(57)【要約】【課題】適切なタイミングで第１油圧モータと第２油圧モータとの回転数差による走行の曲進を抑制することができる油圧駆動装置を提供する。【解決手段】カウンタバランス弁７１Ｌは、方向制御弁２３と油圧モータ３２Ｌとの間に位置して一対の給排管路２５Ａ，２５Ｂの途中に設けられている。カウンタバランス弁７１Ｌは、給排管路２５Ａ，２５Ｂの圧力差に基づいて、スプール７２Ｌが軸方向に変位する。カウンタバランス弁７１Ｌは、給排管路２５Ａ，２５Ｂの間の圧力差によりスプール７２Ｌの変位が所定量（ＸＣＭ）を超えると、給排管路２５Ａ，２５Ｂの間を連通する連通路７３Ｌを備えている。連通路７３Ｌは、カウンタバランス弁７１Ｌのスプール７２Ｌに設けられている。【選択図】図５
2020085197.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１油圧ポンプおよび第２油圧ポンプと、
前記第１油圧ポンプからの圧油により回転駆動される第１油圧モータと、
前記第２油圧ポンプからの圧油により回転駆動される第２油圧モータと、
前記第１油圧ポンプおよび作動油タンクと前記第１油圧モータとの間を接続する一対の第１、第２給排通路と、
前記第２油圧ポンプおよび前記作動油タンクと前記第２油圧モータとの間を接続する一対の第３、第４給排通路と、
前記第１、第２給排通路の途中に設けられ、前記第１油圧ポンプおよび前記作動油タンクと前記第１油圧モータとの間で供給・排出される圧油の方向を切換える第１方向制御弁と、
前記第３、第４給排通路の途中に設けられ、前記第２油圧ポンプおよび前記作動油タンクと前記第２油圧モータとの間で供給・排出される圧油の方向を切換える第２方向制御弁と、
前記第１方向制御弁と前記第１油圧モータとの間に位置して前記第１、第２給排通路の途中に設けられ、前記第１、第２給排通路の圧力差に基づいて第１スプールが軸方向に変位する第１カウンタバランス弁と、
前記第２方向制御弁と前記第２油圧モータとの間に位置して前記第３、第４給排通路の途中に設けられ、前記第３、第４給排通路の圧力差に基づいて第２スプールが軸方向に変位する第２カウンタバランス弁とを備えてなる油圧駆動装置において、
前記第１カウンタバランス弁は、前記第１、第２給排通路の間の圧力差により前記第１スプールの変位が所定量を超えると、前記第１、第２給排通路の間を連通する第１連通路を備えており、
前記第２カウンタバランス弁は、前記第３、第４給排通路の間の圧力差により前記第２スプールの変位が所定量を超えると、前記第３、第４給排通路の間を連通する第２連通路を備えていることを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項２】
請求項１に記載の油圧駆動装置において、
前記第１連通路は、前記第１カウンタバランス弁の前記第１スプールに設けられており、
前記第２連通路は、前記第２カウンタバランス弁の前記第２スプールに設けられていることを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項３】
請求項１に記載の油圧駆動装置において、
前記第１連通路の途中には、前記第１連通路を流通する圧油の流量を制限する第１絞りが設けられており、
前記第２連通路の途中には、前記第２連通路を流通する圧油の流量を制限する第２絞りが設けられており、
前記第１絞りおよび第２絞りは、前記第１油圧モータと前記第２油圧モータとの両方を回転させた状態で、前記第１油圧ポンプと前記第１油圧モータとの間を流れる圧油の流量と前記第２油圧ポンプと前記第２油圧モータとの間を流れる圧油の流量との差を抑制するように設定されていることを特徴とする油圧駆動装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、例えば、油圧モータを備えた油圧ショベル等の建設機械に用いられる油圧駆動装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
一般に、建設機械の代表例としての油圧ショベルは、自走可能な下部走行体と、下部走行体上に旋回可能に搭載された上部旋回体と、上部旋回体の前部側に設けられた作業装置とを含んで構成されている。そして、下部走行体は、例えば、無端状の履帯と、履帯を周回駆動するための油圧モータを備えた左，右の走行用駆動装置とを含んで構成されている。ここで、走行用駆動装置の回転数Ｒは、油圧ポンプの吐出流量Ｑｐおよび油圧モータの容量Ｖｍを用いて、次の数１式で表すことができる。なお、添え字の「ｐ」はポンプを意味し、添え字の「ｍ」はモータを意味する。
【０００３】
【数１】
2020085197.tif 000003
【０００４】
従って、左走行用駆動装置の回転数ＲＬは、左走行用駆動装置に圧油を供給する一方の油圧ポンプの吐出流量Ｑｐ１（以下、ポンプ吐出流量Ｑｐ１ともいう）と左走行用駆動装置内の油圧モータの容量ＶｍＬ（以下、モータ容量ＶｍＬともいう）によって定まる。また、右走行用駆動装置の回転数ＲＲは、右走行用駆動装置に圧油を供給する他方の油圧ポンプの吐出流量Ｑｐ２（以下、ポンプ吐出流量Ｑｐ２ともいう）と右走行用駆動装置内の油圧モータの容量ＶｍＲ（以下、モータ容量ＶｍＲともいう）によって定まる。このため、左走行用駆動装置の回転数ＲＬと右走行用駆動装置の回転数ＲＲは、ポンプ吐出流量Ｑｐ１，Ｑｐ２とモータ容量ＶｍＬ，ＶｍＲにより差異が生じる可能性がある。なお、本明細書および図面では、左と右との区別のために、「左」に対応する変数、符号等に「Ｌ」を付し、「右」に対応する変数、符号等に「Ｒ」を付す場合がある。
【０００５】
油圧ショベルが平地を走行しているときに、左，右の走行用駆動装置の回転数ＲＬ，ＲＲに差異が生じると、油圧ショベルが曲進する可能性がある。このような平地走行時の曲進を防ぐためには、例えば、左，右の走行用駆動装置の回転数ＲＬ，ＲＲを同期させ、直進補正することが考えられる。例えば、特許文献１には、走行用の油圧モータに圧油を供給する回路の途中に、可変絞りを有する直進補正用のブリードオフ回路を設置し、直進補正を行う技術が記載されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２００５−１１９６１９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
特許文献１に記載された技術は、走行中の絞りの開口が一定のため、曲進発生時に低回転側の走行用駆動装置の絞りを小さくする等の制御・調整ができず、直進補正の効果を十分に発揮できない可能性がある。また、走行用駆動装置の出入口油路がブリードオフ回路と接続されているため、走行状態によらず常に一定流量がタンクに戻っており、効率が低下する可能性がある。さらに、走行用駆動装置の近辺にブリードオフ回路を設置した場合、センタジョイント内のドレン配管の圧損により、モータドレン回路側に油液の逆流が生じる可能性がある。この場合、モータドレン圧が上昇し、モータシールの耐久性の低下に繋がる可能性がある。しかも、絞りの校正作業が必要となり、この作業が煩雑になる可能性もある。また、ブリードオフ回路および連通配管を新たに設置する必要があるため、コストの増大に繋がる可能性もある。また、走行用駆動装置の内部に連通油路を設ける場合、常時導通させると、ブレーキ性能や起動性能に影響を及ぼす可能性がある。さらに、走行用駆動装置の内部に部品を増設すると、走行用駆動装置が大型化する可能性がある。
【０００８】
本発明の目的は、適切なタイミングで左側の走行用駆動装置（第１油圧モータ）と右側の走行用駆動装置（第２油圧モータ）との回転数差による走行の曲進を抑制することができる油圧駆動装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上述した課題を解決するために、本発明は、第１油圧ポンプおよび第２油圧ポンプと、前記第１油圧ポンプからの圧油により回転駆動される第１油圧モータと、前記第２油圧ポンプからの圧油により回転駆動される第２油圧モータと、前記第１油圧ポンプおよび作動油タンクと前記第１油圧モータとの間を接続する一対の第１、第２給排通路と、前記第２油圧ポンプおよび前記作動油タンクと前記第２油圧モータとの間を接続する一対の第３、第４給排通路と、前記第１、第２給排通路の途中に設けられ、前記第１油圧ポンプおよび前記作動油タンクと前記第１油圧モータとの間で供給・排出される圧油の方向を切換える第１方向制御弁と、前記第３、第４給排通路の途中に設けられ、前記第２油圧ポンプおよび前記作動油タンクと前記第２油圧モータとの間で供給・排出される圧油の方向を切換える第２方向制御弁と、前記第１方向制御弁と前記第１油圧モータとの間に位置して前記第１、第２給排通路の途中に設けられ、前記第１、第２給排通路の圧力差に基づいて第１スプールが軸方向に変位する第１カウンタバランス弁と、前記第２方向制御弁と前記第２油圧モータとの間に位置して前記第３、第４給排通路の途中に設けられ、前記第３、第４給排通路の圧力差に基づいて第２スプールが軸方向に変位する第２カウンタバランス弁とを備えてなる油圧駆動装置において、前記第１カウンタバランス弁は、前記第１、第２給排通路の間の圧力差により前記第１スプールの変位が所定量を超えると、前記第１、第２給排通路の間を連通する第１連通路を備えており、前記第２カウンタバランス弁は、前記第３、第４給排通路の間の圧力差により前記第２スプールの変位が所定量を超えると、前記第３、第４給排通路の間を連通する第２連通路を備えている。
【発明の効果】
【００１０】
本発明によれば、適切なタイミングで第１油圧モータ（例えば、左側の走行用駆動装置）と第２油圧モータ（例えば、右側の走行用駆動装置）との回転数差による走行の曲進を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１１】
【図１】実施の形態による油圧ショベルを示す正面図である。
【図２】図１中の油圧ショベルの油圧回路図である。
【図３】図２中の（III）部を拡大した油圧回路図である。
【図４】図３中の（IV）部を拡大した油圧回路図である。
【図５】実施の形態によるカウンタバランス弁をスプールストロークが図８の０位置（中立位置）で示す縦断面図である。
【図６】カウンタバランス弁をスプールストロークが図８のＸＥＯ位置（ノッチ最終位置、全周油路開始直前位置）で示す縦断面図である。
【図７】カウンタバランス弁をスプールストロークが図８のＸＦＳ位置（フルストローク位置）で示す縦断面図である。
