CN105556131A - 工程机械的液压驱动装置 - Google Patents

Abstract

通过以纯液压的结构高精度地检测另一方的液压泵的吸收转矩并反馈至一方的液压泵侧，高精度地进行全转矩控制，有效利用原动机的额定输出转矩。为了该目的，设置：转矩反馈回路(112v)，其引导主泵(202)的排出压力与负载传感驱动压力，以成为模拟了主泵(202)的吸收转矩的特性的方式修正主泵(202)的排出压力并输出；以及转矩反馈活塞(112f)，其引导该转矩反馈回路的输出压力，以随着该输出压力变高而减少主泵(102)的容量，从而减少最大转矩(T12max)的方式控制主泵(102)的容量。转矩反馈回路(112v)具有第一及第二可变减压阀(112g、112q)。

Description

工程机械的液压驱动装置

技术领域

本发明涉及液压挖掘机等工程机械的液压驱动装置，尤其涉及至少具备两个可变容量型的液压泵，其中一方的液压泵具有至少进行转矩控制的泵控制装置(调节器)，另一方具有进行负载传感控制与转矩控制的泵控制装置(调节器)的工程机械的液压驱动装置。

背景技术

在液压挖掘机等工程机械的液压驱动装置中，广泛利用具备以液压泵的排出压力比多个驱动器的最高负荷压力高目标压力差的方式控制液压泵的容量(流量)的调节器的装置，该控制被称为负载传感控制。专利文献1记载了在具备进行这种负载传感控制的调节器的工程机械的液压驱动装置中，设置两个液压泵，利用两个液压泵的各个进行负载传感控制的双泵负载传感***。

另外，在工程机械的液压驱动装置的调节器中，通常以通过伴随液压泵的排出压力变高而减少液压泵的容量，从而液压泵的吸收转矩不会超过原动机的额定输出转矩的方式进行转矩控制，防止原动机成为过剩转矩而停止(发动机失速)。在液压驱动装置具备两个液压泵的情况下，一方的液压泵的调节器不仅以自身的排出压力，还取入与另一方的液压泵的吸收转矩相关的参数来进行转矩控制(全转矩控制)，实现原动机的停止防止与原动机的额定输出转矩的有效利用。

例如在专利文献2中，将一方的液压泵的排出压力通过减压阀导向另一方的液压泵的调节器，进行全转矩控制。减压阀的设定压力是恒定的，并且该设定压力设定为模拟了另一方的液压泵的调节器的转矩控制的最大转矩的值。由此，在只驱动与一方的液压泵相关的驱动器的作业中，一方的液压泵能有效地使用原动机的额定输出转矩的大致全部，并且在同时驱动与另一方的液压泵相关的驱动器的复合操作的作业中，泵整体的吸收转矩不会超过原动机的额定输出转矩，能防止原动机停止。

在专利文献3中，为了相对于两个可变容量型的液压泵进行全转矩控制，将另一方的液压泵的倾转角作为减压阀的输出压力检测，将该输出压力导向一方的液压泵的调节器。在专利文献4中，通过将另一方的液压泵的倾转角置换为摆动臂的腕长度并检测，提高全转矩控制的控制精度。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2011-196438号公报

专利文献2：日本特许第3865590号公报

专利文献3：日本特公平3-7030号公报

专利文献4：日本特开平7-189916号公报

发明内容

发明所要解决的课题

通过在专利文献1记载的双泵负载传感***中组装专利文献2记载的全转矩控制的技术，即使在专利文献1记载的双泵负载传感***中，也能进行全转矩控制。但是，在专利文献2的全转矩控制中，如上所述，减压阀的设定压力设定为模拟了另一方的液压泵的转矩控制的最大转矩的恒定的值。因此，在同时驱动与两个液压泵相关的驱动器的复合操作的作业中，另一方的液压泵受到转矩控制的限制，成为以转矩控制的最大转矩进行动作的运转状态时，能够实现原动机的额定输出转矩的有效利用。但是，在另一方的液压泵未受到转矩控制的限制，成为利用负载传感控制进行容量控制的运转状态时，不论另一方的液压泵的吸收转矩比转矩控制的最大转矩是否小，模拟了最大转矩的减压阀的输出压力均导向一方的液压泵的调节器，以将一方的液压泵的吸收转矩减少为必要以上的方式进行控制。因此，无法高精度地进行全转矩控制。

在专利文献3中，通过将另一方的液压泵的倾转角作为减压阀的输出压力检测，将该输出压力导向一方的液压泵的调节器，从而提高全转矩控制的精度。但是，一般地，泵的转矩用排出压力与容量的积、即(排出压力×泵容量)/2π求出，相对于此，在专利文献3中，将一方的液压泵的排出压力导向带台阶活塞的两个引导室的一方，将减压阀的输出压力(另一方的液压泵的排出量比例压力)导向带台阶活塞的另一方的引导室，将排出压力与排出量比例压力的和作为输出转矩的参数控制一方的液压泵的熔炉，因此，具有在与实际所使用的转矩之间产生相当的误差的问题。

在专利文献4中，通过将另一方的液压泵的倾转角置换为摆动臂的腕长度并检测，提高全转矩控制的控制精度。但是，专利文献4的调节器为摆动臂与设于调节器活塞内的活塞一边传递力一边相对滑动的非常复杂的结构，当具备具有充分的耐久性的结构时，不得不使摆动臂与调节器活塞等部件结实，存在调节器难以小型化之类的问题。特别地，在小型的液压挖掘机且后端半径小的所谓的后方小旋转型的情况下，收纳液压泵的空间小，存在难以搭载的情况。

本发明的目的在于提供一种液压驱动装置，该液压驱动装置的一方的液压泵具有至少进行转矩控制的泵控制装置，另一方的液压泵至少具有负载传感控制与转矩控制的两个可变容量型的液压泵，通过以纯液压的结构高精度地检测另一方的液压泵的吸收转矩并反馈至一方的液压泵侧，从而高精度地进行全转矩控制，能有效利用原动机的额定输出。

用于解决课题的方法

(1)为了实现上述目的，本发明的工程机械的液压驱动装置具备：原动机；由上述原动机驱动的可变容量型的第一液压泵；由上述原动机驱动的可变容量型的第二液压泵；由从上述第一液压泵及第二液压泵排出的压力油驱动的多个驱动器；控制从上述第一液压泵及第二液压泵向上述多个驱动器供给的压力油的流量的多个流量控制阀；分别控制上述多个流量控制阀的前后压力差的多个压力补偿阀；控制上述第一液压泵的排出流量的第一泵控制装置；控制上述第二液压泵的排出流量的第二泵控制装置，上述第一泵控制装置具有第一转矩控制部，在上述第一液压泵的排出压力与容量的至少一方增大，上述第一液压泵的吸收转矩增大时，上述第一转矩控制部以上述第一液压泵的吸收转矩不会超过第一最大转矩的方式控制上述第一液压泵的容量，上述第二泵控制装置具有：第二转矩控制部，在上述第二液压泵的排出压力与容量的至少一方增大，上述第二液压泵的吸收转矩增大时，上述第二转矩控制部以上述第二液压泵的吸收转矩不会超过第二最大转矩的方式控制上述第二液压泵的容量；以及负载传感控制部，在上述第二液压泵的吸收转矩比上述第二最大转矩小时，上述负载传感控制部以上述第二液压泵的排出压力比由从上述第二液压泵排出的压力油驱动的驱动器的最高负荷压力高目标压力差的方式控制上述第二液压泵的容量，上述第一转矩控制部具有：第一转矩控制驱动器，其引导上述第一液压泵的排出压力，以随着上述排出压力上升而减少上述第一液压泵的吸收转矩的方式控制上述第一液压泵的容量；以及设定上述第一最大转矩的第一加力机构，上述第二转矩控制部具有：第二转矩控制驱动器，其引导上述第二液压泵的排出压力，以随着上述排出压力上升而减少上述第二液压泵的吸收转矩的方式控制上述第二液压泵的容量；设定上述第二最大转矩的第二加力机构，上述负载传感控制部具有：控制阀，其以随着上述第二液压泵的排出压力与上述最高负荷压力的压力差比上述目标压力差小而变低的方式使负载传感驱动压力变化；以及负载传感控制驱动器，其以随着上述负载传感驱动压力变低而增加排出流量的方式控制上述第二液压泵的容量，上述第一泵控制装置还具有：转矩反馈回路，其引导上述第二液压泵的排出压力与上述负载传感驱动压力，基于上述第二液压泵的排出压力与上述负载传感驱动压力修改上述第二液压泵的排出压力并输出，从而在上述第二液压泵通过上述第二转矩控制部的控制而以上述第二最大转矩进行动作时和上述第二液压泵的吸收转矩比上述第二最大转矩小且上述负载传感控制部控制上述第二液压泵的容量时的任一个情况下，均成为模拟了上述第二液压泵的吸收转矩；以及第三转矩控制驱动器，其引导上述转矩反馈回路的输出压力，以随着上述转矩反馈回路的输出压力变高而减少上述第一液压泵的容量，上述第一最大转矩减少的方式，控制上述第一液压泵的容量，上述转矩反馈回路具有：第一减压阀，其引导上述第二液压泵的排出压力，在该第二液压泵的排出压力是第一设定压力以下时，将上述第二液压泵的排出压力原样输出，在上述第二液压泵的排出压力比上述第一设定压力高时，将上述第一液压泵的排出压力减压为上述第一设定压力并输出；以及第二可变减压阀，其引导上述负载传感驱动压力与上述第二液压泵的排出压力，在上述负载传感驱动压力是第二设定压力以下时，将上述负载传感驱动压力原样输出，在上述负载传感驱动压力比上述第二设定压力高时，将上述负载传感驱动压力减压为上述第二设定压力并输出，并且，以随着上述第二液压泵的排出压力变高而变小的方式使上述第二设定压力变化，上述第一可变减压阀具有受压部，其引导上述第二可变减压阀的输出压力，以随着上述第二可变减压阀的输出压力变高而变小的方式使上述第一设定压力变化。

在液压泵通过负载传感控制进行容量控制时，液压泵的容量改变部件(斜板)的位置、即容量(倾转角)由负载传感驱动压力进行作用的负载传感控制驱动器(LS控制活塞)和液压泵的排出压力进行作用的转矩控制驱动器(转矩控制活塞)的各个按压容量改变部件的力的合力与设定最大转矩的加力机构(弹簧)向相反方向按压容量改变部件的力的平衡决定。因此，负载传感控制时的液压泵的容量不仅利用负载传感驱动压力变化，也受到液压泵的排出压力的影响而变化，液压泵的排出压力上升时的液压泵的吸收转矩的最大值随着负载传感驱动压力变高而变小(参照图6A及图6B)。

在本发明中，由于在转矩反馈回路设置第一可变减压阀，并且使第一可变减压阀的设定压力随着负载传感驱动压力变高而变低，因此，第二液压泵的排出压力上升时的转矩反馈回路的输出压力的最大值以随着负载传感驱动压力变高而变小的方式变化(图5及图9)。该转矩反馈回路的输出压力的变化与上述液压泵的排出压力上升时的液压泵的吸收转矩的最大值的、负载传感驱动压力上升时的变化对应(图6B)，由此，转矩反馈回路的输出压力能够模拟负载传感驱动压力变化时的第二液压泵的吸收转矩的最大值的变化。

因此，在本发明中，在第二液压泵(另一方的液压泵)受到转矩控制的限制，处于以转矩控制的第二最大转矩进行动作的运转状态时理所当然，即使第二液压泵不受到转矩控制的限制，处于利用负载传感控制进行容量控制的运转状态的情况下，也利用转矩反馈回路以第二液压泵的排出压力成为模拟了第二液压泵的吸收转矩的特性的方式进行修正，以利用第三转矩控制驱动器，第一最大转矩减少该修正后的排出压力量的方式进行修正。由此，通过由纯液压的结构(转矩反馈回路)高精度地检测第二液压泵的吸收转矩，将该吸收转矩反馈至第一液压泵(一方的液压泵)侧，能高精度地进行全转矩控制，有效利用原动机的额定输出转矩。

