JP2019065569A - 建設機械の油圧駆動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】旋回モータとブームシリンダを同時に駆動した場合に、油圧ポンプのトルク配分を最適に調整することができ、かつ旋回モータ駆動用の油圧ポンプで実際に消費しているトルクを正確にブーム駆動用の油圧ポンプにフィードバックすることができるようにする。【解決手段】ブーム上げと旋回を同時操作した場合に、旋回モータ３cに圧油を供給する油圧ポンプ３０２の許容トルクを、ある割合だけ低下させるように補正し、ブームシリンダ３aに圧油を供給する油圧ポンプ１０２，２０２の許容トルクを旋回モータ３cに圧油を供給する油圧ポンプ１０２，２０２の消費トルクの分だけ減少させる。【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、複数の油圧ポンプで複数のアクチュエータを駆動し、複数の油圧ポンプの消費トルクの合計が予め定められた値を超えないように、それら複数の油圧ポンプの吸収トルクを制限する、いわゆる馬力制御を行う油圧駆動装置に関する。

特許文献１には、３つの可変容量型の油圧ポンプを用い、第３油圧ポンプの吐出圧を減圧弁によって制限して第１及び第２油圧ポンプのレギュレータにフィードバックする構成が記載されている。

一方、特許文献２の実施例１には、旋回モータを駆動する第１油圧ポンプと、ブーム、アームなどの作業装置を駆動する第２油圧ポンプを有する油圧ショベルなどの建設機械の制御装置において、上部旋回体を単独で駆動する旋回単独動作の場合には、旋回操作信号の大きさから旋回モータ駆動用第１油圧ポンプの許容トルクを算出し、旋回とブーム上げの複合動作を行う場合には、旋回操作信号の大きさから、旋回モータ駆動用の第１油圧ポンプの許容トルクを算出するとともに、第２油圧ポンプの旋回非操作時の最大許容トルクから、前述のように算出した前記第１油圧ポンプの許容トルクを減じたものを、第２油圧ポンプの許容トルクとして算出する構成が記載されている。

特開２００２−２４２９０４号公報

特開２００７−２４７７３１号公報

特許文献１記載の構成によれば、第３油圧ポンプから吐出される流量は、第３油圧ポンプの吐出圧によってのみ制御されるので、特定のアクチュエータ（旋回など）を駆動する第３油圧ポンプから吐出される圧油は、第１及び第２油圧ポンプの吐出流量の変動の影響を受けることなく安定した流量を確保できる。

また、それら３つの油圧ポンプの消費トルクの合計が、予め決められた値を超えることがないように制御される、いわゆる馬力制御を行うことで、３つの油圧ポンプを駆動する原動機がストールすることを防止することができる。更に、第３油圧ポンプが可変容量型であり、その吐出圧が減圧弁を介して第１及び第２ポンプにフィードバックされるので、第３油圧ポンプの負荷圧が大きい場合でも、第３油圧ポンプの吐出圧が減圧弁によって制限されるため、第１及び第２油圧ポンプの吐出量を極端に減らすことなく、第３油圧ポンプで駆動する特定のアクチュエータ（旋回など）以外の他のアクチュエータ（ブーム、アームなど）の過剰な速度低下を防止し、良好な複合操作性を確保することができる。

しかしながら、特許文献１に記載の従来技術を用いた場合でも、以下のような問題があった。

つまり、旋回とブーム上げの操作を同時に行った場合に、旋回を駆動する第３油圧ポンプの流量は旋回モータの負荷圧のみにより制限され、ブームシリンダを駆動する第１、第２油圧ポンプの流量は、第３油圧ポンプが消費するトルクの分だけ制限されるので、旋回を駆動する第３油圧ポンプのトルク設定が比較的小さい場合には、特許文献１に記載されるように、良好な複合操作性が実現できる。しかし、旋回を駆動する第３油圧ポンプのトルク設定が比較的大きい場合には、その第３油圧ポンプの消費トルクが第１及び第２油圧ポンプにフィードバックされ、第１及び第２油圧ポンプからブームシリンダへ供給される流量が著しく低下するため、ブーム上げが旋回の動作に対して遅くなり、作業性を損なうことがあった。

具体的な例としては、バケットで掘削した土砂を、油圧ショベルの近傍に停めてあるダンプトラックの荷台に積み込む作業などで、オペレータの意図に反してブームの上がりが遅くなり、バケットがダンプトラック荷台のあおりを超えるのに十分な高さまで上昇せず、油圧ショベルのバケットやアームをダンプトラック荷台のあおりにぶつけてしまうことがあった。

特許文献２記載の上記構成を用いれば、旋回操作量及び作業操作量（例えばブーム上げ操作量など）に基づいて、作業装置及び旋回モータに供給される圧油の馬力比率を調整できるので、運転者の意図した通りに２つの油圧ポンプの馬力比率を調整できる。

しかしながら、特許文献２に記載の従来技術を用いた場合には、以下のような問題があった。

前述のように、特許文献２では、旋回モータ駆動用の油圧ポンプの許容トルクは、旋回操作量によってのみ定められるとされている。しかし、実際に旋回モータ駆動用の油圧ポンプが消費しているトルクは、旋回モータ駆動用の油圧ポンプの吐出圧力と、そのときの流量の積に比例する式で求められるので、旋回操作量だけでは旋回モータ駆動用の油圧ポンプが実際に消費しているトルクを正確に把握することはできない。

例えば、仮に旋回操作量が最大でも、旋回の回転速度が一定で加速していない場合には、旋回モータの負荷圧は小さくなる。しかし、特許文献２に記載の従来技術では、旋回モータ駆動用の油圧ポンプの許容トルクは旋回操作量にのみ決まってしまうので、旋回とブーム上げを同時に行う複合動作で、旋回モータの負荷圧が小さい場合でも、ブームシリンダ駆動用の油圧ポンプの許容トルクが、旋回モータ駆動用の油圧ポンプの許容トルクの分だけ差し引かれてしまう。このため、ブームシリンダ駆動用の油圧ポンプの許容トルクが必要以上に小さくなってしまい、原動機が持つトルクを有効に使えないという問題があった。

本発明の目的は、複数の可変容量型の油圧ポンプを有し、旋回モータ及びブームシリンダをそれぞれ別々の油圧ポンプで駆動し、旋回モータ駆動用の油圧ポンプとブームシリンダ駆動用の油圧ポンプの合計の消費トルクが予め定められた値を超えないように制御する、いわゆる馬力制御を行う建設機械の油圧駆動装置において、旋回モータとブームシリンダを同時に駆動した場合に、旋回モータ及びブームシリンダをそれぞれ単独で駆動した場合の旋回モータ駆動用の油圧ポンプ及びブームシリンダ駆動用の油圧ポンプのそれぞれのトルク設定に依らず、油圧ポンプのトルク配分を最適に調整することができ、かつ旋回モータ駆動用の油圧ポンプで実際に消費しているトルクを正確にブーム駆動用の油圧ポンプにフィードバックし、優れた複合操作性と原動機の出力トルクの有効利用を実現することができる建設機械の油圧駆動装置を提供することである。

本発明は、上記目的を達成するために、原動機によって駆動される可変容量型の第１及び第２油圧ポンプを含む複数の油圧ポンプと、前記複数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、前記第１油圧ポンプの吐出圧が導かれ、前記第１油圧ポンプの消費トルクが第１許容トルクを超えないよう前記第１油圧ポンプの容量を制御する第１レギュレータと、前記第２油圧ポンプの吐出圧が導かれ、前記第２油圧ポンプの消費トルクが第２許容トルクを超えないよう前記第２油圧ポンプの容量を制御する第２レギュレータと、前記第２油圧ポンプの吐出圧に基づいて前記第２油圧ポンプの消費トルクを前記第１レギュレータにフィードバックするための第１出力圧を生成する第１バルブ装置とを備え、前記第１レギュレータは、前記第１出力圧が導かれる第１操作駆動部を有し、この第１操作駆動部により前記第１許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力が前記第１出力圧だけ小さくなるように補正し、前記第１及び第２油圧ポンプの消費トルクの合計が予め定められた値を超えないように前記第１油圧ポンプの容量を制御し、前記複数のアクチュエータはフロント作業機のブームを駆動するブームシリンダと、上部旋回体を駆動する旋回モータとを含み、前記ブームシリンダを前記第１油圧ポンプの吐出油により駆動し、前記旋回モータを前記第２油圧ポンプの吐出油により駆動する建設機械の油圧駆動装置において、前記旋回モータと前記ブームシリンダを同時に駆動したときに、前記第２油圧ポンプの第２許容トルクを、前記旋回モータを単独で駆動するときの最大許容トルクよりも減じるための馬力制御開始圧力の補正値を演算するコントローラと、前記コントローラで演算した前記補正値に対応する第２出力圧を生成する第２バルブ装置と、前記第２レギュレータに設けられており、前記第２出力圧が導かれ、前記第２許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力が前記第２出力圧だけ小さくなるように補正する第２操作駆動部と、前記第１バルブ装置の前記第１出力圧が、前記第２操作駆動部において補正された前記第２許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力を超えないように前記第１バルブ装置の前記第１出力圧を制限する出力圧補正装置とを備える構成とする。

このように第２油圧ポンプの吐出圧に基づいて第２油圧ポンプの消費トルクを第１レギュレータにフィードバックするための第１出力圧を生成する第１バルブ装置を備え、第１出力圧だけ小さくなるよう第１許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力を補正することにより、旋回モータ駆動用の第２油圧ポンプとブームシリンダ駆動用の第１油圧ポンプの合計の消費トルクが予め定められた値を超えないように制御する、いわゆる馬力制御を行うことができる。

