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系统。
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系统中组装专利文献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系统中，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，以在上述排出压力上升时减少上述第二液压泵的容量，从而
使吸收转矩减少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，以在上述排出压力上升时减少上述第二液压泵的
容量从而使吸收转矩减少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上述第二液压泵的容量从而使排出流量增加的
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正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受到上述第二转矩控制部的控制的限制而以上述
第二最大转矩进行动作时和上述第二液压泵未受到上述第二转矩控制部的控
制的限制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；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。
在这样构成的本发明中，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。
(2)在上述(1)的液压驱动装置中，优选上述转矩反馈回路具有可变减
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
出压力比上述设定压力高时，将上述第二液压泵的排出压力减压为上述设定压
力并输出，上述可变减压阀还引导上述负载传感控制部的上述负载传感驱动压
力，随着该负载传感驱动压力变高，使上述设定压力变低。
在液压泵利用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(图5)。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增加
比例与最大值分别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可变减压阀，并且使可变减压阀的
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(经由可变减压阀的第二液压泵的排出压力)
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4C)。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。
(3)在上述(2)的液压驱动装置中，优选上述转矩反馈回路具有引导上
述第二液压泵的排出压力的第一固定节流件和位于该第一固定节流件的下游
侧且下游侧与油箱连接的压力调整阀，还具有输出上述第一固定节流件与上述
压力调整阀之间的油路的压力的第一分压回路，上述压力调整阀构成为，引导
上述负载传感控制部的上述负载传感驱动压力，随着该负载传感驱动压力变
高，上述第一固定节流件与上述压力调整阀之间的油路的压力变低，将上述第
一固定节流件与上述压力调整阀之间的油路的压力作为上述第二液压泵的排
出压力引导至上述可变减压阀。
如上所述，液压泵的排出压力上升时的液压泵的吸收转矩的增加比例随着
负载传感驱动压力变高而变小。
在本发明中，在转矩反馈回路设置第一分压回路，并且在第一分压回路设
置压力调整阀，随着负载传感驱动压力变高，第一分压回路的输出压力变低，
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(第一分压回
路的输出压力)的增加比例以随着负载传感驱动压力变高而变小的方式变化
(图4A及图4C)。该转矩反馈回路的输出压力(第一分压回路的输出压力)
的增加比例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增
加比例的、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增
加比例。
(4)在上述(3)的液压驱动装置中，优选上述压力调整阀是可变节流阀，
其构成为，以随着上述负载传感驱动压力变高，开口面积变大的方式，上述开
口面积可变。
由此，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增加比
例以随着负载传感驱动压力变高而变小的方式进行修正。
(5)在上述(3)的液压驱动装置中，优选上述压力调整阀是可变降压阀，
其构成为，随着上述负载传感驱动压力变高，降压设定压力变低。
即使这样，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增
加比例也以负载传感驱动压力变高而变小的方式进行修正。
(6)在上述(3)的液压驱动装置中，优选上述转矩反馈回路具有引导上
述第二液压泵的排出压力的第二固定节流件和位于该第二固定节流件的下游
侧且下游侧与油箱连接的第三固定节流件，还具有输出上述第二固定节流件与
上述第三固定节流件之间的油路的压力的第二分压回路、选择上述可变减压阀
的输出压力与上述第二分压回路的输出压力的高压侧并输出的高压选择阀，将
上述高压选择阀的输出压力引导至上述第三转矩控制部。