另外，在液压泵中具有由结构决定的最小容量，液压泵处于最小容量时的液压泵的排出压力上升时的液压泵的吸收转矩以某斜率(增加比例)增加(图5及图9)。

在本发明中，还设置第二可变减压阀，构成为随着第二液压泵的排出压力变高，第二可变减压阀的第二设定压力变小，并且，将该第二可变减压阀的输出压力导向第一可变减压阀，随着第二可变减压阀的输出压力变高，第一可变减压阀的第一设定压力变小，因此，在第二液压泵为最小容量时，将由第二可变减压阀减压的压力导向第一可变减压阀，第一可变减压阀的输出压力随着第二液压泵的排出压力上升，以预定的增加比例成比例地增加(图5及图9的直线Z)。该第一可变减压阀的输出压力的变化与上述第二液压泵为最小容量时的第二液压泵的吸收转矩的变化对应(图6B)，由此，转矩反馈回路的输出压力成为模拟了第二液压泵为最小容量时的第二液压泵的吸收转矩的变化的特性。

由此，在利用与第一液压泵相关的驱动器和与第二液压泵相关的驱动器的复合操作，与第二液压泵相关的驱动器的负荷压力变高，要求流量极少的操作(例如在提重作业中，动臂微提操作与旋转或臂的复合动作)中，第一液压泵与第二液压泵的总计的消耗转矩不会过大，能防止原动机停止。

(2)在上述(1)的液压驱动装置中，优选上述转矩反馈回路还具有节流件，该节流件设于将上述负载传感驱动压力导向上述第二可变减压阀的油路，在上述负载传感驱动压力振动的情况下，吸收该振动并使压力稳定。

由此，转矩反馈回路的输出压力稳定，能更高精度地进行全转矩控制。

发明效果

根据本发明，在第二液压泵(另一方的液压泵)受到转矩控制的限制，处于以转矩控制的第二最大转矩进行动作的运转状态时理所当然，即使第二液压泵不受到转矩控制的限制，处于利用负载传感控制进行容量控制的运转状态的情况下，也利用转矩反馈回路以第二液压泵的排出压力成为模拟了第二液压泵的吸收转矩的特性的方式进行修正，以利用第三转矩控制驱动器，第一最大转矩减少该修正后的排出压力量的方式进行修正。由此，通过由纯液压的结构(转矩反馈回路)高精度地检测第二液压泵的吸收转矩，将该吸收转矩反馈至第一液压泵(一方的液压泵)侧，能高精度地进行全转矩控制，有效利用原动机的额定输出转矩。

附图说明

图1是表示本发明的实施方式的液压挖掘机(工程机械)的液压驱动装置的图。

图2A是表示动臂缸及臂缸以外的驱动器的流量控制阀的各自的入口通路的开口面积特性的图。

图2B是表示动臂缸的主流量控制阀及辅助流量控制阀及臂缸的主流量控制阀及辅助流量控制阀的各自的入口通路的开口面积特性(上侧)、动臂缸的主流量控制阀及辅助流量控制阀以及臂缸的主流量控制阀及辅助流量控制阀的入口通路的合成开口面积特性(下侧)的图。

图3A是表示由第一转矩控制部得到的转矩控制特性与本实施方式的效果的图。

图3B是表示由第二转矩控制部得到的转矩控制特性与本实施方式的效果的图。

图4是表示转矩反馈回路的第二可变减压阀的输出特性的图。

图5是表示转矩反馈回路的第一可变减压阀的输出特性的图。

图6A是表示主泵(第二液压泵)的调节器(第二泵控制装置)中的转矩控制与负载传感控制的关系的图。

图6B是将图6A的纵轴置换为主泵的吸收转矩而表示转矩控制与负载传感控制的关系的图。

图7是表示搭载液压驱动装置的液压挖掘机的外观的图。

图8是在图4所示的第二可变减压阀的输出特性标记第二可变减压阀的动作点(黑圆)的动作说明图。

图9是在图5所示的第一可变减压阀的输出特性标记第一可变减压阀的动作点(黑圆)的动作说明图。

图10是用于说明本实施方式的效果的比较例的图。

具体实施方式

下面，根据附图说明本发明的实施方式。

-结构-

图1是表示本发明的第一实施方式的液压挖掘机(工程机械)的液压驱动装置的图。

在图1中，本实施方式的液压驱动装置具备：原动机(例如柴油发动机)1；分流类型的可变容量型主泵102(第一液压泵)，其由该原动机1驱动，具有向第一及第二压力油供给路径105、205排出压力油的第一及第二排出口102a、102b；单一流类型的可变容量型主泵202(第二液压泵)，其由原动机1驱动，具有向第三压力油供给路径305排出压力油的第三排出口202a；多个驱动器3a、3b、3c、3d、3e、3f、3g、3h，其由从主泵102的第一及第二排出口102a、102b及主泵202的第三排出口202a排出的压力油驱动；控制阀单元4，其与第一～第三压力油供给路径105、205、305连接，控制从主泵102的第一及第二排出口102a、102b及主泵202的第三排出口202a供给至多个驱动器3a～3h的压力油的流动；用于控制主泵102的第一及第二排出口102a、102b的排出流量的调节器112(第一泵控制装置)；以及用于控制主泵202的第三排出口202a的排出流量的调节器212(第二泵控制装置)。

控制阀单元4具备：多个流量控制阀6a、6b、6c、6d、6e、6f、6g、6h、6i、6j，其与第一～第三压力油供给路径105、205、305连接，控制从主泵102的第一及第二排出口102a、102b、主泵202的第三排出口202a供给至多个驱动器3a～3h的压力油的流量；多个压力补偿阀7a、7b、7c、7d、7e、7f、7g、7h、7i、7j，其以多个流量控制阀6a～6j的前后压力差与目标压力差相等的方式分别控制多个流量控制阀6a～6j的前后压力差；多个操作检测阀8b、8c、8d、8f、8g、8i、8j，其与多个流量控制阀6a～6j的阀柱一起移动，用于检测各流量控制阀的切换；主降压阀114，其与第一压力油供给路径105连接，以不会成为设定压力以上的方式控制第一压力油供给路径105的压力；主降压阀214，其与第二压力油供给路径205连接，以不会成为设定压力以上的方式控制第二压力油供给路径105的压力；主降压阀314，其与第三压力油供给路径305连接，以不会成为设定压力以上的方式控制第三压力油供给路径305的压力；卸载阀115，其与第一压力油供给路径105连接，在第一压力油供给路径105的压力比在由从第一排出口102a排出的压力油驱动的驱动器的最高负荷压力上加上弹簧的设定压力(预定压力)所得的压力(卸载阀指定压力)高时，为打开状态，使第一压力油供给路径105的压力油返回油箱；卸载阀215，其与第二压力油供给路径205连接，在第二压力油供给路径205的压力比在由从第二排出口102b排出的压力油驱动的驱动器的最高负荷压力上加上弹簧的设定压力(预定压力)所得的压力(卸载阀指定压力)高时，为打开状态，使第二压力油供给路径205的压力油返回油箱；卸载阀315，其与第三压力油供给路径305连接，在第三压力油供给路径305的压力比在由从第三排出口202a排出的压力油驱动的驱动器的最高负荷压力上加上弹簧的设定压力(预定压力)所得的压力(卸载阀指定压力)高时，为打开状态，使第三压力油供给路径305的压力油返回油箱。

控制阀单元4还具备：第一负荷压力检测回路131，其与第一压力油供给路径105所连接的流量控制阀6d、6f、6i、6j的负荷口连接，包括检测驱动器3a、3b、3d、3f的最高负荷压力Plmax1的梭阀9d、9f、9i、9j；第二负荷压力检测回路132，其与第二压力油供给路径205所连接的流量控制阀6b、6c、6g的负荷口连接，包括检测驱动器3b、3c、3g的最高负荷压力Plmax2的梭阀9b、9c、9g；第三负荷压力检测回路133，其与第三压力油供给路径305所连接的流量控制阀6a、6e、6h的负荷口连接，包括检测驱动器3a、3e、3h的负荷压力(最高负荷压力)Plmax3的梭阀9e、9h；压力差减压阀111，其将第一压力油供给路径105的压力(即第一排出口102a的压力)P1与由第一负荷压力检测回路131检测到的最高负荷压力Plmax1(与第一压力油供给路径105连接的驱动器3a、3b、3d、3f的最高负荷压力)的差(LS压力差)作为绝对压力Pls1输出；压力差减压阀211，其将第二压力油供给路径205的压力(即第二排出口102b的压力)P2与由第二负荷压力检测回路132检测到的最高负荷压力Plmax2(与第二压力油供给路径205连接的驱动器3b、3c、3g的最高负荷压力)的差(LS压力差)作为绝对压力Pls2输出；压力差减压阀311，其将第三压力油供给路径305的压力(即主泵202的排出压力或第三排出口202a的压力)P3与由第三负荷压力检测回路133检测到的最高负荷压力Plmax3(与第三压力油供给路径305连接的驱动器3a、3e、3h的负荷压力)的差(LS压力差)作为绝对压力Pls3输出。以下，将压力差减压阀111、211、311输出的绝对压力Pls1、Pls2、Pls3适当称为LS压力差Pls1、Pls2、Pls3。

向上述卸载阀115引导作为由从第一排出口102a排出的压力油驱动的驱动器的最高负荷压力的由第一负荷压力检测回路131检测到的最高负荷压力Plmax1，向上述卸载阀215引导作为由从第二排出口102b排出的压力油驱动的驱动器的最高负荷压力的由第二负荷压力检测回路132检测到的最高负荷压力Plmax2，向上述卸载阀315引导作为由从第三排出口202a排出的压力油驱动的最高负荷压力的由第三负荷压力检测回路133检测到的最高负荷压力Plmax3。

另外，压力差减压阀111输出的LS压力差Pls1被引导至与第一压力油供给路径105连接的压力补偿阀7d、7f、7i、7j与主泵102的调节器112，压力差减压阀211输出的LS压力差Pls2被引导至与第二压力油供给路径205连接的压力补偿阀7b、7c、7g与主泵102的调节器112，压力差减压阀311输出的LS压力差Pls3被引导至与第三压力油供给路径305连接的压力补偿阀7a、7e、7h与主泵202的调节器212。

在此，驱动器3a通过流量控制阀6i及压力补偿阀7i与第一压力油供给路径105与第一排出口102a连接，并且，通过流量控制阀6a及压力补偿阀7a与第三压力油供给路径305与第三排出口202a连接。驱动器3a例如是驱动液压挖掘机的动臂的动臂缸，流量控制阀6a是动臂缸3a的主驱动用，流量控制阀6i是动臂缸3a的辅助驱动用。驱动器3b通过流量控制阀6j及压力补偿阀7j与第一压力油供给路径105与第一排出口102a连接，并且，通过流量控制阀6b及压力补偿阀7b与第二压力油供给路径205与第二排出口102b连接。驱动器3b例如是驱动液压挖掘机的臂的臂缸，流量控制阀6b是臂缸3b的主驱动用，流量控制阀6j是臂缸3b的辅助驱动用。

驱动器3d、3f分别通过流量控制阀6d、6f及压力补偿阀7d、7f与第一压力油供给路径105与第一排出口102a连接，驱动器3c、3g分别通过流量控制阀6c、6g及压力补偿阀7c、7g与第二压力油供给路径205与第二排出口102b连接。驱动器3d、3f分别例如是驱动液压挖掘机的铲斗的铲斗缸、驱动下部行驶体的左侧履带的左行驶马达。驱动器3c、3g分别是例如驱动液压挖掘机的上部旋转体的旋转马达、驱动下部行驶体的右侧履带的右行驶马达。驱动器3e、3h分别通过流量控制阀6e、6h及压力补偿阀7e、7h与第三压力油供给路径305与第三排出口102a连接。驱动器3e、3h分别例如是驱动液压挖掘机的摇摆柱的摇摆缸、驱动叶片的叶片缸。

图2A是表示作为动臂缸的驱动器3a(以下适当称为动臂缸3a)及作为臂缸的驱动器3b(以下适当称为臂缸3b)以外的驱动器3c～3h的流量控制阀6c～6h的各自的入口通路的开口面积特性的图。这些流量控制阀以随着阀柱行程超过死区0-S1地增加，开口面积增加，在最大的阀柱行程S3不久之前成为最大开口面积A3的方式设定开口面积特性。最大开口面积A3根据驱动器的种类分别具有固有的大小。