また、旋回モータとブームシリンダを同時に駆動したときに、第２油圧ポンプの第２許容トルクを、旋回モータを単独で駆動するときの最大許容トルクよりも減じるための馬力制御開始圧力の補正値を演算するコントローラと、コントローラで演算した補正値に対応する第２出力圧を生成する第２バルブ装置と、第２レギュレータに設けられた第２操作駆動部であって、第２出力圧が導かれ、第２出力圧だけ小さくなるよう第２許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力を補正する第２操作駆動部とを設けることにより、旋回モータ及びブームシリンダをそれぞれ単独で駆動した場合の旋回モータ駆動用の第２油圧ポンプ及びブームシリンダ駆動用の第１油圧ポンプのそれぞれのトルク設定に依らず、第１及び第２油圧ポンプのトルク配分を最適に調整することができるようになり、ブーム上げと旋回の同時操作を行った場合に、スピーディーなブーム上げ動作が可能になり、優れた複合操作性を実現することができる。

一方、第２油圧ポンプの最大許容トルクは旋回ブーム上げ複合操作時のトルク配分に制限されずに自由に設定することができるので、旋回単独操作時は最適な旋回トルクが得られ、旋回操作性を向上することができる。

更に、第２操作駆動部において補正された第２許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力を超えないように第１バルブ装置の第１出力圧を制限する出力圧補正装置を設けることにより、第２油圧ポンプの吐出圧が出力圧補正装置の制限より低い場合でも、旋回モータ駆動用の第２油圧ポンプで実際に消費しているトルクが正確に第１油圧ポンプにフィードバックされるので、第１油圧ポンプの消費トルクを必要以上に減じることがなく、原動機の出力トルクの有効利用を実現することができる。

本発明によれば、旋回モータ駆動用の第２油圧ポンプとブームシリンダ駆動用の第１油圧ポンプの合計の消費トルクが予め定められた値を超えないように制御する、いわゆる馬力制御を行うことができる。

また、旋回モータ及びブームシリンダをそれぞれ単独で駆動した場合の旋回モータ駆動用の第２油圧ポンプ及びブームシリンダ駆動用の第１油圧ポンプのそれぞれのトルク設定に依らず、第１及び第２油圧ポンプのトルク配分を最適に設定することができるようになり、優れた複合操作性を実現することができる。

一方、第２油圧ポンプの最大許容トルクは旋回ブーム上げ複合操作時のトルク配分に制限されずに自由に設定することができるので、旋回単独操作時は最適な旋回トルクが得られ、旋回操作性を向上することができる。

更に、旋回モータ駆動用の第２油圧ポンプで実際に消費しているトルクが正確にブーム駆動用の油圧ポンプにフィードバックされるので、第１油圧ポンプの消費トルクを必要以上に減じることがなく、原動機の出力トルクの有効利用を実現することができる。

本発明の第１の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。 本実施の形態におけ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。 本実施の形態における旋回ブーム上げの複合操作時のトルクフィードバック制御の説明を分かり易くするため、ポンプ周辺部分とトルクフィードバック制御に係わる部分を拡大して示す油圧回路図である。 本実施の形態におけるコントローラ５０に備えられたCPUが行うトルクフィードバック制御に係わる機能を示す機能ブロック図である。 ブーム上げ判定テーブルの詳細を示す図である。 旋回操作補正テーブルの詳細を示す図である。 コントローラによって制御される比例電磁弁の出力圧（第２出力圧）の変化を示す図である。 可変減圧弁の出力特性を示す図である。 可変容量型のメインポンプ（第２油圧ポンプ）の許容トルクT3allw（第２許容トルク）の特性を示す図である。 可変容量型のメインポンプ（第２油圧ポンプ）が実際に消費するトルクT3の特性を示す図である。 可変容量型のメインポンプ（第１油圧ポンプ）の許容トルクT12allw（第１許容トルク）の特性を示す図である。 可変容量型のメインポンプ（第２油圧ポンプ）の吐出圧力−容量の特性（PQ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コントローラに備えられたCPUが行うトルクフィードバック制御に係わる機能を示す機能ブロック図である。 旋回操作補正テーブルの詳細を示す図である。 コントローラによって制御される比例電磁弁の出力圧ΔP3の変化を示す図である。 可変減圧弁の出力特性を示す図である。 可変容量型のメインポンプ（第２油圧ポンプ）の許容トルクT3allwの特性を示す図である。 可変容量型のメインポンプ（第２油圧ポンプ）が実際に消費するトルクT3の特性を示す図である。 可変容量型のメインポンプ（第１油圧ポンプ）の許容トルクT12allwの特性を示す図である。 本発明の第３の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。 本実施の形態におけるコントローラに備えられたCPUが行うトルクフィードバック制御に係わる機能を示す機能ブロック図である。

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＞
本発明の第１の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置を図１〜図８を用いて説明する。

〜構成〜
図１は、本発明の第１の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。

図１において、本実施の形態の油圧駆動装置は、原動機１（例えばディーゼルエンジン）と、原動機１によって駆動される可変容量型のメインポンプ１０２，２０２（第１油圧ポンプ）、原動機１によって駆動される可変容量型のメインポンプ３０２（第２油圧ポンプ）と、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、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２から吐出された圧油によって駆動される複数のアクチュエータであるブームシリンダ３a、アームシリンダ３b、バケットシリンダ３d、走行モータ３f，３gと、可変容量型のメインポンプ３０２から吐出された圧油によって駆動される複数のアクチュエータである旋回モータ３c、スイングシリンダ３e、ブレードシリンダ３hと、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２から吐出された圧油を複数のアクチュエータ３a，３b，３d，３f，３gへ導くための圧油供給路１０５，２０５と、可変容量型のメインポンプ３０２から吐出された圧油を複数のアクチュエータ３c，３e，３hへ導くための圧油供給路３０５と、圧油供給路１０５，２０５の下流に接続され、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２から吐出された圧油が導かれる制御弁ブロック１０４と、圧油供給路３０５の下流に接続され、可変容量型のメインポンプ３０２から吐出された圧油が導かれる制御弁ブロック３０４と、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２に設けられ、メインポンプ１０２，２０２の消費トルクが第１許容トルク（T12allw）を超えないようメインポンプ１０２，２０２の容量を制御する共通の第１レギュレータ１０と、可変容量型のメインポンプ３０２に設けられ、メインポンプ３０２の消費トルクが第２許容トルク（T3allw）を超えないようメインポンプ３０２の容量を制御する第２レギュレータ１１とを備えている。

制御弁ブロック１０４内には、複数のアクチュエータ３a，３b，３d，３f，３gの駆動方向と駆動速度を制御するための複数の方向制御弁６a，６b，６d，６f，６g，６i，６jと、圧油供給路１０５及び２０５の下流にそれぞれチェック弁８d，８eを介して接続され、圧油供給路１０５及び２０５の圧力が設定圧力以上にならないように制御するリリーフ弁１１４とが配置されている。また、制御弁ブロック１０４内において、方向制御弁６b，６iには、圧油供給路２０５の下流から、それぞれチェック弁８f，８gを介して圧油が導かれ、方向制御弁６d，６a，６jには、圧油供給路１０５の下流から、それぞれチェック弁８a，８b，８cを介して圧油が導かれる。

制御弁ブロック３０４内には、複数のアクチュエータ３c，３e，３hの駆動方向と駆動速度を制御するための複数の方向制御弁６c，６e，６hと、圧油供給路３０５の下流に接続され、圧油供給路３０５の圧力が設定圧力以上にならないように制御するリリーフ弁３１４とが配置されている。また、制御弁ブロック３０４内において、方向制御弁６c，６e，６hには、圧油供給路３０５の下流から、それぞれチェック弁８h，８i，８jを介して圧油が導かれる。

第１レギュレータ１０は、受圧面積差で駆動する差動ピストン１０eと、傾転制御弁１０bとを有し、差動ピストン１０eの大径側受圧室１０aは傾転制御弁１０bを介して油路２０a又はタンクに接続され、小径側受圧室１０dは常時油路２０aに接続され、油路２０aには、圧油供給路１０５，２０５の圧力（メインポンプ１０２，２０２の吐出圧）を高圧選択するシャトル弁２０の出力圧が導かれる。

大径側受圧室１０aが油路２０aに連通すると、差動ピストン１０eは受圧面積差により図中で右方向に移動し、大径側受圧室１０aがタンクに連通すると、差動ピストン１０eは小径側受圧室１０dから受ける力により、図中で左方向に移動する。差動ピストン１０eが図中で右方向に移動すると、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の傾転角、すなわちポンプ容量が減少してそれらの吐出流量が減少し、差動ピストン１０eが図中で左方向に移動すると、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の傾転角、すなわちポンプ容量が増加してそれらの吐出流量が増加する。

傾転制御弁１０bは入力トルク制限用の弁であり、スプール１０gとバネ１０fと操作駆動部１０h，１０i，１０jとで構成されている。可変容量型のメインポンプ１０２の圧油供給路１０５の圧力P1と可変容量型のメインポンプ２０２の圧油供給路２０５の圧力P2は、それぞれ操作駆動部１０h，１０iに導かれる。また、可変容量型のメインポンプ３０２の圧油供給路３０５の圧力P3は、油路３０５aを介して可変減圧弁１２（第１バルブ装置）に送られ、可変減圧弁１２により減圧される。その減圧された出力圧P3’（第１出力圧）は油路３０５bに導かれ、更に第１レギュレータ１０の馬力制御開始圧力の補正値として傾転制御弁１０bの操作駆動部１０j（以下第１操作駆動部という）に導かれる。

バネ１０fによって第１レギュレータ１０の馬力制御の最大許容トルクT12allw_maxが決まり、最大許容トルクT12allw_maxを確保するための馬力制御開始圧力が決まる。

可変減圧弁１２は、油路３０５aの圧力がある値（セット圧）以上であるときにその値に油路３０５aの圧力を減圧し、第１出力圧P3’を制限するとともに、そのある値（セット圧）が可変であるバルブであり、可変減圧弁１２には、旋回ブーム上げの複合操作が行われていないときのセット圧を決めるためのバネ１２aが設けられている。可変減圧弁１２のセット圧により第１出力圧P3’の制限圧力が決まり、バネ１２aによってその最大制限圧力が決まる。

