制限トルクＴＥＬ）を越えないように制御され、メインポンプ２の消費馬力を制限し、過負荷によるエンジン１の停止（エンジンストール）が防止される。

　ＬＳ制御弁１７ｂは対向する受圧部１７ｄ，１７ｅを有し、受圧部１７ｄには油路４０を介してエンジン回転数検出弁１３の差圧減圧弁１３ｂの出力圧がロードセンシング制御の目標差圧（目標ＬＳ差圧）として導かれ、受圧部１７ｅに油路１２ｂを介して差圧減圧弁１１の出力圧（メインポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧の絶対圧）が導かれる。ＬＳ制御弁１７ｂは、差圧減圧弁１１の出力圧が差圧減圧弁１３ｂの出力圧よりも高くなると、パイロット油路３１ｂの圧力を油路３３を介してＬＳ制御傾転ピストン１７ｃに導いてメインポンプ２の傾転角を減らし、差圧減圧弁１１の出力圧が差圧減圧弁１３ｂの出力圧よりも低くなると、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃをタンクＴに連通してメインポンプ２の傾転角を増やし、これによりメインポンプ２の吐出圧が最高負荷圧よりも差圧減圧弁１３ｂの出力圧（目標差圧）だけ高くなるようにメインポンプ２の傾転角を制御する。これによりＬＳ制御弁１７ｂ及びＬＳ制御傾転ピストン１７ｃは、メインポンプ２の吐出圧Ｐdが複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧ＰLmaxよりも目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御する。

　図２及び図３を用いてトルク制御傾転ピストン１７ａのトルク制御の詳細を説明する。図２はトルク制御傾転ピストン１７ａによるメインポンプ２の吐出圧と容量（傾転角）との関係を示す特性（以下、Ｐｑ（圧力－ポンプ容量）特性という）を示す図であり、図３はメインポンプ２の吸収トルク特性を示す図である。図２及び図３の横軸はメインポンプ２の吐出圧Ｐを示している。図２の縦軸はメインポンプ２の容量（或いは傾転角）ｑを示し、図３の縦軸はメインポンプ２の吸収トルクＴｐを示している。

　図２において、メインポンプ２のＰｑ特性は、最大容量一定特性Ｔｐ０と最大吸収トルク一定特性Ｔｐ１，Ｔｐ２とで構成されている。

　メインポンプ２の吐出圧Ｐが、最大容量一定特性Ｔｐ０から最大吸収トルク一定特性Ｔｐ１，Ｔｐ２に移行する折れ点（移行点）の圧力である第１の値Ｐ０以下にあるとき、メインポンプ２の吐出圧Ｐが上昇してもメインポンプ２の最大容量はｑ０で一定である。このとき、図３に示すように、メインポンプ２の吐出圧Ｐが上昇するにしたがって、ポンプ吐出圧とポンプ容量との積であるメインポンプ２の最大吸収トルクは増加する。メインポンプ２の吐出圧Ｐが第１の値Ｐ０を超えて上昇すると、メインポンプ２の最大容量は最大吸収トルク一定特性ＴＰ１，ＴＰ２の特性線に沿って減少し、メインポンプ２の吸収トルクはＴＰ１，ＴＰ２の特性によって決まる最大トルクＴmaxに保たれる。ＴＰ１，ＴＰ２の特性線は吸収トルク一定曲線（双曲線）を近似するよう図示しない２つのバネによって設定されており、最大トルクＴmaxはほぼ一定である。また、その最大トルクＴmaxエンジン１の制限トルクＴＥＬよりも小さくなるように設定されている。これによりメインポンプ２の吐出圧Ｐが第１の値Ｐ０を超えて上昇するとメインポンプ２の最大容量を減らして、メインポンプ２の吸収トルク（入力トルク）が予め設定した最大トルクＴmaxを超えないように制御し、メインポンプ２の吸収トルクがエンジン１の制限トルクＴＥＬを越えないように制御される。この特性ＴＰ１，ＴＰ２による最大吸収トルクの制御を吸収トルク一定制御（或いは吸収馬力一定制御）という。

　図１に戻り、本実施の形態の油圧駆動システムは、上述した構成に加えて更に下記の構成を備えている。

　すなわち、油圧駆動システムは、エンジン１の排気系を構成する排気管路４１に配置された排気ガス浄化装置４２と、排気ガス浄化装置４２内の排気抵抗を検出する排気抵抗センサ４３と、排気ガス浄化装置４２を強制的に再生することを指令する強制再生スイッチ４４と、流量・方向制御弁６ａの負荷ポート２６ａの圧力をシャトル弁９ａに導く油路に配置され、負荷ポート２６ａの圧力と外部圧力（後述）との高圧側を選択して出力するシャトル弁４５と、パイロット圧供給油路３１のエンジン回転数検出弁１３の上流側油路部分であるパイロットポンプ３０の吐出圧（パイロット油路３１ａの圧力）とタンク圧とを切り換えて、その一方の圧力を出力し、その出力圧を外部圧力としてシャトル弁４５に導く電磁切換弁４６（第１切換弁）と、差圧減圧弁１１の出力圧をＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅに導く油路１２ｂに配置され、差圧減圧弁１１の出力圧（メインポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧の絶対圧）とタンク圧とを切り換えて、その一方の圧力をＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅに導く電磁切換弁４８（第２切換弁）と、排気抵抗センサ４３の検出信号と強制再生スイッチ４４の指令信号を入力して所定の演算処理を行い、電磁切換弁４６，４８を切り換えるための電気信号を出力するコントローラ４９（制御装置）とを備えている。

　排気ガス浄化装置４２は内蔵するフィルタによって排気ガスに含まれる粒子状物質（ＰＭ）を捕集する。また、排気ガス浄化装置４２は酸化触媒を備えており、排気ガス温度が所定温度以上になると酸化触媒が活性化し、その酸化触媒で排気ガス中に添加された未燃燃料を燃焼させることで排気ガス温度を上昇させ、フィルタに捕集され堆積したＰＭを燃焼処理する。

　排気抵抗センサ４３は、例えば、排気ガス浄化装置４２のフィルタの上流側と下流側の前後差圧（排気ガス浄化装置４２の排気抵抗）を検出する差圧検出装置である。

　電磁切換弁４６は、コントローラ４９から出力される電気信号がＯＦＦのときは図示の位置にあり、タンク圧を外部圧力として出力し、電気信号がＯＮになると図示の位置から切り換わり、パイロットポンプ３０の吐出圧（所定圧力）を外部圧力として出力する。電磁切換弁４８は、コントローラ４９から出力される電気信号がＯＦＦのときは図示の位置にあり、差圧減圧弁１１の出力圧（メインポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧の絶対圧）を出力し、電気信号がＯＮになると図示の位置から切り換わり、タンク圧を出力する。

