JP2016169818A - 油圧駆動システム - Google Patents

Abstract

【課題】電磁比例弁を用いずに、エンジン回転数の中間領域から高い領域で運転点をエンジン最大出力トルク線に近づけることができる油圧駆動システムを提供する。
【解決手段】油圧駆動システム１Ａは、油圧アクチュエータへ作動油を供給するための、エンジンにより駆動される可変容量型のメインポンプ１５と、エンジンにより駆動される固定容量型のサブポンプ１９と、サブポンプから延びるサブポンプ吐出ライン６１に設けられた絞り６２と、絞りの下流側でサブポンプ吐出ラインに設けられたリリーフ弁６３と、メインポンプの傾転角を変更するレギュレータ１６であって、メインポンプの吐出圧を受ける馬力制御ピストン８３、およびサブポンプ吐出ラインにおける絞りの上流側の圧力を受けて馬力制御ピストンに抗して作動する反力ピストン８７、を含む、レギュレータと、を備える。
【選択図】図３

Description

本発明は、例えば建設機械などに搭載される油圧駆動システムに関する。

産業機械や建設機械などでは、エンジンにより駆動される可変容量型のポンプを含む油圧駆動システムが搭載されたものがある。例えば、特許文献１には、油圧ショベルの油圧駆動システムが開示されている。

特許文献１に開示された油圧駆動システムは、複数の油圧アクチュエータへ作動油を供給するための可変容量型の第１メインポンプおよび第２メインポンプと、第１メインポンプおよび第２メインポンプを駆動するエンジンを含む。第１メインポンプの傾転角は第１レギュレータにより変更され、第２メインポンプの傾転角は第２レギュレータにより変更される。

第１レギュレータおよび第２レギュレータのそれぞれは、ポジティブ傾転制御用の第１サーボ弁と、全馬力制御用の第２サーボ弁を含む。第１サーボ弁は、第１電磁比例弁から出力される二次圧に応じて作動し、第２サーボ弁は、第１メインポンプの吐出圧、第２メインポンプの吐出圧および第２電磁比例弁から出力される二次圧に応じて作動する。第１電磁比例弁および第２電磁比例弁は、上記のエンジンにより駆動されるサブポンプと接続されている。

上記の第２電磁比例弁は、第１レギュレータの第２サーボ弁と第２レギュレータの第２サーボ弁の双方へ二次圧を出力する。第２電磁比例弁は、エンジン回転数に応じて第１および第２メインポンプの吸収（負荷）トルクを調整するためのものである。

一般に、油圧駆動システムには、操縦者が基準エンジン回転数を何段階かで選択するための回転数選択装置が設けられる。図７に、基準エンジン回転数ごとに定まる直線状のエンジンドループ線ＥＬ２を示す。運転時のエンジントルクは、選択された基準エンジン回転数に対応するエンジンドループ線ＥＬ２とエンジン最大出力トルク線ＥＬ１とで規定される曲線上を推移する。

上述した第２電磁比例弁は、図７に示す、馬力制御によるポンプ吸収（負荷）トルク線ＰＬを定める。すなわち、第２電磁比例弁は、エンジン回転数が低下したときに、第１および第２メインポンプの吸収トルクも低下するように、制御装置により制御される。ポンプ吸収トルク線ＰＬとエンジン最大出力トルク線ＥＬ１またはエンジンドループ線ＥＬ２との交点が、実際の運転点である。

特開平１１−１０１１８３号公報

特許文献１に開示された油圧駆動システムでは、電磁比例弁を使用して第１および第２メインポンプの吸収（負荷）トルクが調整されている。しかしながら、電磁比例弁を用いた場合には、特に使用環境が過酷な地域では、電気部品（コネクタ、ハーネスなど）の接触不良などによる故障が発生し易い。

このような観点からは、特許文献１に開示された油圧駆動システムから第２電磁比例弁を削除することが考えられる。この場合には、図８に示すように、馬力制御によるポンプ吸収トルクが一定となる（換言すれば、ポンプ吸収トルク線ＰＬが水平となる）。このため、どの基準エンジン回転数が選択されても運転点がエンジン最大出力トルク線ＥＬ１上の最高トルク点に到達しないようにするために、ポンプ吸収トルクを低く抑える必要がある。