可変減圧弁１２には、また、バネ１２aと対抗する向きに、比例電磁弁１５（第２バルブ装置）の出力圧ΔP3（第２出力圧）が導かれ、その出力圧ΔP3だけセット圧（制限圧力）を減少させる受圧部１２b（出力圧補正装置）が設けられている。受圧部１２bに導かれる比例電磁弁１５の出力圧ΔP3がタンク圧であるときは、可変減圧弁１２のセット圧はバネ１２aにより決まる最大の値となり、制限圧力も最大となる。受圧部１２bに導かれる比例電磁弁１５の出力圧ΔP3が高くなるにしたがって、可変減圧弁１２のセット圧は小さくなり、制限圧力も低くなる。

第２レギュレータ１１は、受圧面積差で駆動する差動ピストン１１eと傾転制御弁１１bを有し、差動ピストン１１eの大径側受圧室１１aは傾転制御弁l１bを介して油路３０５a又はタンクに接続され、小径側受圧室１１dは常時油路３０５aに接続され、油路３０５aには圧油供給路３０５の圧力P3（メインポンプ３０２の吐出圧）が導かれる。

大径側受圧室１１aが油路３０５aに連通すると、差動ピストン１１eは受圧面積差により図中で右方向に移動し、大径側受圧室１１aがタンクに連通すると、差動ピストン１１eは小径側受圧室１１dから受ける力により、図中で左方向に移動する。差動ピストン１１eが図中で右方向に移動すると、可変容量型のメインポンプ３０２の傾転角、すなわちポンプ容量が減少してそれらの吐出流量が減少し、差動ピストン１１eが図中で左方向に移動すると、可変容量型のメインポンプ３０２の傾転角、すなわちポンプ容量が増加してその吐出流量が増加する。

傾転制御弁１１bは入力トルク制限用の弁であり、スプール１１gとバネ１１fと操作駆動部１１h，１１iとで構成されている。可変容量型のメインポンプ３０２の圧油供給路３０５の圧力P3は、油路３０５aを介して操作駆動部１１hに導かれる。また、比例電磁弁１５の出力圧ΔP3（第２出力圧）が第２レギュレータ１１の馬力制御開始圧力の補正値として操作駆動部１１i（以下第２操作駆動部という）に導かれ、かつ制限圧力の補正値として可変減圧弁１２の受圧部１２bに導かれる。

バネ１１fによって第２レギュレータ１１の馬力制御の最大許容トルクT3allw_maxが決まり、最大許容トルクT3allw_maxを確保するための馬力制御開始圧力（後述するP3amax）が決まる。

固定容量型のパイロットポンプ３０の圧油供給路３１aには、圧油供給路３１aの圧力を一定に保つパイロットリリーフ弁３２が接続され、圧油供給路３１aに一定のパイロット一次圧Ppi0が生成される。

圧油供給路３１aのパイロットリリーフ弁３２の下流には、ゲートロック弁１００を介してパイロット油路３１bが接続され、このパイロット油路３１bに複数の操作装置６０a，６０b，６０c，６０d，６０e，６０f，６０g，６０hにそれぞれ備えられた１対のパイロットバルブ（減圧弁）が接続されている。複数の操作装置６０a，６０b，６０c，６０d，６０e，６０f，６０g，６０hはそれぞれ対応するアクチュエータ３a〜３hの動作を指令するものであり、それぞれのパイロットバルブは、複数の操作装置６０a，６０b，６０c，６０d，６０e，６０f，６０g，６０hの操作レバー等の操作手段を操作することにより、パイロットリリーフ弁３２で生成されたパイロット一次圧Ppi0を元圧として操作圧a1，a2；b1，b2；c1，c2；d1，d2；e1，e2；f1，f2；g1，g2；h1，h2を生成する。これらの操作信号は対応する方向制御弁６a〜６jに導かれ、これらを切り換え操作する。また、油圧ショベル（建設機械）の運転席に設けられたゲートロックレバー２４を操作することによりゲートロック弁１００が操作され、パイロットリリーフ弁３２で生成されたパイロット一次圧Ppi0がパイロット油路３１bに供給されるか（操作装置６０a〜６０hの操作が有効となるか）、パイロット油路３１bの圧油がタンクに排出されるか（操作装置６０a〜６０hの操作が無効となるか）が切り換えられる。

更に、複数の操作装置のうち、旋回モータ３c用の操作装置６０cに設けられた１対のパイロットバルブが出力する操作圧c1，c2のうちの高圧側の操作圧chを選択して出力するシャトル弁２１と、ブームシリンダ３a用の操作装置６０aに設けられた１対のパイロットバルブが出力する操作圧a１，a２のうち、ブームシリンダ３aを伸長方向に操作する側の操作圧（ブーム上げの操作圧）a１を検出する圧力センサ４１と、シャトル弁２１が出力する高圧側の操作圧（旋回操作圧）chを検出する圧力センサ４２とが設けられている。

圧力センサ４１，４２の出力はコントローラ５０に導かれ、コントローラ５０からの出力は比例電磁弁１５に導かれる。圧力センサ４１，４２は、操作圧a１、操作圧chを検出することで操作装置６０a，６０cの操作レバーの操作量を検出するものである。圧力センサ４１，４２に代え、操作装置６０a，６０cの操作レバーの操作量を直接検出するポテンショメータを設けてもよい。

比例電磁弁１５には、出力圧を生成するための元圧として、油路３０５aの圧力P3（メインポンプ３０２の吐出圧）が導かれる。

〜トルクフィードバック制御〜
図３は、本実施の形態における旋回ブーム上げの複合操作時のトルクフィードバック制御の説明を分かり易くするため、ポンプ周辺部分とトルクフィードバック制御に係わる部分を拡大して示す油圧回路図である。

図４は、本実施の形態におけるコントローラ５０に備えられたCPU５０aが行うトルクフィードバック制御に係わる機能を示す機能ブロック図である。

図４において、コントローラ５０のCPU５０aは、設定ブロック５０sと、ブーム上げ判定テーブル５０aと、旋回操作補正テーブル５０bと、乗算部５０c，５０dと、電流指令演算テーブル５０eの各機能を有している。

設定ブロック５０s内には、旋回ブーム上げの複合操作が行われておらず、比例電磁弁１５の出力圧が０であるときの第２レギュレータ１１の最大許容トルクT3allw_maxを確保するための馬力制御開始圧力P3amax（図８参照）が設定されている。

また、圧力センサ４１，４２によって検出されたブーム上げの操作圧a1と旋回操作圧chは、それぞれ、テーブル５０a，５０bに入力される。

図５Ａ及び図５Ｂは、テーブル５０a，５０bの詳細を示す図である。

図５Ａにおいて、テーブル５０aには、ブーム上げの操作圧a1が不感帯を超えた最小圧力Pi_bmu_0よりも高くなると、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmuが０から１に増加する特性が設定されている。

図５Ｂにおいて、テーブル５０bには、旋回操作圧chが不感帯を超えた最小圧力Pi_sw_0より高くなると、旋回操作によるゲインGain_swが０から増加し始め、旋回操作圧chが最大圧力Pi_sw_max直前の圧力Pi_sw_1まで増大すると旋回操作によるゲインGain_swが０．５となる特性が設定されている。

設定ブロック５０sに設定された馬力制御開始圧力P3amaxは、乗算部５０cによってテーブル５０aの出力であるブーム上げ操作によるゲインGain_bmuと乗算され、更に乗算部５０dによってテーブル５０bの出力である旋回操作によるゲインGain_swと乗算され、その乗算値が第２レギュレータ１１の馬力制御開始圧力P3aの補正値ΔP3mとして算出される。

乗算部５０dで算出された補正値ΔP3mはテーブル５０eに入力され、比例電磁弁１５を駆動するための電流指令I15に変換され、対応する電流が出力される。比例電磁弁１５は、その出力電流により作動し、補正値ΔP3mに対応する出力圧ΔP3（第２出力圧）を生成し、出力する。

図６Ａ及び図６Ｂを用いて、本実施の形態における旋回ブーム上げの複合操作時におけるトルクフィードバックの挙動を説明する。

図６Ａは、コントローラ５０によって制御される比例電磁弁１５の出力圧ΔP3（第２出力圧）の変化を示す図である。図６Ａに示すように、旋回ブーム上げの複合操作が行われ、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu＝１である場合に、出力圧ΔP3は、旋回操作によるゲインGain_swが大きくなる程大きい値となるが、旋回操作によるゲインGain_swの最大値が０．５であるため、出力圧ΔP3は馬力制御開始圧力P3amax×０．５（馬力制御開始圧力P3amaxの半分）よりも大きくなることはない。比例電磁弁１５の出力圧ΔP3は第２レギュレータ１１の馬力制御開始圧力P3aの補正値として傾転制御弁１１bの第２操作駆動部１１iに導かれる。

図６Ｂは、可変減圧弁１２の出力特性を示したもので、旋回ブーム上げの複合操作が行われておらず、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu=０であるとき、可変減圧弁１２の出力圧P3’（第１出力圧）は０＜P3＜P3bmaxの範囲で傾き１で増加する。P3bmax は可変減圧弁１２のバネ１２aのセット圧であり、可変減圧弁１２の最大制限圧力である。圧油供給路３０５の圧力P3（メインポンプ３０２の吐出圧）が可変減圧弁１２のバネ１２ａのセット圧P3bmaxより高いとき、可変減圧弁１２の出力圧P3’はセット圧P3bmaxに制限される。