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最小的斜率(增加比例)增加(图
6B)。
在本发明中，通过将第二分压回路的输出特性以与引导使第二液压泵为最
小容量的负载传感驱动压力时的第一分压回路的输出特性相同(第二固定节流
件的开口面积与第一固定节流件的开口面积相同，第三固定节流件的节流特性
与引导使第二液压泵为最小容量的负载传感驱动压力时的压力调整阀的节流
特性相同)的方式设定，在第二液压泵为最小容量时，在第二液压泵的全排出
压力范围利用高压选择选择第二分压回路的输出压力，这成为转矩反馈回路的
输出压力。
另外，通过使第二固定节流件及第三固定节流件的开口面积与第二液压泵
处于最小容量时的第二液压泵的排出压力上升时的吸收转矩的最小的增加比
例一致地进行设定，第二分压回路的输出压力以随着第二液压泵的排出压力上
升而以最小的增加比例成比例地增加(图4B及图4C)。该第二分压回路的输
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特性能模拟第二液压泵处于最小
容量时的第二液压泵的吸收转矩的变化。
另外，由此，在利用与第一驱动器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。
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3C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3D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4A是表示由转矩反馈回路的第一分压回路与可变减压阀构成的回路部
分的输出特性的图。
图4B是表示转矩反馈回路的第二分压回路的输出特性的图。
图4C是表示转矩反馈回路整体的输出特性的图。
图5是表示调节器(第二泵控制装置)的LS驱动压力、主泵(第二液压
泵)的排出压力与主泵(第二液压泵)的倾转角的关系的图。
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是表示用于说明本实施方式的效果的比较例的图。
图9是表示本发明的第二实施方式的液压挖掘机(工程机械)的液压驱动
装置的图。
图10A是表示第二实施方式的转矩反馈回路的可变减压阀的输出特性的
图。
图10B是表示转矩反馈回路整体的输出特性的图。
图11是表示本发明的第三实施方式的液压挖掘机(工程机械)的液压驱
动装置的图。
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及图3C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及图3C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及图3C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，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及图3D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及图3D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及图3D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的排出压力与调节器212的LS驱动压力Px3，以在主泵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
作时、主泵202不受到转矩控制的限制且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，基于主泵202
的排出压力与调节器212的LS驱动压力Px3修正主泵202的排出压力并输出；
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。
在图3A及图3C中，箭头表示转矩反馈回路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的排出压力并输出，转矩反馈活
塞112f如图3A中以箭头所示，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)。
-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具备：第一分压回路112r，其具有引导主泵202的排
出压力的第一固定节流件112i、位于该第一固定节流件112i的下游侧且下游
侧与油箱连接的可变节流阀112h，并输出第一固定节流件112i与可变节流阀
112h之间的油路112m的压力；可变减压阀112g，其引导第一分压回路112r
的输出压力(油路112m的压力)，在该油路112m的压力是设定压力以下时，
将第一分压回路112r的输出压力原样输出，在第一分压回路112r的输出压力
比设定压力高时，将第一分压回路112r的输出压力减压为设定压力并输出；
第二分压回路，其具有引导主泵202的排出压力的第二固定节流件112k、位
于该第二固定节流件112k的下游侧且下游侧与油箱连接的第三固定节流件
112l，并输出第二固定节流件112k与第三固定节流件112l之间的油路112n的
压力；以及选择可变减压阀112g的输出压力与第二分压回路112s的输出压力
的高压侧并输出的梭阀(高压选择阀)112j。梭阀112j的输出压力作为转矩反