しかしながら、エンジン最大出力トルク線ＥＬ１の端部同士を比べると、エンジン回転数の中間領域から高い領域の端部はエンジン回転数の低い方の端部よりもトルクが大きいため、エンジン回転数の中間領域から高い領域では運転点からエンジン最大出力トルク線ＥＬ１まで余裕がある。

そこで、本発明は、電磁比例弁を用いずに、エンジン回転数の中間領域から高い領域で運転点をエンジン最大出力トルク線に近づけることができる油圧駆動システムを提供することを目的とする。

前記課題を解決するために、本発明の油圧駆動システムは、油圧アクチュエータへ作動油を供給するための、エンジンにより駆動される可変容量型のメインポンプと、前記エンジンにより駆動される固定容量型のサブポンプと、前記サブポンプから延びるサブポンプ吐出ラインに設けられた絞りと、前記絞りの下流側で前記サブポンプ吐出ラインに設けられたリリーフ弁と、前記メインポンプの傾転角を変更するレギュレータであって、前記メインポンプの吐出圧を受ける馬力制御ピストン、および前記サブポンプ吐出ラインにおける前記絞りの上流側の圧力を受けて前記馬力制御ピストンに抗して作動する反力ピストン、を含む、レギュレータと、を備える、ことを特徴とする。

上記の構成によれば、エンジン回転数が増大すればサブポンプの吐出流量も増大し、サブポンプ吐出ラインにおける絞りの上流側の圧力が上昇する。このようにエンジン回転数の増大に伴って上昇する圧力が、馬力制御ピストンに抗して作動する反力ピストンに作用するため、馬力制御ピストンによるポンプ馬力の制限がエンジン回転数が増大するほど緩和される。これにより、エンジン回転数と比例関係となるポンプ吸収トルク線を得ることができる。その結果、エンジン回転数の中間領域から高い領域で運転点をエンジン最大出力トルク線に近づけることができる。

上記の油圧駆動システムは、前記メインポンプからタンクまで延びる循環ライン上に配置された、前記油圧アクチュエータに対する作動油の供給および排出を制御する制御弁と、前記制御弁を操作するためのパイロット操作弁と、前記絞りの下流側で前記サブポンプ吐出ラインから分岐して前記パイロット操作弁につながる操作弁供給ラインをさらに備えてもよい。この構成によれば、サブポンプがパイロットポンプとして機能するため、パイロットポンプを利用して、エンジン回転数の増大に伴って上昇する圧力を発生させることができる。従って、反力ピストン専用のポンプを設ける必要がない。

前記循環ラインには、前記制御弁の下流側に絞りが設けられており、前記レギュレータは、前記循環ラインにおける前記絞りの上流側の圧力であるネガティブコントロール圧を受ける流量制御ピストンを含んでもよい。この構成によれば、メインポンプの吐出流量を油圧ネガティブコントロール方式で制御できるため、流量制御に電磁比例弁が必要な電気ポジティブコントロール方式に比べて、電気部品が少ない。従って、コストを削減することができるとともに、過酷な環境下で油圧駆動システムを安定して稼働させることができる。

前記レギュレータは、前記馬力制御ピストンに面する第１馬力制御チャンバおよび第２馬力制御チャンバを含み、前記第１馬力制御チャンバには、前記メインポンプの吐出圧が導かれ、上記の油圧駆動システムは、前記第２馬力制御チャンバと前記サブポンプ吐出ラインにおける前記絞りと前記リリーフ弁の間の部分とを接続する中継ラインと、前記中継ラインに設けられた、パイロット圧が所定値以下のときは前記第２馬力制御チャンバをタンクと連通させ、パイロット圧が前記所定値よりも大きいときは前記パイロット圧と比例する二次圧を前記第２馬力制御チャンバへ出力する減圧弁と、前記サブポンプ吐出ラインにおける前記絞りの上流側の圧力を前記パイロット圧として前記減圧弁に導く減圧弁信号入力ラインと、をさらに備えてもよい。この構成によれば、ポンプ吸収トルク線を、所定値に対応するエンジン回転数でピークとなる折れ線とすることができる。これにより、エンジン回転数の中間領域では運転点をエンジン最大出力トルク線にさらに近づけることができる。