前述のように可変減圧弁１２の受圧部１２bに図６Ａで示される比例電磁弁１５の出力圧ΔP3が可変減圧弁１２の制限圧力P3bの補正値として導かれている。旋回ブーム上げの複合操作が行われ、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu=１の場合は、可変減圧弁１２のセット圧P3bは旋回操作によるゲインGain_swが大きくなる程、小さくなり、ゲインGain_swが０．５になるとバネ１２ａのセット圧P3bmax×０．５、すなわちバネ１２ａのセット圧P3bmaxの半分となる。このため、圧油供給路３０５の圧力P3（メインポンプ３０２の吐出圧）が可変減圧弁１２の制限圧力P3bより高いときは、可変減圧弁１２の出力圧P3’は旋回操作によるゲインGain_swが大きくなる程、小さくなり、ゲインGain_swが０．５になるとバネ１２ａのセット圧P3bmaxの半分に制限される。可変減圧弁１２の出力圧P3’は第１レギュレータ１０の馬力制御開始圧力の補正値として傾転制御弁１０bの第１操作駆動部１０jに導かれる。

図７Ａ、図７Ｂ及び図７Ｃを用いて可変容量型のメインポンプ１０２，２０２，３０２の許容トルクの特性及びメインポンプ３０２の消費トルクの特性を説明する。

図７Ａは、可変容量型のメインポンプ３０２の許容トルクT3allw（第２許容トルク）の特性を示す図である。

図７Ａにおいて、T3allw_maxはバネ１１fによって決まるメインポンプ３０２の最大許容トルクであり、旋回ブーム上げの複合操作が行われ、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu=１である場合に、メインポンプ３０２の許容トルクT3allwは最大許容トルクT3allw_maxよりも小さくなり、かつ旋回操作によるゲインGain_swが大きくなる程、許容トルクT3allwは小さくなる。このとき、許容トルクT3allwはT3allw_max×0.5まで小さくなる
図７Ｂは、可変容量型のメインポンプ３０２が実際に消費するトルクT3の特性を示す図である。

図７Ｂにおいて、T3maxはメインポンプ３０２の最大許容トルクT3allw_maxによって決まるメインポンプ３０２の最大消費トルクであり、旋回ブーム上げの複合操作が行われておらず、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu=０であるとき、メインポンプ３０２が実際に消費するトルクT3は０＜P3a＜P3amaxの範囲で直線的に増加する。図７Ａに示したように、旋回ブーム上げの複合操作が行われ、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu=１の場合に、メインポンプ３０２の許容トルクT3allwは最大許容トルクT3allw_maxよりも小さくなるため、メインポンプ３０２が実際に消費するトルクT3は最大消費トルクT3maxより小さくなる。また、図７Ａに示したように、旋回操作によるゲインGain_swが大きくなる程、許容トルクT3allwは小さくなるため、メインポンプ３０２が実際に消費するトルクT3はその許容トルクT3allwによって制限されて、図７Ｂに示すように旋回操作によるゲインGain_swが大きくなる程、小さくなる。このとき、トルクT3は、T3allw_max×0.5に対応してT3max×0.5まで小さくなる。

図７Ｃは、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allw（第１許容トルク）の特性を示す図である。

可変容量型のメインポンプ３０２の消費トルクT3は、図６Ｂに示すような特性の可変減圧弁１２の出力圧P3’（第１出力圧）として傾転制御弁１０bの第１操作駆動部１０jに導かれ、第１レギュレータ１０にフィードバックされるので、メインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwは図７Ｃに示す特性となる。

図７Ｃにおいて、T12allw_maxは第１レギュレータ１０のバネ１０fによって決まる最大許容トルクであり、可変容量型のメインポンプ３０２で駆動される各アクチュエータの操作装置が中立である場合の、メインポンプ１０２，２０２の最大の許容トルク値である。

図７Ｃに示すように、旋回ブーム上げの複合操作が行われておらず、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu=０であるとき、メインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwは、最大許容トルクT12allw_maxである。旋回ブーム上げの複合操作が行われ、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu=１である場合に、メインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwは、最大許容トルクT12allw_maxよりも小さい、最大許容トルクT12allw_maxからメインポンプ３０２の消費トルクT3を差し引いた値となる。また、メインポンプ３０２の消費トルクT3は旋回操作によるゲインGain_swが大きくなる程、小さくなるため、メインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwも、旋回操作によるゲインGain_swが大きくなる程、小さくなる。このとき、メインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwは、メインポンプ３０２の許容トルクがT3allw_max×0.5に減少する（或いはメインポンプ３０２の消費トルクがT3max×0.5に減少する）のに対応して、最大許容トルクT12allw_maxからメインポンプ302の最大許容トルクT3allw_maxの半分を差し引いた値（T12allw_max−T3allw_max×0.5）或いは最大許容トルクT12allw_maxからメインポンプ３０２の最大消費トルクT3maxの半分を差し引いた値（T12allw_max−T3max×0.5）に減少する。

図８は、可変容量型のメインポンプ３０２の吐出圧力−容量の特性、いわゆるPQ特性を示す図である。図８に示すように、可変容量型のメインポンプ３０２は、吐出圧P3が馬力制御開始圧力P3a未満では、最大容量q3maxを保ち、吐出圧P3が馬力制御開始圧力P3a以上の場合に、メインポンプ３０２の消費トルクが許容トルクT3allwを超えないようにその容量を減じるような特性となっている。

本実施の形態において、馬力制御開始圧力P3aは可変であり、旋回ブーム上げの複合操作が行われていないときは比例電磁弁15の出力圧が０であるため、馬力制御開始圧力P3aは第２レギュレータ１１内のバネ１１fにより決まる一定の値P3amaxである。旋回ブーム上げの複合操作時は、図８に破線で示すように、比例電磁弁15の出力圧によりP3amaxの半分まで低下する。その結果、旋回ブーム上げの複合操作が行われていないとき、メインポンプ３０２の許容トルクは最大であり（T3allw_max）、旋回ブーム上げの複合操作時にはメインポンプ３０２の許容トルクT3allwは最大許容トルクT3allw_maxの半分まで減少する。

〜請求の範囲との対応〜
以上において、可変減圧弁１２は、メインポンプ３０２の吐出圧に基づいてメインポンプ３０２の消費トルクを第１レギュレータ１０にフィードバックするための第１出力圧P3’を生成する第１バルブ装置を構成する。

また、第１レギュレータ１０は、上記第１出力圧P3’が導かれる第１操作駆動部１０jを有し、この第１操作駆動部１０jにより第１出力圧P3’だけ小さくなるよう第１許容トルクT12allwを確保するための馬力制御開始圧力を補正し、メインポンプ１０２，２０２（第１油圧ポンプ）とメインポンプ３０２（第２油圧ポンプ）の消費トルクの合計が予め定められた値T12allw_maxを超えないようにメインポンプ１０２，２０２（第１油圧ポンプ）の容量を制御する。

コントローラ５０は、旋回モータ３cとブームシリンダ３aを同時に駆動したときに、メインポンプ１０２，２０２（第２油圧ポンプ）の第２許容トルクT3allwを、旋回モータ３cを単独で駆動するときの最大許容トルクT3allw_maxよりも減じるための馬力制御開始圧力の補正値ΔP3mを演算するコントローラである。

比例電磁弁１５は、コントローラ５０で演算した上記補正値ΔP3mに対応する第２出力圧ΔP3を生成する第２バルブ装置を構成する。

第２操作駆動部１１iは、第２レギュレータ１１に設けられており、第２出力圧ΔP3が導かれ、その第２出力圧ΔP3だけ小さくなるよう第２許容トルクT3allwを確保するための馬力制御開始圧力Ｐ3aを補正する。

可変減圧弁１２の受圧部１２ｂは、可変減圧弁１２（第１バルブ装置）の出力圧P3’（第１出力圧）が、第２操作駆動部１１iにおいて補正された第２許容トルクT3allwを確保するための馬力制御開始圧力Ｐ3aを超えないように制限する出力圧補正装置を構成する。

〜油圧ショベル（建設機械）〜
図２は、本実施の形態におけ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。

油圧ショベルは下部走行体５０１と、上部旋回体５０２と、スイング式のフロント作業機５０４を備え、フロント作業機５０４は、ブーム５１１、アーム５１２、バケット５１３から構成されている。上部旋回体５０２は下部走行体５０１に対し旋回モータ３cの回転によって旋回可能である。上部旋回体の前部にはスイングポスト５０３が取付けられ、このスイングポスト５０３にフロント作業機５０４が上下動可能に取付けられている。スイングポスト５０３はスイングシリンダ３eの伸縮により上部旋回体５０２に対して水平方向に回動可能であり、フロント作業機５０４のブーム５１１、アーム５１２、バケット５１３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５０１の中央フレーム５０５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５０６が取付けられている。下部走行体５０１は、走行モータ３f，３gの回転により左右の履帯を駆動することによって走行を行う。

上部旋回体５０２には運転室５０８が設置され、運転室５０８内には、運転席５２１と、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、旋回モータ３c用の操作装置６０a〜６０dと、スイングシリンダ３e用の操作装置６０eと、ブレードシリンダ３h用の操作装置６０hと、走行モータ３f，３g用の操作装置６０f，６０gと、ゲートロックレバー２４が配置されている。

〜作動〜
本実施の形態の作動を図１〜図６を用いて説明する。

まず、原動機１によって駆動される固定容量式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にはパイロットリリーフ弁３２が接続されており、圧油供給路３１aにパイロット１次圧Ppi0を生成している。このパイロット１次圧Ppi0は、ゲートロックレバー２４を操作してゲートロック弁１００を図示の位置から切り換えることにより、圧油供給路３１bに供給されている。