　パイロット圧供給油路３１には、エンジン回転数に比例した圧力を絶対圧Ｐｇｒとして出力するエンジン回転数検出弁１３が設けられており、エンジン回転数検出弁１３の上流側の圧力であるパイロット油路３１ａの圧力は、パイロットリリーフ弁３２によって決まるパイロット油路３１ｂの圧力（例えば３．９ＭＰａ）に、エンジン回転数検出弁１３が出力する絶対圧Ｐｇｒ（例えば２．０ＭＰａ）を加算した圧力（例えば３．９ＭＰａ＋２．０ＭＰａ＝５．９ＭＰａ）に保たれている。このパイロットポンプ３０の吐出圧は、全ての操作レバーが中立にあるときに、その圧力（５．９ＭＰａ）にアンロード弁１５の設定圧（例えば２．０ＭＰａ）とアンロード弁のオーバーライド特性の圧力（例えば２．０ＭＰａ）を加算した圧力（約１０ＭＰａ）が、トルク制御傾転ピストン１７ａによるメインポンプ２の最大容量一定特性から最大吸収トルク一定特性への移行点付近の圧力（約１０ＭＰａ）に等しいかそれよりも高い値となる圧力であり、これにより全ての操作レバーが中立にあるときにその圧力（パイロットポンプ３０の吐出圧）を疑似負荷圧として出力することで、トルク制御傾転ピストン１７ａによる吸収トルク一定制御を利用した最大トルクＴmaxでポンプ吸収トルク上昇制御を実施することが可能となる（後述）。

　図４は、本実施の形態における油圧駆動システムが搭載される油圧ショベルの外観を示す図である。

　油圧ショベルは、下部走行体１０１と、この下部走行体１０１上に旋回可能に搭載された上部旋回体１０２と、この上部旋回体１０２の先端部分にスイングポスト１０３を介して上下及び左右方向に回動可能に連結されたフロント作業機１０４とを備えている。下部走行体１０１はクローラ式であり、トラックフレーム１０５の前方側に上下動可能な排土用のブレード１０６が設けられている。上部旋回体１０２は基礎下部構造をなす旋回台１０７と、旋回台１０７上に設けられたキャノピタイプの運転室１０８とを備えている。フロント作業機１０４はブーム１１１と、アーム１１２と、バケット１１３とを備え、ブーム１１１の基端はスイングポスト１０３にピン結合され、ブーム１１１の先端はアーム１１２の基端にピン結合され、アーム１１２の先端はバケット１１３にピン結合されている。

　上部旋回体１０２は下部走行体１０１に対して旋回モータ３ａにより旋回駆動され、ブーム１１１、アーム１１２、バケット１１３は、それぞれ、ブームシリンダ３ｂ、アームシリンダ３ｃ、バケットシリンダ３ｄを伸縮することにより回動する。下部走行体１０１は左右の走行モータ３ｆ，３ｇにより駆動される。ブレード１０６はブレードシリンダ３ｈにより上下に駆動される。図１ではバケットシリンダ３ｄ、左右の走行モータ３ｆ，３ｇ、ブレードシリンダ３ｈやそれらの回路要素の図示を省略している。

　運転室１０８には、運転席１２１、操作レバー装置１２２、１２３（図２では右側のみ図示）及びゲートロックレバー２４が設けられている。

　図５は、排気ガス浄化装置４２内のＰＭ堆積量と排気抵抗センサ４３によって検出される排気抵抗（フィルタの前後差圧）との関係を示す図である。

　図５において、排気ガス浄化装置４２内のＰＭ堆積量が増加するにしたがって排気ガス浄化装置４２の排気抵抗は上昇する。図中、Ｗｂは自動再生制御が必要となるＰＭ堆積量であり、ΔＰｂはＰＭ堆積量がＷｂであるときの排気抵抗である。Ｗａは再生制御を終了させてもよいＰＭ堆積量であり、ΔＰａはＰＭ堆積量がＷａであるときの排気抵抗である。

　コントローラ４９の記憶装置（図示せず）には、ΔＰｂが自動再生制御を開始するためのしきい値として記憶され、ΔＰａが再生制御を終了させるためのしきい値として記憶されている。

　図６は、コントローラ４９の処理機能を示すフローチャートである。コントローラ４９による排気ガス浄化装置４２の再生処理手順を、図６にしたがって説明する。

　まず、コントローラ４９は、排気抵抗センサ４３からの検出信号と強制再生スイッチ４４からの指令信号に基づいて、排気ガス浄化装置４２内の排気抵抗ΔＰと自動再生制御を開始するためのしきい値ΔＰｂとを比較し、ΔＰ＞ΔＰｂかどうかを判定するとともに、強制再生スイッチ４４がＯＦＦからＯＮに切り換わったかどうかを判定する（ステップＳ１００）。ΔＰ＞ΔＰｂとなった場合、或いは強制再生スイッチ４４がＯＮの場合には、次の処理に進む。ΔＰ＞ΔＰｂでなく、強制再生スイッチ４４がＯＮでない場合は、何もせず、その判定処理を繰り返す。

　ΔＰ＞ΔＰｂとなった場合、或いは強制再生スイッチ４４がＯＮの場合、コントローラ４９は、電磁切換弁４６，４８に出力する電気信号をＯＮにし、電磁切換弁４６，４８を図示の位置から切り換えて、ポンプ吸収トルク上昇制御を開始する（ステップＳ１１０）。また、コントローラ４９は、排気ガス中に未燃燃料を供給する処理を行う。この処理は、例えば、エンジン１の電子ガバナ（図示せず）を制御して、エンジン主噴射後の膨張行程におけるポスト噴射（追加噴射）を実施することにより行う。

　ポンプ吸収トルク上昇制御はメインポンプ２の吐出圧と容量を制御してメインポンプ２の吸収トルクを増加させる制御であり（後述）、メインポンプ２の吸収トルクを増加させることによりメインポンプ２の出力（馬力）も増加する。すなわち、ポンプ吸収トルク上昇制御はポンプ出力上昇制御と同義である。

　ポンプ吸収トルク上昇制御が開始されるとエンジン１の油圧負荷が高くなり、エンジン１の排気ガスの温度が上昇する。これにより排気ガス浄化装置４２に設けられた酸化触媒が活性化する。このような状況下で、排気ガス中に未燃燃料を供給することにより、未燃燃料が活性化した酸化触媒によって燃焼して排気ガスの温度を上昇させ、その高温の排気ガスによりフィルタに堆積したＰＭを燃焼除去する。