【図８】カウンタバランス弁の「スプールストロークＸ」と「出口油路の開口面積ＡＣＢ」および「連通路の開口面積ＡＣＭ」との関係の一例を示す特性線図である。
【図９】カウンタバランス弁の「駆動圧Ｐ」と「スプールストロークＸ」との関係の一例を示す特性線図である。
【図１０】「駆動圧Ｐ」と「連通流量Ｑ」との関係の一例を示す特性線図である。
【図１１】実施の形態による曲進抑制動作を示す概念図である。
【図１２】実施の形態による「回転数Ｒ」、「駆動圧Ｐ」、「ストロークＸ」および「連通流量Ｑｔ」の時間変化の一例を示す特性線図である。
【図１３】変形例によるカウンタバランス弁をスプールストロークが中立位置（０位置）で示す縦断面図である。
【図１４】カウンタバランス弁をスプールストロークがフルストローク位置（ＸＦＳ位置）で示す縦断面図である。
【図１５】比較例による曲進動作を示す概念図である。
【図１６】比較例による「回転数Ｒ」、「駆動圧Ｐ」および「ストロークＸ」の時間変化の一例を示す特性線図である。
【発明を実施するための形態】
【００１２】
以下、本発明の実施の形態による油圧駆動装置を、建設機械（油圧ショベル）の油圧駆動装置（走行用油圧駆動装置）に適用した場合を例に挙げ、添付図面に従って説明する。
【００１３】
図１ないし図１２は、実施の形態を示している。図１において、建設機械（作業車両）の代表例である油圧ショベル１は、自走可能なクローラ式の下部走行体２と、下部走行体２上に設けられた旋回装置３と、下部走行体２上に旋回装置３を介して旋回可能に搭載された上部旋回体４と、上部旋回体４の前側に設けられ掘削作業等を行う多関節構造の作業装置５とにより構成されている。
【００１４】
このとき、下部走行体２と上部旋回体４は、油圧ショベル１の車体を構成している。また、作業機またはフロントとも呼ばれる作業装置５は、例えば、ブーム５Ａ、アーム５Ｂ、作業具としてのバケット５Ｃと、これらを駆動するブームシリンダ５Ｄ、アームシリンダ５Ｅ、作業具シリンダとしてのバケットシリンダ５Ｆとにより構成されている。作業装置５は、油圧シリンダであるシリンダ５Ｄ，５Ｅ，５Ｆを伸長または縮小することにより、俯仰の動作が可能となっている。
【００１５】
下部走行体２は、トラックフレーム２Ａと、トラックフレーム２Ａの左，右両側に設けられた駆動輪２Ｂと、トラックフレーム２Ａの左，右両側で駆動輪２Ｂと前，後方向の反対側に設けられた遊動輪２Ｃと、駆動輪２Ｂと遊動輪２Ｃとに巻回された履帯２Ｄとを含んで構成されている。左，右の駆動輪２Ｂ（即ち、左，右の履帯２Ｄ）は、後述する左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの走行用油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒ（図２参照）によって駆動される。
【００１６】
上部旋回体４は、旋回軸受、旋回用油圧モータ、減速機構等を含んで構成される旋回装置３を介して下部走行体２上に搭載されている。上部旋回体４は、上部旋回体４の支持構造体（ベースフレーム）となる旋回フレーム６と、旋回フレーム６上に搭載されたキャブ７、カウンタウエイト８等とを含んで構成されている。この場合、旋回フレーム６上には、後述のエンジン１２、油圧ポンプ１３，１４，２０、作動油タンク１５、制御弁装置２２（図２参照）等が搭載されている。
【００１７】
旋回フレーム６は、旋回装置３を介して下部走行体２に取付けられている。旋回フレーム６の前部左側には、内部が運転室となったキャブ７が設けられている。キャブ７内には、オペレータが着席する運転席が設けられている。運転席の周囲には、油圧ショベル１を操作するための操作装置２７、傾転切換スイッチ６０（図２参照）等が設けられている。操作装置２７は、オペレータの操作（レバー操作、ペダル操作）に応じたパイロット信号（パイロット圧）を、制御弁装置２２に出力する。これにより、オペレータは、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの走行用油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒ（図２参照）、作業装置５のシリンダ５Ｄ，５Ｅ，５Ｆ、旋回装置３の旋回用油圧モータを動作（駆動）させることができる。
【００１８】
キャブ７内には、運転席の後方の下側に位置して後述のコントローラ６１（図２参照）が設けられている。一方、旋回フレーム６の後端側には、作業装置５との重量バランスをとるためのカウンタウエイト８が設けられている。
【００１９】
次に、油圧ショベル１を駆動するための油圧駆動装置ついて、図１に加え、図２ないし図１２も参照しつつ説明する。
【００２０】
図２に示すように、油圧ショベル１は、油圧ポンプ１３，１４から供給される圧油に基づいて油圧ショベル１を動作（駆動）させる油圧回路１１を備えている。油圧駆動装置を構成する油圧回路１１は、エンジン１２、油圧ポンプ１３，１４，２０、作動油タンク１５、センタジョイント１９、制御弁装置２２、操作装置２７、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒ、コントローラ６１等を備えている。なお、図２に示す油圧回路１１は、図面が複雑になることを避けるために、下部走行体２を走行させるための回路（即ち、走行用油圧駆動装置）を主として示している。換言すれば、図２に示す油圧回路１１は、作業装置５を駆動するための回路（即ち、作業用油圧駆動装置）、および、旋回装置３を駆動する（下部走行体２に対して上部旋回体４を旋回させる）ための回路（即ち、旋回用油圧駆動装置）を省略している。
【００２１】
エンジン１２は、旋回フレーム６に搭載されている。エンジン１２は、例えばディーゼルエンジン等の内燃機関によって構成されている。エンジン１２の出力側には、第１油圧ポンプ１３、第２油圧ポンプ１４、および、パイロット油圧ポンプ２０が取付けられている。これら油圧ポンプ１３，１４，２０は、エンジン１２によって回転駆動される。なお、油圧ポンプ１３，１４，２０を駆動するための駆動源（動力源）は、内燃機関となるエンジン１２単体で構成できる他、例えば、エンジンと電動モータ、または、電動モータ単体により構成してもよい。
【００２２】
第１油圧ポンプ１３および第２油圧ポンプ１４（以下、油圧ポンプ１３，１４ともいう）は、エンジン１２に機械的に（即ち、動力伝達可能に）接続されている。油圧ポンプ１３，１４は、油圧回路１１のメイン油圧ポンプとなるものである。油圧ポンプ１３，１４は、例えば、可変容量型の斜板式、斜軸式またはラジアルピストン式油圧ポンプによって構成されている。油圧ポンプ１３，１４は、制御弁装置２２を介して油圧アクチュエータとなる走行用油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒ、旋回用油圧モータ、シリンダ５Ｄ，５Ｅ，５Ｆ（以下、油圧アクチュエータ５Ｄ−３２Ｒともいう）に接続されている。
【００２３】
ここで、第１油圧ポンプ１３は、油圧ショベル１の左側の走行用駆動装置３１Ｌ（以下、左走行用駆動装置３１Ｌともいう）の走行用油圧モータ３２Ｌ（以下、左走行用油圧モータ３２Ｌともいう）に圧油を供給する。また、図示は省略するが、第１油圧ポンプ１３は、例えば、旋回用油圧モータ、ブームシリンダ５Ｄ、アームシリンダ５Ｅに圧油を供給する。図２に示すように、第１油圧ポンプ１３は、作動油タンク１５に貯溜された作動油を圧油として第１の吐出管路１６に吐出する。第１の吐出管路１６に吐出された圧油は、制御弁装置２２およびセンタジョイント１９を介して、左走行用油圧モータ３２Ｌに供給される。左走行用油圧モータ３２Ｌに供給された圧油は、センタジョイント１９、制御弁装置２２および戻り管路１７を介して作動油タンク１５に戻る。これにより、作動油が循環する。
【００２４】
一方、第２油圧ポンプ１４は、第１油圧ポンプ１３と同様のものである。第２油圧ポンプ１４は、油圧ショベル１の右側の走行用駆動装置３１Ｒ（以下、右走行用駆動装置３１Ｒともいう）の走行用油圧モータ３２Ｒ（以下、右走行用油圧モータ３２Ｒともいう）に圧油を供給する。また、図示は省略するが、第２油圧ポンプ１４は、例えば、ブームシリンダ５Ｄ、バケットシリンダ５Ｆに圧油を供給する。図２に示すように、第２油圧ポンプ１４は、作動油タンク１５に貯溜された作動油を圧油として第２の吐出管路１８に吐出する。これにより、作動油が循環する。
【００２５】
センタジョイント１９は、下部走行体２と上部旋回体４との間に設けられている。センタジョイント１９は、下部走行体２に対する上部旋回体４の旋回に拘わらず、上部旋回体４側と下部走行体２側との間で油液（作動油、圧油）を流通させる。
【００２６】
パイロットポンプとしてのパイロット油圧ポンプ２０は、油圧ポンプ１３，１４と同様に、エンジン１２に機械的に接続されている。パイロット油圧ポンプ２０は、例えば、固定容量型の歯車ポンプによって構成されている。パイロット油圧ポンプ２０は、作動油タンク１５に貯溜された作動油を圧油としてパイロット吐出管路２１内に吐出する。即ち、パイロット油圧ポンプ２０は、作動油タンク１５と共にパイロット油圧源を構成している。
【００２７】
パイロット油圧ポンプ２０は、後述のパイロット圧制御弁５８を介して走行用油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒの傾転切換弁５１，５１に圧油（以下、変速用パイロット圧ともいう）を供給する。また、パイロット油圧ポンプ２０は、操作装置２７（の走行用レバー・ペダル操作装置２８，２９）を介して制御弁装置２２（の方向制御弁２３，２４）に圧油（以下、操作用パイロット圧ともいう）を供給する。
【００２８】
制御弁装置２２は、複数の方向制御弁２３，２４からなる制御弁群である。なお、図２に示す制御弁装置２２は、走行用の方向制御弁２３，２４、即ち、左走行用方向制御弁２３および右走行用方向制御弁２４を主として示している。換言すれば、図２に示す制御弁装置２２は、作業用の方向制御弁（ブーム用方向制御弁、アーム用方向制御弁、バケット用方向制御弁）、および、旋回用の方向制御弁（旋回用方向制御弁）を省略している。同様に、図２に示す操作装置２７も、走行用の操作装置２８，２９、即ち、左走行用レバー・ペダル操作装置２８および右走行用レバー・ペダル操作装置２９を主として示している。換言すれば、図２に示す操作装置２７は、作業用のレバー操作装置（左レバー操作装置、右レバー操作装置）を省略している。