图2B的上侧是表示动臂缸3a的流量控制阀6a、6i及臂缸3b的流量控制阀6b、6j的各自的入口通路的开口面积特性的图。

动臂缸3a的主驱动用的流量控制阀6a以随着阀柱行程超过死区0-S1地增加，开口面积增加，在中间行程S2成为最大开口面积A1，之后，直到最大的阀柱行程S3均维持最大开口面积A1的方式设定开口面积特性。臂缸3b的主驱动用的流量控制阀6b的开口面积特性也相同。

动臂缸3a的辅助驱动用的流量控制阀6i以直到阀柱行程成为中间行程S2，开口面积是零，随着阀柱行程超过中间行程S2地增加，开口面积增加，在最大的阀柱行程S3不久之前成为最大开口面积A2的方式设定开口面积特性。臂缸3b的辅助驱动用的流量控制阀6j的开口面积特性也相同。

图2B的下侧是表示动臂缸3a的流量控制阀6a、6i及臂缸3b的流量控制阀6b、6j的入口通路的合成开口面积特性的图。

动臂缸3a的流量控制阀6a、6i的入口通路分别具有上述那样的开口面积特性，其结果，成为随着阀柱行程超过死区0-S1地增加，开口面积增加，在最大的阀柱行程S3的不久之前成为最大开口面积A1+A2那样的合成开口面积特性。臂缸3b的流量控制阀6b、6j的合成开口面积特性也相同。

在此，图2A所示的驱动器3c～3h的流量控制阀6c、6d、6e、6f、6g、6h的最大开口面积A3与动臂缸3a的流量控制阀6a、6i及臂缸3b的流量控制阀6b、6j的合成的最大开口面积A1+A2为A1+A2>A3的关系。即，动臂缸3a及臂缸3b是最大的要求流量比其他驱动器大的驱动器。

返回图1，控制阀4还具备：行驶复合操作检测油路53，其上游侧通过节流件43与引导压力油供给路径31b(后述)连接，下游侧通过操作检测阀8a、8b、8c、8d、8f、8g、8i、8j与油箱连接；以及根据由该行驶复合操作检测油路53生成的操作检测压力切换的第一切换阀40、第二切换阀146及第三切换阀246。

行驶复合操作检测油路53在不是同时驱动作为左行驶马达的驱动器3f(以下适当称为左行驶马达3f)及/或作为右行驶马达的驱动器3g(以下适当称为右行驶马达3g)和与第一压力油供给路径105、第二压力油供给油路205连接的左右行驶马达以外的驱动器3a、3b、3c、3d的至少一个的行驶复合操作时，通过至少借由操作检测阀8a、8b、8c、8d、8f、8g、8i、8j的任一个与油箱连通，油路53的压力成为油箱压力，在该行驶复合操作时，通过操作检测阀8f、8g与操作检测阀8a、8b、8c、8d、8i、8j的任一个分别对应的流量控制阀一起动作并遮断与油箱的连通，在油路53生成操作检测压力(操作检测信号)。

第一切换阀40在不是行驶复合操作时，处于图示下侧的第一位置(遮断位置)，遮断第一压力油供给路径105与第二压力油供给路径205的连通，在行驶复合操作时，利用由行驶复合操作检测油路53生成的操作检测压力切换至图示上侧的第二位置(连通位置)，连通第一压力油供给路径105与第二压力油供给路径205。

第二切换阀146在不是行驶复合操作时，位于图示下侧的第一位置，将油箱压力引导至第二负荷压力检测回路132的最下游的梭阀9g，在行驶复合操作时，利用由行驶复合操作检测油路53生成的操作检测压力切换至图示上侧的第二位置，将由第一负荷压力检测回路131检测到的最高负荷压力Plmax1(与第一压力油供给路径105连接的驱动器3a、3b、3d、3f的最高负荷压力)引导至第二负荷压力检测回路132的最下游的梭阀9g。

第三切换阀246在不是行驶复合操作时，位于图示下侧的第一位置，将油箱压力引导至第一负荷压力检测回路131的最下游的梭阀9f，在行驶复合操作时，利用由行驶负荷操作检测油路53生成的操作检测压力切换至图示上侧的第二位置，将由第二负荷压力检测回路132检测到的最高负荷压力Plmax2(与第二压力油供给路径205连接的驱动器3b、3c、3g的最高负荷压力)引导至第一负荷压力检测回路131的最下游的梭阀9f。

在此，左行驶马达3f及右行驶马达3g是通过同时被驱动且此时供给流量为同等而起到预定的功能的驱动器。在本实施方式中，左行驶马达3f由从分流类型的主泵102的第一排出口102a排出的压力油驱动，右行驶马达3g由从分流类型的主泵102的第二排出口102b排出的压力油驱动。

另外，在图1中，本实施方式的液压驱动装置具备由原动机1驱动的固定容量型的引导泵30、与引导泵30的压力油供给路径31a连接且将引导泵30的排出流量作为绝对压力Pgr检测的原动机转数检测阀13、与原动机转数检测阀13的下游侧的引导压力油供给路径31b连接且在引导压力油供给路径31b生成恒定的引导一次压力Ppilot的引导降压阀32、与引导压力油供给路径31b连接且利用闸门锁定杆24切换使下游侧的引导压力油供给路径31c与引导压力油供给路径31b连接还是与油箱连接的闸门锁定阀100、与闸门锁定阀100的下游侧的引导压力油供给路径31c连接且具有生成用于控制后述的多个流量控制阀6a、6b、6c、6d、6e、6f、6g、6h的操作引导压力的多个引导阀(减压阀)的多个操作装置122、123、124a、124b(图7)。

原动机转数检测阀13具有连接于引导泵30的压力油供给路径31a与引导压力油供给路径31b之间的流量检测阀50、将该流量检测阀50的前后压力差作为绝对压力Pgr输出的压力差减压阀51。

流量检测阀50具有随着通过流量(引导泵30的排出流量)增大而增大开口面积的可变节流部50a。引导泵30的排出油通过流量检测阀50的可变节流部50a向引导油路31b侧流。此时，在流量检测阀50的可变节流部50a产生随着通过流量增加而变大的前后压力差，压力差减压阀51将该前后压力差作为绝对压力Pgr输出。引导泵30的排出流量根据原动机1的转数变化，因此，通过检测引导泵30的前后压力差，能检测引导泵30的排出流量，能检测原动机1的转数。原动机转数检测阀13(压力差减压阀51)输出的绝对压力Pgr作为目标LS压力差导向调节器112、212。在以下，将压力差减压阀51输出的绝对压力Pgr适当称为输出压力Pgr或目标LS压力差Pgr。

调节器112(第一泵控制装置)具备：选择压力差减压阀111输出的LS压力差Pls1与压力差减压阀211输出的LS压力差Pls2的低压侧的低压选择阀112a；引导所低压选择的LS压力差Pls12与作为目标LS压力差的原动机转数检测阀13的输出压力Pgr，以随着LS压力差Pls12比目标LS压力差Pgr小而变低的方式使负载传感驱动压力(以下称为LS驱动压力Px12)变化的LS控制阀112b；引导LS驱动压力Px12，以随着LS驱动压力Px12变低而增加主泵102的倾转角(容量)且排出流量增加的方式控制主泵102的倾转角的LS控制活塞112c；引导主泵102的第一及第二排出口102a、102b的各自的压力，在这些压力上升时减少主泵102的斜板的倾转角，吸收转矩减少的方式控制主泵102的倾转角的转矩控制(马力控制)活塞112e、112d(第一转矩控制驱动器)；以及作为设定最大转矩T12max(参照图3A)的第一加力机构的弹簧112u。

低压选择阀112a、LS控制阀112b及LS控制活塞112c构成以主泵102的排出压力(第一及第二排出口102a、102b的高压侧的排出压力)比由从主泵102排出的压力油驱动的驱动器的最高负荷压力(最高负荷压力Plmax1与最高负荷压力Plmax2的高压侧的压力)高目标压力差(目标LS压力差Pgr)的方式控制主泵102的容量的第一负载传感控制部。

转矩控制活塞112d、112e与弹簧112u构成以在主泵102的第一及第二排出口102a、102b的各自的排出压力(主泵102的排出压力)与主泵102的容量的至少一方增加，主泵102的吸收转矩增加时，主泵102的吸收转矩不会超过由弹簧112u设定的最大转矩T12max的方式控制主泵102的容量的第一转矩控制部。

图3A是表示由第一转矩控制部(转矩控制活塞112d、112e与弹簧112u)得到的转矩控制特性与本实施方式的效果的图。图3A中，P12是主泵102的第一及第二排出口102a、102b的压力P1、P2的总计P1+P2(主泵102的排出压力)，q12是主泵102的斜板的倾转角(容量)，P12max是由主降压阀114、214的设定压力得到的主泵102的第一及第二排出口102a、102b的最高排出压力的总计，q12max是由主泵102的结构决定的最大倾转角。另外，主泵102的吸收转矩由主泵102的排出压力P12(P1+P12)与倾转角q12的积表示。

在图3A中，主泵102的最大吸收转矩由弹簧112u设定为以曲线502表示的T12max(最大转矩)。由从主泵102排出的压力油驱动驱动器，以当主泵102的吸收转矩增加且到达最大转矩T12max时，主泵102的吸收转矩不会过度增加的方式由调节器112的转矩控制活塞112d、112e限制主泵102的倾转角。例如，当在主泵102的倾转角处于曲线502上的任一处的状态下，主泵102的排出压力上升时，转矩控制活塞112d、112e使主泵102的倾转角q12沿曲线502减少。另外，当在主泵102的倾转角处于曲线502上的任一处的状态下，主泵102的倾转角q12增加时，转矩控制活塞112d、112e以主泵102的倾转角q12被保持为曲线502上的倾转角的方式被限制。图3A中，符号TE是表示原动机1的额定输出转矩Terate的曲线，最大转矩T12max设定为比Terate小的值。通过这样设定最大转矩T12max，以主泵102的吸收转矩不会超过最大转矩T12max的方式进行限制，能最大限度地有效利用原动机1的额定输出转矩Terate，并且能防止主泵102驱动驱动器时的原动机1的停止(发动机失速)。

第一负载传感控制部(低压选择阀112a、LS控制阀112b及LS控制活塞112c)在主泵102的吸收转矩比最大转矩T12max小，且未受到利用第一转矩控制部的转矩控制的限制时起作用，利用负载传感控制控制主泵102的容量。

调节器212(第二泵控制装置)具备：LS控制阀212b，其引导压力差减压阀311输出的LS压力差与作为目标LS压力差的原动机转数检测阀13的输出压力Pgr，以随着LS压力差Pls3比目标LS压力差小而变低的方式使负载传感驱动压力(以下称为LS驱动压力Px3)变化；LS控制活塞212c(负载传感控制驱动器)，其引导LS驱动压力Px3，以随着LS驱动压力Px3变低而增加主泵102的倾转角(容量)，使排出流量增加的方式控制主泵202的倾转角；转矩控制(马力控制)活塞212d(第二转矩控制驱动器)，其引导主泵202的排出压力P3，以在其压力上升时，减少主泵202的斜板的倾转角，吸收转矩减少的方式控制主泵202的倾转角；以及作为设定最大转矩T3max(参照图3b)的第二加力机构的弹簧212e。

LS控制阀212b与LS控制活塞212c构成以主泵202的排出压力P3比由从主泵202排出的压力油驱动的驱动器的最高负荷压力Plmax3高目标压力差(目标LS压力差Pgr)的方式控制主泵202的容量的第二负载传感控制部。

转矩控制活塞212d与弹簧212e构成在主泵202的排出压力P3与容量的至少一方增加，主泵202的吸收转矩增加时，主泵202的吸收转矩不会超过最大转矩T3max的方式控制主泵202的容量的第二转矩控制部。

图3B是表示由第二转矩控制部(转矩控制活塞212d与弹簧212e)得到的转矩控制特性与本实施方式的效果的图。图3B中，P3是主泵202的排出压力，q3是主泵202的斜板的倾转角(容量)，P3max是由主降压阀314的设定压力得到的主泵202的最高排出压力，q3max是由主泵202的结构决定的最大倾转角。另外，主泵202的吸收转矩以主泵202的排出压力P3与倾转角q3的积表示。

在图3B中，主泵202的最大吸收转矩由弹簧212e设定为以曲线602表示的T3max(最大转矩)。当由从主泵202排出的压力油驱动驱动器，主泵202的吸收转矩增加且到达最大转矩T3max时，与图3A的调节器112的情况相同，以主泵202的吸收转矩不会过度增加的方式由调节器212的转矩控制活塞212d限制主泵202的倾转角。