本発明によれば、電磁比例弁を用いずに、エンジン回転数の中間領域から高い領域で運転点をエンジン最大出力トルク線に近づけることができる。

本発明の第１実施形態に係る油圧駆動システムの全体的な概略構成図である。 建設機械の一例である油圧ショベルの側面図である。 第１実施形態に係る油圧駆動システムの部分的な概略構成図である。 （ａ）は第１実施形態におけるエンジン回転数とエンジントルクとの関係を示すグラフであり、（ｂ）は第１実施形態におけるエンジン回転数とサブポンプの吐出圧との関係を示すグラフである。 本発明の第２実施形態に係る油圧駆動システムの部分的な概略構成図である。 （ａ）は第１実施形態におけるエンジン回転数とエンジントルクとの関係を示すグラフであり、（ｂ）は第１実施形態におけるエンジン回転数とサブポンプの吐出圧および減圧弁の出力圧との関係を示すグラフである。 従来の油圧駆動システムにおけるエンジン回転数とエンジントルクとの関係を示すグラフである。 仮想例の油圧駆動システムにおけるエンジン回転数とエンジントルクとの関係を示すグラフである。

（第１実施形態）
図１に、本発明の第１実施形態に係る建設機械の油圧駆動システム１Ａを示し、図２に、その油圧駆動システム１Ａが搭載された建設機械１０を示す。図２に示す建設機械１０は油圧ショベルであるが、本発明は、油圧クレーンなどの他の建設機械にも適用可能である。また、本発明は、建設機械だけでなくその他の機械（例えば、産業機械）にも適用可能である。

油圧駆動システム１Ａは、油圧アクチュエータとして、図２に示すブームシリンダ１１、アームシリンダ１２およびバケットシリンダ１３を含むとともに、図１に示す旋回モータ１４および図示しない左右一対の走行モータを含む。また、油圧駆動システム１Ａは、それらのアクチュエータへ作動油を供給するための第１メインポンプ１５および第２メインポンプ１７と、第１メインポンプ１５および第２メインポンプ１７を駆動するエンジン５１を含む。なお、図１では、図面の簡略化のために、ブームシリンダ１１および旋回モータ１４以外のアクチュエータを省略している。

エンジン５１は燃料噴射弁を含み、この燃料噴射弁はガバナ５２により制御される。ガバナ５２には、操縦者が基準エンジン回転数を何段階かで選択するための回転数選択装置５３が接続されている。換言すれば、回転数選択装置５３は、基準エンジン回転数の選択を受け付ける。ガバナ５２は、選択された基準エンジン回転数に応じて、燃料噴射弁を制御する。

第１メインポンプ１５からは、第１循環ライン２１がタンクまで延びている。第１循環ライン２１上には、旋回制御弁４１を含む複数の制御弁（旋回制御弁４１以外は図示せず）が配置されている。旋回制御弁４１以外の制御弁は、例えば、アーム制御弁、走行左制御弁である。旋回制御弁４１は、旋回モータ１４に対する作動油の供給および排出を制御し、その他の制御弁も個々のアクチュエータに対する作動油の供給および排出を制御する。第１循環ライン２１からはパラレルライン２４が分岐しており、このパラレルライン２４を通じて第１循環ライン２１上の全ての制御弁へ第１メインポンプ１５から吐出される作動油が導かれる。また、第１循環ライン２１上の制御弁のそれぞれには、タンクライン２５が接続されている。

同様に、第２メインポンプ１７からは、第２循環ライン３１がタンクまで延びている。第２循環ライン３１上には、ブーム制御弁４３を含む複数の制御弁（ブーム制御弁４３以外は図示せず）が配置されている。ブーム制御弁４３以外の制御弁は、例えば、バケット制御弁、走行右制御弁である。ブーム制御弁４３は、ブームシリンダ１１に対する作動油の供給および排出を制御し、その他の制御弁も個々のアクチュエータに対する作動油の供給および排出を制御する。第２循環ライン３１からはパラレルライン３４が分岐しており、このパラレルライン３４を通じて第２循環ライン３１上の全ての制御弁へ第２メインポンプ１７から吐出される作動油が導かれる。また、第２循環ライン３１上の制御弁のそれぞれには、タンクライン３５が接続されている。