【００２９】
制御弁装置２２は、油圧ポンプ１３，１４から吐出された圧油を、油圧アクチュエータ５Ｄ−３２Ｒへ分配する。即ち、制御弁装置２２は、キャブ７内に配置された操作装置２７の操作（レバー操作、ペダル操作）による切換信号（操作用パイロット圧）に応じて、油圧ポンプ１３，１４から油圧アクチュエータ５Ｄ−３２Ｒに供給される圧油の方向を制御する。これにより、油圧アクチュエータ５Ｄ−３２Ｒは、油圧ポンプ１３，１４から供給（吐出）される圧油（作動油）によって駆動される。
【００３０】
ここで、制御弁装置２２の左走行用方向制御弁２３は、一対の管路２５Ａ，２５Ｂの途中、即ち、第１給排通路（第１左給排通路）としての第１左給排管路２５Ａおよび第２給排通路（第２左給排通路）としての第２左給排管路２５Ｂの途中に設けられている。第１左給排管路２５Ａおよび第２左給排管路２５Ｂは、第１油圧ポンプ１３および作動油タンク１５と左走行用油圧モータ３２Ｌとの間を接続する。左走行用方向制御弁２３は、パイロット操作式の方向制御弁、例えば、４ポート３位置（または、６ポート３位置）の油圧パイロット式方向制御弁により構成されている。左走行用方向制御弁２３は、第１油圧ポンプ１３と左走行用油圧モータ３２Ｌとの間で左走行用油圧モータ３２Ｌに対する圧油の供給と排出を切換える。
【００３１】
即ち、第１方向制御弁としての左走行用方向制御弁２３は、第１油圧ポンプ１３および作動油タンク１５と左走行用油圧モータ３２Ｌとの間で供給、排出される圧油の方向を切換える。これにより、左走行用方向制御弁２３は、左走行用油圧モータ３２Ｌを正転または逆転させる。左走行用方向制御弁２３の油圧パイロット部２３Ａ，２３Ｂには、左走行用レバー・ペダル操作装置２８の操作に基づく切換信号が供給される。これにより、左走行用方向制御弁２３は、中立位置（Ａ）から切換位置（Ｂ），（Ｃ）に切換操作される。
【００３２】
制御弁装置２２の右走行用方向制御弁２４は、一対の管路２６Ａ，２６Ｂの途中、即ち、第３給排通路（第１右給排通路）としての第１右給排管路２６Ａおよび第４給排通路（第２右給排通路）としての第２右給排管路２６Ｂの途中に設けられている。第１右給排管路２６Ａおよび第２右給排管路２６Ｂは、第２油圧ポンプ１４および作動油タンク１５と右走行用油圧モータ３２Ｒとの間を接続する。第２方向制御弁としての右走行用方向制御弁２４は、左走行用方向制御弁２３と同様のもで、第２油圧ポンプ１４および作動油タンク１５と右走行用油圧モータ３２Ｒとの間で供給、排出される圧油の方向を切換える。右走行用方向制御弁２４の油圧パイロット部２４Ａ，２４Ｂには、右走行用レバー・ペダル操作装置２９の操作に基づく切換信号が供給される。
【００３３】
操作装置２７は、走行用操作装置となる走行用レバー・ペダル操作装置２８，２９（以下、走行用操作装置２８，２９ともいう）と、作業用操作装置となる作業用レバー操作装置（図示せず）とを備えている。走行用操作装置２８，２９は、上部旋回体４のキャブ７内、より具体的には、運転席の前方に配置されている。作業用レバー操作装置は、運転席の左，右両側に配置されている。走行用操作装置２８，２９は、例えば、レバー・ペダル式の減圧弁型パイロット弁により構成されている。走行用操作装置２８，２９には、パイロット油圧ポンプ２０からの圧油がパイロット吐出管路２１を通じて供給される。走行用操作装置２８，２９は、オペレータによるレバー操作、ペダル操作に応じた切換信号を、制御弁装置２２（方向制御弁２３，２４）に出力する。
【００３４】
ここで、左走行用操作装置２８は、左走行用方向制御弁２３を切換えるものである。即ち、左走行用操作装置２８は、オペレータによって操作されることにより、その操作量に比例した操作用パイロット圧（切換信号）である左走行パイロット圧を、左走行用方向制御弁２３の油圧パイロット部２３Ａ，２３Ｂに供給（出力）する。これにより、左走行用方向制御弁２３の切換位置が切換わる。一方、右走行用操作装置２９は、右走行用方向制御弁２４を切換えるものである。
【００３５】
左走行用駆動装置３１Ｌは、第１油圧ポンプ１３から供給される圧油に基づいて左の駆動輪２Ｂを回転駆動する。左走行用駆動装置３１Ｌの左走行用油圧モータ３２Ｌは、第１、第２左給排管路２５Ａ，２５Ｂを介して第１油圧ポンプ１３および作動油タンク１５と接続されている。第１、第２左給排管路２５Ａ，２５Ｂの途中には、左走行用方向制御弁２３が設けられている。
【００３６】
図３に示すように、左走行用駆動装置３１Ｌ（以下、単に走行用駆動装置３１Ｌともいう）は、左走行用油圧モータ３２Ｌ（以下、単に油圧モータ３２Ｌともいう）と左ブレーキバルブ４４Ｌ（以下、単にブレーキバルブ４４Ｌともいう）とにより構成されている。この場合、走行用駆動装置３１Ｌは、圧油の流入口と流出口とを逆転させることで両方向に回転可能な油圧モータ３２Ｌに、油圧モータ３２Ｌの流入・流出口（モータポート４７Ａ，４７Ｂ）の流れを制御するブレーキバルブ４４Ｌが接続されている。
【００３７】
第１油圧モータとしての左走行用油圧モータ３２Ｌは、第１油圧ポンプ１３からの圧油により回転駆動される。ここで、油圧モータ３２Ｌは、可変容量型油圧モータにより構成されている。より具体的には、油圧モータ３２Ｌは、容量可変部としての斜板４２を有するアキシャルピストン型斜板式油圧モータにより構成されている。油圧モータ３２Ｌは、例えば、出力軸３４、容量可変機構４１等を備えている。油圧モータ３２Ｌは、油圧ポンプ１３から供給される圧油により出力軸３４を回転させると共に、容量可変機構４１によって出力軸３４の回転数を変化させることができる。
【００３８】
出力軸３４は、油圧モータ３２Ｌの外殻を形成するモータケーシング３３内に回転可能に設けられている。出力軸３４は、シリンダブロック（図示せず）とスプライン結合され、シリンダブロックと一体に回転する。シリンダブロックには、周方向に離間して軸方向に伸長する複数のシリンダ（図示せず）が穿設されており、シリンダ内にはピストン（図示せず）が摺動可能に挿嵌されている。ピストンは、シリンダブロックの回転によってシリンダ内を往復動する。弁板（図示せず）は、モータケーシング３３とシリンダブロックとの間に設けられている。弁板は、シリンダブロックの各シリンダと間欠的に連通する一対の給排ポートを有している。弁板の各給排ポートは、給排管路２５Ａ，２５Ｂに連通している。
【００３９】
容量可変機構４１は、モータケーシング３３内に設けられている。容量可変機構４１は、容量可変部としての斜板４２と、容量可変アクチュエータとしての傾転アクチュエータ４３とを含んで構成されている。容量可変機構４１は、斜板４２の傾転角度を傾転アクチュエータ４３によって変化させることにより、シリンダブロックの各シリンダ内に供給される圧油の容量を調整し、出力軸３４の回転数、出力トルクを変化させるものである。
【００４０】
斜板４２は、常時は各ピストンから作用する押圧力の合力（押圧合力）により、大傾転位置を保持する。これに対して、斜板４２は、傾転アクチュエータ４３に押圧されることにより、小傾転位置へと傾転する。この場合、斜板４２が大傾転位置にあるときには、ピストンのストローク量（最大・最小ストローク差）が増大することにより出力軸３４は高トルクで低速回転する。一方、斜板４２が小傾転位置にあるときには、ピストンのストローク量が減少することにより、油圧モータ３２Ｌの回転に必要な供給流量（モータ押しのけ容量）が減少し、出力軸３４は低トルクで高速回転する。
【００４１】
傾転アクチュエータ４３は、油圧モータ３２Ｌの斜板４２を駆動しモータ容量を変化させる。ここで、傾転アクチュエータ４３は、モータケーシング３３に設けられた傾転シリンダ４３Ａと、基端側が傾転シリンダ４３Ａ内に摺動可能に挿嵌され先端側が斜板４２の裏面に当接する傾転ピストン４３Ｂ（サーボピストン）とにより構成されている。傾転アクチュエータ４３は、傾転切換弁５１から傾転シリンダ４３Ａ内に供給される圧油に応じて傾転ピストン４３Ｂが斜板４２の裏面側を押圧することにより、斜板４２を大傾転位置と小傾転位置との間で傾転させて出力軸３４の回転数を変化させる。
【００４２】
図３に示すように、ブレーキバルブ４４Ｌは、油圧モータ３２Ｌと共に、走行用駆動装置３１Ｌを構成している。ブレーキバルブ４４Ｌは、一対のバルブポート４５Ａ，４５Ｂと、パイロット圧ポート４６と、一対のモータポート４７Ａ，４７Ｂと、一対のチェック弁４８Ａ，４８Ｂと、左カウンタバランス弁７１Ｌと、高圧選択弁５０と、容量制御弁としての傾転切換弁５１と、一対のリリーフ弁５３Ａ，５３Ｂとを有している。チェック弁４８Ａ，４８Ｂ、左カウンタバランス弁７１Ｌ、高圧選択弁５０、傾転切換弁５１、リリーフ弁５３Ａ，５３Ｂは、例えば、油圧モータ３２Ｌのモータケーシング３３に一体的に設けられている。
【００４３】
バルブポート４５Ａ，４５Ｂは、例えば、モータケーシング３３に開口している。バルブポート４５Ａ，４５Ｂは、方向制御弁２３の切換位置に応じて油圧ポンプ１３または作動油タンク１５と接続される。パイロット圧ポート４６は、例えば、モータケーシング３３に開口している。パイロット圧ポート４６は、パイロット圧制御弁５８の切換位置に応じてパイロット油圧ポンプ２０または作動油タンク１５と接続される。モータポート４７Ａ，４７Ｂは、油圧モータ３２Ｌの弁板の給排ポートと接続されている。
【００４４】
チェック弁４８Ａ，４８Ｂは、油圧モータ３２Ｌと方向制御弁２３との間に位置して給排管路２５Ａ，２５Ｂの途中に設けられている。チェック弁４８Ａ，４８Ｂは、ポペット型の逆止弁である。チェック弁４８Ａ，４８Ｂは、バルブポート４５Ａ，４５Ｂ側からモータポート４７Ａ，４７Ｂ側に流れる圧油は通す一方、モータポート４７Ａ，４７Ｂ側からバルブポート４５Ａ，４５Ｂ側に流れる圧油は遮断するように動作する。
【００４５】
左カウンタバランス弁７１Ｌは、各チェック弁４８Ａ，４８Ｂと並列となるように給排管路２５Ａ，２５Ｂの途中に設けられている。即ち、第１カウンタバランス弁としての左カウンタバランス弁７１Ｌ（以下、単にカウンタバランス弁７１Ｌともいう）は、方向制御弁２３と油圧モータ３２Ｌとの間に位置して一対の給排管路２５Ａ，２５Ｂの途中に設けられている。カウンタバランス弁７１Ｌは、給排管路２５Ａ，２５Ｂの圧力差に基づいて、第１スプールとしての左スプール７２Ｌ（以下、単にスプール７２Ｌともいう）が軸方向に変位する。即ち、カウンタバランス弁７１Ｌは、給排管路２５Ａ，２５Ｂ間の差圧により方向制御弁２３にほぼ連動してスプール７２Ｌが切換わり、油圧モータ３２Ｌの慣性回転時には閉弁状態となって油圧モータ３２Ｌの前後で給排管路２５Ａまたは給排管路２５Ｂ内にブレーキ圧を発生させるものである。実施の形態の左カウンタバランス弁７１Ｌ（および後述の右カウンタバランス弁７１Ｒ）の構成については、後で詳しく説明する。