　なお、未燃燃料の供給は、排気管に再生制御用の燃料噴射装置を設け、この燃料噴射装置を作動させることにより行ってもよい。

　ポンプ吸収トルク上昇制御の間、コントローラ４９は、排気ガス浄化装置４２に設けられた排気抵抗センサ４３からの検出信号に基づいて、排気ガス浄化装置４２内の排気抵抗ΔＰと自動再生制御を終了するためのしきい値ΔＰａとを比較し、ΔＰ＜ΔＰａとなったかどうかを判定し（ステップＳ１２０）、ΔＰ＜ΔＰａでない場合、ステップＳ１１０に戻り、ポンプ吸収トルク上昇制御を継続する。ΔＰ＜ΔＰａとなると、コントローラ４９は電磁切換弁４６，４８に出力する電気信号をＯＦＦにし、電磁切換弁４６，４８を図示の位置に切り換えて、ポンプ吸収トルク上昇制御を停止する（ステップＳ１３０）。また、これと同時に未燃燃料の供給を停止する。
～動作～
　次に、ポンプ吸収トルク上昇制御（ポンプ出力上昇制御）の詳細を含め本実施の形態の動作を説明する。

　１．全操作レバー中立かつ電磁切換弁４６，４８ＯＦＦの場合
　まず、全ての操作レバー（操作レバー装置１２２，１２３等の操作レバー）が中立にあり、図６のステップＳ１００の判定が否定されたときは、電磁切換弁４６，４８はそれぞれ図示の位置にある。電磁切換弁４６が図示の位置にあるとき、電磁切換弁４６はタンク圧を外部圧力として出力し、そのタンク圧がシャトル弁４５に導かれる。全ての操作レバーが中立にあるときは、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…は図示の中立位置に保持され、それらの負荷ポート２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…の圧力もタンク圧となる。このため、シャトル弁４５及びシャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…によって検出される最高負荷圧はタンク圧となる。一方、電磁切換弁４８が図示の位置にあるときは、電磁切換弁４８は差圧減圧弁１１の出力圧（メインポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧の絶対圧）を出力し、この出力圧がＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅに導かれる。このため、ＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅに導かれる圧力は差圧減圧弁１１の出力圧となる。したがって、このときの油圧駆動システムの動作は従来のシステムと同様であり、メインポンプ２の傾転角（容量）は最小となり、吐出流量も最少となる。また、メインポンプ２の吐出圧はアンロード弁１５により制御され、メインポンプ２の吐出圧はアンロード弁１５の設定圧とほぼ等しい最小圧力となる。その結果、メインポンプ２の吸収トルクも最小となる。

　このときの各部の動作の詳細は次のようである。

　シャトル弁４５及びシャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…によって検出される最高負荷圧はタンク圧であり、差圧減圧弁１１は、メインポンプ２の吐出圧（供給油路５の圧力）とタンク圧との差を絶対圧力として出力し、ポンプ制御装置１７のＬＳ切換弁１７ｂには、エンジン回転数検出弁１３の出力圧と差圧減圧弁１１の出力圧とが導かれている。メインポンプ２の吐出圧（供給油路５の圧力）が上昇し、エンジン回転数検出弁１３の出力圧よりも大きくなると、ＬＳ切換弁１７ｂは図示右側の位置に切り換わり、メインポンプ２の傾転角制御ピストン１７ｃに導かれる圧力が上昇し、メインポンプ２の傾転角が小さくなるよう制御される。しかし、メインポンプ２には、その最小傾転角を規定するストッパが設けられるため、メインポンプ２はストッパにより規定される最小傾転角に保持され、最少流量を吐出する。

　一方、供給油路５にはアンロード弁１５が設けられており、アンロード弁１５の受圧部１５ｃにタンク圧（最高負荷圧）が導かれ、アンロード弁１５は、供給油路５の圧力がタンク圧（最高負荷圧）にバネ１５ａの設定圧Ｐｕｎを加算した圧力よりも高くなると、開状態になって供給油路５の圧油をタンクＴに戻し、供給油路５の圧力の上昇を制限する。

　図７は、タンク圧が０ＭＰａであると仮定した場合のアンロード弁１５の動作特性を示す図である。図中、タンク圧がアンロード弁１５の受圧部１５ｃに導かれた場合の供給油路５の通過流量（メインポンプ２の吐出流量）と圧力（メインポンプ２の吐出圧）との関係を、破線で示している。供給油路５の圧力は、図７にＡ点で示すように、最高負荷圧として検出されたタンク圧（０ＭＰａ）にアンロード弁１５の設定圧（クラッキング圧）Ｐｕｎとアンロード弁１５のオーバーライド特性の圧力を加算した圧力Ｐｒａとなるよう制御される。

　一例として、エンジン回転数検出弁１３がロードセンシング目標差圧として出力する絶対圧Ｐｇｒを２．０ＭＰａとし、アンロード弁１５の設定圧（クラッキング圧）Ｐｕｎを差圧減圧弁１３ｂが出力する絶対圧Ｐｇｒ（ロードセンシング目標差圧）と等しい２．０ＭＰａとする。アンロード弁１５のオーバーライド特性は、メインポンプ２の吐出流量によって変化する。このときはメインポンプ２の吐出流量は最少流量Ｑra（Ｑmin）であるので、アンロード弁１５のオーバーライド特性の圧力は僅かである。その結果、供給油路５の圧力（メインポンプ２の吐出圧）Ｐｒａは、２．０ＭＰａより僅かに高い圧力となる。この圧力は、図２及び図３にＡ点で示す圧力であり、最小圧力Ｐminに相当する。また、このときのメインポンプ２の吸収トルクは最小トルクＴminとなる。

　２．全操作レバー中立かつ電磁切換弁４６，４８ＯＮの場合
　全ての操作レバー（操作レバー装置１２２，１２３等の操作レバー）が中立にあるときに、排気ガス浄化装置４２の再生が必要となり、図６のステップＳ１００の判定が肯定された場合、電磁切換弁４６，４８はそれぞれＯＮの電気信号により図示の位置から切り換えられる。

　パイロット圧供給油路３１の油路部分（パイロット油路）３１ｂには、パイロットリリーフ弁３２が設けられ、パイロット圧油路３１ｂの圧力を、ある一定の圧力（例えば３．９ＭＰａ）に保っている。また、パイロット圧供給油路３１には、エンジン回転数に比例した圧力を絶対圧Ｐｇｒとして出力するエンジン回転数検出弁１３が設けられている。エンジン回転数検出弁１３の上流側に位置するパイロットポンプ３０の吐出圧（パイロット油路３１ａの圧力）は、パイロットリリーフ弁３２のセット圧Ｐｉｏによって決まるパイロット油路３１ｂの圧力（例えば３．９ＭＰａ）に、エンジン回転数検出弁１３が出力する絶対圧Ｐｇｒ（例えば２．０ＭＰａ）を加算した圧力（例えば３．９ＭＰａ＋２．０ＭＰａ＝５．９ＭＰａ）に保たれている。

　電磁切換弁４６が図示の位置から切り換わると、電磁切換弁４６はパイロットポンプ３０の吐出圧を出力し、シャトル弁４５にはその圧力が導かれる。このため、シャトル弁４５及びシャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…によって検出される最高負荷圧は、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧と、パイロットポンプ３０の吐出圧の高い方の圧力が選択される。このときは、全ての操作レバー装置が中立であり、流量・方向制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ…の負荷ポート２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…の圧力がタンク圧であるため、最高負荷圧として、パイロットポンプ３０の吐出圧が検出され、この圧力が疑似負荷圧としてアンロード弁１５の受圧部１５ｃに導かれる。