馈回路112v的输出压力并引导至转矩反馈活塞112f。
第一分压回路112r的可变节流阀112h向开口为打开方向的一侧引导调节
器212的LS驱动压力Px3，在该LS驱动压力Px3为油箱压力时全闭，随着
LS驱动压力Px3变高，开口面积变大(第一固定节流件112i与可变节流阀112h
之间的油路112m的压力变低)，在LS驱动压力Px3在引导压力油供给路径
31b中是由引导降压阀32生成的恒定的引导一次压力Ppilot时切换至图1中
右侧的位置，成为预定的最大的开口面积。
可变减压阀112g引导调节器212的LS驱动压力Px3，在该LS驱动压力
Px3是油箱压力时，设定压力为预定的最大值(初期值)，随着LS驱动压力
Px3变高而降低设定压力，当LS驱动压力Px3变高至引导压力油供给路径31b
的恒定的引导一次压力Ppilot时，设定压力为预定的最小值。
另外，第一固定节流件112i与第二固定节流件112k的开口面积相同，并
且，第三固定节流件112l的开口面积与可变节流阀112h切换至图1中右侧的
位置时的最大开口面积相同(第三固定节流件112l的节流特性与引导使主泵
202为最小倾转角的LS驱动压力Px3时的可变节流阀112h(压力调整阀)的
节流特性相同)。换言之，第二分压回路112s的输出特性设定为与引导使主泵
202为最小倾转角的LS驱动压力Px3时的第一分压回路112r的输出特性相同。
<回路的输出特性>
图4A是表示由转矩反馈回路112v的第一分压回路112r与可变减压阀
112q构成的回路部分的输出特性的图，图4B是表示转矩反馈回路112v的第
二分压回路112s的输出特性的图，图4C是表示转矩反馈回路112v整体的输
出特性的图。
《第一分压回路112r与可变减压阀112g》
在图4A中，P3如上所述是主泵202的排出压力，Pp是可变减压阀112g
的输出压力(可变减压阀112q的下游的油路112p的压力)，Pm是第一分压回
路112r的输出压力(第一固定节流件112i与可变节流阀112h间的油路112m
的压力)。
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，流量控制阀的开口面积规定的要求流量(以下简称为流量控制阀的要求
流量)是由主泵202所设定的最大转矩T3(图3B)限制的流量以上的情况下，
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。在该情况下，
由于Pls3<Pgr，因此，LS控制阀212b切换至图1的图示右侧的位置，LS驱
动压力Px3与油箱压力相等(后述的动臂提升全负荷操作(c))。在LS驱动
压力Px3是油箱压力时，可变节流阀112h的开口面积最小(全闭)，第一分压
回路112r的输出压力(油路112m的压力)与主泵202的排出压力P3相同。
另外，可变减压阀112g的设定压力是初期值的Pbf。因此，当主泵202的排出
压力P3上升时，可变减压阀112g的输出压力Pp如直线Cm、Cp那样变化。
即，直至主泵202的排出压力P3上升至Ppf，可变减压阀112g的输出压力Pp
如直线Cm那样直线成比例地上升(Pp＝P3)，当排出压力P3到达Ppf时，输
出压力Pp不会过度上升，如直线Cp那样被限制为Ppf。
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
时，LS控制阀212b从图1的图示左侧位置进行动作，切换至Pls3余Pgr相等
的中间位置，LS驱动压力Px3上升为由引导降压阀32生成的恒定的引导一次
压力Ppilot与油箱压力的中间压力(后述的动臂提升微操作(b)及水平均匀
作业(f))。在LS驱动压力Px3为油箱压力与引导一次压力Ppilot的中间的压
力时，可变节流阀112h的开口面积为全闭与全开(最大)的中间的值，第一
分压回路112r的输出压力Pm下降为以第一固定节流件112i与可变节流阀
112h的开口面积的比对主泵202的排出压力P3进行分压的值。另外，可变减
压阀112g的设定压力Pp从初期值的Ppf下降至Ppc。因此，当主泵202的排
出压力P3上升时，可变减压阀112g的输出压力Pp如直线Bm、Bp那样变化。
此时的直线Bm的斜率(输出压力Pm的变化比例)比直线Cm小，直线Bp
的压力Ppc比直线Cp的压力Ppf低。
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，
或对这些操作杆的任一个进行操作的情况下，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得到的最少流量少的情况下，
LS控制阀212b位于图1的图示左侧的位置(右方向的行程终端位置)，LS驱
动压力Px3上升至由引导降压阀32生成的恒定的引导一次压力Ppilot(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))。当LS
驱动压力Px3上升至引导一次压力Ppilot时，可变节流阀112h的开口面积最
大，第一分压回路112r的输出压力Pm也最低。另外，可变减压阀112g的设
定压力为最小的Ppa。因此，当主泵202的排出压力P3上升时，可变减压阀
112g的输出压力如直线Am、Ap那样变化。此时，直线Am的斜率(输出压
力Pm的变化比例)最小，直线Ap的压力Ppa为最低的压力。
《第二分压回路112s》
在图4B中，Pn是第二分压回路112s的输出压力(第二固定节流件112k
与第三固定节流件112l之间的油路112n的压力)。
第二分压回路112s的输出压力Pn是以第二固定节流件112k与第三固定
节流件112l的开口面积的比对主泵202的排出压力P3进行分压的压力，该压
力当主泵202的排出压力P3上升时，如直线An那样直线成比例地增加。第