【００４６】
高圧選択弁５０は、シャトル弁により構成されている。高圧選択弁５０は、油圧モータ３２Ｌとカウンタバランス弁７１Ｌとの間に位置して給排管路２５Ａ，２５Ｂの間に設けられている。高圧選択弁５０は、油圧モータ３２Ｌに接続される給排管路２５Ａ，２５Ｂのうち高圧側の圧油を選択し、選択した圧油を、傾転切換弁５１を介して傾転アクチュエータ４３に供給する。
【００４７】
傾転切換弁５１は、高圧選択弁５０と傾転アクチュエータ４３との間に設置されている。即ち、傾転切換弁５１は、高圧選択弁５０と傾転アクチュエータ４３の傾転シリンダ４３Ａとの間を接続する油路５２の途中に設けられている。傾転切換弁５１は、傾転アクチュエータ４３に供給する圧油を切換えるものである。傾転切換弁５１は、油圧パイロット部５１Ａを有する３ポート２位置の油圧パイロット切換弁（方向制御弁）として構成されている。傾転切換弁５１は、油圧パイロット部５１Ａに供給されるパイロット信号（変速用パイロット圧）に応じて、油路５２をドレンポート５４に接続する中立位置（ｄ）と油路５２を高圧選択弁５０に接続する駆動位置（ｅ）とに切換えられるものである。
【００４８】
傾転切換弁５１が中立位置（ｄ）のときは、高圧選択弁５０から傾転シリンダ４３Ａへの圧油の供給が遮断されると共に、傾転シリンダ４３Ａがドレンポート５４と連通する。これにより、傾転ピストン４３Ｂが非作動状態となって斜板４２に作用する押圧力が抑えられ、斜板４２は大傾転位置（モータ傾転最大）を保持する。一方、傾転切換弁５１が駆動位置（ｅ）のときは、給排管路２５Ａ，２５Ｂのうち高圧選択弁５０によって選択された高圧側の給排管路２５Ａ（２５Ｂ）を流れる圧油の一部が、油路５２を通じて傾転シリンダ４３Ａに供給される。これにより、傾転ピストン４３Ｂが作動状態となって斜板４２を押圧し、斜板４２は小傾転位置（モータ傾転最小）を保持する。
【００４９】
傾転切換弁５１の油圧パイロット部５１Ａには、パイロット圧制御弁５８からパイロット圧ポート４６を介して変速パイロット圧が供給される。ここで、油圧パイロット部５１Ａに傾転切換弁５１を中立位置（ｄ）から駆動位置（ｅ）に切換えるために必要な変速パイロット圧が作用すると、傾転切換弁５１は中立位置（ｄ）から駆動位置（ｅ）に移動し、モータ傾転が最小となる。これに対して、油圧パイロット部５１Ａに変速パイロット圧が作用しない場合は、傾転切換弁５１は駆動位置（ｅ）に移動せず、モータ傾転も最大のままである。
【００５０】
リリーフ弁５３Ａ，５３Ｂは、油圧モータ３２Ｌとカウンタバランス弁７１Ｌとの間に位置して給排管路２５Ａ，２５Ｂの途中に設けられている。リリーフ弁５３Ａ，５３Ｂは、油圧モータ３２Ｌの慣性回転時に給排管路２５Ａまたは給排管路２５Ｂ内で発生したブレーキ圧が所定の設定圧まで上昇すると開弁し、このときの過剰圧をリリーフするものである。
【００５１】
即ち、リリーフ弁５３Ａ，５３Ｂは、走行用駆動装置３１Ｌの保護のために設置されている。リリーフ弁５３Ａ，５３Ｂは、一対のモータポート４７Ａ，４７Ｂのうち一方のモータポート４７Ａ（４７Ｂ）のモータポート圧が規定値（設定圧）以上となると、圧油を他方（反対側）のモータポート４７Ｂ（４７Ａ）に流出させることで、走行用駆動装置３１Ｌが高圧によって損傷することを防止する。
【００５２】
ドレンポート５４は、例えば、油圧モータ３２Ｌのモータケーシング３３に開口している。ドレンポート５４は、油圧モータ３２Ｌ内でピストンを含む内部部品の摺動部の隙間から漏れた油（ドレン）を、油圧モータ３２Ｌ内から排出するものである。ドレンポート５４は、ドレン管路５７を介して作動油タンク１５と接続されている。
【００５３】
一方、図２に示すように、右走行用駆動装置３１Ｒは、第２油圧ポンプ１４から供給される圧油に基づいて右の駆動輪を回転駆動する。右走行用駆動装置３１Ｒの右走行用油圧モータ３２Ｒは、右給排管路２６Ａ，２６Ｂを介して油圧ポンプ１４および作動油タンク１５と接続されている。第２油圧モータとしての右走行用油圧モータ３２Ｒ（以下、単に油圧モータ３２Ｒともいう）は、第２油圧ポンプ１４からの圧油により回転駆動される。右給排管路２６Ａ，２６Ｂの途中には、右走行用方向制御弁２４が設けられている。右走行用駆動装置３１Ｒは、左走行用駆動装置３１Ｌと同様のものである。右走行用駆動装置３１Ｒ（以下、単に走行用駆動装置３１Ｒともいう）については、左走行用駆動装置３１Ｌと同一の構成要素に同一の符号を付して、これ以上の説明は省略する。
【００５４】
この場合、右走行用駆動装置３１Ｒは、右走行用油圧モータ３２Ｒと右ブレーキバルブ４４Ｒ（以下、単にブレーキバルブ４４Ｒともいう）とにより構成されている。第２カウンタバランス弁としての右カウンタバランス弁７１Ｒ（以下、単にカウンタバランス弁７１Ｒともいう）は、右走行用方向制御弁２４と右走行用油圧モータ３２Ｒとの間に位置して一対の給排管路２６Ａ，２６Ｂの途中に設けられている。カウンタバランス弁７１Ｒは、給排管路２６Ａ，２６Ｂの圧力差に基づいて、第２スプールとしての右スプール７２Ｒ（以下、単にスプール７２Ｒともいう）が軸方向に変位する。
【００５５】
ドレン管路５７は、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒ（油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒ）のドレンポート５４と作動油タンク１５との間を接続するものである。ドレン管路５７は、油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒを含む走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒからのドレンを、作動油タンク１５に排出する。即ち、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒからのドレンは、ドレン管路５７を介して作動油タンク１５に還流する。
【００５６】
パイロット圧制御弁５８は、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの傾転切換弁５１を切換えるものである。このために、パイロット圧制御弁５８は、パイロット油圧ポンプ２０からの圧油（パイロット圧）を制御する。即ち、パイロット圧制御弁５８は、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒ（油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒ）のモータ傾転を切換えるために傾転切換弁５１に供給する変速パイロット圧を制御する。パイロット圧制御弁５８は、例えば、比例電磁弁からなる３ポート２位置の電磁切換弁（電磁比例制御弁）であり、電磁パイロット部５８Ａ（ソレノイド）を有している。
【００５７】
パイロット圧制御弁５８の入力側は、パイロット吐出管路２１を介してパイロット油圧ポンプ２０に接続されている。パイロット圧制御弁５８の出力側は、変速用パイロット管路５９および走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒのパイロット圧ポート４６を介して傾転切換弁５１（の油圧パイロット部５１Ａ）に接続されている。パイロット圧制御弁５８の電磁パイロット部５８Ａは、コントローラ６１に接続されている。パイロット圧制御弁５８は、コントローラ６１から供給される電力Ｗに応じた圧力の圧油（変速パイロット圧）を出力可能である。一方、パイロット圧制御弁５８は、コントローラ６１から電力Ｗが供給されていないときは、図２に示すようにパイロット圧ポート４６を作動油タンク１５に連通させる。
【００５８】
変速用パイロット管路５９は、パイロット圧制御弁５８と走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの傾転切換弁５１との間に設けられている。即ち、変速用パイロット管路５９は、パイロット圧制御弁５８と傾転切換弁５１との間を接続する管路である。変速用パイロット管路５９は、パイロット圧制御弁５８からのパイロット圧を傾転切換弁５１に供給する。
【００５９】
容量切換スイッチ（速度切換スイッチ）としての傾転切換スイッチ６０は、キャブ７内に設置されている。傾転切換スイッチ６０は、コントローラ６１に接続されている。傾転切換スイッチ６０は、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒ（油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒ）のモータ容量を切換える（モータ傾転状態を制御する）。即ち、オペレータは、傾転切換スイッチ６０を操作することで、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの駆動速度（回転速度）を調整可能である。
【００６０】
この場合、傾転切換スイッチ６０は、例えば、油圧ショベル１（下部走行体２）を低速走行させる低速位置（低速モード）と高速走行させる高速位置（高速モード）との２つの選択位置（走行モード）を有している。傾転切換スイッチ６０が低速位置に切換えられている（設定されている）ときは、モータ容量が大容量（傾転大）となり、油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒを低速で回転させることができる。一方、傾転切換スイッチ６０が高速位置に切換えられている（設定されている）ときは、モータ容量が小容量（傾転小）となり、油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒを高速で回転させることができる。
【００６１】
コントローラ６１は、パイロット圧制御弁５８を制御（電子制御）する制御装置である。コントローラ６１は、マイクロコンピュータ、駆動回路、電源回路等を含んで構成されている。即ち、コントローラ６１は、ＲＡＭ、ＲＯＭ等のメモリおよびＣＰＵを含んで構成された演算処理部を有し、コンピュータプログラムに従って動作する。コントローラ６１の入力側は、傾転切換スイッチ６０に接続されている。コントローラ６１の出力側は、パイロット圧制御弁５８に接続されている。さらに、コントローラ６１には、上部旋回体４に搭載された電源となるバッテリ（図示せず）から電力が供給される。