　図７の実線は、疑似負荷圧がアンロード弁１５の受圧部１５ｃに導かれた場合の供給油路５の通過流量（メインポンプ２の吐出流量）と圧力（メインポンプ２の吐出圧）との関係を示している。供給油路５の圧力は、図７にＢ点で示すように、疑似負荷圧（パイロットポンプ３０の吐出圧）に、アンロード弁１５の設定圧（クラッキング圧）Ｐｕｎとアンロード弁１５のオーバーライド特性の圧力を加算した圧力Ｐｒｂとなるように制御される。

　一例として、パイロットリリーフ弁３２のセット圧Ｐｉｏを３．９ＭＰａとする。また、前述したように、エンジン回転数検出弁１３がロードセンシング目標差圧として出力する絶対圧Ｐｇｒを２．０ＭＰａとし、アンロード弁１５の設定圧（クラッキング圧）Ｐｕｎを絶対圧（ロードセンシング目標差圧）Ｐｇｒと等しい２．０ＭＰａとする。また、このときのアンロード弁１５のオーバーライド特性の圧力を約２．０ＭＰａ程度だったとする。この場合は、供給油路５の圧力（メインポンプ２の吐出圧）Ｐｒｂは、約１０ＭＰａに達する。

　一方、電磁切換弁４８が図示の位置から切り換わると、メインポンプ２のロードセンシング制御を司るＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅにはタンク圧が導かれ、ＬＳ制御弁１７bは、図示左側の位置に切り換わる。これによりロードセンシング制御が無効となるとともに、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃの圧油は、ＬＳ制御弁１７ｂを介してタンクＴに戻され、メインポンプ２の傾転（容量）はバネ力によって増加し、メインポンプ２の吐出流量が増加する。

　ここで、通常、油圧ショベルなどの建設機械の場合、トルク制御傾転ピストン１７ａによるメインポンプ２のＰｑ（圧力－ポンプ容量）特性における折れ点の圧力Ｐ０は、１０ＭＰａ程度に設定することが多い。結果的に、電磁切換弁４６と電磁切換弁４８を図示位置から切り換えたときのメインポンプ２の吐出圧（図２、図３、図７でＰｒｂ）は、メインポンプ２のＰｑ特性の折れ点付近の圧力となり、図２のＢ点に示すように、メインポンプ２の容量は、トルク制御傾転ピストン１７ａによる吸収トルク一定制御により決まる値ｑｂとなり、メインポンプ２の吐出流量は図７のＢ点の値Ｑｒｂとなる。また、このときのメインポンプ２の吸収トルクは、図３にＢ点で示すように最大トルクＴmaxとなる。

　このように電磁切換弁４６と電磁切換弁４８を切り換えることでメインポンプ２の吸収トルクは吸収トルク一定制御の最大トルクＴmaxまで上昇し、トルク制御傾転ピストン１７ａによる吸収トルク一定制御を利用した最大トルクＴmaxでのポンプ吸収トルク上昇制御を行うことができる。

　このようにメインポンプ２の吸収トルクが上昇すると、それに応じてエンジン１の負荷が高くなり、排気温度が上昇する。これにより排気ガス浄化装置４２に設けられた酸化触媒が活性化するため、前述したように、排気ガス中に未燃燃料を供給することにより、未燃燃料が活性化した酸化触媒によって燃焼して排気ガスの温度が上昇し、その高温の排気ガスによりフィルタに堆積したＰＭが燃焼除去される。

　このポンプ吸収トルク上昇制御は、排気ガス浄化装置４２に設けられた排気抵抗センサ４３で検出した排気ガス浄化装置４２内の排気抵抗ΔＰがしきい値ΔＰａより小さくなるまで継続される。

　３．電磁切換弁４６，４８ＯＮで操作レバーを操作した場合
　次に、上記２の電磁切換弁４６，４８がＯＮの状態の再生中に操作レバーを操作した場合について説明する。

　任意のアクチュエータ、例えばブーム用の操作レバーを操作した場合は、流量・方向制御弁６ｂが切り換わり、ブームシリンダ３ｂに圧油が供給され、ブームシリンダ３ｂが駆動される。このとき、流量・方向制御弁６ｂの負荷ポート２６ｂはブームシリンダ３ｂの負荷圧となる。

　また、電磁切換弁４６，４８は図示の位置から切り換えられているため、シャトル弁４５及びシャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…によって検出される最高負荷圧は、ブームシリンダ３ｂの負荷圧とパイロットポンプ３０の吐出圧の高い方の圧力となる。

　まず、ブームシリンダ３ｂの負荷圧がパイロットポンプ３０の吐出圧より低い場合について説明する。

　ブームシリンダ３ｂの負荷圧がパイロットポンプ３０の吐出圧より低い場合は、全ての操作レバーが中立である上記２の場合と同様、最高負荷圧としてパイロットポンプ３０の吐出圧が疑似負荷圧として検出され、この疑似負荷圧がアンロード弁１５の受圧部１５ｃに導かれる。このとき、メインポンプ２の吐出圧は、アンロード弁１５の働きにより、アクチュエータ操作が行われる前と同じ値に保たれる。また、電磁切換弁４８が図示の位置から切り換わっているため、上記２の場合と同様に、メインポンプ２のロードセンシング制御を司るＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅにタンク圧が導かれ、ロードセンシング制御が無効となるとともに、メインポンプ２の容量が増加し、メインポンプ２の吐出流量が増加する。このためメインポンプ２の吐出圧（供給油路５の圧力）と吐出流量（供給油路５の通過流量）は、アクチュエータ操作が行われる前と同様に、図２及び図７にＢ点で示すように制御され、アクチュエータ操作が行われる前と同様の吸収トルク一定制御を利用したポンプ吸収トルク上昇制御を行うことができる。

　また、ロードセンシング制御が無効となり、メインポンプ２の吐出流量が増加するため、ブームシリンダ３ｂには必要な流量が供給され、ポンプ吸収トルク上昇制御の影響を受けることなく、アクチュエータ操作を行うことができる。

　更に、流量・方向制御弁６ｂを流れる流量は、流量・方向制御弁６ｂのメータイン絞りの開口面積とメータイン絞りの前後差圧によって決まり、メータイン絞りの前後差圧は圧力補償弁７ｂによって差圧減圧弁１１の出力圧と等しくなるように制御されるため、流量・方向制御弁６ｂを流れる流量（したがってブームシリンダ３ｂの駆動速度）は操作レバーの操作量に応じて制御される。