二分压回路112s的第二固定节流件112k的开口面积与第一分压回路112r的
第一固定节流件112i相同，第二分压回路112s的第三固定节流件112l的开口
面积与LS驱动压力Px3是引导一次压力Ppilot，切换至图1中右侧位置时的
可变节流阀112h的最大开口面积相同。因此，直线An为与图4A的直线Am
相同斜率的直线。
《回路整体的输出特性》
在图4C中，P3t是转矩反馈回路112v的输出压力。
可变减压阀112g的输出压力与第二分压回路112s的输出压力的高压侧作
为转矩反馈回路112v的输出压力被梭阀112j选择并输出。因此，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P3t的变化如图4C所示
那样。即，在LS驱动压力Px3是油箱压力时和上升至与油箱压力的引导一次
压力Ppilot的中间压力时，选择图4A的直线Cm、Cp及直线Bm、Bp的可变
减压阀112g的输出压力Pp，转矩反馈回路112v分别为直线Cm、Cp及直线
Bm、Bp的设定，成为直线An的设定。另外，在LS驱动压力Px3上升至引
导一次压力Ppilot时，选择图4B的直线An的第二分压回路112s的输出压力
Pn，转矩反馈回路112v为直线An的设定。
<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的排出压力的影响地变化。
图5是表示调节器212的LS驱动压力Px3与主泵202的排出压力P3、主
泵202的倾转角q3的关系的图。在图5中，在LS驱动压力Px3是引导压力
油供给路径31b的恒定的引导一次压力Ppilot(最大)时，主泵202的倾转角
q3是最小q3min，随着LS驱动压力Px3下降，主泵202的倾转角q3例如如
直线R1所示那样增加，当LS驱动压力Px3下降至油箱压力时，主泵202的
倾转角q3为最大q3max。另外，随着主泵202的排出压力P3上升，主泵202
的倾转角q3如直线R2、R3、R4那样减少。
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、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、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Px3b、Px3c、Px3d，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(ITa、ITb)、
JT(JTa、JTb)、KT(KTa、KTb)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ITa那样以比曲线HTa缓的斜率(变化比例)增加，不
久如曲线ITb那样到达比T3max小的最大转矩T3b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Px3c、Px3d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JTa、KTa那样以比曲线ITa更缓的斜率(变化比例
ITa>JTa>KTa)增加，如曲线JTb、KTb那样到达比T3b小的最大转矩T3c、
T3d(T3b>T3c>T3d)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，以最小的斜率增加。
返回图4C，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P3t的增加比例如图4C的直线Cm、Bm所示，随着LS驱动压力Px3变
高而变小，转矩反馈回路112v的输出压力P3t的最大值如图4C的直线Cp、
Bp所示，随着LS驱动压力Px3变高而变小。另外，主泵202为最小倾转角
q3min时的主泵202的排出压力P3上升时的转矩反馈回路112v的输出压力
P3t如直线An那样以最小的斜率(增加比例)增加。
从图4C与图6B的比较可以看出，图4C所示的直线Cm、Bm、An的输
出压力P3t的增加比例与图6B所示的曲线HTa、ITa、JTa、KTa、LT的吸收
转矩的增加比例相同，以随着LS驱动压力Px3上升而变小的方式变化，图4C
所示的直线Cp、Bp的最大值Ppf与图6B所示的曲线HTb、ITb、JTb的吸收
转矩的最大值相同，以随着LS驱动压力Px3上升而变小的方式变化。
即，转矩反馈回路112v在主泵202(第二液压泵)以在受到转矩控制的
限制，以转矩控制的最大转矩T3max进行动作时和主泵202未受到转矩控制
的限制并利用负载传感控制进行容量控制时的任一个情况下均成为模拟了主
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
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Pun0的压力(卸载阀指定压力)。在此，最高负荷压力
Plmax1、Plmax2、Plmax3如上所述分别是油箱压力，油箱压力大致是0MPa。
因此，卸载阀指定压力与弹簧的设定压力Pun0相等，第一、第二及第三排出
口102a、102b、202a的压力P1、P2、P3保持为Pun0(最小排出压力P3min)。
通常，Pun0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(Pun0>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，因此，为
Pls1＝P1-Plmax1＝P1＝Pun0>Pgr
Pls2＝P2-Plmax2＝P2＝Pun0>Pgr