(a) 全ての操作装置の操作レバーが中立の場合
操作装置６０a〜６０hの全ての操作レバーが中立なので、方向制御弁６a，６b，６c，６d，６e，６f，６g，６h，６i，６jが全て中立位置にある。可変容量型のメインポンプ１０２，２０２，３０２から吐出された圧油は、それぞれ圧油供給路１０５，２０５，３０５を経由して、方向制御弁６a，６b，６c，６d，６e，６f，６g，６h，６i，６jの中立回路（センタバイパス油路）を経由してタンクに排出される。このため、圧油供給路１０５，２０５，３０５の圧力P1，P2，P3はいずれも低圧（タンク圧）に保たれる。

圧油供給路３０５の圧力P3は、油路３０５aを経由して、傾転制御弁１１bの操作駆動部１１hに導かれると同時に、可変減圧弁１２に導かれるが、圧力P3が低圧のため、操作駆動部１１h及び可変減圧弁１２の受圧部１２bに導かれる圧力も低圧に保たれる。

同様に、圧油供給路１０５，２０５の圧力P1，P2は、それぞれ傾転制御弁１０bの操作駆動部１０h，１０iに導かれるが、圧力P1，P2が低圧のため、操作駆動部１０h，１０iに導かれる圧力も低圧に保たれる。

一方、操作装置６０a〜６０hの全ての操作レバーが中立なので、圧力センサ４１，４２によって検出されるブーム上げ操作圧、旋回操作圧はいずれもタンク圧となっている。

図４に示すコントローラ５０の機能ブロック図と、図５Ａ及び図５Ｂに示すテーブル５０a，５０bの特性から、ブーム上げ操作圧、旋回操作圧がいずれもタンク圧の場合には、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu、旋回操作によるゲインGain_swはいずれも０となり、コントローラ５０の乗算部５０dで算出された補正値ΔP3mは０となるので、電流指令I15も０となり、比例電磁弁１５に与えられる出力電流は０となる。

比例電磁弁１５の出力圧ΔP3は、傾転制御弁１１bの第２操作駆動部１１iに第２レギュレータ１１の馬力制御開始圧力P3a（第２許容トルク）の補正値として導かれるとともに、可変減圧弁１２の受圧部１２bに制限圧力P3bの補正値として導かれるが、前述のように比例電磁弁１５に与えられる電流指令I15に基づく出力電流は０のため、比例電磁弁１５の出力圧ΔP3はタンク圧となっている。

このため、可変減圧弁１２の受圧部１２bにタンク圧が導かれるので、可変減圧弁１２のセット圧はバネ１２aによって決まる値P3bmaxとなり、前述のように低圧に保たれた油路３０５aの圧力P3がそのまま油路３０５bに導かれる。

傾転制御弁１０bの操作駆動部１０h，１０i，１０jが共に低圧であるため、傾転制御弁１０bのスプール１０gはバネ１０fによって図中右方向に切り替わり、差動ピストン１０eの大径側受圧室１０aの圧油をタンクに放出する。

差動ピストン１０eの大径側受圧室１０aがタンク圧になるので、差動ピストン１０eは図中左方向に移動し、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の容量は最大に保たれる。

また、傾転制御弁１１bの操作駆動部１１h，１１iが共に低圧であるため、傾転制御弁１１bのスプール１１gはバネ１１fによって図中右方向に切り替わり、差動ピストン１１eの大径側受圧室１１aの圧油をタンクに放出する。

差動ピストン１１eの大径側受圧室１１aがタンク圧になるので、差動ピストン１１eは図中左方向に移動し、可変容量型のメインポンプ３０２の容量は最大に保たれる。

(b) ブーム上げ操作を行った場合
ブーム用の操作装置６０aのブーム上げ側のパイロットバルブからブーム上げ操作圧a１が出力される。

ブーム上げ操作圧a１により、方向制御弁６aが図中で右方向に、方向制御弁６iが図中右方向にそれぞれ切り替わる。

可変容量型のメインポンプ１０２から吐出された圧油は、圧油供給路１０５と方向制御弁６aを介して、可変容量型のメインポンプ２０２から吐出された圧油は、圧油供給路２０５と方向制御弁６iを介して、それぞれブームシリンダ３aのボトム側に供給され、ブームシリンダ３aが伸長する。

可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の圧油供給路１０５，２０５の圧力P1，P2は、ブームシリンダ３aの負荷の大きさによって変化する。

一方、可変容量型のメインポンプ３０２によって駆動されるアクチュエータ３c，３e，３hを操作するための操作装置６０c，６０e，６０hはいずれも操作されていないので、前述の(a)の場合と同様に、可変容量型のメインポンプ３０２の圧油供給路３０５の圧力P3は低圧に保たれる。

可変容量型のメインポンプ３０２の圧油供給路３０５の圧力P3は、油路３０５aを介して可変減圧弁１２に導かれるが、前述のようにブーム上げ操作のみを行った場合には、圧力P3は低圧に保たれている。

また、ブーム上げ操作圧、旋回操作圧はそれぞれ、圧力センサ４１，４２によって検出され、コントローラ５０に入力される。

コントローラ５０では、圧力センサ４１，４２によって検出されたそれぞれの圧力から馬力制御開始圧力P3aの補正値ΔP3mを算出するが、ブーム上げ操作のみ行われている場合には、図５に示すテーブル５０bの特性より、旋回操作によるGain_sw=０となり、補正値ΔP3mは０なる。このため、電流指令I15も０となり、比例電磁弁１５の出力圧ΔP3はタンク圧となっている。

このとき、可変減圧弁１２のセット圧（制限圧力）は前述の(a)の場合と同様に、バネ１２aで決まる値P3bmaxとなるが、前述のように可変減圧弁１２には低圧に保たれた油路３０５aの圧力P3が導かれているので、可変減圧弁１２の出力圧P3’≒０＜P3bmaxとなり、低圧に保たれた圧力P3’が、傾転制御弁１０bの第１操作駆動部１０jに導かれる。

また、傾転制御弁１０bの操作駆動部１０h，１０iには、それぞれ圧油供給路１０５，２０５の圧力P1，P2が導かれる。

前述のように圧油供給路１０５，２０５の圧力P1，P2は、ともにブームシリンダ３aの負荷によって変化し、傾転制御弁１０bのバネ１０fによって決まる第２レギュレータ１１の最大許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力P3amaxよりも圧力P1と圧力P2の合計が小さい場合は、バネ１０fによって傾転制御弁１０bのスプール１０gは図中で右側に切り替わり、差動ピストン１０eの大径側受圧室１０aの圧油がタンクに放出され、差動ピストンが図中で左側に移動し、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の傾転が増加する。

傾転制御弁１０bのバネ１０fによって決まる第２レギュレータ１１の最大許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力P3amaxよりも圧力P1と圧力P2の合計が大きい場合は、スプール１０gを左方向に押す力がバネ１０fの力に打ち勝ってスプール１０gが図中で左方向に移動し、油路２０aの圧油が大径側受圧室１０aに導かれる。差動ピストン１０eの大径側受圧室１０a、小径側受圧室１０dの圧力が同じになるので、差動ピストン１０eはその受圧面積の差により、図中で右方向に移動し、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の傾転が小さくなる。また、差動ピストン１０eが図中で右側に移動すると、それに連動して傾転制御弁１０bの外周部が図中で右方向に移動し、操作駆動部１０h，１０iの圧力と、バネ１０fの力が釣り合うと再び傾転制御弁１０bのスプール１０gの開口が閉じられ、差動ピストン１０eの移動が停止する。

このように、傾転制御弁１０b、差動ピストン１０eの働きにより、第１レギュレータ１０は可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の消費トルクの合計が、バネ１０fによって予め定められた値（最大許容トルクT12allw_max）を超えないように、それらの吐出流量を制御する、いわゆる馬力制御を行う。

一方、第２レギュレータ１１の傾転制御弁１１ｂの操作駆動部１１h，１１iが共に低圧であるため、傾転制御弁１１bのスプール１１gはバネ１１fによって図中右方向に切り替わり、差動ピストン１１eの大径側受圧室１１aの圧油をタンクに放出する。

差動ピストン１１eの大径側受圧室１１aがタンク圧になるので、差動ピストン１１eは図中左方向に移動し、可変容量型のメインポンプ３０２の容量は最大に保たれる。

(c) 旋回操作を行った場合
旋回用の操作装置６０cのパイロットバルブから旋回操作圧ch（c１，c２の高圧側）が出力される。旋回操作圧chにより方向制御弁６cが図中で左方向又は右方向に切り替わる。

可変容量型のメインポンプ３０２から吐出された圧油は、圧油供給路３０５と方向制御弁６cを介して旋回モータ３cに供給され、旋回モータ３cを回転させる。可変容量型のメインポンプ３０２の圧油供給路３０５の圧力P3は、旋回モータ３cの負荷の大きさによって変化する。

一方、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２によって駆動されるアクチュエータ３a，３b，３d，３f，３gを操作するための操作装置６０a，６０b，６０d，６０f，６０gの操作レバーはいずれも操作されていないので、前述の(a)の場合と同様に、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２から吐出された圧油は圧油供給路１０５，２０５、方向制御弁６a，６b，６d，６d，６f，６gを介してタンクに排出され、圧油供給路１０５，２０５の圧力P1，P2は低圧に保たれる。

可変容量型のメインポンプ３０２の圧油供給路３０５の圧力P3は、油路３０５aを介して可変減圧弁１２に導かれる。また、ブーム上げ操作圧、旋回操作圧はそれぞれ、圧力センサ４１，４２によって検出され、コントローラ５０に入力される。

コントローラ５０では、圧力センサ４１，４２によって検出されたそれぞれの圧力から馬力制御開始圧力P3aの補正値ΔP3mを算出するが、旋回操作のみ行われている場合には、図５に示すテーブル５０bの特性より、ブーム上げ操作によるGain_bm=０となり、補正値ΔP3mは０となる。このため、電流指令I15も０となり、比例電磁弁１５の出力圧ΔP3はタンク圧となっている。