【００６２】
コントローラ６１には、傾転切換スイッチ６０の状態、即ち、走行モード（選択位置）が低速モード（低速位置）であるか高速モード（高速位置）であるかが入力される。コントローラ６１は、パイロット圧制御弁５８に駆動電力Ｗを供給し、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒのパイロット圧ポート４６に作用する変速パイロット圧を制御する。例えば、コントローラ６１は、傾転切換スイッチ６０がモータ傾転小傾（高速、低トルク）に対応する高速位置に設定されていると判定したときは、パイロット圧制御弁５８に電力Ｗを供給する。
【００６３】
このように、コントローラ６１は、傾転切換スイッチ６０の選択位置に応じて、パイロット圧制御弁５８を制御する。これにより、コントローラ６１は、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒのモータ容量（モータ傾転状態）を制御する。具体的には、コントローラ６１は、傾転切換スイッチ６０が高速位置のときは、油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒが小容量（高速、低トルク）となるようにパイロット圧制御弁５８（の電磁パイロット部５８Ａ）に電力Ｗを供給する。一方、コントローラ６１は、傾転切換スイッチ６０が低速位置のときは、パイロット圧制御弁５８（の電磁パイロット部５８Ａ）に電力Ｗを供給しない。この場合は、油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒが大容量（低速、高トルク）となる。
【００６４】
次に、実施の形態のカウンタバランス弁７１Ｌ，７１Ｒについて説明する。なお、以下の説明では、左カウンタバランス弁７１Ｌを主として説明するが、右カウンタバランス弁７１Ｒについても同様の構成である。
【００６５】
図３ないし図７に示すように、カウンタバランス弁７１Ｌ（７１Ｒ）は、６ポート５位置のスプリングセンタ式スプール型切換弁により構成されている。カウンタバランス弁７１Ｌ（７１Ｒ）は、スプール７２Ｌ（７２Ｒ）が中立バネ１０３により中立位置Ａ０に保持される。カウンタバランス弁７１Ｌ（７１Ｒ）の一対の圧力チャンバ１０４，１０５（以下、圧力室１０４，１０５という）は、速度調整絞り１０６を介して一対のバルブポート４５Ａ，４５Ｂと接続されている。即ち、カウンタバランス弁７１Ｌ（７１Ｒ）の一方（左方）の圧力室１０４は、速度調整絞り１０６を介して一方（左方）のバルブポート４５Ａと接続されている。カウンタバランス弁７１Ｌ（７１Ｒ）の他方（右方）の圧力室１０５は、速度調整絞り１０６を介して他方（右方）のバルブポート４５Ｂと接続されている。
【００６６】
カウンタバランス弁７１Ｌ（７１Ｒ）の圧力室１０４，１０５には、バルブポート４５Ａ，４５Ｂの圧力が作用する。一方のバルブポート４５Ａと他方のバルブポート４５Ｂとの間に差圧（モータ駆動圧）が発生すると、一方の圧力室１０４と他方の圧力室１０５との差圧に基づく推力によって、スプール７２Ｌ（７２Ｒ）が軸方向（即ち、左，右方向）に移動（変位）する。速度調整絞り１０６は、スプール７２Ｌ（７２Ｒ）の移動速度を調整するもので、スプール７２Ｌ（７２Ｒ）が速く動きすぎることによって発生する発進時・停車時のショックを低減する。
【００６７】
カウンタバランス弁７１Ｌ（７１Ｒ）は、スプール７２Ｌ（７２Ｒ）が移動することにより、中立位置Ａ０と、駆動位置ＡＲ１と、駆動位置ＡＲ２と、駆動位置ＡＬ１と、駆動位置ＡＬ２との間で切換が可能となっている。中立位置Ａ０は、一対（左，右）のバルブポート４５Ａ，４５Ｂと一対（左，右）のモータポート４７Ａ，４７Ｂとの間を遮断する位置となる。駆動位置ＡＲ１は、モータポート４７Ａとバルブポート４５Ａとの間を絞り油路となるノッチ部１０７を介して連通させ、かつ、バルブポート４５Ｂとモータポート４７Ｂとの間を遮断する位置となる。駆動位置ＡＲ２は、モータポート４７Ａとバルブポート４５Ａとの間を全周油路となる全周開口部１０８を介して連通させ、圧力室１０５とバルブポート４５Ｂとの間を早戻り油路１０９を介して連通させ、かつ、バルブポート４５Ｂとモータポート４７Ｂとの間を遮断する位置となる。さらに、実施の形態では、後述するように、駆動位置ＡＲ２では、バルブポート４５Ａとバルブポート４５Ｂとの間が連通路７３Ｌ（７３Ｒ）および絞り７４Ｌ（７４Ｒ）を介して連通される。
【００６８】
駆動位置ＡＬ１は、モータポート４７Ｂとバルブポート４５Ｂとの間を絞り油路となるノッチ部１０７を介して連通させ、かつ、バルブポート４５Ａとモータポート４７Ａとの間を遮断する位置となる。駆動位置ＡＬ２は、モータポート４７Ｂとバルブポート４５Ｂとの間を全周油路となる全周開口部１０８を介して連通させ、圧力室１０４とバルブポート４５Ａとの間を早戻り油路１０９を介して連通させ、バルブポート４５Ａとモータポート４７Ａとの間を遮断する位置となる。さらに、実施の形態では、後述するように、駆動位置ＡＬ２では、バルブポート４５Ａとバルブポート４５Ｂとの間が連通路７３Ｌ（７３Ｒ）および絞り７４Ｌ（７４Ｒ）を介して連通される。早戻り油路１０９が開口しているとき、圧油は速度調整絞り１０６を介さず圧力室１０４，１０５に流出入できるため、駆動位置ＡＲ２，ＡＬ２では、スプール７２Ｌ（７２Ｒ）の応答性を上げるために用いている。
【００６９】
このようなカウンタバランス弁７１Ｌ（７１Ｒ）の出口油路の開口面積の特性について、図８を参照しつつ説明する。図８では、スプール７２Ｌ（７２Ｒ）のストロークＸとカウンタバランス弁７１Ｌ（７１Ｒ）の出口油路の開口面積ＡＣＢとの関係を実線６５で示している。スプール７２Ｌ（７２Ｒ）のストロークＸが０（Ｘ＝０）のときは、中立位置Ａ０と対応する。このとき、カウンタバランス弁７１Ｌ（７１Ｒ）の出口油路の開口面積ＡＣＢは、０（ＡＣＢ＝０）となる。スプール７２Ｌ（７２Ｒ）のストロークＸが、ＸＣｒ≦Ｘ≦ＸＥＯの区間は、駆動位置ＡＲ１または駆動位置ＡＬ１と対応する。このとき、出口油路の開口面積ＡＣＢは、ノッチ部１０７の開口に合わせ、徐々に開口面積ＡＣＢがＡＥＯまで増加する。スプール７２Ｌ（７２Ｒ）のストロークＸが、ＸＥＯ≦Ｘ≦ＸＦＳの区間は、駆動位置ＡＲ２または駆動位置ＡＬ２と対応する。このとき、出口油路の開口面積ＡＣＢは、全周開口部１０８の開口に合わせ、ストロークＸに比例し、最大開口面積ＡＣＢmaxまで増加する。ＸＦＳは、スプール７２Ｌ（７２Ｒ）の最大ストローク位置ＸＦＳに対応する。
【００７０】
カウンタバランス弁７１Ｌ（７１Ｒ）の動作特性について、図９を参照しつつ説明する。図９では、カウンタバランス弁７１Ｌ（７１Ｒ）の駆動圧ＰとストロークＸとの関係を実線６６で示している。スプール７２Ｌ（７２Ｒ）のストロークＸは、駆動圧Ｐと比例関係にあり、駆動圧ＰがＰＣｒ、ＰＥＯとなったとき、それぞれＸＣｒ、ＸＥＯの位置となる。駆動圧ＰがＰＦＳ以上（Ｐ≧ＰＦＳ）となると、スプール７２Ｌ（７２Ｒ）は、最大ストローク位置ＸＦＳで保持される。
【００７１】
次に、図１５およびお図１６を用いて、油圧ショベル１の曲進動作について説明する。図１５は、実施の形態の特徴となる連通路７３Ｌ（７３Ｒ）および絞り７４Ｌ（７４Ｒ）が設けられていないカウンタバランス弁を備えた油圧ショベル（比較例）による曲進動作の概念図である。ここで、図１５の左走行用駆動装置１１０Ｌの回転数をＲＬとし、右走行用駆動装置１１０Ｒの回転数をＲＲとする。左走行用駆動装置１１０Ｌの駆動圧をＰＬとし、右走行用駆動装置１１０Ｒの駆動圧をＰＲとする。
【００７２】
平地走行時において、例えば、左走行用駆動装置１１０Ｌの回転数ＲＬよりも右走行用駆動装置１１０Ｒの回転数ＲＲが大きい（ＲＲ＞ＲＬ）場合、右側の履帯２Ｄが左側の履帯２Ｄより速く回転する。これにより、高回転の右走行用駆動装置１１０Ｒが低回転の左走行用駆動装置１１０Ｌを引きずり、左，右の走行用駆動装置１１０Ｌ，１１０Ｒの駆動圧ＰＬ，ＰＲは、ＰＲ＞ＰＬという関係となる。駆動圧ＰＬ，ＰＲは、ブレーキバルブ１１１Ｌ，１１１Ｒ内に設置されたカウンタバランス弁の開口特性に影響する。駆動圧ＰＬが低くなると、カウンタバランス弁のモータ側（出口側）の油路が絞られ、低回転側である左走行用駆動装置１１０Ｌがさらに減速される。これにより、油圧ショベル１は、左側に大きく曲進する傾向となる。
【００７３】
図１６は、比較例による回転数ＲＬ，ＲＲ、駆動圧ＰＬ，ＰＲおよびストロークＸＬ，ＸＲの時間変化の一例を示す特性線図である。この場合、左走行用駆動装置１１０Ｌのカウンタバランス弁のスプールのストロークをＸＬとし、右走行用駆動装置１１０Ｒのカウンタバランス弁のスプールのストロークをＸＲとしている。
【００７４】
時刻ｔ１において、左，右の走行用駆動装置１１０Ｌ，１１０Ｒの駆動圧ＰＬ，ＰＲはＰＦＳを上回り、ストロークＸＬ，ＸＲが最大ストロークＸＦＳとなる。左，右の走行用駆動装置１１０Ｌ，１１０Ｒの回転数差により、高回転の右走行用駆動装置１１０Ｒが、低回転の左走行用駆動装置１１０Ｌを引きずるため、右走行用駆動装置１１０Ｒは引きずり側のため高圧に、低回転の左走行用駆動装置１１０Ｌは引きずられる側のため低圧となり、駆動圧ＰＬ，ＰＲにも左右差が発生する。ここでは、走行による油温上昇に伴い、第１油圧ポンプ１３の吐出流量Ｑｐ１と第２油圧ポンプ１４の吐出流量Ｑｐ２の差がさらに拡大するとする。
【００７５】
時刻ｔ２において、走行負荷変動等により、「引きずり」と「引きずられ」とのバランスが崩れることで、一挙に駆動圧ＰＲが上昇し、駆動圧ＰＬが減少したとする。この場合、左走行用駆動装置１１０Ｌの駆動圧ＰＬはＰＦＳを下回り、ストロークＸＬが減少を始める。時刻ｔ３において、左走行用駆動装置１１０Ｌの駆動圧ＰＬはＰＥＯを下回り、ストロークＸＬは、ＸＥＯまで減少する。このため、左側のカウンタバランス弁の出口油路の開口面積ＡＣＢは、急激に減少し、左走行用駆動装置１１０Ｌにブレーキがかかることになり、左走行用駆動装置１１０Ｌの回転数ＲＬは急減速する。これにより、左，右の走行用駆動装置１１０Ｌ，１１０Ｒの回転数差はさらに広がり、左側に大きな曲進が発生する。一度大きな曲進が発生し始めると、カウンタバランス弁のストロークＸがＸＥＯよりも大きくなる（Ｘ＞ＸＥＯ）まで駆動するのに十分な駆動圧Ｐ、即ち、ＰＥＯよりも大きい駆動圧（Ｐ＞ＰＥＯ）が確保できなくなる。これにより、大きな曲進が長時間にわたり継続する可能性がある。