第二负载传感控制部(LS控制阀212b与LS控制活塞212c)在主泵202的吸收转矩比最大转矩T3max小，未受到利用第二转矩控制部的转矩控制的限制时起作用，利用负载传感控制来控制主泵202的容量。

返回图1，调节器112(第一泵控制装置)还具备：转矩反馈回路112v，其引导主泵202的排出压力P3与调节器212的LS驱动压力Px3，以成为模拟了主泵202的吸收转矩的特性的方式修正主泵202的排出压力P3并输出；转矩反馈活塞112f(第三转矩控制驱动器)，其引导该转矩反馈回路112v的输出压力，以随着转矩反馈回路112v的输出压力变高，减少主泵102的斜板的倾转角(容量)，由弹簧112u设定的最大转矩T12max减少的方式控制主泵102的倾转角。转矩反馈回路112v以在主泵202(第二液压泵)受到转矩控制的限制，以转矩控制的最大转矩T3max进行动作时和主泵202不受到转矩控制的限制，通过负载传感控制进行容量控制时的任一个场合均成为模拟了主泵202的吸收转矩的特性的方式修正主泵202的排出压力P3并输出(后述)。

在图3A中，箭头AR1、AR2表示转矩反馈回路112v及转矩反馈活塞112f的效果。在主泵202的排出压力P3上升时，转矩反馈回路112v以成为模拟了主泵202的吸收转矩的特性的方式修正主泵202的排出压力P3并输出，转矩反馈活塞112f如图3A中以箭头AR1、AR2所示，使由弹簧112u设定的最大转矩T12max减少转矩反馈回路112v的输出压力量。由此，即使在同时驱动与主泵102相关的驱动器和与主泵202相关的驱动器的复合操作时，也以主泵102的吸收转矩不会超过最大转矩T12max的方式进行控制(全转矩控制)，能防止原动机1停止(发动机失速)。另外，图3A中，箭头AR1是在主泵202(第二液压泵)受到转矩控制的限制且以转矩控制的最大转矩T3max进行动作的情况的效果，箭头AR2是主泵202未受到转矩控制的限制，由负载传感控制进行容量控制的情况的效果(后述)。

-转矩反馈回路的详细-

说明转矩反馈回路112v的详细。

<回路结构>

转矩反馈回路112v具有第一可变减压阀112g与第二可变减压阀112q。

第一可变减压阀112g通过油路112j向输入口引导主泵202的排出压力P3，在该主泵202的排出压力P3是第一设定压力以下时，将主泵202的排出压力P3原样输出，在主泵202的排出压力P3比第一设定压力高时，将主泵202的排出压力P3减压为第一设定压力并输出。第二可变减压阀112q通过油路112k向输入口引导调节器212的LS驱动压力Px3，在LS驱动压力Px3是第二设定压力以下时，将LS驱动压力Px3原样输出，在LS驱动压力Px3比第二设定压力高时，将LS驱动压力Px3减压为第二设定压力并输出。

另外，第一可变减压阀112g具备设定第一设定压力的初期值的打开方向动作的弹簧112t、位于弹簧112t的相反侧的受压部112h，向受压部112h通过油路112n引导第二可变减压阀112q的输出压力，随着第二可变减压阀112q的输出压力变高，第一设定压力变小。第二可变减压阀112q具有设定第二设定压力的初期值的打开方向动作的弹簧112s、位于弹簧112s的相反侧的受压部112i，通过油路112j向受压部112i引导主泵202的排出压力P3，随着主泵202的排出压力P3变高，第二设定压力变小。

第一可变减压阀112g的输出压力作为转矩反馈回路112v的输出压力引导至转矩反馈活塞112f。

在将LS驱动压力Px3引导至第二可变减压阀112q的输入口的油路112k上配置用于在LS驱动压力Px3振动的情况下吸收该振动并使压力稳定的节流件(固定节流件)112r。

<回路的输出特性>

《第二可变减压阀112q》

图4是表示转矩反馈回路112v的第二可变减压阀112q的输出特性的图。

将LS驱动压力Px3通过节流件112r引导至第二可变减压阀112q的输入口。

另一方面，主泵202的排出压力P3被引导至位于设定第二可变减压阀112q的第二设定压力的初期值的弹簧112s的相反侧的受压部112i。在主泵202的排出压力P3是最小压力P3min时，将第二可变减压阀112q的第二设定压力设定为由弹簧112s决定的压力(初期值)，随着主泵202的排出压力P3变高，第二可变减压阀112q的第二设定压力变小。因此，输入至第二可变减压阀112q的LS驱动压力Px3根据主泵202的排出压力P3变化，第二可变减压阀112q的输出压力成为图4所示的特性。

在图4中，Q1～Q4表示根据主泵202的排出压力P3变化的第二可变减压阀112q的减压特性。Q1是主泵202的排出压力P3是最小压力P3min时的特性，Px3’a是此时的第二设定压力(由弹簧112s设定的初期值)。Q4是主泵202的排出压力P3为最大压力P3max时的特性，Px3’i是此时的第二设定压力(最小的第二设定压力)。随着主泵202的排出压力P3变高为P3a(P3min)、P3g、P3h、P3i(P3max)，第二可变减压阀112q的第二设定压力变小为Px3’a、Px3’g、Px3’h、Px3’i，第二可变减压阀112q的减压特性以Q1、Q2、Q3、Q4的方式变化。其结果，在LS驱动压力Px3比第二可变减压阀112q的第二设定压力高时，第二可变减压阀112q的输出压力Px3out随着主泵202的排出压力P3变高而变小为Px3’a、Px3’g、Px3’h、Px3’i。

在LS驱动压力Px3是第二可变减压阀112q的第二设定压力以下时，LS驱动压力Px3不减压地原样输出。直线Q0表示此时的特性。

《第一可变减压阀112g》

图5是表示转矩反馈回路112v的第一可变减压阀112g的输出特性的图。

主泵202的排出压力P3被引导至第一可变减压阀112g的输入口。

另一方面，第二可变减压阀112q的输出压力P3out被引导至位于设定第一可变减压阀112g的第一设定压力的初期值的弹簧112t的相反侧的受压部112h。在第二可变减压阀112q的输出压力P3out是最小的油箱压力的情况下，第一可变减压阀112g的第一设定压力设定为由弹簧112t决定的压力(初期值)，随着第二可变减压阀112q的输出压力P3out变高，第一可变减压阀112g的第一设定压力变小(第一减压特性)。另外，第二可变减压阀112q的输出压力P3out如上所述，根据主泵202的排出压力P3变化，第一可变减压阀112g的第一设定压力也根据主泵202的排出压力P3变化(第二减压特性)。这样，第一可变减压阀112g的第一设定压力根据LS驱动压力Px3与主泵202的排出压力P3变化，第一可变减压阀112g的输出压力为图5所示的特性。

在图5中，G1～G5表示在LS驱动压力Px3为第二设定压力以下，未对LS驱动压力Px3进行减压时得到的第一可变减压阀112g的第一减压特性，Z表示在LS驱动压力Px3比第二设定压力高，LS驱动压力Px3减压为第二设定压力时得到的第二减压特性。G1是第二可变减压阀112q的输出压力P3out是最小的油箱压力时的特性，P3’e是此时的第一设定压力(由弹簧112t设定的初期值)。G3是第二可变减压阀112q的输出压力Peout是Px3i(参照图4)时的特性，G5是第二可变减压阀112q的输出压力P3out是Px3a(参照图4)时的特性。

在第二可变减压阀112q中，在LS驱动压力Px3为第二设定压力以下，为对LS驱动压力Px3进行减压时，随着LS驱动压力Px3变高，第一可变减压阀112g的第二设定压力变小为P3’e、P3’j、P3’i、P3’b、P3’a，第一可变减压阀112g的第一减压特性如直线G1、G2、G3、G4、G5那样变化。其结果，主泵202的排出压力P3比第一可变减压阀112g的第二设定压力高时的第一可变减压阀112g的输出压力P3out随着LS驱动压力Px3变高而变小为P3’e、P3’jc、P3’i、P3’b、P3’a。

在第二可变减压阀112q中，在LS驱动压力Px3比第二设定压力高，LS驱动压力Px3减压为第二设定压力时，第二可变减压阀112q的输出压力Px3out如图4所示，随着主泵202的排出压力Px3变高，变小为Px3’a、Px3’g、Px3’h、Px3’i，根据该输出压力Px3out的减少，第一可变减压阀112g的第二设定压力变大，因此，第一可变减压阀112g的第二减压特性如直线Z那样变化。其结果，主泵202的排出压力P3比第一可变减压阀112g的第二设定压力高时的第一可变减压阀112g的输出压力P3out随着主泵202的排出压力P3变高，而如直线Z那样成直线比例地变大。

在主泵202的排出压力P3是第一可变减压阀112g的第二设定压力以下时，主泵202的排出压力P3不减压地原样输出。直线G0表示此时的特性。

<吸收转矩的模拟>

接着，对转矩反馈回路112v以成为模拟了主泵202的吸收转矩的特性的方式修正主泵202的排出压力P3并输出的情况进行说明。

在主泵202通过负载传感控制进行容量控制时，主泵202的容量改变部件(斜板)的位置、即容量(倾转角)由LS驱动压力进行作用的LS控制活塞212c与主泵202的排出压力P3进行作用的转矩控制活塞212d的各个按压斜板的力的合力和作为设定最大转矩的加力机构的弹簧212e向相反方向按压斜板的力的平衡决定。因此，负载传感控制时的主泵202的倾转角不仅由于LS驱动压力变化，还受到主泵202的排出压力P3的影响地变化。

图6A是表示主泵202的调节器212中的转矩控制与负载传感控制的关系(主泵202的排出压力P3、倾转角与LS驱动压力Px3的关系)的图，图6B是将图6A的纵轴置换为主泵202的吸收转矩地表示转矩控制与负载传感控制的关系(主泵202的排出压力P3、吸收转矩与LS驱动压力Px3的关系)的图。

在对与主泵202相关的驱动器3a、3e、3h的操作杆的任一个进行全负荷操作，主泵202的排出流量为饱和状态，LS驱动压力Px3与油箱压力相等的情况下(后述的动臂提升全负荷操作(c))，在主泵202的排出压力P3上升时，主泵202的倾转角q3以图6A的特性Hq(Hqa、Hqb)那样变化，与主泵202的排出压力P3和倾转角q3的积成比例的主泵202的吸收转矩T3如图6B的特性HT(Hta、HTb)那样变化。特性Hq的直线Hqa与图3B的直线601对应，是由主泵202的结构决定的最大倾转角q3max的特性。特性Hq的曲线Hqb与图3B的曲线602对应，是由弹簧212e设定的最大转矩T3max的特性。在主泵202的吸收转矩T3到达T3max前，倾转角q3如直线Hqa所示那样以q3max恒定(图6A)。此时，主泵202的吸收转矩T3如直线Hta所示，随着排出压力P3上升，大致直线地增加(图6B)。当吸收转矩T3到达T3max时，如曲线Hqb所示，随着排出压力P3上升，倾转角q3变小(图6A)。此时，主泵202的吸收转矩T3如曲线HTb所示，以T3max大致恒定(图6B)。

在对与主泵202相关的驱动器3a、3e、3h的操作杆的任一个进行微操作，LS驱动压力Px3上升至油箱压力与引导一次压力Ppitol的中间压力的情况下(后述的动臂提升微操作(b)及水平均匀作业(f))，随着LS驱动压力Px3变高为Px3-1、Px3-2、Px3-3，主泵202的倾转角q3如图6A的曲线Iq、Jq、Kq那样变化，与之对应，主泵202的吸收转矩T3如图6B的曲线IT、JT、KT那样变化。

即，在主泵202的排出压力P3上升时，即使LS驱动压力Px3例如以Px3b恒定，主泵202的倾转角q3也如上那样，如曲线Iq那样受到排出压力P3的上升的影响并下降，因此，在排出压力P3的高压侧成为比T3max的曲线Hqb上的倾转角小的倾转角(图6A)。其结果，主泵202的吸收转矩T3随着排出压力P3上升，如曲线IT那样增加，不久以比T3max小的T3-1到达最大转矩并大致恒定(图6B)。但是，倾转角q3不为由主泵202的结构决定的最小倾转角q3min以下，吸收转矩T3也不为与最小倾转角q3min对应的直线LT的最小转矩T3min以下。