このとき、第２レギュレータ１１の馬力制御開始圧力はバネ１１fによって決まる値P3amaxとなり、操作駆動部１１hに導かれる油路３０５aの圧力P3が馬力制御開始圧力P3amaxよりも高いときは、スプール１１gを左方向に押す力がバネ１１fの力に打ち勝ってスプール１１gが図中で左方向に移動し、油路３０５aの圧油が大径側受圧室１１aに導かれる。差動ピストン１１eの大径側受圧室１１a、小径側受圧室１１dの圧力が同じになるので、差動ピストン１１eはその受圧面積の差により、図中で右方向に移動し、可変容量型のメインポンプ３０２の傾転が小さくなる。また、差動ピストン１１eが図中で右側に移動すると、それに連動して傾転制御弁１１bの外周部が図中で右方向に移動し、操作駆動部１１hの圧力と、バネ１１fの力が釣り合うと再び傾転制御弁１１bのスプール１１gの開口が閉じられ、差動ピストン１１eの移動が停止する。

このように差動ピストン１１eが動作することで、メインポンプ３０２の容量q３は、図８に実線で示すように変化し、可変容量型のメインポンプ３０２は、バネ１１ｆによって予め決められたトルク値（最大許容トルクT3allw_max）を超えないように、その吐出流量を制御する、いわゆる馬力制御を行う。

また、比例電磁弁１５の出力圧ΔP3はタンク圧であるため、可変減圧弁１２のセット圧（制限圧力）は前述の(a)、(b)の場合と同様に、バネ１２aで決まる値P3bmaxとなる。このため、可変減圧弁１２の出力圧P3’は、図６Bに示すように、Gain_bm=０の場合の特性となり、油路３０５aの圧力P3が０＜P3＜P3bmaxの範囲では、油路３０５aの圧力P3のままとなり、P3≧P3bmaxの範囲では、油路３０５aの圧力P3はセット圧P3bmaxに制限される。

可変減圧弁１２の出力圧P3’が傾転制御弁１０bの第１操作駆動部１０jに導かれるので、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の許容トルクは、図７CのGain_bm=０の場合の特性となり、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の最大許容トルクT12allw_maxから図７Bで示す可変容量型のメインポンプ３０２の消費トルクT３を差し引いた値となる。

可変容量型のメインポンプ１０２，２０２はその消費トルクが許容トルクT12allw_max以下になるように、圧油を吐出するが、前述のように旋回のみを操作した場合には可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の圧油供給路１０５，２０５はともに低圧に保たれているので、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２はその最大の吐出量を保つ。

(d) 旋回とブーム上げ操作を同時に行った場合
ブーム用の操作装置６０aのブーム上げ側のパイロットバルブからブーム上げ操作圧a１が出力され、旋回用の操作装置６０cのパイロットバルブから旋回操作圧ch（c１，c２の高圧側）が出力される。

ブーム上げ操作圧a１により、方向制御弁６aが図中で右方向に、方向制御弁６iが図中右方向にそれぞれ切り替わり、旋回操作圧chにより方向制御弁６cが図中で左方向又は右方向に切り替わる。

可変容量型のメインポンプ１０２から吐出された圧油は、圧油供給路１０５と方向制御弁６aを介して、可変容量型のメインポンプ２０２から吐出された圧油は、圧油供給路２０５と方向制御弁６iを介して、それぞれブームシリンダ３aのボトム側に供給され、ブームシリンダ３aが伸長する。

可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の圧油供給路１０５，２０５の圧力P1，P2は、ブームシリンダ３aの負荷の大きさによって変化する。

可変容量型のメインポンプ３０２から吐出された圧油は、圧油供給路３０５と方向制御弁６cを介して旋回モータ３cに供給され、旋回モータ３cを回転させる。

可変容量型のメインポンプ３０２の圧油供給路３０５の圧力P3は、旋回モータ３cの負荷の大きさによって変化する。

また、ブーム上げ操作圧、旋回操作圧はそれぞれ、圧力センサ４１，４２によって検出され、コントローラ５０に入力される。

コントローラ５０では、圧力センサ４１，４２によって検出されたそれぞれの圧力から馬力制御開始圧力P3aの補正値ΔP3mを算出するが、ブーム上げ操作と旋回操作が同時に行われている場合には、図５に示すテーブル５０a，５０bの特性より、ブーム上げ操作ゲインGain_bmu＝１、旋回操作圧に応じて旋回操作ゲインGain_swは０〜０.５の間の値となり、補正値ΔP3mが、比例電磁弁１５の出力圧が０のときの可変容量型のメインポンプ３０２の馬力制御開始圧力P3amaxにGain_bmuとGain_swを乗じた値として演算される。この補正値ΔP3mは電流指令I15に変換され、対応する電流が比例電磁弁１５に出力される。比例電磁弁１５は、補正値ΔP3mに対応する出力圧ΔP3を生成し、出力する。

つまり、ブーム上げと旋回を同時に操作した場合は、比例電磁弁１５の出力圧ΔP3は、ΔP3＝ P3amax×Gain_bmu×Gain_swと表され、更に常にブーム上げ操作ゲインGain_bmu=１であることからΔP3＝ P3amax×Gain_swと表されるので、図６Aに示すように、出力圧ΔP3は旋回操作圧が小さいときには小さく、旋回操作圧が大きくなるにつれて大きくなる。

比例電磁弁１５の出力圧ΔP3は、可変減圧弁１２の受圧部１２bに導かれ、可変減圧弁１２のセット圧をその分だけ小さくする。可変減圧弁１２の出力圧P3’は、図６Bに示すように、旋回操作ゲインGain_swが大きい程、小さく制限され、Gain_sw=０.５の場合には、バネ１２aによって決まるセット圧P3bmaxの０.５倍に制限される。

また、比例電磁弁１５の出力圧ΔP3は、可変容量型のメインポンプ３０２の第２レギュレータ１１内の傾転制御弁１１bの第２操作駆動部１１iへ導かれ、可変減圧弁１２の出力圧P3’は可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の第１レギュレータ１０内の傾転制御弁１０bの第１操作駆動部１０jに導かれる。

前述のように、第２レギュレータ１１は、傾転制御弁１１bのバネ１１fの力と、操作駆動部１１h，１１iに作用する圧力による力が釣り合うように、可変容量型のメインポンプ３０２の容量を制御するので、第２操作駆動部１１iに導かれた比例電磁弁１５の出力圧ΔP3は、可変容量型のメインポンプ３０２の許容トルクT3allwを減らす方向に作用する。

可変容量型のメインポンプ３０２の許容トルクT3allwは、図７Aに示すように、旋回操作ゲインGain_swが大きい程小さくなり、Gain_sw=０.５の場合には、バネ１１fで決まる最大許容トルクT3allw_maxの０.５倍に制限される。

このとき、可変容量型のメインポンプ３０２の容量q３は、図８に破線で示すように変化し、メインポンプ３０２で実際に消費されるトルクT3は、図７Bに示すように、旋回操作ゲインGain_swが大きい程小さく制限され、Gain_sw=０.５の場合には、最大トルクT3maxの０.５倍に制限される。

また同様に、第１レギュレータ１０は、傾転制御弁１０bのバネ１０fの力と、操作駆動部１０h，１０i，１０jに作用する圧力による力が釣り合うように、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の容量を制御する。第１操作駆動部１０jはもともと可変容量型のメインポンプ３０２のトルクを圧力に変換してフィードバックするために設けられているが、第１操作駆動部１０jに導かれる可変容量型のメインポンプ３０２の吐出圧を可変減圧弁１２によって制限することにより、可変容量型のメインポンプ３０２で実際に消費されているトルクの分だけその許容トルクT12allwが減少する。

前述のように、旋回操作ゲインGain_swが大きい程、可変容量型のメインポンプ３０２の消費トルクT3が大きく制限されるので、図７Cに示すように、その分可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwも大きく制限される。

そして、Gain_sw=０.５の場合には、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwは、メインポンプ３０２の許容トルクがT3allw_max×0.5に減少する（或いはメインポンプ３０２の消費トルクがT3max×0.5に減少する）のに対応して、最大許容トルクT12allw_maxからメインポンプ302の最大許容トルクT3allw_maxの半分を差し引いた値（T12allw_max−T3allw_max×0.5）或いは最大許容トルクT12allw_maxからメインポンプ３０２の最大消費トルクT3maxの半分を差し引いた値（T12allw_max−T3max×0.5）に減少する。

このように旋回モータ３cとブームシリンダ３aを同時に駆動した場合は、旋回モータ３cを駆動するメインポンプ３０２の許容トルクT3allwが小さくなるように補正され、ブームシリンダ３aを駆動するメインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwを、旋回モータ３cを駆動するメインポンプ３０２の消費トルクが小さくなった分だけ、増やすことができる。これにより旋回モータ３cを駆動するメインポンプ３０２の設定トルクT3allw_maxがもともと大きい場合でも、メインポンプ１０２，２０２及びメインポンプ３０２のそれぞれのトルク設定T12allw_max，T3allw_maxに依らず、メインポンプ１０２，２０２とメインポンプ３０２のトルク配分が最適に調整され、ブーム上げと旋回の同時操作を行った場合に、スピーディーなブーム上げ動作が可能になり、優れた複合操作性を実現することができる。

また、仮に旋回モータ３cの負荷が小さく、メインポンプ３０２の吐出圧P3が可変減圧弁１２のセット圧より低い場合は、可変減圧弁１２の出力圧P3’はP3’＝P3となり、メインポンプ３０２が実際に消費しているトルクがメインポンプ１０２，２０２に正確にフィードバックされ、メインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwを必要以上に制限することがなくなる。これによってもブーム上げと旋回の同時操作を行った場合に、スピーディーなブーム上げ動作が可能になり、優れた複合操作性と原動機１の出力トルクの有効利用を実現することができる。