【００７６】
これに対して、実施の形態では、左，右のカウンタバランス弁７１Ｌ，７１Ｒのスプール７２Ｌ，７２Ｒにそれぞれ連通路７３Ｌ，７３Ｒを設けている。即ち、実施の形態では、駆動位置ＡＲ２において、モータポート４７Ａとバルブポート４５Ａとの間を全周油路となる全周開口部１０８を介して連通させ、圧力室１０５とバルブポート４５Ｂとの間を早戻り油路１０９を介して連通させ、バルブポート４５Ｂとモータポート４７Ｂとの間を遮断し、さらに、バルブポート４５Ａとバルブポート４５Ｂとの間を連通路７３Ｌ（７３Ｒ）および絞り７４Ｌ（７４Ｒ）を介して連通させる。また、駆動位置ＡＬ２において、モータポート４７Ｂとバルブポート４５Ｂとの間を全周油路となる全周開口部１０８を介して連通させ、圧力室１０４とバルブポート４５Ａとの間を早戻り油路１０９を介して連通させ、バルブポート４５Ａとモータポート４７Ａとの間を遮断し、さらに、バルブポート４５Ａとバルブポート４５Ｂとの間を連通路７３Ｌ（７３Ｒ）および絞り７４Ｌ（７４Ｒ）を介して連通させる。
【００７７】
図８中の破線６７は、連通路７３Ｌ，７３Ｒの開口面積である連通油路開口面積ＡＣＭを示している。連通路７３Ｌ，７３Ｒは、スプール７２Ｌ，７２Ｒの駆動位置ＡＲ２または駆動位置ＡＬ２において、ストロークＸがＸＣＭ以上（Ｘ≧ＸＣＭ）で開口し、ストロークＸがＸＦＳで最大開口ＡＣＭmaxとなる特性となっている。この場合、連通路７３Ｌ，７３Ｒが開口するストロークＸＣＭは、全周開口部１０８の連通が開始する直前のストロークＸＥＯ位置とフルストロークＸＦＳ位置との間、即ち、ストロークＸＥＯよりも大きくフルストロークＸＦＳよりも小さい位置（ＸＥＯ＜ＸＣＭ＜ＸＦＳ）として設定されている。また、図９に示すように、ストロークＸＣＭは、駆動圧ＰＣＭに対応する。この場合、駆動圧ＰＣＭは、ストロークＸＥＯ位置に対応する駆動圧ＰＥＯよりも大きくフルストロークＸＦＳ位置に対応する駆動圧ＰＦＳよりも小さい（ＰＥＯ＜ＰＣＭ＜ＰＦＳ）。
【００７８】
図１０は、連通油路絞りの特性、即ち、連通路７３Ｌ，７３Ｒの絞り７４Ｌ，７４Ｒの特性（絞り特性）を示している。ここで、絞り特性は、絞り通過流量Ｑ、絞り径ｄ、作用圧Ｐ、油液の粘度μとすると、一般的に以下の数２式および数３式で表すことができる。数２式は、オリフィス絞りの特性に対応し、数３式は、チョーク絞りの特性に対応する。
【００７９】
【数２】
2020085197.tif 000004
【００８０】
【数３】
2020085197.tif 000005
【００８１】
実施の形態では、連通路７３Ｌ，７３Ｒの絞り特性（連通油路絞り特性）は、オリフィス絞りとチョーク絞りの中間的な特性となる。図１０に示す様に、絞り径ｄが大きい程、また、油温が上がり粘度μが下がるほど、流量が大きくなる。
【００８２】
ここで、連通油路絞りを大きくする程、曲進抑制効果は大きくなるが、高駆動圧時の連通油量が多くなり、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの容積効率の低下、登坂時・ステアリング時の速度低下を招く可能性がある。そこで、十分な曲進抑制効果を保持できる最小の絞りを選定する必要がある。絞りは、以下の様に選定することができる。即ち、走行用駆動装置３１Ｌ（３１Ｒ）の回転数Ｒは、油圧ポンプ１３，１４の吐出流量Ｑｐおよび油圧モータ３２Ｌ（３２Ｒ）の容量Ｖｍより前述の数１式のように規定される。
【００８３】
回転数Ｒは、吐出流量Ｑｐが仕様値または量産出来映え最大値Ｑｐmax、容量Ｖｍが仕様値または量産出来映え最小値Ｖｍminのときに最大回転数ＲＱとなり、次の数４式で表すことができる。
【００８４】
【数４】
2020085197.tif 000006
【００８５】
回転数Ｒは、吐出流量Ｑｐが仕様値または量産出来映え最小値Ｑｐmin、容量Ｖｍが仕様値または量産出来映え最大値Ｖｍmaxのときに最小回転数ＲＳとなり、次の数５式で表すことができる。
【００８６】
【数５】
2020085197.tif 000007
【００８７】
最大回転数ＲＱと最小回転数ＲＳとの回転数差が、量産車体で発生しうる最大の回転数差となる。この回転数差を解消するためには、最大回転数ＲＱ′の走行用駆動装置３１Ｌ（３１Ｒ）の供給流量をΔＱt減少させ、最小回転数ＲＳ′の走行用駆動装置３１Ｒ（３１Ｌ）の供給流量をΔＱt増加させることを考える。ΔＱt増減後の回転数Ｒを、それぞれＲＱ′、ＲＳ′とすると、これらＲＱ′、ＲＳ′は、次の数６式および数７式で表すことができる。
【００８８】
【数６】
2020085197.tif 000008
【００８９】
【数７】
2020085197.tif 000009
【００９０】
回転数差を無くすためには、ＲＱ′＝ＲＳ′となるΔＱｔを求めればよい。即ち、下記の数８式で表すことができる。
【００９１】
【数８】
2020085197.tif 000010
【００９２】
従って、量産車体で発生しうる最大の回転数差を無くすためには、高速側の走行用駆動装置３１Ｌ（３１Ｒ）と低速側の走行用駆動装置３１Ｒ（３１Ｌ）との間で、２ΔＱｔ分の流量補正を行えばよいことになる。
【００９３】
油圧ショベル１等の建設機械（作業車両）上で、油圧ポンプ１３，１４の吐出流量Ｑｐおよび油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒの容量Ｖｍを、量産車体で発生しうる最大の回転数差ＲＱ，ＲＳに調整した状態で、平地走行時の高速側の油圧モータ３２Ｌ（３２Ｒ）の駆動圧ＰｍＱと低速側の油圧モータ３２Ｒ（３２Ｌ）の駆動圧ＰｍＳを計測する。この駆動圧ＰｍＱと駆動圧ＰｍＳとが作用したときの絞り通過流量ＱｍＱ，ＱｍＳが以下の数９式の関係となる様に、絞り径ｄを設定する。
【００９４】
【数９】
2020085197.tif 000011
【００９５】
図５は、実施の形態の左カウンタバランス弁７１Ｌを中立位置（０位置）で示している。カウンタバランス弁７１Ｌのスプール７２Ｌには、連通油路となる連通路７３Ｌが設けられている。即ち、スプール７２Ｌの内部には、軸方向に延びる連通路７３Ｌが形成されている。連通路７３Ｌには、例えば、２つの絞りからなる絞り７４Ｌが設置されている。スプール７２Ｌが中立位置Ａ０（ストロークＸ＝０）では、一対（左，右）のバルブポート４５Ａ，４５Ｂと一対（左，右）のモータポート４７Ａ，４７Ｂとの間の連通油路は遮断されている。
【００９６】
図６は、実施の形態のカウンタバランス弁７１Ｌを全周開口部１０８の連通が開始する直前のストロークＸＥＯ位置で示している。このＸＥＯ位置（ストロークＸ＝ＸＥＯ）、換言すれば、駆動位置ＡＬ１と駆動位置ＡＬ２の間では、モータポート４７Ｂとバルブポート４５Ｂとの間の油路は、絞り油路となるノッチ部１０７を介して連通している。一方、バルブポート４５Ａとモータポート４７Ａとの間の油路、および、一対（左，右）のバルブポート４５Ａ，４５Ｂの間の連通路７３Ｌは、遮断されている。
【００９７】
図７は、実施の形態のカウンタバランス弁７１Ｌを最大ストローク位置ＸＦＳで示している。このＸＦＳ位置（ストロークＸ＝ＸＦＳ）、換言すれば、駆動位置ＡＬ２では、モータポート４７Ｂとバルブポート４５Ｂとの間の油路は、全周油路となる全周開口部１０８を介して連通している。一方、バルブポート４５Ａとモータポート４７Ａとの間の油路は遮断され、一対（左，右）のバルブポート４５Ａ，４５Ｂの間は連通路７３Ｌおよび絞り７４Ｌを介して連通されている。このように、実施の形態のカウンタバランス弁７１Ｌは、駆動位置ＡＲ２および駆動位置ＡＬ２において、駆動圧Ｐに応じて流量Ｑｔの圧油が連通路７３Ｌおよび絞り７４Ｌを介して、一対（左，右）のバルブポート４５Ａ，４５Ｂの間を流れる。
【００９８】
このように、実施の形態によれば、左カウンタバランス弁７１Ｌは、第１，第２左給排管路２５Ａ，２５Ｂの間（即ち、一対のバルブポート４５Ａ，４５Ｂの間）の圧力差により左スプール７２Ｌの変位が所定量（ＸＣＭ）を超えると、第１，第２左給排管路２５Ａ，２５Ｂの間を連通する第１連通路としての連通路７３Ｌを備えている。この場合、連通路７３Ｌは、左カウンタバランス弁７１Ｌの左スプール７２Ｌに設けられている。
【００９９】
同様に、図２に示すように、右カウンタバランス弁７１Ｒは、第１，第２右給排管路２６Ａ，２６Ｂの間の圧力差により右スプール７２Ｒの変位が所定量（ＸＣＭ）を超えると、第１，第２右給排管路２６Ａ，２６Ｂの間を連通する第２連通路としての連通路７３Ｒを備えている。この場合、連通路７３Ｒは、右カウンタバランス弁７１Ｒの右スプール７２Ｒに設けられている。
【０１００】
所定量（ＸＣＭ）、即ち、給排管路２５Ａ，２５Ｂ（２６Ａ，２６Ｂ）の間が連通路７３Ｌ（７３Ｒ）で連通されるスプール７２Ｌ（７２Ｒ）の変位（ストローク）は、全周開口部１０８の連通が開始されるＸＥＯ位置と最大ストローク位置であるＸＦＳ位置との間に設定している。即ち、所定量（ＸＣＭ）は、絞り油路となるノッチ部１０７を超えた位置に設定されている。より具体的には、スプール７２Ｌ（７２Ｒ）が「中立位置（０）」から「ＸＥＯ位置とＸＦＳ位置との間の中間位置よりもＸＦＳ位置よりとなるＸＣＭ位置」以上変位すると、給排管路２５Ａ，２５Ｂ（２６Ａ，２６Ｂ）の間が連通路７３Ｌ（７３Ｒ）で連通される。換言すれば、最大ストローク位置ＸＦＳでは、給排管路２５Ａ，２５Ｂ（２６Ａ，２６Ｂ）の間が連通路７３Ｌ（７３Ｒ）で連通されるが、中立位置（０）とＸＣＭ位置との間では、給排管路２５Ａ，２５Ｂ（２６Ａ，２６Ｂ）の間は連通路７３Ｌ（７３Ｒ）で連通されない。
【０１０１】
連通路７３Ｌの途中には、連通路７３Ｌを流通する圧油の流量を制限する第１絞り７４Ｌが設けられている。同様に、図２に示すように、連通路７３Ｒの途中には、連通路７３Ｒを流通する圧油の流量を制限する第２絞り７４Ｒが設けられている。そして、第１絞り７４Ｌおよび第２絞り７４Ｒは、左走行用油圧モータ３２Ｌと右走行用油圧モータ３２Ｒとの両方を回転させた状態で、「第１油圧ポンプ１３と左走行用油圧モータ３２Ｌとの間を流れる圧油の流量」と「第２油圧ポンプ１４と右走行用油圧モータ３２Ｒとの間を流れる圧油の流量」との差を抑制するように設定されている。即ち、第１絞り７４Ｌおよび第２絞り７４Ｒは、左走行用油圧モータ３２Ｌと右走行用油圧モータ３２Ｒとの両方を回転させた状態で、「第１油圧ポンプ１３から左走行用油圧モータ３２Ｌに流れる圧油の流量」と「第２油圧ポンプ１４から右走行用油圧モータ３２Ｒに流れる圧油の流量」との差を低減する連通流量となるように設定されている。