LS驱动压力Px3为Px3-2、Px3-3的情况也相同，倾转角q3如曲线Jq、Kq那样受到排出压力P3的上升的影响而下降，在排出压力P3的高压侧比曲线Iq上的倾转角更小(图6A)。与之对应，主泵202的吸收转矩T3随着排出压力P3上升，如曲线JT、KT那样增加，以比T3-1更小的T3-2、T3-3(T3-1>T3-2>T3-3)到达最大转矩并大致恒定(图6B)。但是，该情况下，倾转角q3也不为由主泵202的结构决定的最小倾转角q3min以下，吸收转矩T3也不为与最小倾转角q3min对应的直线LT的最小转矩T3min以下。

即使在与主泵202相关的驱动器3a、3e、3h的全部的操作杆中立的情况下，或操作这些操作杆的任一个的情况下，其操作量也极少，在流量控制阀的要求流量比由主泵202的最小倾转角q3min得到的最小流量少的情况下(后述的全操作杆中立时的动作(a)及提重作业中的动臂提升微操作(g))、主泵202的倾转角q3如以图6A所示的直线Lq所示那样保持为由主泵202的结构决定的最小倾转角q3min，与之对应，主泵202的吸收转矩T3也为最小转矩T3min，该最小转矩T3min如图6B的直线LT那样变化。即，最小转矩T3min随着排出压力P3上升而如直线LT那样，直线成比例地增加。

返回图5，主泵202的排出压力P3上升时的转矩反馈回路112v的输出压力P3out的最大值如图5所示的第一减压特性的直线G1～G5所示，随着LS驱动压力Px3变高而变小。另外，在主泵202为最小倾转角q3min时，主泵202的排出压力P3上升时的转矩反馈回路112v的输出压力P3out如图5所示的第二减压特性的直线Z那样，直线成比例地增加。

从图5与图6B的比较可以看出，图5所示的第一减压特性的直线G1～G5的压力(输出压力P3out的最大值)以与图6B所示的曲线HT、IT、JT、KT的吸收转矩的最大值相同的方式，以随着LS驱动压力Px3上升而变小的方式变化。另外，在主泵202处于最小倾转角q3min时，图5所示的第二减压特性的直线Z的压力与图6B所示的曲线LT相同，随着排出压力P3上升而直线成比例地增加。

这样，转矩反馈回路112v以在主泵202(第二液压泵)受到转矩控制的现在，以转矩控制的最大转矩T3max进行动作时和主泵202不受到转矩控制的限制，利用负载传感控制进行容量控制时的任一个场合均成为模拟了主泵202的吸收转矩的特性的方式修正主泵202的排出压力P3并输出。另外，在主泵202处于最小倾转角q3min时，也以成为模拟了主泵202的吸收转矩的特性的方式修正主泵202的排出压力并输出。

-液压挖掘机-

图7是表示搭载上述液压驱动装置的液压挖掘机的外观的图。

在图7中，作为作业机械已知的液压挖掘机具备下部行驶体101、上部旋转体109、摇摆式的前作业机104，前作业机104由动臂104a、臂104b、铲斗104c构成。上部旋转体109能相对于下部行驶体101利用旋转马达3c旋转。在上部旋转体109的前部安装摇摆柱103，在该摇摆柱103上能上下移动地安装前作业机104。摇摆柱103能够通过摇摆缸3e的伸缩相对于上部旋转体109在水平方向上转动，前作业机104的动臂104a、臂104b、铲斗104c能通过动臂缸3a、臂缸3b、铲斗缸3d的伸缩而在上下方向上转动。在下部行驶体102的中央机架安装通过叶片缸3h(参照图1)的伸缩而进行上下动作的叶片106。下部行驶体101通过利用行驶马达3f、3g的旋转驱动左右的履带101a、101b(在图7中只图示左侧)而进行行驶。

在上部旋转体109设置顶盖类型的驾驶室108，在驾驶室108内设置驾驶席121、前/旋转用的左右的操作装置122、123(在图7中只图示左侧)、行驶用的操作装置124a、124b(在图7中只图示左侧)、未图示的摇摆用的操作装置及叶片用的操作装置、闸门锁定杆24等。操作装置122、123的操作杆能从中立位置在以十字方向为基准的任意的方向上操作，当在前后方向操作左侧的操作装置122的操作杆时，操作装置122作为旋转用的操作装置起作用，当在左右方向操作该操作装置122的操作杆时，操作装置122作为臂用的操作装置起作用，当在前后方向操作右侧的操作装置123的操作杆时，操作装置123作为动臂用的操作装置起作用，当在左右方向操作该操作装置123的操作杆时，操作装置123作为铲斗用的操作装置起作用。

-动作-

接着，说明本实施方式的动作。

首先，从由原动机1驱动的固定容量型的引导泵30排出的压力油供给至压力油供给路径31a。在压力油供给路径31a上连接原动机转数检测阀13，原动机转数检测阀13利用流量检测阀50与压力差减压阀51将根据引导泵30的排出流量的流量检测阀50的前后压力差作为绝对压力Pgr(目标LS压力差)输出。在原动机转数检测阀13的下游连接引导降压阀32，在引导压力油供给路径31b上生成恒定的压力(引导一次压力Ppilot)。

(a)全部的操作杆中立的情况

由于全部的操作装置的操作杆中立，因此，全部的流量控制阀6a～6j为中立位置。由于全部的流量控制阀6a～6j为中立位置，因此，第一负荷压力检测回路131、第二负荷压力检测回路132、第三负荷压力检测回路133分别作为最高负荷压力Plmax1、Plmax2、Plmax3检测油箱压力。该最高负荷压力Plmax1、Plmax2、Plmax3分别被引导至卸载阀115、215、315与压力差减压阀111、211、311。

通过将最高负荷压力Plmax1、Plmax2、Plmax3引导至卸载阀115、215、315，第一、第二及第三排出口102a、102b、202a的压力P1、P2、P3保持为作为在最高负荷压力Plmax1、Plmax2、Plmax3上加上卸载阀115、215、315的各个弹簧的设定压力的压力(卸载阀指定压力)的最小压力P1min、P2min、P3min。在此，当使卸载阀115、215、315的弹簧的设定压力为Punsp时，通常Punsp设定为比作为目标LS压力差的原动机转数检测阀13的输出压力Pgr稍高(Punsp>Pgr)。

压力差减压阀111、211、311分别将第一、第二及第三压力油供给路径105、205、305的压力P1、P2、P3与最高负荷压力Plmax1、Plmax2、Plmax3(油箱压力)的压力差(LS压力差)作为绝对压力Pls1、Pls2、Pls3输出。最高负荷压力Plmax1、Plmax2、Plmax3如上所述分别是油箱压力，若使该油箱压力为Ptank，则成为

Pls1＝P1-Plmax1＝(Ptank+Punsp)-Ptank＝Punsp>Pgr

Pls2＝P2-Plmax2＝(Ptank+Punsp)-Ptank＝Punsp>Pgr

Pls3＝P3-Plmax3＝(Ptank+Punsp)-Ptank＝Punsp>Pgr

LS压力差Pls1、Pls2被引导至调节器112的低压选择阀112a，Pls3被引导至调节器212的LS控制阀212b。

在调节器112中，被引导至低压选择阀112a的LS压力差Pls1、Pls2选择它们的低压侧并作为LS压力差Pls12引导至LS控制阀112b。此时，即使选择Pls1、Pls2的任一个，也是Pls12>Pgr，因此，LS控制阀122b被向图1中左方向推压并切换至右侧的位置，LS驱动压力Px12上升至由引导降压阀32生成的恒定的引导一次压力Ppilot，将该引导一次压力Ppilot引导至LS控制活塞112c。由于向LS控制活塞112c引导引导一次压力Ppilot，因此，将主泵102的容量(流量)保持为最小。

另一方面，向调节器212的LS控制阀212b引导LS压力差Pls3。由于Pls3>Pgr，因此，LS控制阀212b被向图1中右侧按压并切换至左侧的位置，LS驱动压力Px3上升至引导一次压力Ppilot，将该引导一次压力Ppilot引导至LS控制活塞212c。由于向LS控制活塞212c引导引导一次压力Ppilot，因此，将主泵202的容量(流量)保持为最小。

(a-1)转矩反馈回路112v的动作

图8是在图4所示的第二减压阀112q的输出特性上标记第二可变减压阀112q的动作点(黑圆)的动作说明图，图9是在图5所示的第一可变减压阀112g的输出特性上标记第一可变减压阀112g的动作点(黑圆)的动作说明图。

在全部的操作杆中立的情况下，主泵202的排出压力(第三压力油供给路径305的压力)P3如上所述，保持为在油箱压力上加上卸载阀315的弹簧的设定压力所得的最小排出压力P3min。将该压力作为P3a。

在第二可变减压阀112q中，利用此时的主泵202的排出压力P3a，第二设定压力从初期值减少，为P3a＝P3min，因此，第一可变减压阀112q为图8的直线Q1的特性。

另一方面，引导至此时的主泵202的LS控制活塞212c的LS驱动压力Px3如上所述，为引导压力油供给路径31b的恒定的引导一次压力Ppilot(最大)。将该值作为Px3max。该LS驱动压力Px3max通过节流件112r被引导至第二可变减压阀112q的输入口，LS驱动压力Px3max通过第二可变减压阀112q减压至点a的压力Px3’a。

减压至Px3’a的点a的压力作为第二可变节流件112q的输出压力Px3out被引导至第一可变减压阀112g的受压部112h。在此，Px3’a是减压后的压力，因此，第一可变减压阀112g为图9的直线Z的特性(第二减压特性)。

被引导至第一可变减压阀112g的输入口的主泵202的排出压力P3a(P3min)利用第一可变减压阀112g的直线Z的减压特性减压至P3’j。该状态在图9中以点A表示。

减压至P3’j的压力作为第一可变减压阀112g的输出压力P3out被引导至转矩反馈活塞112f。在转矩反馈活塞112f中，由P3’j与转矩反馈活塞112f的受压面积的积决定的力在减小主泵102的容量(倾转角)的方向上作用。但是，如上所述，主泵102的容量(倾转角)已经由LS控制活塞112c保持为最小，维持该状态。

(b)输入了动臂操作杆的情况下(微操作)

例如，当使动臂用的操作装置的操作杆(动臂操作杆)向动臂缸3a伸长的方向、即动臂提升方向输入时，动臂缸3a驱动用的流量控制阀6a、6i在图1中向上方向切换。在此，动臂缸3a驱动用的流量控制阀6a、6i的开口面积特性如使用图2B说明那样，流量控制阀6a是主驱动用，流量控制阀6i是辅助驱动用。流量控制阀6a、6i根据由操作装置的引导阀输出的操作引导压力进行动作。

在动臂操作杆是微操作，流量控制阀6a、6i的行程是图2B的S2以下的情况下，当动臂操作杆的操作量(操作引导压力)增加时，主驱动用的流量控制阀6a的入口通路的开口面积从零增加至A1。另一方面，辅助驱动用的流量控制阀6i的入口通路的开口面积维持为零。

这样，辅助驱动用的流量控制阀6i即使在动臂提升微操作中向图1中上方向切换，入口通路也不会打开，并且，负荷检测口也维持与油箱连接的状态，第一负荷压力检测回路131作为最高负荷压力Plmax1检测油箱压力。因此，主泵102的容量(流量)与全部的操作杆中立的情况相同，保持为最小。

另一方面，当流量切换阀6a切换至图1中上方向时，动臂缸3a的底侧的负荷压力通过流量控制阀6a的负荷口，并由第三负荷压力检测回路133作为最高负荷压力Plmax3检测，并引导至卸载阀315与压力差减压阀311。通过将最高负荷压力Plmax3引导至卸载阀315，卸载阀315的指定压力上升为在最高负荷压力Plmax3(动臂缸3a的底侧的负荷压力)上加上弹簧的设定压力Punsp所得的压力，遮断将第三压力油供给路径305的压力油排出至油箱的油路。另外，通过将最高负荷压力Plmax3引导至压力差减压阀311，压力差减压阀311将第三压力油供给路径305的压力P3与最高负荷压力Plmax3的压力差(LS压力差)作为绝对压力Pls3输出，该Pls3被引导至LS控制阀212b。LS控制阀212b对目标LS压力差Pgr与上述LS压力差Pls3进行比较。