Pls3＝P3-Plmax3＝P3＝Pun0>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。
另外，在全部的操作杆中立的情况下，LS驱动压力Px3与引导一次压力
Ppilot相等，因此，转矩反馈回路112v成为图4C的直线An的设定。另外，
此时主泵202的排出压力(第三排出口202a的压力)P3是最小排出压力的
Pun0，因此，转矩反馈回路112v的输出压力为图4C的直线An的A点的压
力P3tmin。该压力P3tmin被引导至转矩反馈活塞112f，主泵102的最大转矩
为图3A的T12max的设定。
(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
Pun0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。
另外，LS驱动压力Px3为引导一次压力Ppilot与油箱压力的中间的压力，
因此，转矩反馈回路112v例如为以图4C的直线Bm、Bp所示的设定。此时，
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上升至图4C
的直线Bp的压力，转矩反馈回路112v输出图4C的直线Bp上的被限制的压
力Ppc。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
减少转矩反馈回路112v的输出压力Ppc相当量，减少为比T12max小的值。
例如，在动臂提升微操作中，在主泵202在图3B的X2点(P3a，P3b)
进行动作，图4C的直线Bp上的D点与X2点对应时，转矩反馈回路112v将
主泵202的排出压力P3a修正为模拟了X2点的吸收转矩T3g并输出(输出压
力Ppc)，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，在从动臂提升微操作的单独操作转移至动臂提升微操作和驱动与主
泵102相关的驱动器的任一个的操作的复合操作(例如后述的水平平均作业)
的情况下，即使对该驱动器的操作杆进行了全负荷操作的情况下，第一转矩控
制部也以主泵102的吸收转矩不超过T12max-T3gs的方式控制主泵102的倾
转角，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)。
(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Pun0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＝P2＝＝Pun0>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Pun0相等，第二压力油
供给路径205的压力P2被保持为Pun0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。
在此，主泵202根据流量控制阀6a的要求流量排出流量，但在该要求流
量是由最大转矩T3(图3B)限制的流量以上时，主泵202的排出流量相对于
要求流量不足，存在成为检测到的LS压力差未达到目标LS压力差Pgr的、
所谓的饱和状态。在成为饱和状态的情况下，是Pls3<Pgr，因此，LS控制阀
212b切换至图1的图示右侧的位置，因此，LS控制活塞212c的压力油通过
LS控制阀212b放出至油箱，LS驱动压力Px3与油箱压力相等。因此，转矩
反馈回路112v成为以图4C的直线Cm与直线Cp表示的设定，如上所述，动
臂提升的负荷压力比较高，因此，主泵202的排出压力P3上升至图4C的直
线Cp的压力，转矩反馈回路112v输出在图4C的直线Cp上所限定的压力Ppf。
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减少
转矩反馈回路112v的输出压力Ppf相当量，减少至比T12max小的值。
例如，在动臂提升的全负荷操作中，主泵202在图3B的最大转矩T3max
的曲线602上的X1点(P3a、q3a)进行动作，在图4C的直线Cp上的G点
与X1点对应时，转矩反馈回路112v将主泵202的排出压力P3a修正为模拟
了X1点的吸收转矩T3max的值并输出(输出压力Ppf)，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减少至曲线503的
T12max-T3max。
由此，第一转矩控制部以主泵102的吸收转矩不超过T12max-T3max的方
式控制主泵102的倾转角，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)。
(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Pun0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＝P1＝Pun0>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Pun0相等，第一压力
油供给路径105的压力P1保持为Pun0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，转矩反馈回路112v为图4C的直线An的设定，主泵102的
最大转矩为图3A的T12max的设定。
(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，转矩反馈回路112v成为图4C的直线An的设定，主泵102