【０１０２】
ここで、図５ないし図７に示すように、左カウンタバランス弁７１Ｌは、ハウジング７６と、複数（４個）の油路７７，７８，７９，８０と、スプール７２Ｌとを備えている。ハウジング７６は、スプール摺動穴７５を有している。複数の油路７７，７８，７９，８０は、スプール摺動穴７５の軸方向にそれぞれ離間して設けられている。スプール７２Ｌは、ハウジング７６のスプール摺動穴７５に移動可能に挿嵌されている。スプール７２Ｌは、各油路７７，７８，７９，８０間を連通または遮断させるための大径部８１，８２，８３（ランド）と小径部８４，８５（くびれ）とが軸方向に隣り合って設けられている。
【０１０３】
連通路７３Ｌは、スプール７２Ｌの３つの大径部８１，８２，８３のうち中間位置の大径部８２、即ち、第１小径部８４と第２小径部８５との間の大径部８２に設けられている。スプール摺動穴７５の内周面のうち中間位置の大径部８２と径方向に対向する位置には、他の部分よりも内径寸法が大きい連通大径部８６が設けられている。連通路７３Ｌは、第１径方向通路８７と、第２径方向通路８８と、軸方向通路８９とを備えている。第１径方向通路８７は、大径部８２の外周面のうち第１左給排管路２５Ａ寄りに開口しており、大径部８２の外周面から内径側に向けて延びている。第１径方向通路８７は、スプール７２Ｌが中立位置から第１左給排管路２５Ａ側に向けて所定量（ＸＣＭ）変位すると、第１左給排管路２５Ａと連通する。
【０１０４】
第２径方向通路８８は、大径部８２の外周面のうち第２左給排管路２５Ｂ寄りに開口しており、大径部８２の外周面から内径側に向けて延びている。第２径方向通路８８は、スプール７２Ｌが中立位置から第２左給排管路２５Ｂ側に向けて所定量（ＸＣＭ）変位すると、第２左給排管路２５Ｂと連通する。軸方向通路８９は、スプール７２Ｌの中心軸線に沿って軸方向に延びている。軸方向通路８９は、第１径方向通路８７と第２径方向通路８８とを接続する。連通路７３Ｌの第１径方向通路８７には、軸方向通路８９との接続部に位置して他の部分よりも内径寸法が小さい第１絞り７４Ｌが設けられている。また、連通路７３Ｌの第２径方向通路８８には、軸方向通路８９との接続部に位置して他の部分よりも内径寸法が小さい第１絞り７４Ｌが設けられている。即ち、実施の形態では、連通路７３Ｌに一対の第１絞り７４Ｌが設けられている。
【０１０５】
図７に示すように、スプール７２ＬのストロークＸが所定量（ＸＣＭ）よりも大きくなると、第１左給排管路２５Ａと第２左給排管路２５Ｂとの間は、スプール摺動穴７５の内周面と第１小径部８４の外周面との間、スプール摺動穴７５の連通大径部８６と第１小径部８４の外周面との間、連通路７３Ｌを介して接続（連通）される。また、ハウジング７６のうち、スプール７２Ｌの中間位置の大径部８２と対面する部位には、ブレーキ油路９０が設けられている。ブレーキ油路９０は、走行用駆動装置３１Ｌの駐車ブレーキ装置の油室（図示せず）に接続されている。ブレーキ油路９０を通じて駐車ブレーキ装置の油室（シリンダ）に圧油（駐車ブレーキ解除圧）が供給されると、駐車ブレーキ装置の制動（ブレーキ）が解除される。なお、右カウンタバランス弁７１Ｒの構成は、左カウンタバランス弁７１Ｌの構成と同様であるため、その説明は省略する。
【０１０６】
実施の形態による油圧ショベル１は、上述の如き構成を有するもので、次に、その動作について説明する。
【０１０７】
キャブ７に搭乗したオペレータがエンジン１２を始動させると、エンジン１２によって油圧ポンプ１３，１４，２０が駆動される。これにより、油圧ポンプ１３，１４から吐出した圧油は、キャブ７内に設けられた走行用操作装置２８，２９、作業用レバー操作装置のレバー操作、ペダル操作に応じて、走行油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒ、旋回油圧モータ、作業装置５のブームシリンダ５Ｄ、アームシリンダ５Ｅ、バケットシリンダ５Ｆに向けて吐出する。これにより、油圧ショベル１は、下部走行体２による走行動作、上部旋回体４の旋回動作、作業装置５による掘削作業等を行うことができる。
【０１０８】
ここで、図１１は、実施の形態による作業車両（油圧ショベル１）の曲進抑制動作の概念図である。前述の図１５の比較例による曲進動作の概念図と関連付けて説明する。
【０１０９】
平地走行時において、左走行用駆動装置３１Ｌの回転数ＲＬよりも右走行用駆動装置３１Ｒの回転数ＲＲが大きい（ＲＲ＞ＲＬ）場合、高回転の右走行用駆動装置３１Ｒが低回転の左走行用駆動装置３１Ｌを引きずり、左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの駆動圧ＰＬ，ＰＲは、ＰＲ＞ＰＬという関係となる。このとき、左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒのブレーキバルブ４４Ｌ，４４Ｒ内の連通路７３Ｌ，７３Ｒ（の絞り７４Ｌ，７４Ｒ）を通過する流量ＱｔＬ，ＱｔＲは、ＱｔＲ＞ＱｔＬという関係となる。即ち、高回転の右走行用駆動装置３１Ｒは、低回転の左走行用駆動装置３１Ｌに対して、（ＱｔＲ−ＱｔＬ）分だけ、右走行用油圧モータ３２Ｒの供給流量が小さくなることになる。これにより、回転数差（ＲＲ−ＲＬ）は小さくなる方向に変動し、油圧ショベル１の走行の曲進を抑制する。
【０１１０】
図１２は、実施の形態による回転数ＲＬ，ＲＲ、駆動圧ＰＬ，ＰＲ、ストロークＸＬ，ＸＲ、連通流量ＱｔＬ，ＱｔＲの時間変化の一例を示す特性線図である。前述の図１６の特性線図と関連付けて説明する。時刻ｔ０において発進する。発進と共に、回転数ＲＬ，ＲＲおよび駆動圧ＰＬ，ＰＲが上昇する。時刻ｔ１において、左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの駆動圧ＰＬ，ＰＲはＰＣＭを上回り、カウンタバランス弁７１Ｌ，７１ＲのストロークＸＬ，ＸＲが、連通路７３Ｌ，７３Ｌの開口ストローク位置、即ち、連通油路開口ストロークＸＣＭとなる。これにより、スプール７２Ｌ，７２Ｒの連通路７３Ｌ，７３Ｌが開口し、左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒにおいて、それぞれ流量ＱｔＬ，ＱｔＲのバルブポート４５Ａ，４５Ｂ間の圧油連通が始まる。
【０１１１】
時刻ｔ２において、左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの駆動圧ＰＬ，ＰＲはＰＦＳを上回り、カウンタバランス弁７１Ｌ，７１ＲのストロークＸＬ，ＸＲが最大ストロークＸＦＳとなる。左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの回転数差により、高回転の右走行用駆動装置３１Ｒが低回転の左走行用駆動装置３１Ｌを引きずるため、高回転の右走行用駆動装置３１Ｒは引きずり側のため高圧に、低回転の左走行用駆動装置３１Ｌは引きずられる側のため低圧となり、駆動圧ＰＬ，ＰＲにも左右差が発生する。
【０１１２】
ここで、前述の通り、駆動圧ＰＬ，ＰＲに応じて、ブレーキバルブ４４Ｌ，４４Ｒ内の連通路７３Ｌ，７３Ｒ（絞り７４Ｌ，７４Ｒ）を通過する流量ＱｔＬ，ＱｔＲが変化し、回転数差（ＲＲ−ＲＬ）が小さくなる様に作用する。このため、比較例の様な大きな回転数差は発生せず、回転数差を小さくできる。これにより、左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの「引きずり」、「引きずられ」の効果も小さくなり、駆動圧ＰＬ，ＰＲの差も、比較例より小さい状態となる。
【０１１３】
また、第１油圧ポンプ１３の吐出流量Ｑｐ１と第２油圧ポンプ１４の吐出流量Ｑｐ２との差がさらに拡大するとしても、駆動圧ＰＬ，ＰＲの差の拡大に応じて連通路７３Ｌ，７３Ｒ（絞り７４Ｌ，７４Ｒ）を通過する流量差が拡大し、直進補正を行う。このため、左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの回転差は増大しない。
【０１１４】
時刻ｔ３において、第１油圧ポンプ１３の突発的流動変動、走行負荷変動等により、「引きずり」、「引きずられ」のバランスが崩れることで、一挙に駆動圧ＰＲが上昇し、駆動圧ＰＬが減少したとする。この場合、左走行用駆動装置３１Ｌの駆動圧ＰＬはＰＦＳを下回り、左カウンタバランス弁７１ＬのストロークＸＬが減少を始める。
【０１１５】
時刻ｔ４において、左走行用駆動装置３１Ｌの駆動圧ＰＬは、ＰＣＭを下回り、左カウンタバランス弁７１ＬのストロークＸＬは、ＸＣＭまで減少する。このため、左スプール７２Ｌ内の連通路７３Ｌが遮断され、左走行用駆動装置３１Ｌのバルブポート４５Ａ，４５Ｂ間を通過する圧油連通量、即ち、流量ＱｔＬが０になる（ＱｔＬ＝０）となる。これにより、今までバルブポート４５Ａ，４５Ｂ間の連通により左走行用油圧モータ３２Ｌに流入していなかった分の圧油が左走行用油圧モータ３２Ｌに供給され、左走行用駆動装置３１Ｌの回転数ＲＬは上昇する。この結果、左，右のブレーキバルブ４４Ｌ，４４Ｒ内の連通路７３Ｌ，７３Ｒ（絞り７４Ｌ，７４Ｒ）を通過する流量ＱｔＬ，ＱｔＲの差が大きくなるため、直進の補正作用がさらに増大する。
【０１１６】
前述の直進補正の効果にも拘わらず、時刻ｔ５において、左走行用駆動装置３１Ｌの駆動圧ＰＬがＰＥＯを下回ったとする。この場合、左カウンタバランス弁７１ＬのストロークＸＬは、ＸＥＯまで減少するため、左カウンタバランス弁７１Ｌの出口油路の開口面積ＡＣＢは急激に減少し、左走行用駆動装置３１Ｌにブレーキがかかるかたちとなり、左走行用駆動装置３１Ｌの回転数ＲＬは減少する。一方で、右走行用駆動装置３１Ｒは、減速した左走行用駆動装置３１Ｌを引きずるため、駆動圧ＰＲがさらに上昇する。このため、右走行用駆動装置３１Ｒのブレーキバルブ４４Ｒ内の連通路７３Ｒ（絞り７４Ｒ）を通過する流量ＱｔＲがさらに増大し、左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒのブレーキバルブ４４Ｌ，４４Ｒ内の連通路７３Ｌ，７３Ｒ（絞り７４Ｌ，７４Ｒ）を通過する流量ＱｔＬ，ＱｔＲの差が大きくなるため、直進の補正作用が時刻ｔ４の時よりもさらに増大する。