更に、ブーム上げと旋回の同時操作を行った場合、コントローラ５０は、旋回操作圧chが大きくなるにしたがって大きくなる値として補正値ΔP3mを演算する。このため、ブーム上げ操作後に旋回操作を行ってブーム上げと旋回の同時操作に移行したときなどに、旋回操作量に応じてメインポンプ３０２の許容トルクとメインポンプ１０２，２０２の許容トルクが連続的に調整され、スムーズな旋回ブーム上げ動作が可能になり、優れた複合操作性を実現することができる。

〜効果〜
本実施の形態によれば、以下の効果が得られる。

１．メインポンプ３０２から吐出される流量はメインポンプ３０２の吐出圧によってのみ制御されるので、メインポンプ３０２から吐出される圧油は、メインポンプ１０２，２０２の吐出流量の変動の影響を受けることなく安定した流量を確保することができ、旋回モータ３cを安定した回転速度で駆動することができる。

２．第１レギュレータ１０の第１操作駆動部１０jに可変減圧弁１２（第１バルブ装置）の出力圧P3’がメインポンプ３０２が実際に消費しているトルクとしてフィードバックされ、メインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwを確保するための馬力制御開始圧力が第１出力圧P3’だけ小さくなるよう補正されるため、旋回モータ駆動用のメインポンプ３０２とブームシリンダ駆動用のメインポンプ１０２，２０２の合計の消費トルクが予め定められた値T12allw_maxを超えないように制御する、いわゆる馬力制御を行うことができる。

３．旋回モータ３cとブームシリンダ３aを同時に駆動した場合は、旋回モータ３cを駆動するメインポンプ３０２の許容トルクT3allwが小さくなるように補正され、ブームシリンダ３aを駆動するメインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwを、旋回モータ３cを駆動するメインポンプ３０２の消費トルクが小さくなった分だけ、増やすことができる。これにより旋回モータ３cを駆動するメインポンプ３０２の設定トルクT3allw_maxがもともと大きい場合でも、メインポンプ１０２，２０２及びメインポンプ３０２のそれぞれのトルク設定T12allw_max，T3allw_maxに依らず、メインポンプ１０２，２０２とメインポンプ３０２のトルク配分が最適に調整され、ブーム上げと旋回の同時操作を行った場合に、スピーディーなブーム上げ動作が可能になり、優れた複合操作性を実現することができる。

４．また、上記のように旋回モータ３cとブームシリンダ３aを同時に駆動した場合は、旋回モータ３cを駆動するメインポンプ３０２の許容トルクT3allwが小さくなるように補正されるので、メインポンプ３０２の最大許容トルクT3allw_maxは旋回ブーム上げ複合操作時のトルク配分に制限されずに自由に設定することができ、これにより旋回単独操作時に最適な旋回トルクが得られ、旋回操作性を向上することができる。

５．仮に旋回モータ３cの負荷が小さく、メインポンプ３０２の吐出圧P3が可変減圧弁１２のセット圧より低い場合は、可変減圧弁１２の出力圧P3’はP3’＝P3となり、メインポンプ３０２が実際に消費しているトルクがメインポンプ１０２，２０２に正確にフィードバックされ、メインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwを必要以上に制限することがなくなる。これによってもブーム上げと旋回の同時操作を行った場合に、スピーディーなブーム上げ動作が可能になり、優れた複合操作性と原動機１の出力トルクの有効利用を実現することができる。

６．ブーム上げと旋回の同時操作を行った場合、コントローラ５０は、旋回操作圧chが大きくなるにしたがって大きくなる値として補正値ΔP3mを演算する。このため、ブーム上げ操作後に旋回操作を行ってブーム上げと旋回の同時操作に移行したときなどに、旋回操作量に応じてメインポンプ３０２の許容トルクとメインポンプ１０２，２０２の許容トルクが連続的に調整され、スムーズな旋回ブーム上げ動作が可能になり、優れた複合操作性を実現することができる。

７．比例電磁弁１５の出力圧ΔP3を、旋回モータ駆動用のメインポンプ３０２の許容トルクT3allwを制限するための回路部分と、旋回モータ駆動用のメインポンプ３０２の消費トルクをブームシリンダ駆動用のメインポンプ１０２，２０２にフィードバックする回路部分の両方に用いている。このため、例えば補正値を算出するコントローラ５０や、油圧的な第１補正値を出力する比例電磁弁１５が作動不良を起こした場合でも、ブーム駆動用のメインポンプ１０２，２０２と旋回駆動用のメインポンプ３０２の合計トルクが、予め定められた値T12allw_maxを超えることがないので、原動機１のストールを確実に防止することができる。

＜第２の実施の形態＞
本発明の第２の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置を図９〜図１２Ｃを用いて説明する。本実施の形態における油圧駆動装置の回路構成は図１に示した第１の実施の形態と同じである。本実施の形態においては、コントローラ５０がコントローラ５０Ａに置き換わっている。

図９は、本発明の第２の実施の形態におけるコントローラ５０Ａに備えられたCPU５０aが行うトルクフィードバック制御に係わる機能を示す機能ブロック図である。

図９において、コントローラ５０ＡのCPU５０aの機能は、旋回操作補正テーブル５０bが旋回操作補正テーブル５０bＡに変更されている点を除いて、第１の実施の形態のコントローラ５０と同じである。

図１０は、テーブル５０bＡの詳細を示す図である。

図１０において、テーブル５０bには、旋回操作圧chが不感帯を超えた最小圧力Pi_sw_0より高くなると、旋回操作によるゲインGain_swが０からステップ的に０．５に増加する特性が設定されている。

図１１Ａ及び図１１Ｂを用いて、本実施の形態における旋回ブーム上げの複合操作時におけるトルクフィードバックの挙動を説明する。

図１１Ａは、コントローラ５０Ａによって制御される比例電磁弁１５の出力圧ΔP3の変化を示す図である。図１１Ａに示すように、旋回ブーム上げの複合操作が行われ、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu=１になると、旋回操作によるゲインGain_swは０．５となるため、出力圧ΔP3は旋回操作圧の大きさに係わらず、馬力制御開始圧力P3amax×０．５（馬力制御開始圧力P3amaxの半分）に制限される。

図１１Ｂは、可変減圧弁１２の出力特性を示したものである。前述のように可変減圧弁１２の受圧部１２bに図１１Ａで示される比例電磁弁１５の出力圧ΔP3が導かれているので、旋回ブーム上げの複合操作が行われ、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu=１になると、可変減圧弁１２のセット圧P3bは直ちにバネ１２ａのセット圧P3bmaxの半分となる。このため、圧油供給路３０５の圧力P3（メインポンプ３０２の吐出圧）が可変減圧弁１２の制限圧力P3bより高いときは、可変減圧弁１２の出力圧P3’は旋回操作圧の大きさに係わらずバネ１２ａのセット圧P3bmaxの半分に制限される。

図１２Ａ、図１２Ｂ及び図１２Ｃを用いて可変容量型のメインポンプ１０２，２０２，３０２の許容トルクの特性及びメインポンプ302の消費トルクの特性を説明する。

図１２Ａは、可変容量型のメインポンプ３０２の許容トルクT3allwの特性を示す図である。図１２Ａにおいて、旋回ブーム上げの複合操作が行われ、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu=１になると、メインポンプ３０２の許容トルクT3allwは最大許容トルクT3allw_maxの半分（T3allw×0.5）となる。

図１２Ｂは、可変容量型のメインポンプ３０２が実際に消費するトルクT3の特性を示す図である。図１２Ｂにおいて、旋回ブーム上げの複合操作が行われ、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu=１になると、メインポンプ３０２の許容トルクT3allwは最大許容トルクT3allw_maxの半分となるため、メインポンプ３０２が実際に消費するトルクT3も最大消費トルクT3maxの半分（T3max×0.5）となる。

図１２Ｃは、可変容量型のメインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwの特性を示す図である。図１２Ｃにおいて、旋回ブーム上げの複合操作が行われ、ブーム上げ操作によるゲインGain_bmu=１になると、メインポンプ１０２，２０２の許容トルクT12allwは、メインポンプ３０２の許容トルクT3allw_max×0.5（或いはメインポンプ３０２の消費トルクT3max×0.5）の低下に対応して、最大許容トルクT12allw_maxからメインポンプ３０２の最大許容トルクT3allw_maxの半分を差し引いた値（T12allw_max−T3allw_max×0.5）或いは最大許容トルクT12allw_maxからメインポンプ３０２の最大消費トルクT3maxの半分を差し引いた値（T12allw_max−T3max×0.5）に減少する。

〜効果〜
以上のように構成した本実施の形態においても、第１の実施の形態で説明した効果１〜７のうち効果６以外の効果が得られる。

＜第３の実施の形態＞
本発明の第３の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置を図１３及び図１４を用いて説明する。

図１３は、本発明の第３の実施の形態による建設機械の油圧駆動装置の構成を示す図である。

図１３において、本実施の形態の油圧駆動装置は、可変減圧弁１２に代え、比例電磁弁１７を備えている。また、油路３０５aの圧力P3（メインポンプ３０２の吐出圧）を検出する圧力センサ４３が設けられ、圧力センサ４１，４２，４３の出力はコントローラ５０Ｂに導かれ、コントローラ５０からの出力は比例電磁弁１５と比例電磁弁１７に導かれる。

図１４は、本実施の形態におけるコントローラ５０Ｂに備えられたCPU５０aが行うトルクフィードバック制御に係わる機能を示す機能ブロック図である。

図１４において、コントローラ５０ＢのCPU５０aは、設定ブロック５０sと、ブーム上げ判定テーブル５０aと、旋回操作補正テーブル５０bと、乗算部５０c，５０dと、電流指令演算テーブル５０eに加え、減算部５０g、最小値選択部５０h、電流指令演算テーブル５０iの機能を更に有している。