的最大转矩为图3A的T12max的设定。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
的负荷增加了的情况下，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系统的情况那样，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。
另外，由于动臂提升是微操作，因此如在(b)中说明的那样，转矩反馈
回路112v例如为图4C的直线Bm、Bp所示的设定，主泵202在图3B的X
点(P3a、q3a)进行动作，图4C的直线Bp上的D点与X2点对应时，转矩
反馈回路112v将主泵202的排出压力P3a修正为模拟了X2点的吸收转矩T3g
的值并输出(输出压力Ppc)，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减少至曲线504的T12max-T3gs(T3gs≒T3g)。
由此，即使在水平均匀作业中对臂操作杆进行全负荷操作的情况下，第一
转矩控制部也以主泵102的吸收转矩不会超过T12max-T3gs的方式控制主泵
102的倾转角，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)或(f)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为以图4C的直线An(＝Am)所示的倾转的设定。
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
4C的直线An上的点H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上设置第二分压回路112s
的情况下，如图4A所示，转矩反馈回路112v的输出压力被限制为作为可变
减压阀112g的输出压力的油路112p的压力Ppa，转矩反馈回路112v输出比
图4C的H点的压力低的压力Ppa。这样，在无法将主泵202的吸收转矩正确
地反馈至主泵102侧的情况下，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，由于设有第二分压回路112s，因此，即使在主泵202
的排出压力P3如图4C的直线An上的H点那样为高压的情况下，转矩反馈
回路112v也输出与直线HL对应的压力Pph，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。
(h)排土作业
在一边行驶一边操作叶片106来使砂土移动的排土作业中，为同时驱动行
驶马达3f、3g与叶片缸106的复合操作。在该情况下，当操作叶片操作杆时，
例如与上述的动臂提升的微操作(b)相同，主泵202的容量(流量)根据流
量控制阀6h的要求流量(开口面积)增加，从主泵202的第三排出口202a向
叶片缸3h供给与叶片操作杆的输入相应的流量的压力油，利用来自第三排出
口202a的压力油驱动叶片缸3h。
在该排土作业中，在主泵202以图3D的X3点(P3c、q3c)进行动作时，
是LS驱动压力Px3为引导一次压力Ppilot与油箱压力的中间的压力时，转矩
反馈回路112v例如为以图4C的直线Bm、Bp所示的设定，将主泵202的排
出压力(例如P3p)修正为模拟了主泵202的吸收转矩(例如T3h)的值并输
出(例如图4C的B点的输出压力Ppb)，转矩反馈活塞112f将主泵102的最
大转矩从图3C的曲线502的T12max减少至曲线505的吸收转矩(例如
T12max-T3hs)(T3hs≒T3h)。
由此，第一转矩控制部以主泵102的吸收转矩不会超过T12max-T3hs的
方式控制主泵102的倾转角，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)。
-效果-
在如上那样构成的本实施方式中，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成为
模拟了主泵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减少的方式进行修正。由此，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8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8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Ppf相同的值。在该情
况下，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4C的直线Cm、Cp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X1点(P3a、q3a)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的可
变减压阀112g相同，将主泵202的排出压力修正为图4C的直线Cp上的压力
Ppf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。这样，在主泵202如图3B的
X1点那样在最大转矩T3max的曲线602上进行动作的情况下，即使利用比较
例一，也能得到与本实施方式相同的效果。
但是，在如水平均匀作业(f)那样，主泵202以图3B的点X2(P3a、q3a)
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，该情况下也与主泵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4C的直线Cp上的压力Ppf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。