　次に、ブームシリンダ３ｂの負荷圧がパイロットポンプ３０の吐出圧より高い場合について説明する。

　ブームシリンダ３ｂの負荷圧がパイロットポンプ３０の吐出圧より高い場合は、最高負荷圧としてブームシリンダ３ｂの負荷圧ＰＬが検出され、この負荷圧ＰＬがアンロード弁１５の受圧部１５ｃに導かれる。このため、供給油路５の圧力（メインポンプ２の吐出圧）は、図７にＣ点で示すように、ブームシリンダ３ｂの負荷圧ＰＬにアンロード弁１５の設定圧（クラッキング圧）Ｐｕｎとアンロード弁１５のオーバーライド特性の圧力を加算した圧力Ｐｒｃとなるように制御され、全操作レバーが中立時の圧力Ｐｒｂより高くなる。一方、電磁切換弁４８は図示の位置から切り換わっているため、上記２の場合と同様に、メインポンプ２のロードセンシング制御を司るＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅにタンク圧が導かれ、ロードセンシング制御が無効となるとともに、メインポンプ２の容量は増加する。

　その結果、メインポンプ２の吸収トルクは、トルク制御傾転ピストン１７ａ（トルク制御部）の吸収トルク一定制御により最大トルクＴmaxを超えないように制御され、図２のＣ点に示すように、メインポンプ２の容量は、トルク制御傾転ピストン１７ａによる吸収トルク一定制御により決まる値ｑｃとなり、メインポンプ２の吐出流量は図７のＣ点に示すＱｒｃとなる。このためアクチュエータ操作の影響を受けることなく、アクチュエータ操作が行われる前と同様のポンプ吸収トルク上昇制御を行うことができる。

　一方、メインポンプ２の吐出圧は負荷圧に応じて上昇するため、ポンプ吸収トルク上昇制御の影響を受けることなく、アクチュエータ操作を行うことができる。

　更に、流量・方向制御弁６ｂを流れる流量は、流量・方向制御弁６ｂのメータイン絞りの開口面積とメータイン絞りの前後差圧によって決まり、メータイン絞りの前後差圧は圧力補償弁７ｂによって差圧減圧弁１１の出力圧と等しくなるように制御されるため、流量・方向制御弁６ｂを流れる流量（したがってブームシリンダ３ｂの駆動速度）は操作レバーの操作量に応じて制御される。

　ブーム以外の操作レバーを単独で操作した場合の動作も同様である。

　次に、２つ以上のアクチュエータの操作レバーを操作した場合について説明する。

　２つ以上のアクチュエータの操作レバー、例えばブーム用の操作レバーとアーム用の操作レバーを操作した場合は、流量・方向制御弁６ｂ，６ｃが切り換わり、ブームシリンダ３ｂ及びアームシリンダ３ｃに圧油が供給され、ブームシリンダ３ｂ及びアームシリンダ３ｃが駆動される。

　また、電磁切換弁４６は図示の位置から切り換えられているため、シャトル弁４５及びシャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…によって検出される最高負荷圧は、ブームシリンダ３ｂ及びアームシリンダ３ｃの負荷圧とパイロットポンプ３０の吐出圧の高い方の圧力となる。

　ここで、ブームシリンダ３ｂ及びアームシリンダ３ｃの負荷圧がパイロットポンプ３０の吐出圧より低い場合は、最高負荷圧としてパイロットポンプ３０の吐出圧が疑似負荷圧として検出されるため、このときのメインポンプ２の吐出圧（供給油路５の圧力）と容量と吐出流量（供給油路５の通過流量）の制御は、上述したアクチュエータの単独操作においてアクチュエータの負荷圧が疑似負荷圧より低い場合と同様となる。

　また、ブームシリンダ３ｂ及びアームシリンダ３ｃの負荷圧がパイロットポンプ３０の吐出圧より高い場合は、最高負荷圧としてブームシリンダ３ｂとアームシリンダ３ｃの負荷圧のうちの高い方の負荷圧ＰＬＨが検出され、この負荷圧ＰＬＨがアンロード弁１５の受圧部１５ｃに導かれる。このときのメインポンプ２の吐出圧（供給油路５の圧力）と容量と吐出流量（供給油路５の通過流量）の制御は、上述したアクチュエータの単独操作においてアクチュエータの負荷圧が疑似負荷圧より高い場合と同様であり、メインポンプ２の吐出圧と容量と吐出流量は、そのときの負荷圧ＰＬＨの大きさに応じて、例えば、図２及び図７にＤ点で示すように制御され、メインポンプ２の吸収トルクは図３にＤ点で示すようにほぼ最大トルクＴmaxとなるよう制御される。

　また、流量・方向制御弁６ｂ，６ｃを流れる流量は、流量・方向制御弁６ｂ，６ｃのメータイン絞りの開口面積とメータイン絞りの前後差圧によって決まり、メータイン絞りの前後差圧は圧力補償弁７ｂ，７ｃによって差圧減圧弁１１の出力圧と等しくなるように制御される。これによりブームシリンダ３ｂとアームシリンダ３ｃの負荷圧の大小に係わらず、流量・方向制御弁６ｂ，６ｃのメータイン絞り部の開口面積に応じた比率でブームシリンダ３ｂとアームシリンダ３ｃに圧油を供給することができる。

　更に、このとき、メインポンプ２の吐出流量が流量・方向制御弁６ｂ，６ｃが要求する流量に満たないサチュレーション状態になっても、サチュレーションの程度に応じて差圧減圧弁１１の出力圧（メインポンプ２の吐出圧とアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ…の最高負荷圧との差圧）が低下し、これに伴って圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ…の目標補償差圧も小さくなるので、メインポンプ２の吐出流量を流量・方向制御弁６ｂ，６ｃが要求する流量の比に再分配できる。

　ブームとアーム以外の複数の操作レバーを同時に操作した場合の動作も同様である。

　以上のように、排気ガス浄化装置４２の再生中にどのようにアクチュエータが操作された場合でも、アクチュエータ操作がない場合と同様、吸収トルク一定制御を利用したポンプ吸収トルク上昇制御を行うことができ、エンジン１の負荷を増加させて排気温度を上昇させることができる。
～効果～
　以上のように構成した本実施の形態によれば、次の効果が得られる。

　１．排気ガス浄化装置４２のフィルタのＰＭ堆積量が増加し、排気ガス浄化装置４２が再生を必要とする状態になると、コントローラ４９は電磁切換弁４６，４８を切り換え、電磁切換弁４６は、パイロットポンプ３０の吐出圧（所定圧力）を疑似負荷圧として出力し、電磁切換弁４８はロードセンシング制御を無効とする。これにより前述したように、全ての操作レバーが中立にあり、アクチュエータ操作がない場合であっても、メインポンプ２の吸収トルクはトルク制御傾転ピストン１７ａによる吸収トルク一定制御の最大トルクＴmaxまで上昇する。すなわち、吸収トルク一定制御を利用したポンプ吸収トルク上昇制御（ポンプ出力上昇制御）が行われる。このようにメインポンプ２の吸収トルクが上昇すると、エンジン１の負荷が高くなり、排気温度が上昇し、排気ガス浄化装置４２内のフィルタ堆積物を効率的に燃焼除去することができる。