さらに、油圧駆動システム１Ａは、旋回制御弁４１を操作するためのパイロット操作弁である旋回操作弁４２と、ブーム制御弁４３を操作するためのパイロット操作弁であるブーム操作弁４４を含む。旋回操作弁４２およびブーム操作弁４４のそれぞれは、操作レバーを有し、操作レバーの傾倒角（操作量）に応じた大きさのパイロット圧を旋回制御弁４１またはブーム制御弁４３へ出力する。

旋回操作弁４２およびブーム操作弁４４には、エンジン５１により駆動される固定容量型のサブポンプ１９から一次圧が供給される。図３に示すように、サブポンプ１９からは、タンクまでサブポンプ吐出ライン６１が延びている。サブポンプ吐出ライン６１には、絞り６２が設けられているとともに、絞り６２の下流側にリリーフ弁６３が設けられている。サブポンプ吐出ライン６１における絞り６２とリリーフ弁６３の間の部分からは、操作弁供給ライン６４が分岐しており、この操作弁供給ライン６４が旋回操作弁４２およびブーム操作弁４４につながっている。

図１に戻って、第１メインポンプ１５および第２メインポンプ１７のそれぞれは、傾転角が変更可能な可変容量型のポンプ（斜板ポンプまたは斜軸ポンプ）である。第１メインポンプ１５の傾転角は、第１レギュレータ１６により変更され、第２メインポンプ１７の傾転角は、第２レギュレータ１８により変更される。本実施形態では、第１メインポンプ１５および第２メインポンプ１７の吐出流量が油圧ネガティブコントロール方式で制御される。ただし、第１および第２メインポンプ１５，１７の吐出流量は、ロードセンシング方式で制御されてもよい。

具体的に、第１循環ライン２１には、全ての制御弁の下流側に絞り２２が設けられている。また、第１循環ライン２１には、絞り２２をバイパスするバイパスラインが接続されており、このバイパスライン上にリリーフ弁２３が配置されている。同様に、第２循環ライン３１には、全ての制御弁の下流側に絞り３２が設けられている。また、第２循環ライン３１には、絞り３２をバイパスするバイパスラインが接続されており、このバイパスライン上にリリーフ弁３３が配置されている。

上述した第１レギュレータ１６には、第１流量制御ライン２７を通じて、第１循環ライン２１における絞り２２の上流側の圧力である第１ネガティブコントロール圧が導かれる。また、第１レギュレータ１６には、第１馬力制御ライン２６を通じて、第１メインポンプ１５の吐出圧が導かれる。本実施形態では、クロスセンシングが採用されておらず、第１レギュレータ１６に第２メインポンプ１７の吐出圧は導かれない。ただし、クロスセンシングが採用されており、第１レギュレータ１６に第２メインポンプ１７の吐出圧が導かれてもよい。

同様に、第２レギュレータ１８には、第２流量制御ライン３７を通じて、第２循環ライン３１における絞り３２の上流側の圧力である第２ネガティブコントロール圧が導かれる。また、第２レギュレータ１８には、第２馬力制御ライン３６を通じて、第２メインポンプ１７の吐出圧が導かれる。本実施形態では、クロスセンシングが採用されておらず、第２レギュレータ１８に第１メインポンプ１５の吐出圧は導かれない。ただし、クロスセンシングが採用されており、第２レギュレータ１８に第１メインポンプ１５の吐出圧が導かれてもよい。

なお、本明細書では、通例に従い、ポンプのトルク制御という意味で、馬力制御という用語を用いている。

第１レギュレータ１６は、流量制御として、第１ネガティブコントロール圧が高ければ第１メインポンプ１５の傾転角を小さくし、第１ネガティブコントロール圧が低ければ第１メインポンプ１５の傾転角を大きくする。また、第１レギュレータ１６は、馬力制御として、第１メインポンプ１５の吐出圧が高ければ第１メインポンプ１５の傾転角を小さくし、第１メインポンプ１５の吐出圧が低ければ第１メインポンプ１５の傾転角を大きくする。第１メインポンプ１５の傾転角が小さくなると、第１メインポンプ１５の吐出流量が減少し、第１メインポンプ１５の傾転角が大きくなると、第１メインポンプ１５の吐出流量が増大する。