【０１１７】
このように、左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの駆動圧ＰＬ，ＰＲの差が大きくなればなる程、ブレーキバルブ４４Ｌ，４４Ｒ内の連通路７３Ｌ，７３Ｒ（絞り７４Ｌ，７４Ｒ）を通過する流量ＱｔＬ，ＱｔＲの差が大きくなり、直進の補正作用が大きくなる。このため、比較例では大きな曲進が長時間に渡り継続するストロークＸ、即ち、ストロークＸがＸＥＯより小さい状態（Ｘ＜ＸＥＯ）になっても、回転数差、駆動圧差は小さくなる方向に作用し、大きな曲進が長時間に渡り継続することを抑制できる。
【０１１８】
時刻ｔ６において、左走行用駆動装置３１Ｌの駆動圧ＰＬはＰＥＯを上回り、左カウンタバランス弁７１Ｌの出口油路の開口面積ＡＣＢの縮小による減速は解消される。時刻ｔ７において、左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの駆動圧ＰＬ，ＰＲはＰＦＳを上回り、カウンタバランス弁７１Ｌ，７１ＲのストロークＸＬ，ＸＲが最大ストロークＸＦＳとなる。ブレーキバルブ４４Ｌ，４４Ｒ内の連通路７３Ｌ，７３Ｒ（絞り７４Ｌ，７４Ｒ）を通過する流量ＱｔＬ，ＱｔＲの差は小さくなり、直進の補正作用は減少していく。これら一連の動作により、左，右の走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒの回転数差は比較例よりも小さく抑えられ、作業車両（油圧ショベル１）の走行の曲進を抑制できる。
【０１１９】
以上のように、実施の形態によれば、第１連通路７３Ｌは、第１カウンタバランス弁７１Ｌの第１スプール７２Ｌの変位が所定量（ＸＣＭ）を超えると、第１、第２給排通路２５Ａ，２５Ｂの間を連通する。このため、第１連通路７３Ｌは、第１、第２給排通路２５Ａ，２５Ｂの間を常に連通している（開口が一定）ではなく、第１カウンタバランス弁７１Ｌと連動して連通する（開口が変化する）。また、第２連通路７３Ｒは、第２カウンタバランス弁７１Ｒの第２スプール７２Ｒの変位が所定量（ＸＣＭ）を超えると、第３、第４給排通路２６Ａ，２６Ｂの間を連通する。このため、第２連通路７３Ｒは、第３、第４給排通路２６Ａ，２６Ｂの間を常に連通している（開口が一定）ではなく、第２カウンタバランス弁７１Ｒと連動して連通する（開口が変化する）。このため、第１油圧モータ３２Ｌと第２油圧モータ３２Ｒとに回転数差が発生したときに（曲進時に）、高回転側の走行用駆動装置３１Ｌ（３１Ｒ）の回転数を低下させ、低回転側の走行用駆動装置３１Ｒ（３１Ｌ）の回転数を上昇させることができる。これにより、回転数同期の補正効果（直進の補正効果）を十分に発揮することができ、回転数差による走行の曲進を抑制することができる。
【０１２０】
この場合、ブリードオフ回路を用いていないため、モータドレン圧が上昇することを抑制することができる。これにより、モータドレン圧の上昇に起因する不都合を低減できる。また、新規に配管を設置しなくてもよいため、コストが増大することを抑制できる。また、カウンタバランス弁７１Ｌ，７１Ｒのストロークに伴って（スプール７２Ｌ，７１Ｒの変位に伴って）給排通路２５Ａ，２５Ｂ，２６Ａ，２６Ｂの間を連通する（より具体的には、最大ストロークＸＦＳ時にのみ連通する）ため、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒのブレーキ性能、起動性能に影響を及ぼすことを抑制できる。これにより、構造の複雑化、コストの増大を抑えつつ、適切なタイミングで一側（左側）の走行用駆動装置３１Ｌ（第１油圧モータ３２Ｌ）と他側（右側）の走行用駆動装置３１Ｒ（第２油圧モータ３２Ｒ）との回転数差による走行の曲進を抑制することができる。
【０１２１】
実施の形態によれば、第１連通路７３Ｌは、第１カウンタバランス弁７１Ｌの第１スプール７２Ｌに設けられており、第２連通路７３Ｒは、第２カウンタバランス弁７１Ｒの第２スプール７２Ｒに設けられている。このため、従来の構成からカウンタバランス弁７１Ｌ，７１Ｒのスプールを変更（スプールを加工）することで、連通路７３Ｌ，７３Ｒを設けることができる。このため、新規に部品を設置する必要がなく、この面からも、コストが増大することを抑制できる。また、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒが大型化することも抑制できる。
【０１２２】
実施の形態によれば、第１連通路７３Ｌの途中に第１絞り７４Ｌが設けられており、第２連通路７３Ｒの途中に第２絞り７４Ｒが設けられている。そして、第１絞り７４Ｌおよび第２絞り７４Ｒは、第１油圧モータ３２Ｌと第２油圧モータ３２Ｒとの両方を回転させた状態で、第１油圧ポンプ１３と第１油圧モータ３２Ｌとの間を流れる圧油の流量と第２油圧ポンプ１４と第２油圧モータ３２Ｒとの間を流れる圧油の流量との差を抑制するように設定されている。このため、第１油圧ポンプ１３から第１油圧モータ３２Ｌに流れる圧油の流量と第２油圧ポンプ１４から第２油圧モータ３２Ｒに流れる圧油の流量との差を抑制することができ、第１油圧モータ３２Ｌと第２油圧モータ３２Ｒとの回転数差を抑制できる。この場合、絞り７４Ｌ，７４Ｒによって、連通路７３Ｌ，７３Ｒによる効率低下を最小に抑えることができる。また、予め回転数の同期性を確保できる絞り（直進性を確保できる絞り）を選定し、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒに搭載することができる。このため、走行用駆動装置３１Ｌ，３１Ｒを搭載した機械上での校正、例えば、建設機械（油圧ショベル１）上での校正の必要がなく、作業を簡略化できる。
【０１２３】
なお、実施の形態では、カウンタバランス弁７１Ｌ，７１Ｒのスプール７２Ｌ，７２Ｒに連通路７３Ｌ，７３Ｒを設ける構成とした場合を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、例えば、図１３および図１４に示す変形例のように、スプール摺動穴９１とスプール９３との間に連通路９２を設ける構成としてもよい。即ち、変形例では、スプール摺動穴９１とスプール９３の外周面との間に、連通油路である連通路９２および絞り９４を設けている。連通路９２および絞り９４は、スプール９３の外周面（中間位置の大径部９３Ａ）の外周面に設けた溝部９２Ａおよび環状の絞りとなる環状絞り９４Ａにより構成されている。
【０１２４】
図１３に示すように、スプール９３が中立位置Ａ０、即ち、ストロークＸ＝０では、連通路９２および絞り９４は遮断されている。図１４に示すように、スプール９３が最大ストローク位置ＸＦＳに対応する駆動位置ＡＬ２、即ち、ストロークＸ＝ＸＦＳでは、左，右のバルブポート４５Ａ，４５Ｂ間が連通路９２および絞り９４を介して連通される。即ち、変形例の場合も、カウンタバランス弁９５は、駆動位置ＡＬ２，ＡＲ２において、駆動圧Ｐに応じて流量Ｑｔの圧油が連通路９２および絞り９４を介して左，右のバルブポート４５Ａ，４５Ｂ間を流れる。これにより、回転数差による走行の曲進を抑制することができる。
【０１２５】
実施の形態では、カウンタバランス弁７１Ｌ，７１Ｒのスプール７２Ｌ，７２Ｒに連通油路７３Ｌ，７３Ｒおよび絞り７４Ｌ，７４Ｒを設ける構成とした場合を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、例えば、カウンタバランス弁のハウジング側（ケース側）に連通路および絞りを設け、カウンタバランス弁の動作に合わせて連通路を開口・遮断する構成としてもよい。また、例えば、カウンタバランス弁とは別に、連通路および絞りを設けてもよい。カウンタバランス弁とは別に設ける場合も、連通路および絞りは、カウンタバランス弁（のスプール）と連動して開口・遮断する構成とする。さらには、絞りを省略し、連通路のみ設ける構成としてもよい。
【０１２６】
実施の形態では、油圧モータ３２Ｌ，３２Ｒをアキシャルピストン型斜板式油圧モータにより構成した場合を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、油圧モータは、例えば、斜軸式油圧モータやラジアルピストン型油圧モータ等、他の形式の可変容量型油圧モータを用いてもよい。また、可変容量型の油圧モータに代えて、固定容量型の油圧モータを用いてもよい。油圧ポンプ１３，１４についても、他の形式の油圧ポンプを用いてもよいし、固定容量型としてもよい。
【０１２７】
実施の形態では、油圧モータとして、履帯２Ｄの駆動輪２Ｂを駆動させるための走行用の油圧モータを例に挙げて説明した。即ち、実施の形態では、油圧駆動装置として、下部走行体２を走行させるための走行用油圧駆動装置を例に挙げて説明した。しかし、これに限らず、油圧モータは、駆動輪２Ｂ以外の駆動対象を駆動する油圧モータとしてもよい。即ち、油圧駆動装置は、油圧ショベル１等の建設機械（作業車両）の走行用油圧駆動装置に限定されず、例えば、産業機械や一般機械に組み込まれる各種の油圧駆動装置として広く適用できるものである。
【符号の説明】
【０１２８】
１１  油圧回路（油圧駆動装置）
１３  第１油圧ポンプ
１４  第２油圧ポンプ
１５  作動油タンク
２３  左走行用方向制御弁（第１方向制御弁）
２４  左走行用方向制御弁（第２方向制御弁）
２５Ａ  第１左給排管路（第１給排通路）
２５Ｂ  第２左給排管路（第２給排通路）
２６Ａ  第１右給排管路（第３給排通路）
２６Ｂ  第２右給排管路（第４給排通路）
３２Ｌ  左走行用油圧モータ（第１油圧モータ）
３２Ｒ  右走行用油圧モータ（第２油圧モータ）
７１Ｌ  左カウンタバランス弁（第１カウンタバランス弁）
７１Ｒ  右カウンタバランス弁（第２カウンタバランス弁）
７２Ｌ  左スプール（第１スプール）
７２Ｒ  右スプール（第２スプール）
７３Ｌ  左連通路（第１連通路）
７３Ｒ  右連通路（第２連通路）
７４Ｌ  第１絞り
７４Ｒ  第２絞り
９２  連通路（第１連通路、第２連通路）
９３  スプール（第１スプール、第２スプール）
９４  絞り（第１絞り、第２絞り）
９５  カウンタバランス弁（第１カウンタバランス弁、第２カウンタバランス弁）
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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