另外，在主泵202以图3D的X3点(P3c、q3c)进行动作，LS驱动压力
Px3为引导一次压力Ppilot与油箱压力的中间的压力时，也无法得到本实施方
式的效果。即，在比较例至，该情况下，与以最大倾转角q3max的直线601
上的X4点进行动作时相同，将主泵202的排出压力修改为例如图4C的直线
Cm上的压力并输出。因此，无论主泵202的吸收转矩是否为比T3i小的T3h，
转矩反馈活塞112f均将主泵102的最大转矩如图3C中以曲线506所示那样从
T12max向T12max-T3is减少为必要与以上。
如上所述，在本实施方式中，如水平均匀作业(f)那样，在主泵202以
图3B的X2点(P3a、q3b)进行动作，LS驱动压力Px3为引导一次压力Ppilot
与油箱压力的中间压力时，如上所述，转矩反馈回路112v例如为以图4C的
直线Bm、Bp所示的设定，转矩反馈回路112v将主泵202的排出压力(例如
P3a)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4C
的D点的输出压力Ppc)，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的吸收转矩(例如T12max-T3gs)减少(T3hs
≒T3g)。其结果，主泵202能利用的吸收转矩比比较例的T12max-T3max多。
另外，如排土作业(h)那样，在主泵202以图3D的X3点(P3c、q3c)
进行动作，LS驱动压力Px3为引导一次压力Ppilot与油箱压力的中间的压力
时，转矩反馈回路112v例如为以图4C的直线Bm、Bp所示的设定，转矩反
馈回路112v将主泵202的排出压力(例如P3c)修正为模拟了主泵202的吸
收转矩(例如T3h)并输出(例如图4C的B点的输出压力Ppb)，转矩反馈活
塞112f将主泵102的最大转矩从图3C的曲线502的T12max向曲线505的吸
收转矩(例如T12max-T3hs)减少(T3hs≒T3h)。其结果，在该情况下，主泵
202能利用的吸收转矩也比比较例的T12max-T3is多。
这样，在本实施方式中，通过利用转矩反馈回路112v高精度地将主泵202
的吸收转矩T3max或T3g或T3h反馈至主泵102侧，能高精度地进行防止原
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，由于设有第二分压回路112s，因此，即使主泵
202的排出压力P3如图4C的直线An上的H点那样为高压的情况下，转矩反
馈回路112v也输出与H点对应的压力Pph，以主泵102的最大转矩减少该量
的方式进行控制。这样，在主泵202以最小倾转角进行动作时也向主泵102
侧正确地反馈主泵202的吸收转矩，因此，当在提重作业中进行动臂提升微操
作与旋转或臂的复合动作时，主泵102与主泵202的总计的消耗转矩不会过大，
能防止发动机失速。
<第二实施方式>
图9是表示本发明的第二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9中，本实施方式的液压驱动装置与第一实施方式的不同点在于，主
泵102的调节器112A的转矩反馈回路112Av不具备第一实施方式的转矩反馈
回路112v具备的第一分压回路112r。
即，本实施方式的转矩反馈回路112Av具备：可变减压阀112g，其引导
主泵202的排出压力(第三压力油供给路径305的压力)P3，在主泵202的排
出压力P3是设定压力以下时，将主泵202的排出压力P3原样输出，在主泵
202的排出压力P3比设定压力高时，将主泵202的排出压力P3减压为设定压
力并输出；分压回路112s，其具有引导主泵202的排出压力P3的第二固定节
流件112k、位于该第二固定节流件112k的下游侧且下游侧与油箱连接的第三
固定节流件112l，输出第二固定节流件112k与第三固定节流件112l之间的油
路112b的压力；以及选择可变减压阀112g的输出压力与分压回路112s的输
出压力的高压侧并输出的梭阀(高压选择阀)112j。
图10A是表示转矩反馈回路112Av的可变减压阀112g的输出特性的图，
图10B是表示组合了可变减压阀112g与分压回路112s、梭阀112j的转矩反馈
回路112Av整体的输出特性的图。
在图10A中，在LS驱动压力Px3是油箱压力时，可变减压阀112g的设
定压力为初期值的Ppf。因此，当主泵202的排出压力P3上升时，可变减压
阀112g的输出压力Pp如直线Cm、Cp那样变化。即，在主泵202的排出压
力P3上升至Ppf之前，可变减压阀112g的输出压力Pp如直线Cm那样直线
成比例地上升(Pp＝P3)，当排出压力P3到达Ppf时，输出压力Pp不会过度
上升，如直线Cp那样被限制为Ppf。
在LS驱动压力Px3为油箱压力与引导一次压力Ppilot的中间的压力时，
可变减压阀112g的设定压力Pp从初期值的Ppf下降为Ppc。因此，当主泵202
的排出压力P3上升时，可变减压阀112g的输出压力Pp如直线Cm1、Bp那
样变化。即，直到主泵202的排出压力P3上升至Ppc，可变减压阀112g的输
出压力Pp如直线Cm1那样直线成比例地上升(Pp＝P3)，当排出压力P3到达
Ppc时，输出压力Pp不会过度上升，如直线Bp那样被限制为比直线Cp的压
力Ppf低的Ppc。
当LS驱动压力Px3上升至引导一次压力Ppilot时，可变减压阀112g的设
定压力为最小的Ppa。因此，当主泵202的排出压力P3上升时，可变减压阀
112g的输出压力如直线Cm2、Ap那样变化。即，在主泵202的最少排出压力