在动臂提升起动时的操作杆输入不久之后，动臂缸3a的负荷压力传递至第三压力油供给路径305，两者的压力差几乎消失，因此，LS压力差Pls3大致等于零。由此，由于为Pls3<Pgr的关系，因此，LS控制阀212b切换至图1中左方向，将LS控制活塞212c的压力油放出至油箱。因此，LS驱动压力Px3下降，主泵202的容量(流量)增加。由该LS驱动压力Px3的下降引起的流量增加持续到Pls3＝Pgr，在成为Pls3＝Pgr的时点，LS驱动压力Px3保持为由引导降压阀32生成的恒定的引导一次压力Ppilot与油箱压力的中间的某个值。这样，主泵202进行根据流量控制阀6a的要求流量，使必要的流量以必要的量排出的所谓的负载传感控制。由此，将与动臂操作杆的输入相应的流量的压力油供给至动臂缸3a的底侧，向伸长方向驱动动臂缸3a。

(b-1)转矩反馈回路112v的动作(1)

在动臂提升微操作中，在主泵202的容量(倾转角)处于最大与最小的中间的情况下，引导至主泵202的LS控制活塞212c的LS驱动压力Px3被保持为引导压力油供给路径31b的恒定的引导一次压力(最大)与油箱压力的中间的某个值。在图8中例如以Px3b表示该值。

另外，当此时的主泵202的排出压力例如是图8的P3g时，在第二可变减压阀112q中，第二设定压力由于主泵202的排出压力P3g而减少，第二可变减压阀112q为图8的直线Q2的特性。在该情况下，LS驱动压力Px3b不利用第二可变减压阀112q减压地被原样输出。该状态在图8中以点b1表示。

另一方面，在图9中，由于LS驱动压力Px3b是未由第二可变减压阀112q减压的压力，因此，第一可变减压阀112g为图9的直线G4的特性(第一减压特性)，主泵202的排出压力P3g由第一可变减压阀112g减压为压力P3’b。该状态在图9中以点B表示。

减压为P3’b的压力作为第一可变减压阀112g的输出压力P3out引导至转矩反馈活塞112f。在转矩反馈活塞112f中，由P3’b与转矩反馈活塞112f的受压面积的积决定的力在减小主泵102的容量(倾转角)的方向上进行作用。但是，如上所述，主泵102的容量(倾转角)已经由LS控制活塞112c保持为最小，维持该状态。

(b-2)转矩反馈回路112v的动作(2)

接着，考虑在动臂提升微操作时，在主泵202的排出压力保持P3g的状态下逐渐增加动臂操作杆的输入量的情况。

在该情况下，引导至主泵202的LS控制活塞212c的LS驱动压力Px3逐渐减少。使该减少的值例如为图8的Px3c。

如上所述，第二可变减压阀112q利用主泵202的排出压力P3g成为图8的直线Q2的特性，LS驱动压力Px3c不由第二可变减压阀112q减压地原样输出。该状态在图8中以点c表示。

另一方面，在图9中，由于LS驱动压力Px3c是未由第二可变减压阀112q减压的压力，因此，第一可变减压阀112g成为图9的直线G2的特性(第一减压特性)。另外，随着LS驱动压力Px3从Px3b向Px3c变小，第一可变减压阀112g的第一设定压力变大，第一可变减压阀112g的输出压力P3out变大，当LS驱动压力Px3成为Px3c时，与主泵202的排出压力P3g相等。该状态在图9中以点C表示。

在该状态下，主泵202的排出压力P3g未由第一可变减压阀112g减压地被引导至转矩反馈活塞112f，但如上所述，主泵102的容量(倾转角)已经由LS控制活塞112c保持为最小，维持该状态。

(b-3)转矩反馈回路112v的动作(3)

接着，考虑主泵202的排出压力P3从图9的点C的状态进一步上升的情况。

在该情况下，当主泵202的排出压力P3例如上升至图9的P3k时，压力P3k利用第一可变减压阀112g的直线G2的特性(第一减压特性)减压为P3’g。

减压为P3’g的压力作为第一可变减压阀112q的输出压力P3out被引导至转矩反馈活塞112f，但在该情况下也如上所述，主泵102的容量(倾转角)已经由LS控制活塞112c保持为最小，维持该状态。

(b-4)转矩反馈回路112v的动作(4)

接着，考虑在动臂提升微操作时，LS驱动压力从图9的B状态是相同的Px3b，主泵202的排出压力P3变高的情况。

在图8中，当主泵202的排出压力P3从P3g上升为P3h时，第二可变减压阀112q为直线Q3的特性。在该情况下，点b1的LS驱动压力Px3b不减压地原样输出。

另一方面，在图9中，第一可变减压阀112g依然为直线G4的特性(第一减压特性)，主泵202的排出压力P3h由第一可变减压阀112g减压为压力p3’b。该状态在图9中以点H表示。

减压为P3’b的压力作为第一可变减压阀112g的输出压力P3out被引导至转矩反馈活塞112f，但如上所述，主泵102的容量(倾转角)已经由LS控制活塞112c保持为最小，维持该状态。

(b-5)转矩反馈回路112v的动作(5)

接着，考虑在动臂提升微操作中，相对于图9的点H，LS驱动压力是相同的Px3b，主泵202的排出压力P3上升至最大的排出压力P3max的情况。

在图8中，当主泵202的排出压力上升至最大的排出压力P3max时，第二可变减压阀112q的第二设定压力更小，在图8中为P3＝P3i(P3max)的直线Q4的特性，LS驱动压力Px3b减压为点b2的压力Px3’i。

另一方面，在图9中，由于Px3’i是减压后的压力，因此，第一可变减压阀112g为图9的直线Z的特性(第二减压特性)，被引导至第一可变减压阀112g的输入口的主泵202的排出压力P3i(P3max)利用第一可变减压阀112g的直线Z的减压特性减压为点l的压力P3’i。

减压为P3’i的压力作为第一可变减压阀112g的输出压力P3out被引导至转矩反馈活塞112f。但是，如上所述，主泵102的容量(倾转角)已经由LS控制活塞112c保持为最小，维持该状态。

(c)输入了动臂操作杆的情况(全负荷操作)

在例如在动臂缸3a伸长的方向、即动臂提升方向上对动臂操作杆进行全负荷操作的情况下，动臂缸3a驱动用的流量控制阀6a、6i切换至图1中上方向，如图2B所示，流量控制阀6a、6i的阀柱行程为S2以上，流量控制阀6a的入口通路的开口面积保持为A1，流量控制阀6i的入口通路的开口面积为A2。

如上所述，动臂缸3a的负荷压力通过流量控制阀6a的负荷口并利用第三负荷压力检测回路133作为最高负荷压力Plmax3检测，根据该最高负荷压力Plmax3，主泵202的排出流量以Pls3与Pgr相等的方式被控制，从主泵202向动臂缸3a的底侧供给压力油。

另一方面，动臂缸3a的底侧的负荷压力通过流量控制阀6i的负荷口并利用第一负荷压力检测回路131作为最高负荷压力Plmax1检测，并引导至卸载阀115与压力差减压阀111。通过将最高负荷压力Plmax1引导至卸载阀115，卸载阀115的指定压力上升为在最高负荷压力Plmax1(动臂缸3a的底侧的负荷压力)上加上弹簧的设定压力Punsp所得的压力，遮断将第一压力油供给路径105的压力油排出至油箱的油路。另外，通过将最高负荷压力Plmax1引导至压力差减压阀111，压力差减压阀111将第一压力油供给路径105的压力P1与最高负荷压力Plmax1的压力差(LS压力差)作为绝对压力Pls1输出。该Pls1被引导至调节器112的低压选择阀112a，并由低压选择阀112a选择Pls1与Pls2的低压侧。

在动臂提升起动时的操作杆输入不久之后，动臂缸3a的负荷压力传递至第一压力油供给路径105，两者的压力差几乎消失，因此，LS压力差Pls1大致与零相等。另一方面，此时，Pls2与操作杆的中立时相同，保持为比Pgr大的值(Pls2＝P2-Plmax2＝(Ptank+Punsp)-Ptank＝Punsp>Pgr)。由此，在低压选择阀112a，Pls1作为低压侧的LS压力差Pls12被选择，并引导至LS控制阀112b。LS控制阀112b对目标LS压力差Pgr与LS压力差Pls1进行比较。在该情况下，如上所述，LS压力差Pls1大致与零相等，为Pls1<Pgr的关系，因此，LS控制阀112b切换至图1中右方向，将LS控制活塞112c的压力油向油箱释放。因此，LS驱动压力Px3下降，主泵102的容量(流量)增加，主泵102的流量以Pls1与Pgr相等的方式被控制。由此，从主泵102的第一排出口102a向动臂缸3a的底侧供给压力油，动臂缸3a利用来自主泵202的第三排出口202a与主泵102的第一排出口102a的合流而得的压力油向伸长方向被驱动。

此时，向第二压力油供给路径205供给与供给至第一压力油供给路径105的压力油相同流量的压力油，但该压力油作为剩余流量通过卸载阀215返回油箱。在此，第二负荷压力检测回路132作为最高负荷压力Plmax2检测油箱压力，因此，卸载阀215的指定压力与弹簧的设定压力Punsp相等，第二压力油供给路径205的压力P2被保持为Punsp的低压。由此，剩余流量返回油箱时的卸载阀215的压力损失减少，能进行能量损失少的运转。

(c-1)转矩反馈回路112v的动作

在进行动臂提升全负荷操作时，主泵202的容量(倾转角)最大，因此，引导至主泵202的LS控制活塞212c的LS驱动压力Px3大致与油箱压力相等。该状态在图8中以点d表示。另外，点d的压力(＝油箱压力Ptank)由Px3d表示。

在该情况下，即使主泵202的排出压力P3为任一个值，LS驱动压力Px3d(＝油箱压力Ptank)也不由第二可变减压阀112q减压地原样输出至第一可变减压阀112g。

由于引导至第一可变减压阀112g的压力Px3d是油箱压力Ptank，因此，第一可变减压阀112g的第一设定压力为由弹簧112t决定的压力(初期值)，第一可变减压阀112g为图9的直线G1的特性(第一减压特性)。若使此时的主泵202的排出压力P3为图9的P3d，则P3d不由第一可变减压阀112g减压地原样输出。该状态在图9中以点D表示。当主泵202的排出压力P3更高，例如上升至图9的P3e时，P3e利用第一可变减压阀112g的直线G1的特性(第一减压特性)减压为P3’e。该状态在图9中以点E表示。

减压为P3’e的压力作为第一可变减压阀112g的输出压力P3out引导至转矩反馈活塞112f。在转矩反馈活塞112f中，由P3’e与转矩反馈活塞112f的受压面积的积决定的力在减小主泵102的容量(倾转角)的方向上进行动作。

在此，主泵202根据流量控制阀6a的要求流量排出流量并增大吸收转矩，但当该吸收转矩到达以图3B的曲线602表示的T3max时，为主泵202的排出流量相对于要求流量不足的所谓的饱和状态。该状态在图3B中例如以点X1表示。当为饱和状态时，为Pls3<Pgr，LS控制阀212b切换至图1的图示右侧的位置，因此，LS驱动压力Px3与油箱压力Ptank(＝Px3d)相等。因此，在转矩反馈回路112v中，第二可变减压阀112q将油箱压力Ptank(＝px3d)原样输出(图8的点d)，第一可变减压阀112g成为图9的直线G1的特性(第一减压特性)。在此，如上所述，由于动臂提升的负荷压力比较高，因此，主泵202的排出压力P3向比图9的D点高的压力上升，第一可变减压阀112g输出图9的直线G1的特性的被限制的压力P3’e。该压力P3’e传递至转矩反馈活塞112f，转矩反馈活塞112f将主泵102的最大转矩从图3A的曲线502的T12max以压力P3’e相当量向比T12max小的曲线503的值T12max-T3max减少。

由此，由于进行以主泵102的吸收转矩不会超过T12max-T3max的方式控制主泵102的倾转角的全转矩控制，因此，主泵102、202的吸收转矩的总计不会超过最大转矩T12max，能防止原动机1的停止(发动机失速)。

(d)输入了臂操作杆的情况(微操作)