同様に、第２レギュレータ１８は、流量制御として、第２ネガティブコントロール圧が高ければ第２メインポンプ１７の傾転角を小さくし、第２ネガティブコントロール圧が低ければ第２メインポンプ１７の傾転角を大きくする。また、第２レギュレータ１８は、馬力制御として、第２メインポンプ１７の吐出圧が高ければ第２メインポンプ１７の傾転角を小さくし、第２メインポンプ１７の吐出圧が低ければ第２メインポンプ１７の傾転角を大きくする。第２メインポンプ１７の傾転角が小さくなると、第２メインポンプ１７の吐出流量が減少し、第２メインポンプ１７の傾転角が大きくなると、第２メインポンプ１７の吐出流量が増加する。

第１レギュレータ１６および第２レギュレータ１８は、図３に示す互いに同様の構成を有している。このため、以下では第１レギュレータ１６の構成を代表して説明する。

第１レギュレータ１６は、第１メインポンプ１５の傾転角を決定するサーボシリンダ７２と、サーボシリンダ７２を操作する切換弁７６を含む。例えば、第１メインポンプ１５が斜板ポンプである場合、サーボシリンダ７２は第１メインポンプ１５の斜板７１と、斜板７１の角度に連動して当該サーボシリンダ７２が軸方向に摺動するように連結される。第１レギュレータ１６は、サーボシリンダ７２の小径側の端部に面する第１サーボチャンバ７３と、サーボシリンダ７２の大径側の端部に面する第２サーボチャンバ７４を含む。第１サーボチャンバ７３には第１メインポンプ１５の吐出圧が導かれ、第２サーボチャンバ７４は切換弁７６と接続されている。

切換弁７６は、第２サーボチャンバ７４の第１循環ライン２１に対する開口面積とタンクに対する開口面積を制御する。具体的に、切換弁７６は、第１レバー７５によりサーボシリンダ７２と連結されたスリーブ７８と、スリーブ７８に収容されたスプール７７を有する。例えば、スリーブ７８およびスプール７７の軸方向は、サーボシリンダ７２の軸方向と平行である。スリーブ７８は、第１レバー７５の姿勢に連動して軸方向に摺動し、サーボシリンダ７２の両側から作用する力（圧力×サーボシリンダ受圧面積）が釣り合うように、スプール７７に対するスリーブ７８の相対位置が調整される。

また、第１レギュレータ１６は、切換弁７６のスプール７７を駆動する流量制御ピストン８１および馬力制御ピストン８４を含む。流量制御ピストン８１および馬力制御ピストン８４は、それぞれ第２レバー８３および第３レバー８６を介して、第２レバー８３または第３レバー８６の姿勢に連動してスプール７７の軸方向に摺動するようにスプール７７と連結されている。さらに、第１レギュレータ１６は、流量制御ピストン８１に面する流量制御チャンバ８２と、馬力制御ピストン８４に面する馬力制御チャンバ８５を含む。

流量制御チャンバ８２には、第１ネガティブコントロール圧が導かれる。流量制御ピストン８１は、第１ネガティブコントロール圧を受け、第１ネガティブコントロール圧が上昇したときにスプール７７を流量減少方向（第１メインポンプ１５の吐出流量が減少する方向）に移動させ、第１ネガティブコントロール圧が低下したときにスプール７７を流量増加方向（第１メインポンプ１５の吐出流量が増加する方向）に移動させる。馬力制御チャンバ８５には、第１メインポンプ１５の吐出圧が導かれる。馬力制御ピストン８４は、第１メインポンプ１５の吐出圧を受け、第１メインポンプ１５の吐出圧が上昇したときにスプール７７を流量低減方向に移動させ、第１メインポンプ１５の吐出圧が低下したときにスプール７７を流量増加方向に移動させる。なお、流量制御ピストン８１および馬力制御ピストン８４は、そのうちの第１メインポンプ１５の吐出流量を制限する方（低減させる方）が優先して機能するように構成される。

さらに、本実施形態では、電磁比例弁を用いずに第１メインポンプ１５および第２メインポンプ１７の吸収トルクを調整するための構成が採用されている。具体的に、第１レギュレータ１６および第２レギュレータ１８のそれぞれは、馬力制御ピストン８４に抗して作動する反力ピストン８７と、この反力ピストン８７に面する反力チャンバ８８を含む。