前述したように、設定ブロック５０sには、第２レギュレータ１１の馬力制御開始圧力P3amax（第２レギュレータ１１内のバネ１１fにより決まる一定の値）が設定されており、この馬力制御開始圧力P3amaxと乗算部５０dで算出された補正値ΔP3mが減算部５０gに入力され、減算部５０gにおいて、馬力制御開始圧力P3amaxから乗算部５０dで算出された補正値ΔP3mを差し引いた値が補正値P3’mとして求められる。また、圧力センサ４３によって検出された油路３０５aの圧力P3と馬力制御開始圧力P3amaxは最小値選択部５０hに入力され、最小値選択部５０hにおいて、油路３０５aの圧力P3と馬力制御開始圧力P3amaxの小さい方の値が第１レギュレータ１０の馬力制御開始圧力P12aの補正値ΔP12mとして選択される。

最小値選択部５０hで算出された補正値ΔP12mはテーブル５０iに入力され、比例電磁弁１７を駆動するための電流指令I17に変換され、対応する電流が出力される。比例電磁弁１７は、その出力電流により作動し、補正値ΔP12mに対応する出力圧ΔP12を生成し、出力する。比例電磁弁１７の出力圧ΔP12は第１レギュレータ１０の馬力制御開始圧力（第１許容トルク）の補正値として傾転制御弁１０bの第１操作駆動部１０jに導かれる。

〜請求の範囲との対応〜
以上において、比例電磁弁１７は、メインポンプ３０２の吐出圧に基づいてメインポンプ３０２の消費トルクを第１レギュレータ１０にフィードバックするための第１出力圧P3’を生成する第１バルブ装置を構成する。

また、第１レギュレータ１０は、上記第１出力圧P3’が導かれる第１操作駆動部１０jを有し、この第１操作駆動部１０jにより第１出力圧P3’だけ小さくなるよう第１許容トルクT12allwを確保するための馬力制御開始圧力を補正し、メインポンプ１０２，２０２（第１油圧ポンプ）とメインポンプ３０２（第２油圧ポンプ）の消費トルクの合計が予め定められた値T12allw_maxを超えないようにメインポンプ１０２，２０２（第１油圧ポンプ）の容量を制御する。

コントローラ５０の設定ブロック５０s、ブーム上げ判定テーブル５０a、旋回操作補正テーブル５０b、乗算部５０c，５０dの機能は、旋回モータ３cとブームシリンダ３aを同時に駆動したときに、メインポンプ１０２，２０２（第２油圧ポンプ）の第２許容トルクT3allwを、旋回モータ３cを単独で駆動するときの最大許容トルクT3allw_maxよりも減じるための馬力制御開始圧力の補正値ΔP3mを演算するコントローラを構成する。

比例電磁弁１５は、コントローラ５０で演算した上記補正値ΔP3mに対応する第２出力圧ΔP3を生成する第２バルブ装置を構成する。

第２レギュレータ１１の第２操作駆動部１１iは、第２出力圧ΔP3が導かれ、その第２出力圧ΔP3だけ小さくなるよう第２許容トルクT3allwを確保するための馬力制御開始圧力Ｐ3aを補正する。

コントローラ５０Ｂの減算部５０g、最小値選択部５０h、電流指令演算テーブル５０iの機能は、比例電磁弁１７（第１バルブ装置）の出力圧P3’（第１出力圧）が、第２操作駆動部１１iにおいて補正された第２許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力を超えないように比例電磁弁１７の出力圧P3’を制限する出力圧補正装置を構成する。

〜効果〜
以上のように構成した本実施の形態においても、第１の実施の形態で説明した効果１〜６と同じ効果が得られる。

〜その他〜
以上の実施の形態では、ブームシリンダ３aを駆動する第１油圧ポンプは２つのメインポンプ１０２，２０２であるとしたが、１つの油圧ポンプであってもよい。

また、上記実施の形態は、建設機械が下部走行体に履帯を有する油圧ショベルである場合について説明したが、建設機械は上部旋回体とブームを有するものであればそれ以外のもの、例えばホイール式の油圧ショベルであってもよく、その場合も同様の効果が得られる。

１ 原動機
１０２，２０２ 可変容量型のメインポンプ（第１油圧ポンプ）
３０２ 可変容量型のメインポンプ（第２油圧ポンプ）
３a〜３h アクチュエータ
３a ブームシリンダ
３c 旋回モータ
６a〜６j 方向制御弁
１０ 第１レギュレータ
１１ 第２レギュレータ
１０a，１１a 大径側受圧室
１０b，１１b 傾転制御弁
１０d，１１d 小径側受圧室
１０e，１１e 差動ピストン
１０f，１１f バネ
１０g，１１g スプール
１０h，１０i，１０j，１０k 操作駆動部
１０j 第１操作駆動部
１１h，１１i 操作駆動部
１１i 第２操作駆動部
１２ 可変減圧弁（第１バルブ装置）
１２a バネ
１２b 受圧部（出力圧補正装置）
１５ 比例電磁弁（第２バルブ装置）
１７ 比例電磁弁（第１バルブ装置）
２０，２１ シャトル弁
４１，４２ 圧力センサ
５０，５０Ａ，５０Ｂ コントローラ
６０a〜６０h 操作装置
５０g 減算部（出力圧補正装置）
５０h 最小値選択部（出力圧補正装置）
１０４，３０４ 制御弁ブロック
T12allw 許容トルク（第１許容トルク）
T12allw_max 最大許容トルク（予め定められた値）
T3allw 許容トルク（第２許容トルク）
T3allw_max 最大許容トルク（予め定められた値）
ΔP3m 補正値
P3’ 可変減圧弁１２の出力圧（第１出力圧）
ΔP3 比例電磁弁１２の出力圧（第２出力圧）
ΔP12m 補正値

Claims (5)

1. 原動機によって駆動される可変容量型の第１及び第２油圧ポンプを含む複数の油圧ポンプと、
   前記複数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、
   前記第１油圧ポンプの吐出圧が導かれ、前記第１油圧ポンプの消費トルクが第１許容トルクを超えないよう前記第１油圧ポンプの容量を制御する第１レギュレータと、
   前記第２油圧ポンプの吐出圧が導かれ、前記第２油圧ポンプの消費トルクが第２許容トルクを超えないよう前記第２油圧ポンプの容量を制御する第２レギュレータと、
   前記第２油圧ポンプの吐出圧に基づいて前記第２油圧ポンプの消費トルクを前記第１レギュレータにフィードバックするための第１出力圧を生成する第１バルブ装置とを備え、
   前記第１レギュレータは、前記第１出力圧が導かれる第１操作駆動部を有し、この第１操作駆動部により前記第１許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力が前記第１出力圧だけ小さくなるように補正し、前記第１及び第２油圧ポンプの消費トルクの合計が予め定められた値を超えないように前記第１油圧ポンプの容量を制御し、
   前記複数のアクチュエータはフロント作業機のブームを駆動するブームシリンダと、上部旋回体を駆動する旋回モータとを含み、前記ブームシリンダを前記第１油圧ポンプの吐出油により駆動し、前記旋回モータを前記第２油圧ポンプの吐出油により駆動する建設機械の油圧駆動装置において、
   前記旋回モータと前記ブームシリンダを同時に駆動したときに、前記第２油圧ポンプの第２許容トルクを、前記旋回モータを単独で駆動するときの最大許容トルクよりも減じるための馬力制御開始圧力の補正値を演算するコントローラと、
   前記コントローラで演算した前記補正値に対応する第２出力圧を生成する第２バルブ装置と、
   前記第２レギュレータに設けられており、前記第２出力圧が導かれ、前記第２許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力が前記第２出力圧だけ小さくなるように補正する第２操作駆動部と、
   前記第１バルブ装置の前記第１出力圧が、前記第２操作駆動部において補正された前記第２許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力を超えないように前記第１バルブ装置の前記第１出力圧を制限する出力圧補正装置とを備え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、
   前記第１バルブ装置は、前記第１油圧ポンプの吐出圧が導かれる油路に配置され、前記第１出力圧を生成する可変減圧弁であり、
   前記第２バルブ装置は、前記コントローラによって生成された前記補正値に対応する出力電流に基づいて作動し、前記第２出力圧を生成する比例電磁弁であり、
   前記出力圧補正装置は、前記比例電磁弁の前記第２出力圧が導かれ、前記第２出力圧だけ小さくなるよう前記可変減圧弁のセット圧を補正する、前記可変減圧弁に設けられた受圧部であることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
3. 請求項１記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   前記コントローラは、前記第２油圧ポンプの最大許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力に０以上１未満の倍率を乗じることで、前記馬力制御開始圧力の補正値を演算す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、
   前記複数のアクチュエータに供給される圧油の流れを制御する複数の方向制御弁と、
   前記複数のアクチュエータの動作をそれぞれ指令し、対応する方向制御弁を切り換え操作する複数の操作装置とを更に備え、
   前記コントローラは、前記複数の操作装置のうち前記旋回モータの動作を指令する操作装置の操作信号を入力し、この操作信号に基づいて前記操作装置の操作量が大きくなるにしたがって大きくなる値として前記倍率を演算することを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
5. 請求項１記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   前記出力圧補正装置は、前記コントローラの一機能として構成され、
   前記コントローラは、前記旋回モータを単独で駆動するときの前記第２レギュレータの最大許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力を前記補正値だけ減じた値と、前記第２油圧ポンプの吐出圧の検出値とのうち小さい方の値を前記第１油圧ポンプの第１許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力の補正値として選択し、この選択した値に対応する第１電流を出力し、
   前記コントローラは、また、前記第２許容トルクを確保するための馬力制御開始圧力の補正値に対応する第２電流を出力し、
   前記第１バルブ装置は、前記コントローラから出力された前記第１電流に基づいて作動し、前記第１出力圧を生成する第１比例電磁弁であり、
   前記第２バルブ装置は、前記コントローラから出力された前記第２電流に基づいて作動し、前記第２出力圧を生成する第２比例電磁弁であることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。

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