当将例如臂用的操作装置的操作杆(臂操作杆)向臂缸3b伸长的方向、即臂张开(クラウド)方向输入时，臂缸3b驱动用的流量控制阀6b、6j切换至图1中下方向。在此，臂缸3b驱动用的流量控制阀6b、6j的开口面积特性如使用图2说明那样，流量控制阀6b是主驱动用，流量控制阀6j是辅助驱动用。流量控制阀6b、6j根据由操作装置的引导阀输出的操作引导压力进行动作。

在臂操作杆是微操作，流量控制阀6b、6j的行程是图2B的S2以下的情况下，当臂操作杆的操作量(操作引导压力)增加时，主驱动用的流量控制阀6b的入口通路的开口面积从零增加至A1。另一方面，辅助驱动用的流量控制阀6j的入口通路的开口面积维持为零。

当流量控制阀6b切换至图1中下方向时，臂缸3b的底侧的负荷压力通过流量控制阀6b的负荷口并利用第二负荷压力检测回路132作为最高负荷压力Plmax2检测，并引导至卸载阀215与压力差减压阀211。通过将最高负荷压力Plmax2引导至卸载阀215，卸载阀215的指定压力上升为在最高负荷压力Plmax2(臂缸3b的底侧的负荷压力)上加上弹簧的设定压力Punsp所得的压力，遮断将第二压力油供给路径205的压力油排出至油箱的油路。另外，通过将最高负荷压力Plmax2引导至压力差减压阀211，压力差减压阀211将第二压力油供给路径205的压力P2与最高负荷压力Plmax2的压力差(LS压力差)作为绝对压力Pls2输出，该Pls2被引导至调节器112的低压选择阀112a。低压选择阀112a选择Pls1与Pls2的低压侧。

在臂张开起动时的操作杆输入不久之后，臂缸3b的负荷压力传递至第二压力油供给路径205，两者的压力差几乎消失，因此，LS压力差Pls2大致与零相等。另一方面，此时，Pls1与操作杆的中立时相同，被保持为比Pgr大的值(Pls1＝P1-Plmax1＝(Ptank+Punsp)-Ptank＝Punsp>Pgr)。由此，低压选择阀112a将Pls2作为低压侧的LS压力差Pls12选择，将Pls2引导至LS控制阀112b。LS控制阀112b对作为目标LS压力差的原动机转数检测阀13的输出压力Pgr与Pls2进行比较。在该情况下，如上所述，由于LS压力差Pls2大致与零相等，为Pls2<Pgr的关系，因此，LS控制阀112b切换至图1中右方向，将LS控制活塞112c的压力油释放至油箱。因此，主泵102的容量(流量)增加，该流量增加继续至Pls2＝Pgr。由此，从主泵102的第二排出口102b将与臂操作杆的输入相应的流量的压力油供给至臂缸3b的底侧，将臂缸3b向伸长方向驱动。

此时，向第一压力油供给路径105供给与供给至第二压力油供给路径205的压力油相同流量的压力油，该压力油作为剩余流量并通过卸载阀115返回至油箱。在此，第一负荷压力检测回路131作为最高负荷压力Plmax1检测油箱压力，因此，卸载阀115的指定压力与弹簧的设定压力Punsp相等，第一压力油供给路径105的压力P1保持为Punsp的低压。由此，剩余流量返回油箱时的卸载阀115的压力损失减少，能进行能量损失少的运转。

另外，此时与主泵202相关的驱动器未被驱动，因此，与全部的操作杆是中立的情况相同，第二可变减压阀112q为图8的点a的状态，第一可变减压阀112g为图9的点A的状态，减压为P3’j的压力作为第一可变减压阀112g的输出压力P3out引导至转矩反馈活塞112f。在此，P3’j是P3min以下的极低的压力，图3A的主泵102的最大转矩维持为图3A的曲线502的T12max。

(e)输入了臂操作杆的情况(全负荷操作)

在例如使臂操作杆向臂缸3b伸长的方向、即臂张开方向全负荷地进行操作的情况下，臂缸3b驱动用的流量控制阀6b、6j切换至图1中下方向，如图2B所示，流量控制阀6b、6j的阀柱行程为S2以上，流量控制阀6b的入口通路的开口面积被保持为A1，流量控制阀6j的入口通路的开口面积为A2。

如在上述(d)中说明那样，臂缸3b的底侧的负荷压力通过流量控制阀6b的负荷口并利用第二负荷压力检测回路132作为最高负荷压力Plmax2检测，遮断卸载阀215将第二压力油供给路径205的压力油排出至油箱的油路。另外，通过将最高负荷压力Plmax2引导至压力差减压阀211，输出LS压力差Pls2，并引导至调节器112的低压选择阀112a。

另一方面，臂缸3b的底侧的负荷压力通过流量控制阀6j的负荷口并利用第一负荷压力检测回路131作为最高负荷压力Plmax1(＝Plmax2)检测，并引导至卸载阀115与压力差减压阀111。通过将最高负荷压力Plmax1引导至卸载阀115，卸载阀115遮断将第一压力油供给路径105的压力油排出至油箱的油路。另外，通过将最高负荷压力Plmax1引导至压力差减压阀111，将LS压力差Pls1(＝Pls2)引导至调节器112的低压选择阀112a。

在臂张开起动时的操作杆输入不久之后，臂缸3b的负荷压力传递至第一及第二压力油供给路径105、205，两者的压力差几乎消失，因此，LS压力差Pls1、Pls2均大致与零相等。由此，低压选择阀112a将Pls1与Pls2的任一个作为低压侧的LS压力差Pls12选择，将Pls12引导至LS控制阀112b。在该情况下，如上所述，Pls1、Pls2均大致与零相等，为Pls12<Pgr，因此，LS控制阀112b切换至图1中右方向，将LS控制活塞112c的压力油释放至油箱。因此，主泵102的容量(流量)增加，该流量增加持续至Pls12＝Pgr。由此，从主泵102的第一及第二排出口102a、102b向臂缸3b的底侧供给与臂操作杆的输入相应的流量的压力油，臂缸3b被来自第一及第二排出口102a、102b的合流所得的压力油在伸长方向上驱动。

另外，此时与主泵202相关的驱动器也未被驱动，因此，与全部的操作杆中立的情况相同，第二可变减压阀112q为图8的点a的状态，第一可变减压阀112g为图9的点A的状态，减压为P3’j的压力作为第一可变减压阀112g的输出压力P3out被引导至转矩反馈活塞112f。在此，P3’j是P3min以下的极低的压力，图3A的主泵102的最大转矩维持为图3A的曲线502的T12max。

由此，第一转矩控制部以主泵102的吸收转矩不会超过最大转矩T12max的方式控制主泵102的倾转角，在臂缸3b的负荷增加的情况下，能防止原动机1停止(发动机失速)。

(f)进行水平均匀作业的情况

水平均匀作业为动臂提升微操作与臂张开的全负荷操作的组合。作为驱动器，是臂缸3b伸长，动臂缸3a伸长的动作。

在水平均匀作业中，由于动臂提升是微操作，因此，如在上述(b)中说明那样，动臂缸3a的主驱动用的流量控制阀6a的入口通路的开口面积为A1以下，辅助驱动用的流量控制阀6i的入口通路的开口面积维持为零。动臂缸3a的负荷压力通过流控制阀6a的负荷口并利用第三负荷压力检测回路133作为最高负荷压力Plmax3检测，卸载阀315遮断将第三压力油供给路径305的压力油排出至油箱的油路。另外，将最高负荷压力Plmax3反馈至主泵202的调节器212，主泵202的容量(流量)根据流量控制阀6a的要求流量(开口面积)增加，从主泵202的第三排出口202a将与动臂操作杆的输入相应的流量的压力油向动臂缸3a底侧供给，动臂缸3a被来自第三排出口202a的压力油向伸长方向驱动。

另一方面，由于臂操作杆为全负荷输入，因此，如在上述(e)中说明那样，臂缸3b的主驱动用的流量控制阀6b与辅助驱动用的流量控制阀6j的各自的入口通路的开口面积为A1、A2。臂缸3b的负荷压力通过流量控制阀6b、6j的负荷口并利用第一及第二负荷压力检测回路131、132作为最高负荷压力Plmax1、Plmax2(Plmax1＝Plmax2)检测，卸载阀115、215分别遮断将第一及第二压力油供给路径105、205的压力油向油箱排出的油路。另外，将最高负荷压力Plmax1、Plmax2反馈至主泵102的调节器112，主泵102的容量(流量)根据流量控制阀6b、6j的要求流量增加，从主泵102的第一及第二排出口102a、102b向臂缸3b的底侧供给与臂操作杆的输入相应的流量的压力油，臂缸3b被来自第一及第二排出口102a、102b的合流所得的压力油在伸长方向驱动。

在此，在水平均匀作业的情况下，通常，臂缸3b的负荷压力低，动臂缸3a的负荷压力高。在本实施方式中，在水平均匀作业中，如驱动动臂缸3a的液压泵称为主泵202、驱动动臂缸3b的液压泵称为主泵102那样，驱动负荷压力不同的驱动器的泵不同，因此，如利用一个泵驱动负荷压力不同的多个驱动器的现有技术的一泵负载传感***的情况那样，不会产生由利用低负压侧的压力补偿阀7b的节流压损产生的无谓的能量消耗。

(f-1)转矩反馈回路112v的动作。

当水平均匀作业的动臂提升微操作中的LS驱动压力Px3是图8的点b1的Px3b，主泵202的排出压力是图8的P3g时，如在(b-1)中说明那样，LS驱动压力Px3b未由第二可变减压阀112q减压，因此，第一可变减压阀112g为图9的直线G4的特性(第一减压特性)，主泵202的排出压力P3g利用第一可变减压阀112g的直线G4的减压特性减压为压力P3’b。

减压为P3’b的压力作为第一可变减压阀112g的输出压力P3out引导至转矩反馈活塞112f。在转矩反馈活塞112f中，由P3’b与转矩反馈活塞112f的受压面积的积决定的力在减小主泵102的容量(倾转角)的方向上进行作用。

在此，当主泵202以图3B的点X2进行动作时，转矩反馈回路112v将主泵202的排出压力P3g修正为模拟了点X2的吸收转矩T3g的值并输出，转矩反馈活塞112f将主泵102的最大转矩从图3A的曲线502的T12max向曲线504的T12max-T3gs减少(T3gs≒T3g)。

由此，在水平均匀作业中，即使在对臂操作杆进行了全负荷操作的情况下，也进行以主泵102的吸收转矩不会超过T12max-T3gs的方式控制主泵102的倾转角的全转矩控制，因此，主泵102、202的吸收转矩的总计不会超过最大转矩T12max，能防止原动机1停止(发动机失速)。

(g)在提重作业中进行动臂提升微操作的情况下

提重作业是在设于铲斗的钩上安装钢丝，利用该钢丝吊起重物并移动到其他场所的作业。即使在该提重作业中进行动臂提升微操作的情况下，也如上述(b)所说明的那样，利用调节器212的负载传感控制从主泵202的第三排出口202a向动臂缸3a底侧供给压力油，动臂缸3a在伸长方向上被驱动。但是，提重作业中的动臂提升是需要极其慎重的作业，因此，存在操作杆的操作量极少，流量控制阀的要求流量以由主泵202的最小倾转角q3min得到的最少流量便充足的情况。在该情况下，为Pls3>Pgr，LS控制阀212b位于图1的图示左侧的位置，LS驱动压力Px3与由引导降压阀32生成的恒定的引导一次压力Ppilot相等，因此，与上述(a)的全部的操作杆为中立的情况相同，转矩反馈回路112v的第一可变减压阀112g为图9的直线Z的特性(第二减压特性)。

在此，普遍为提重作业的货物的重量重，主泵202的排出压力P3例如图9的P3l那样为高压的情况。另外，在提重作业中，有时与动臂提升微操作同时驱动旋转马达3c而改变提重的旋转方向的位置，或者驱动臂缸3b而改变提重的前后方向的位置。在这种动臂提升微操作与旋转或臂的复合动作中，也从主泵102排出压力油，在主泵102与主泵202双方消耗原动机1的马力。

在本实施方式中，如果未在转矩反馈回路112v上设置第二可变减压阀112q的情况下，如图9的直线G5所示那样，转矩反馈回路112v的输出压力被限制为第一可变减压阀112g的输出压力P3’a，转矩反馈回路112v输出比图9的P3l低的压力P3’a。在该情况下，无法将主泵202的吸收转矩正确地反馈至主泵102侧，主泵102与主泵202的总计的消耗转矩过大，有时产生发动机失速。