　２．ポンプ吸収トルク上昇制御中に低負荷・大流量のアクチュエータ操作（例えばアームシリンダ３ｃによるアームクラウド操作など）を行い、メインポンプ２から吐出された圧油がアクチュエータに流入したとしても、ロードセンシング制御を無効としているため、ポンプ制御装置１７は、トルク制御傾転ピストン１７ａ（トルク制御部）の吸収トルク一定制御の最大トルクの範囲内でメインポンプ２の容量を増大させるよう制御し続ける。その結果、アクチュエータには必要な流量が供給され、ポンプ吸収トルク上昇制御の影響を受けることなく、アクチュエータ操作を行うことができる。

　また、アクチュエータの負荷圧が疑似負荷圧（所定圧力）よりも低い場合であっても、最高負荷圧として疑似負荷圧が選択され、メインポンプ２の吐出圧は、アンロード弁１５の働きにより、アクチュエータ操作が行われる前と同じ値に保たれる。このためアクチュエータ操作の影響を受けてメインポンプ２の吐出圧が低下することはなく、アクチュエータ操作が行われる前と同様のポンプ吸収トルク上昇制御を行うことができる。

　また、ポンプ吸収トルク上昇制御中に、高負荷・小流量のアクチュエータ操作（例えばバケットシリンダ３ｄによるバケットダンプ操作など）を行った場合は、シャトル弁９ａ，９ｂ，９ｃ…からなる最高負荷圧検出回路によりそのアクチュエータの負荷圧を最高負荷圧として選択され、メインポンプ２の吐出圧は、アンロード弁１５の働きにより、アクチュエータの負荷圧に応じて上昇する。このとき、メインポンプ２の吸収トルクは、トルク制御傾転ピストン１７ａ（トルク制御部）の吸収トルク一定制御により最大トルクＴmaxを超えないように制御される。これによりアクチュエータ操作の影響を受けることなく、アクチュエータ操作が行われる前と同様のポンプ吸収トルク上昇制御を行うことができる。一方、メインポンプ２の吐出圧は負荷圧に応じて上昇するため、ポンプ吸収トルク上昇制御の影響を受けることなく、アクチュエータ操作を行うことができる。

　以上のようにアクチュエータ操作とポンプ吸収トルク上昇制御（ポンプ出力上昇制御）を同時に行っても互いに影響し合わず、アクチュエータの操作性が損なわれたり、ポンプ吸収トルク上昇制御に不具合を生じることを防止することができる。

　３．電磁切換弁４６と電磁切換弁４８は比較的安価な切換弁であるため、上記効果を簡便かつ低コストで実現することができる。

　４．電磁切換弁４６は、パイロット圧供給油路３１のエンジン回転数検出弁１３の上流側油路部分であるパイロットポンプ３０の吐出圧（パイロット油路３１ａの圧力）とタンク圧とを切り換えて、その一方の圧力を出力し、その出力圧を外部圧力としてシャトル弁４５に導く構成としたため、ポンプ吸収トルク上昇制御のための疑似負荷圧（所定圧力）として既存の圧力を利用することができ、システム構成を更に安価にできる。

　５．差圧減圧弁１１の出力圧をポンプ制御装置１７のＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅに導く油路１２ｂに電磁切換弁４８を介在させ、差圧減圧弁１１の出力圧とタンク圧とを切り換えてＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅに導くようにしたので、ロードセンシング制御を確実に停止し、トルク制御のみとすることができる。また、簡単な構成で、ロードセンシング制御の有効、無効を切り換えることができる。
＜第２の実施の形態＞
　本発明の第２の実施の形態を図８を用いて説明する。図８は本発明の第２の実施の形態における油圧駆動システムの構成を示す図である。本実施の形態は、ロードセンシング制御の有効／無効を切り換える第２切換弁の他の例を示すものである。

　図８において、油圧駆動システムは、エンジン回転数検出弁１３の差圧減圧弁１３ｂの出力圧ＰｇｒをＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｄに導く油路４０に配置され、差圧減圧弁１３ｂの出力圧とパイロット油路３１ｂの圧力とを切り換えて、その一方の圧力をＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｄに導く電磁切換弁５１を備えている。図１の油圧駆動システムにおいて油路１２ｂにあった電磁切換弁４８は備えていない。前述したように、差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒは、例えば、２．０ＭＰａ程度であり、パイロット油路３１ｂの圧力は、例えば、３．９ＭＰａ程度である。

　コントローラ４９は、図６に示すステップＳ１１０において、ΔＰ＞ΔＰｂとなった場合、或いは強制再生スイッチ４４がＯＮの場合、電磁切換弁４６と電磁切換弁５１に出力する電気信号をＯＮにし、電磁切換弁４６，５１を図示の位置から切り換える。また、図６に示すステップＳ１３０において、ΔＰ＜ΔＰａとなると、電磁切換弁４６と電磁切換弁５１に出力する電気信号をＯＦＦにし、電磁切換弁４６，５１を図示の位置に切り換える。

　電磁切換弁５１は、コントローラ４９から電気信号がＯＦＦであるときは図示の位置にあり、差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒをロードセンシング制御の目標差圧としてＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｄに出力する。コントローラ４９から電気信号がＯＮに切り換わると、電磁切換弁５１は図示の位置から切り換わり、パイロット油路３１ｂの圧力をＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｄに出力する。前述したように、パイロット油路３１ｂの圧力は、差圧減圧弁１３ｂの出力圧Ｐｇｒ（２．０ＭＰａ）より高い３．９ＭＰａ程度であり、この圧力はＬＳ制御弁１７ｂの受圧部１７ｅに導かれる減圧弁１１の出力圧（メインポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧）より高い圧力である。その結果、ＬＳ制御弁１７ｂは図示左側の位置に切り換わり、ロードセンシング制御が無効となるとともに、ＬＳ制御傾転ピストン１７ｃがタンクＴに連通し、メインポンプ２の傾転（容量）が増加するように制御される。

　しかして、電磁切換弁４６，５１を図示の位置から切り換えたときは、第１の実施の形態と同様に、メインポンプ２の吐出圧（供給油路５の圧力）と容量と吐出流量（供給油路５の通過流量）は、図２及び図７にＢ点、Ｃ点、Ｄ点で示すように制御され、メインポンプ２の吸収トルクは図３にＢ点、Ｃ点、Ｄ点で示すようにほぼ最大トルクＴmaxとなるよう制御される。

　これにより本実施の形態においても、第１の実施の形態と同様にポンプ吸収トルク上昇制御を行うことができ、第１の実施の形態と同様の効果が得られる。
＜第３の実施の形態＞
　本発明の第３の実施の形態を図９を用いて説明する。図９は本発明の第３の実施の形態における油圧駆動システムの構成を示す図である。