反力チャンバ８８は、反力ライン６５により、サブポンプ吐出ライン６１における絞り６２の上流側部分と接続されている。このため、反力ピストン８７は、サブポンプ吐出ライン６１における絞り６２の上流側の圧力である対抗圧Ｐｚを受け、この対抗圧Ｐｚに応じて馬力制御ピストン８４を押し戻す。

サブポンプ吐出ライン６１には絞り６２が設けられているため、エンジン回転数が増大すれば、サブポンプ１９の吐出流量も増大し、図４（ｂ）に示すように対抗圧Ｐｚが上昇する。このようにエンジン回転数の増大に伴って上昇する対抗圧Ｐｚが、馬力制御ピストン８４に抗して作動する反力ピストン８７に作用するため、馬力制御ピストン８４によるポンプ馬力の制限がエンジン回転数が増大するほど緩和される。これにより、図４（ａ）に示すように、エンジン回転数と比例関係となるポンプ吸収トルク線ＰＬを得ることができる。その結果、エンジン回転数の中間領域から高い領域で運転点（選択された基準エンジン回転数に対応するエンジンドループ線ＥＬ２とポンプ吸収トルク線ＰＬとの交点）をエンジン最大出力トルク線ＥＬ１に近づけることができる。

また、本実施形態では、第１メインポンプ１５および第２メインポンプ１７の吐出流量を油圧ネガティブコントロール方式で制御できるため、流量制御に電磁比例弁が必要な電気ポジティブコントロール方式に比べて、電気部品が少ない。従って、コストを削減することができるとともに、過酷な環境下で油圧駆動システム１Ａを安定して稼働させることができる。ただし、本発明は必ずしも油圧ネガティブコントロール方式に限られるものではなく、流量制御チャンバ８２へ電磁比例弁から二次圧が出力されてもよい。

前記実施形態では、サブポンプ１９から操作弁４２，４４へ一次圧が供給されていたが、操作弁４２，４４専用のパイロットポンプと反力ピストン８７専用のサブポンプを別々に設けてもよい。ただし、前記実施形態のような構成であれば、サブポンプ１９がパイロットポンプとして機能するため、パイロットポンプを利用して、エンジン回転数の増大に伴って上昇する圧力を発生させることができる。従って、反力ピストン専用のポンプを設ける必要がない。

（第２実施形態）
次に、図５ならびに図６（ａ）および（ｂ）を参照して、本発明の第２実施形態に係る油圧駆動システム１Ｂを説明する。なお、本実施形態において、第１実施形態と同一構成要素には同一符号を付し、重複した説明は省略する。

油圧駆動システム１Ｂの全体構成は、図１と同様である。本実施形態では、第１レギュレータ１６および第２レギュレータ１８のそれぞれが、第１実施形態で説明した馬力制御チャンバ８５を第１馬力制御チャンバ８５として含むとともに、馬力制御ピストン８４に面する第２馬力制御チャンバ９１を含む。

第２馬力制御チャンバ９１は、中継ライン９２により、サブポンプ吐出ライン６１における絞り６２とリリーフ弁６３の間の部分と接続されている。なお、中継ライン９２の一端は、必ずしもサブポンプ吐出ライン６１に直接的につながれている必要はなく、操作弁供給ライン６４を介してサブポンプ吐出ライン６１につながれていてもよい。

中継ライン９２には、減圧弁９３が設けられているとともに、減圧弁９３とサブポンプ吐出ライン６１の間に、操作弁４２，４４用の一次圧を確保するための絞り９４が設けられている。減圧弁９３にはタンクライン９５が接続されており、減圧弁９３は、パイロット圧に応じて作動するように構成されている。具体的に、減圧弁９３は、パイロット圧が所定値α以下のときは作動せずに、第２馬力制御チャンバ９１をタンクと連通させる。一方、パイロット圧が所定値αよりも大きいときは、減圧弁９３は、図６（ｂ）に示すように、パイロット圧と比例する二次圧Ｐｆを第２馬力制御チャンバ９１へ出力する。

減圧弁９３のパイロットポートは、減圧弁信号入力ライン９６により、サブポンプ吐出ライン６１における絞り６２の上流側部分と接続されている。すなわち、減圧弁９３のパイロットポートには、サブポンプ吐出ライン６１における絞り６２の上流側の圧力である対抗圧Ｐｚがパイロット圧として導かれる。