以上的全范围，可变减压阀112g的输出压力Pp如直线Ap那样，被限制为最
低的压力Ppa。
分压回路112s的输出特性与第一实施方式的第二分压回路112s相同，分
压回路的输出压力Pn如图4B中以直线An所示，当主泵202的排出压力P3
上升时，直线成比例地增加。
在图10B中，可变减压阀112g的输出压力与分压回路112s的输出压力的
高压侧作为转矩反馈回路112Av的输出压力由梭阀112j选择并输出。因此，
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P3t的变化为
图10B所示。即，在LS驱动压力Px3是油箱压力时和上升为与油箱压力的引
导一次压力Ppilot的中间压力时，选择图10A的直线Cm、Bp的可变减压阀
112g的输出压力Pp。在LS驱动压力Px3上升至引导一次压力Ppilot时，在
排出压力P3低，可变减压阀112g的输出压力Pp比分压回路112s的输出压力
Pn高时的期间，选择图10A的直线Ap的可变减压阀112g的输出压力Pp，当
排出压力P3上升，分压回路112s的输出压力Pn比可变减压阀112g的输出压
力Pp高时，选择图4B的直线An的分压回路112s的输出压力Pn。
即使在这样构成的本实施方式中，在LS驱动压力Px3为引导一次压力
Ppilot与油箱压力的中间压力的情况下，除了无法得到图4C所示的转矩反馈
回路112v的直线Bm的设定而无法得到利用直线Bm所设定的效果这一点外，
能得到与第一实施方式相同的效果。
例如，在如动臂提升的全负荷操作(c)那样，主泵202以图3B的最大
转矩T3max的曲线602上的X1点(P3a、q3a)进行动作且LS驱动压力Px3
是油箱压力时，转矩反馈回路112Av将主泵202的排出压力(例如P3a)修正
为模拟了主泵202的吸收转矩(T3max)的值并输出(例如图10B的G点的
输出压力Ppf)，转矩反馈活塞112f使主泵102的最大转矩如图3A中以曲线
503所示，从T12max向T12max-T3max减少。
另外，如水平均匀作业(f)那样，在主泵202以图3B的点X2点(P3a、
q3b)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，转矩反馈回路112Av例如为以图10B的直线Cm1、Bp所示的设定，
转矩反馈回路112Av将主泵202的排出压力(例如P3a)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10B的D点的输出压力Ppc)，
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，也通过利用转矩反馈回路112Av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。
<第三实施方式>
图11是表示本发明的第三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11中，本实施方式的液压驱动装置与第一实施方式的不同点在于，
主泵102的调节器112B的转矩反馈回路112Bv所具备的第一分压回路112Br
代替第一实施方式的第一分压回路112r的可变节流阀112h，具备可变降压阀
112z。
即，本实施方式的转矩反馈回路112Bv具备第一分压回路112Br、可变减
压阀112g、第二分压回路112s、梭阀(高压选择阀)112j。
第一分压回路112Br具有引导主泵202的排出压力(第三压力油供给路径
305的压力)P3的第一固定节流件112i、位于该第一固定节流件112i的下游
侧且下游侧与油箱连接的可变降压阀112z，将第一固定节流件112i与可变降
压阀112z之间的油路112m的压力引导至梭阀112j的一方的输入口。
可变降压阀112z向开口为打开方向的一侧引导调节器212的LS驱动压力
Px3，该压力Px3为油箱压力时设定为预定的降压压力，随着压力Px3变高而
使降压压力降低，在压力Px3是在引导压力油供给路径31b中由引导降压阀
32生成的恒定的引导一次压力Ppilot时，降压压力为零，为预先决定的最大
的开口面积。
可变减压阀112g与第二分压回路112s的结构与第一实施方式相同。
在这样构成的本实施方式中，可变降压阀112z的输出特性与第一实施方
式的可变减压阀112g的输出特性相同，转矩反馈回路112Bv的输出特性与第
一实施方式的图4C所示的转矩反馈回路112v的输出特性相同。因此，即使
利用本实施方式，也能得到与第一实施方式相同的效果。
<其他>
在以上的实施方式中，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的情况进行了说明，但第一液压泵可以是具有单一的
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系统是一例，负载传感系统能进行多种变
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—可变节流阀，112i—第一固定节流件，112j—梭阀(高压选择阀)，112k
—第二固定节流件，112l—第三固定节流件，112m—第一固定节流件112i与
可变节流阀112h之间的油路，112n—第二固定节流件112k与第三固定节流件
112l之间的油路，112r—第一分压回路，112s—第二分压回路，112u—弹簧(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)，112e—弹簧(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。