　第１及び第２の実施の形態では、電磁切換弁４６が図示の位置から切り換えられたときに疑似負荷圧として出力する所定圧力としてパイロットポンプ３０の吐出圧を利用した。本実施の形態は、所定圧力発生源の他の例を他の例を示すものである。

　図９において、油圧駆動システムは、パイロットリリーフ弁３２によって生成されるパイロット油路３１ｂの圧力（通常、前述したように３．９ＭＰａ程度）を所定圧力まで増圧する増圧器５２を備え、増圧機５２の出力圧Ｐｉｏｈが電磁切換弁４６の入力の１つとして、図１の油圧駆動システムにおけるパイロットポンプ３０の吐出圧（パイロット油路３１ａの圧力）の代わりに導かれる。

　増圧器５２が出力する所定圧力は、その圧力に、アンロード弁１５の設定圧（クラッキング圧）Ｐｕｎとアンロード弁１５のオーバーライド特性の圧力を加算した圧力が、トルク制御傾転ピストン１７ａによるメインポンプ２のＰｑ（圧力－ポンプ容量）特性における最大容量一定特性Ｔｐ０から最大吸収トルク一定特性Ｔｐ１，Ｔｐ２への移行点付近の圧力に等しいかそれよりも高い値になるように設定されており、図示の例では、パイロットポンプ３０の吐出圧と圧力と同じ例えば５．９ＭＰａである。

　コントローラ４９は、図６に示すステップＳ１１０において、ΔＰ＞ΔＰｂとなった場合、或いは強制再生スイッチ４４がＯＮの場合、電磁切換弁４６，４８に出力する電気信号をＯＮにし、電磁切換弁４６，４８を図示の位置から切り換える。また、図６に示すステップＳ１３０において、ΔＰ＜ΔＰａとなると、電磁切換弁４６，４８に出力する電気信号をＯＦＦにし、電磁切換弁４６，４８を図示の位置に切り換える。

　電磁切換弁４６は、図示の位置にあるときは、タンク圧を疑似負荷圧としてシャトル弁４５に出力し、図示の位置から切り換えられると、増圧器５２の出力圧Ｐｉｏｈを疑似負荷圧としてシャトル弁４５に出力する。

　このように構成した本実施の形態においても、第１の実施の形態と同様にポンプ吸収トルク上昇制御を行うことができ、第１の実施の形態と同様の効果が得られる。

　また，本実施の形態では、全操作レバー中立時の擬似負荷圧として、パイロットリリーフ弁３２によって生成されるような比較的低圧を利用できるようになり、エンジン回転数検出弁１３を備えない油圧駆動システムに対しても、本発明が適用可能となる。
＜その他の実施の形態＞
　なお、上記実施の形態では、メインポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧を差圧減圧弁１１の出力圧により絶対圧として出力し、圧力補償弁７ｂ，７ｃ…の受圧部２１ｂ、２１ｃ…及び切換弁１７ｂの受圧部１７ｅに導いたが、圧力補償弁７ｂ，７ｃ…及び切換弁１７ｂにそれぞれ受圧部２１ｂ、２１ｃ…及び受圧部１７ｅに代えて対向する受圧部を設け、油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧を別々にそれらの受圧部に導くようにしてもよい。

　また、上記実施の形態では、旋回モータ３ａに係わる圧力補償弁７ａに負荷依存特性を持たせたが、旋回モータ３ａの負荷圧が一時的に高くなったときに旋回モータ３ａへの供給流量を減少させなくてもよい場合、或いは他の手段により同様の機能を持たせた場合は、圧力補償弁７ａは負荷依存特性のない通常の圧力補償弁であってもよい。

　更に、上記実施の形態では、メインポンプ２にストッパを設け、メインポンプ２の最少吐出流量が流量・方向制御弁６ａの最大開口面積に対応する旋回モータ３ａの最大流量より大きくなるようにメインポンプ２の最小傾転を制限したが、油圧ポンプのロードセンシング制御と圧力補償弁の制御との干渉によるシステムの不安定性を別の手段で解消できるようにする場合は、メインポンプ２の最少吐出流量を旋回モータ３ａの最大要求流量より小さい通常の値に設定してもよい。
＜その他の実施の形態＞
　以上の実施の形態は本発明の精神の範囲内で種々の変更が可能である。例えば、上記実施の形態では、差圧減圧弁１１の出力圧（メインポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧の絶対圧）を圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ…とＬＳ制御弁１７ｂに導いたが、メインポンプ２の吐出圧と最高負荷圧を別々に圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ…とＬＳ制御弁１７ｂに導いてもよい。この場合は、メインポンプ２の吐出圧をＬＳ制御弁１７ｂに導く油路に電磁切換弁４８を配置すれば、第１の実施の形態の電磁切換弁４８と同様、電磁切換弁４８を切り換えることで、ロードセンシング制御の有効、無効を切り換えることができる。

　また、上記実施の形態は、建設機械が油圧ショベルである場合について説明したが、油圧ショベル以外建設機械（例えば油圧クレーン、ホイール式ショベル等）であっても、ディーゼルエンジンと排気ガス浄化装置を備え、かつロードセンシング制御とトルク制御を行う油圧駆動システムを搭載するものであれば、上記実施の形態と同様に本発明を適用し、同様の効果が得られる。

１　エンジン
２　油圧ポンプ（メインポンプ）
３ａ，３ｂ，３ｃ…　アクチュエータ
４　コントロールバルブ
５　供給油路
６ａ，６ｂ，６ｃ…　流量・方向制御弁
７ａ，７ｂ，７ｃ…　圧力補償弁
８ａ，８ｂ，８ｃ…　油路
９ａ，９ｂ，９ｃ…　シャトル弁（最高負荷圧検出回路）
１１　差圧減圧弁
１２ａ，１２ｂ　油路
１３　エンジン回転数検出弁
１３ａ　可変絞り弁
１３ｂ　差圧減圧弁
１４　メインリリーフ弁
１５　アンロード弁
１５ａ　バネ
１７　ポンプ制御装置
１７ａ　トルク制御傾転ピストン（トルク制御部）
１７ｂ　ＬＳ制御弁（ロードセンシング制御部）
１７ｃ　ＬＳ制御傾転ピストン（ロードセンシング制御部）
１７ｄ，１７ｅ　受圧部
２１ａ，２１ｂ，２１ｃ…　受圧部
２２ａ，２３ａ，２２ｂ，２３ｂ，２２ｃ，２３ｃ…　受圧部
２４　ゲートロックレバー
２６ａ，２６ｂ，２６ｃ…　負荷ポート（最高負荷圧検出回路）
３０　パイロットポンプ
３１　パイロット圧供給油路
３１ａ～３１ｃ　パイロット油路
３２　パイロットリリーフ弁
３３，３４　油路
４０　油路
４１　排気管路
４２　排気ガス浄化装置
４３　排気抵抗センサ
４４　強制再生スイッチ
４５　シャトル弁
４６　電磁切換弁（第１切換弁）
４８　電磁切換弁（第２切換弁）
４９　コントローラ（制御装置）
５１　電磁切換弁（第２切換弁）
５２　増圧器
１００　ゲートロック弁
１０１　下部走行体
１０２　上部旋回体
１０３　スイングポスト
１０４　フロント作業機
１０５　トラックフレーム
１０６　ブレード
１０７　旋回体
１０８　運転室
１１１　ブーム
１１２　アーム
１１３　バケット
１２２，１２３　操作レバー装置