本実施形態では、馬力制御ピストン８４に作用する圧力として、メインポンプ（第１メインポンプ１５または第２メインポンプ１７）の吐出圧Ｐｄに、減圧弁９３から出力される二次圧Ｐｆを重畳させることができる。その結果、図６（ａ）に示すように、ポンプ吸収トルク線ＰＬを、所定値αに対応するエンジン回転数でピークとなる折れ線とすることができる。すなわち、図６（ａ）中の破線の左側では、ポンプ吸収トルク線ＰＬの傾きがＰｚ−Ｃ１×Ｐｄという係数に比例し（Ｃ１は定数）、破線の右側では、ポンプ吸収トルク線ＰＬの傾きがＰｚ−（Ｃ１×Ｐｄ＋Ｃ２×Ｐｆ）という係数に比例する（Ｃ２は定数）。これにより、エンジン回転数の中間領域では運転点をエンジン最大出力トルク線ＥＬ１にさらに近づけることができる。

（その他の実施形態）
本発明は上述した第１および第２実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能である。

１Ａ，１Ｂ 油圧駆動システム
１１ ブームシリンダ（油圧アクチュエータ）
１４ 旋回モータ（油圧アクチュエータ）
１５，１７ メインポンプ
１６，１８ レギュレータ
１９ サブポンプ
２１，３１ 循環ライン
２２，３２ 絞り
４１，４３ 制御弁
４２，４４ パイロット操作弁
６１ サブポンプ吐出ライン
６２ 絞り
６３ リリーフ弁
６４ 操作弁供給ライン
８１ 流量制御ピストン
８３ 馬力制御ピストン
８５ 馬力制御チャンバ、第１馬力制御チャンバ
８７ 反力ピストン
９１ 第２馬力制御チャンバ
９２ 中継ライン
９３ 減圧弁
９６ 減圧弁信号入力ライン

Claims (4)

1. 油圧アクチュエータへ作動油を供給するための、エンジンにより駆動される可変容量型のメインポンプと、
   前記エンジンにより駆動される固定容量型のサブポンプと、
   前記サブポンプから延びるサブポンプ吐出ラインに設けられた絞りと、
   前記絞りの下流側で前記サブポンプ吐出ラインに設けられたリリーフ弁と、
   前記メインポンプの傾転角を変更するレギュレータであって、前記メインポンプの吐出圧を受ける馬力制御ピストン、および前記サブポンプ吐出ラインにおける前記絞りの上流側の圧力を受けて前記馬力制御ピストンに抗して作動する反力ピストン、を含む、レギュレータと、
   を備える、油圧駆動システム。
2. 前記メインポンプからタンクまで延びる循環ライン上に配置された、前記油圧アクチュエータに対する作動油の供給および排出を制御する制御弁と、
   前記制御弁を操作するためのパイロット操作弁と、
   前記絞りの下流側で前記サブポンプ吐出ラインから分岐して前記パイロット操作弁につながる操作弁供給ラインをさらに備える、請求項１に記載の油圧駆動システム。
3. 前記循環ラインには、前記制御弁の下流側に絞りが設けられており、
   前記レギュレータは、前記循環ラインにおける前記絞りの上流側の圧力であるネガティブコントロール圧を受ける流量制御ピストンを含む、請求項２に記載の油圧駆動システム。
4. 前記レギュレータは、前記馬力制御ピストンに面する第１馬力制御チャンバおよび第２馬力制御チャンバを含み、前記第１馬力制御チャンバには、前記メインポンプの吐出圧が導かれ、
   前記第２馬力制御チャンバと前記サブポンプ吐出ラインにおける前記絞りと前記リリーフ弁の間の部分とを接続する中継ラインと、
   前記中継ラインに設けられた、パイロット圧が所定値以下のときは前記第２馬力制御チャンバをタンクと連通させ、パイロット圧が前記所定値よりも大きいときは前記パイロット圧と比例する二次圧を前記第２馬力制御チャンバへ出力する減圧弁と、
   前記サブポンプ吐出ラインにおける前記絞りの上流側の圧力を前記パイロット圧として前記減圧弁に導く減圧弁信号入力ラインと、をさらに備える、請求項１〜３のいずれか一項に記載の油圧駆動システム。

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