在本实施方式中，由于设有第二可变减压阀112q，因此，即使在主泵202的排出压力P3如图9的P3l那样为高压的情况下，转矩反馈回路112v也输出与直线Z上的点L对应的高压力，以主泵102的最大转矩减少该压力的方式进行控制。由于这样将主泵202的吸收转矩正确地反馈至主泵102侧，因此，即使在提重作业中进行动臂提升微操作与旋转或臂的负荷操作的情况下，主泵102与主泵202的总计的消耗转矩也不会过大，能防止发动机失速。

-效果-

在如上那样构成的本实施方式中，在如图3B的点X1那样，主泵202(第二液压泵)受到转矩控制的限制，以转矩控制的最大转矩T3max进行动作的运转状态时是当然，即使在处于主泵202不受到转矩控制的限制，利用负载传感控制进行容量控制的运转状态的情况下，也以利用转矩反馈回路112v，主泵202的排出压力P3进行主泵202的吸收转矩的方式进行修正，以利用转矩反馈活塞112f(第三转矩控制驱动器)使最大转矩T12max减少该所修正的排出压力量的方式进行修正。通过这样主泵202的吸收转矩以纯液压的结构(转矩反馈回路112v)高精度地检测，将该吸收转矩反馈至主泵102侧，能高精度地进行全转矩控制，有效利用原动机1的额定输出转矩Terate。

图10是表示用于说明本实施方式的上述效果的比较例的图。该比较例将图1所示的本发明的第一实施方式的调节器112的转矩反馈回路112v置换为减压阀112w(相当于专利文献2记载的减压阀14)。

在图10所示的比较例中，减压阀112w的设定压力恒定，该设定压力设定为与图1的第一可变减压阀112g的设定压力的初期值相同的值。在该情况下，减压阀112w的特性为图9的直线G1，在主泵202的排出压力P3上升时，减压阀112w的输出压力不论LS驱动压力Px3如何，均如图9的直线G0、G1那样变化。

在该比较例中，例如动臂提升的全负荷操作(c)那样，在主泵202以图3B的最大转矩T3max的曲线602上的点X进行动作且LS驱动压力Px3是油箱压力时，减压阀112w与图1的转矩反馈回路112v的第一可变减压阀112g相同，将主泵202的排出压力修正为图9的直线G1上的压力P3’e那样并输出，转矩反馈活塞112f使主泵102的最大转矩如图3A中以曲线503表示那样从T2max向T12max-T3max减少，得到与本实施方式相同的效果。

但是，在如水平均匀作业那样，主泵202以图3B的点X2进行动作，LS驱动压力Px3处于引导一次压力Ppilot与油箱压力的中间的压力时，与主泵202以点X1进行动作时相同，减压阀112w将主泵202的排出压力修正为图9的直线G1上的压力P3’e并输出。因此，不论主泵202的吸收转矩是否为比T3max小的T3g，转矩反馈活塞112f均使主泵102的最大转矩如图3A中以曲线503表示那样，从T12max向T12max-T3max减少为必要以上。

在本实施方式中，如在水平均匀作业的(f-1)中说明那样，在主泵202以图3B的点X2进行动作，LS驱动压力Px3处于引导一次压力Ppilot与油箱压力的中间压力时，如上所述，转矩反馈回路112v例如为图9的直线G2的特性，转矩反馈回路112v将主泵202的排出压力修正为模拟了主泵202的吸收转矩(例如T3g)的值并输出(例如图9的P3’g)，转矩反馈活塞112f使主泵102的最大转矩从图3A的曲线502的T12max向曲线504的吸收转矩(例如T12max-T3gs)减少(T3gs≒T3g)。其结果，主泵202能利用的吸收转矩比比较例的T12max-T3max多。

这样，在本实施方式中，通过利用转矩反馈回路112v有效地将主泵202的吸收转矩T3max或T3g向主泵102侧反馈，能有效地进行防止原动机1停止(发动机失速)的全马力控制，能有效地利用原动机1具有的输出转矩Terate。

另外，在本实施方式中，由于设有第二可变减压阀112q，因此，即使主泵202的排出压力P3如图9的P3l那样为高压的情况下，转矩反馈回路112v也输出与直线Z上的点L对应的高压力，以主泵102的最大转矩减少该高压力的方式进行控制。这样，在主泵202以最小倾转角进行动作时，主泵202的吸收转矩也正确地反馈至主泵102侧，因此，在提重作业中进行动臂提升微操作与旋转或臂的负荷动作的情况下，主泵102与主泵202的总计的消耗转矩也不会过大，能防止发动机失速。

<其他>

以上的实施方式是一例，在本发明的精神的范围内能进行多种变形。

例如，在上述实施方式中，在将LS驱动压力Px3引导至第二可变减压阀112q的输入口的油路112k上设置在LS驱动压力Px3振动的情况下用于吸收该振动且使压力稳定的节流件112r，但这假想LS驱动压力Px3是振动的情况下，在LS驱动压力Px3的振动是不会对第一及第二可变减压阀112g、112q的输出的稳定性带来较大的影响的程度的情况下，可以省略节流件112r。

另外，在上述实施方式中，在将主泵202的排出压力引导至第一及第二可变减压阀112g、112q的油路112j上未设置节流件，但在只利用在油路112k上设置节流件112r，第一及第二可变减压阀112g、112q的输出不会稳定的情况下，也可以在油路112j上设置节流件。

在上述实施方式中，对第一液压泵是具有第一及第二排出口102a、102b的分流类型的液压泵102的情况进行说明，但第一液压泵也可以是具有单一的排出口的可变容量型的液压泵。

另外，第一泵控制装置是具有负载传感控制部(低压选择阀112a、LS控制阀112b及控制活塞112c)与转矩控制部(转矩控制活塞112d、112e与弹簧112u)的调节器112，但第一泵控制装置中的负载传感控制部并不是必须，只要能根据操作杆的操作量(流量控制阀的开口面积-要求流量)控制第一液压泵的容量，则也可以是所谓的积极控制或消极控制等其他控制方式。

另外，上述实施方式的负载传感***是一例，负载传感***能进行多种变形。例如，在上述实施方式中，设置将泵排出压力与最高负荷压力作为绝对压力输出的压力差减压阀，将该输出压力引导至压力补偿阀，设定目标补偿压力差并且引导至LS控制阀，设定负载传感控制的目标压力差，但也可以将泵排出压力与最高负荷压力利用不同的油路引导至压力控制阀、LS控制阀。

符号说明

1—原动机，102—可变容量型主泵(第一液压泵)，102a、102b—第一及第二排出口，112—调节器(第一泵控制装置)，112a—低压选择阀，112b—LS控制阀，112c—LS控制活塞，112d、112e—转矩控制活塞(第一转矩控制驱动器)，112f—转矩反馈活塞(第三转矩控制驱动器)，112g—第一可变减压阀，112h、112i—受压部，112j、112k—油路，112n、112p—油路，112r—节流件，112q—第二可变减压阀，112s、112t—弹簧，112u—弹簧(第一加力机构)，112v—转矩反馈回路，202—可变容量型主泵(第二液压泵)，202a—第三排出口，212—调节器(第二泵控制装置)，212b—LS控制阀，212c—LS控制活塞(负载传感控制驱动器)，212d—转矩控制活塞(第二转矩控制驱动器)，212e—弹簧(第二加力机构)，115—卸载阀，215—卸载阀，315—卸载阀，111、211、311—压力差减压阀，146、246—第二及第三切换阀，3a～3h—多个驱动器，4—控制阀单元，6a～6j—流量控制阀，7a～7j—压力补偿阀，8a～8j—操作检测阀，9b～9j—梭阀，13—原动机转数检测阀，24—闸门锁定杆，30—引导泵，31a、31b、31c—引导压力油供给路径，32—引导降压阀，40—第三切换阀，53—行驶复合操作检测油路，43—节流件，100—闸门锁定阀，122、123、124a、124b—操作装置，131、132、133—第一、第二、第三负荷压力检测回路。

Claims (2)

1.一种工程机械的液压驱动装置，其特征在于，

具备：

原动机；

由上述原动机驱动的可变容量型的第一液压泵；

由上述原动机驱动的可变容量型的第二液压泵；

由从上述第一液压泵及第二液压泵排出的压力油驱动的多个驱动器；

控制从上述第一液压泵及第二液压泵向上述多个驱动器供给的压力油的流量的多个流量控制阀；

分别控制上述多个流量控制阀的前后压力差的多个压力补偿阀；

控制上述第一液压泵的排出流量的第一泵控制装置；以及

控制上述第二液压泵的排出流量的第二泵控制装置，

上述第一泵控制装置具有第一转矩控制部，在上述第一液压泵的排出压力与容量的至少一方增大，上述第一液压泵的吸收转矩增大时，上述第一转矩控制部以上述第一液压泵的吸收转矩不会超过第一最大转矩的方式控制上述第一液压泵的容量，

上述第二泵控制装置具有：第二转矩控制部，在上述第二液压泵的排出压力与容量的至少一方增大，上述第二液压泵的吸收转矩增大时，上述第二转矩控制部以上述第二液压泵的吸收转矩不会超过第二最大转矩的方式控制上述第二液压泵的容量；以及负载传感控制部，在上述第二液压泵的吸收转矩比上述第二最大转矩小时，上述负载传感控制部以上述第二液压泵的排出压力比由从上述第二液压泵排出的压力油驱动的驱动器的最高负荷压力高目标压力差的方式控制上述第二液压泵的容量，

上述第一转矩控制部具有：第一转矩控制驱动器，其引导上述第一液压泵的排出压力，以随着上述排出压力上升而减少上述第一液压泵的吸收转矩的方式控制上述第一液压泵的容量；以及设定上述第一最大转矩的第一加力机构，

上述第二转矩控制部具有：第二转矩控制驱动器，其引导上述第二液压泵的排出压力，以随着上述排出压力上升而减少上述第二液压泵的吸收转矩的方式控制上述第二液压泵的容量；以及设定上述第二最大转矩的第二加力机构，

上述负载传感控制部具有：控制阀，其以随着上述第二液压泵的排出压力与上述最高负荷压力的压力差比上述目标压力差小而变低的方式使负载传感驱动压力变化；以及负载传感控制驱动器，其以随着上述负载传感驱动压力变低而增加排出流量的方式控制上述第二液压泵的容量，

上述第一泵控制装置还具有：转矩反馈回路，其引导上述第二液压泵的排出压力与上述负载传感驱动压力，以在上述第二液压泵通过上述第二转矩控制部的控制而以上述第二最大转矩进行动作时和上述第二液压泵的吸收转矩比上述第二最大转矩小且上述负载传感控制部控制上述第二液压泵的容量时的任一个情况下，均成为模拟了上述第二液压泵的吸收转矩的特性的方式，基于上述第二液压泵的排出压力与上述负载传感驱动压力修正上述第二液压泵的排出压力并输出，；以及第三转矩控制驱动器，其引导上述转矩反馈回路的输出压力，以随着上述转矩反馈回路的输出压力变高而减少上述第一液压泵的容量，从而减少上述第一最大转矩的方式，控制上述第一液压泵的容量，

上述转矩反馈回路具有：第一可变减压阀，其引导上述第二液压泵的排出压力，在该第二液压泵的排出压力是第一设定压力以下时，将上述第二液压泵的排出压力原样输出，在上述第二液压泵的排出压力比上述第一设定压力高时，将上述第二液压泵的排出压力减压为上述第一设定压力并输出；以及第二可变减压阀，其引导上述负载传感驱动压力与上述第二液压泵的排出压力，在上述负载传感驱动压力是第二设定压力以下时，将上述负载传感驱动压力原样输出，在上述负载传感驱动压力比上述第二设定压力高时，将上述负载传感驱动压力减压为上述第二设定压力并输出，并且，以随着上述第二液压泵的排出压力变高而变小的方式使上述第二设定压力变化，

上述第一可变减压阀具有受压部，其引导上述第二可变减压阀的输出压力，以随着上述第二可变减压阀的输出压力变高而变小的方式使上述第一设定压力变化。

2.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，

上述转矩反馈回路还具有节流件，该节流件设于将上述负载传感驱动压力导向上述第二可变减压阀的油路，吸收上述负载传感驱动压力的振动而使压力稳定。