Claims (5)

1. 　エンジン（１）と、
   　このエンジン（１）により駆動される可変容量型の油圧ポンプ（２）と、
   　この油圧ポンプ（２）から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（３ａ，３ｂ，３ｃ…）と、
   　前記油圧ポンプ（２）から複数のアクチュエータ（３ａ，３ｂ，３ｃ…）へ供給される圧油の流量を制御する複数の流量・方向制御弁（６ａ，６ｂ，６ｃ…）と、
   　前記複数のアクチュエータ（３ａ，３ｂ，３ｃ…）の最高負荷圧を検出する最高負荷圧検出回路（９ａ，９ｂ，９ｃ…）と、
   　前記油圧ポンプ（２）の吐出圧が高くなるにしたがって前記油圧ポンプ（２）の容量を減らし、前記油圧ポンプ（２）の吸収トルクが予め設定した最大トルクを超えないように制御する吸収トルク一定制御を行うトルク制御部（１７ａ）及び前記油圧ポンプ（２）の吐出圧が前記複数のアクチュエータ（３ａ，３ｂ，３ｃ…）の最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう制御するロードセンシング制御部（１７ｂ，１７ｃ）を有するポンプ制御装置（１７）と、
   　前記油圧ポンプ（２）を前記複数の流量・方向制御弁（６ａ，６ｂ，６ｃ…）に接続する管路に設けられ、前記油圧ポンプ（２）の吐出圧が前記最高負荷圧に設定圧を加算した圧力よりも高くなると開状態になって前記油圧ポンプ（２）の吐出油をタンクに戻し、前記油圧ポンプ（２）の吐出圧の上昇を制限するアンロード弁（１５）とを備えた油圧駆動システムにおいて、
   　所定圧力とタンク圧のいずれか一方を切り換えて出力し、その出力圧を疑似負荷圧として前記最高負荷圧検出回路（９ａ，９ｂ，９ｃ…）に導く第１切換弁（４６）と、
   　前記ポンプ制御装置（１７）の前記ロードセンシング制御部（１７ｂ，１７ｃ）によるロードセンシング制御の有効、無効を切り換える第２切換弁（４８）と、
   　前記エンジン（１）の排気ガスを浄化する排気ガス浄化装置（４２）と、
   　前記排気ガス浄化装置（４２）が再生を必要としないときは、前記第１切換弁（４６）が前記タンク圧を疑似負荷圧として出力し、前記第２切換弁（４８）が前記ポンプ制御装置（１７）によるロードセンシング制御を有効とし、前記排気ガス浄化装置（４２）が再生を必要とするときは、前記第１切換弁（４６）が前記所定圧力を疑似負荷圧として出力し、前記第２切換弁（４８）が前記ポンプ制御装置（１７）によるロードセンシング制御を無効するように前記第１及び第２切換弁（４６，４８）を切り換える制御装置（４９）とを備えることを特徴とする建設機械の油圧駆動システム。
2. 　請求項１記載の建設機械の油圧駆動システムにおいて、
   　前記エンジン（１）により駆動されるパイロットポンプ（３０）と、
   　このパイロットポンプ（３０）に接続され、前記複数の流量・方向制御弁（６ａ，６ｂ，６ｃ…）を制御するための圧油を供給するパイロット圧供給油路（３１）と、
   　前記パイロット圧供給油路（３１）に設けられた絞り部を有し、この絞り部の圧損により前記エンジン回転数に依存する油圧信号を生成するエンジン回転数検出弁（１３）とを更に備え、
   　前記ポンプ制御装置（１７）のロードセンシング制御部（１７ｂ，１７ｃ）は、前記エンジン回転数検出弁（１３）が生成する前記油圧信号を前記ロードセンシング制御の目標差圧として設定するように構成されており、
   　前記第１切換弁（４６）は、前記所定圧力として、前記エンジン回転数検出弁（１３）の上流側の圧力である前記パイロットポンプ（３０）の吐出圧を出力することを特徴とする建設機械の油圧駆動システム。
3. 　請求項１又は２記載の建設機械の油圧駆動システムにおいて、
   　前記ポンプ制御装置（１７）に前記油圧ポンプ（２）の吐出圧と前記最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁（１１）を更に備え、
   　前記第２切換弁（４８）は、前記ポンプ制御装置（１７）のロードセンシング制御部（１７ｂ，１７ｃ）に前記差圧減圧弁（１１）の出力圧を導く油路（１２ｂ）に配置され、前記排気ガス浄化装置（４２）が再生を必要としないときは前記差圧減圧弁（１１）の出力圧を出力し、前記排気ガス浄化装置（４２）が再生を必要とするときは前記タンク圧を出力するよう切り換えられることを特徴とする建設機械の油圧駆動システム。
4. 　請求項１～３のいずれか１項記載の建設機械の油圧駆動システムにおいて、
   　前記排気ガス浄化装置（４２）の排気抵抗を検出するための圧力検出装置を更に備え、
   　前記制御装置（４９）は、前記圧力検出装置の検出結果に基づいて、前記第１及び第２切換弁（４６，４８）を同時に切り換えるように制御することを特徴とする建設機械の油圧駆動システム。
5. 　請求項１～４のいずれか１項記載の建設機械の油圧駆動システムにおいて、
   　前記ポンプ制御装置（１７）のトルク制御部（１７ａ）は、前記油圧ポンプ（２）の吐出圧と容量との関係を示す特性であって、最大容量一定特性と最大吸収トルク一定特性とで構成される特性が予め設定され、前記油圧ポンプ（２）の吐出圧が、前記最大容量一定特性から前記最大吸収トルク一定特性への移行点の圧力である第１の値以下にあるときは、前記油圧ポンプ（２）の吐出圧が上昇しても前記油圧ポンプ（２）の最大容量を一定とし、前記油圧ポンプ（２）の吐出圧が前記第１の値を超えて上昇すると、前記油圧ポンプ（２）の最大容量が前記最大吸収トルク一定特性に応じて減少するように前記油圧ポンプ（２）の容量を制御するように構成されており、
   　前記所定圧力は、この所定圧力に前記アンロード弁（１５）の設定圧と前記アンロード弁（１５）のオーバーライド特性の圧力を加算した圧力が、前記最大容量一定特性から前記最大吸収トルク一定特性への移行点付近の圧力以上の値になるように設定されていることを特徴とする建設機械の油圧駆動システム。

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