【事件の表示】
　平成１０年特許願第３７４００１号「油圧駆動装置」拒絶査定不服審判事件〔平成１２年　７月１１日出願公開、特開２０００−１９２９０５〕について、次のとおり審決する。
【結　論】
　本件審判の請求は、成り立たない。
【理　由】
１．手続の経緯 
　本件出願（以下「本願」という。）は、平成１０年１２月２８日を出願日とする出願であって、平成１８年３月２０日付で拒絶査定がなされ、これに対し、同年４月２７日に拒絶査定不服審判の請求がなされるとともに、平成１９年１０月１６日付の当審拒絶理由に対して同年１２月２５日付で手続補正がなされたものである。 
　
２．本願発明の認定
　本願の請求項１に係る発明（以下「本願発明」という）は、平成１９年１２月２５日付の手続補正で補正された明細書及び図面の記載からみて次の事項により特定されるとおりのものと認める。
「油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油により駆動され、建設機械の上部旋回体を旋回駆動する旋回モータを含む複数のアクチュエータと、前記油圧ポンプから前記複数のアクチュエータに供給される圧油の流量をそれぞれ制御する複数の方向切換弁と、前記複数の方向切換弁の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁と、前記油圧ポンプの吐出圧力が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より所定値だけ高くなるようポンプ吐出流量を制御するロードセンシング制御のポンプ制御手段と、前記旋回モータのアクチュエータラインに設けられ、前記旋回モータに係わる旋回セクションの方向切換弁から前記旋回モータに供給される圧油の余剰流量をタンクに放出するオーバロードリリーフ弁とを備えた油圧駆動装置において、
前記複数の圧力補償弁のそれぞれに設けられ、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する目標補償差圧設定手段と、
　前記複数の圧力補償弁のうち、前記旋回セクションの圧力補償弁に設けられ、前記旋回モータの負荷圧が上昇すると、前記目標補償差圧設定手段で設定された旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧を小さくして、前記方向切換弁から前記旋回モータに供給される圧油の流量を減らすよう、前記旋回セクションの圧力補償弁に負荷依存特性を持たせるとともに、前記方向切換弁から前記旋回モータに供給される圧油の流量特性として、前記旋回モータの起動時の起動直後からその後の加速過程であって、前記旋回モータの負荷圧が、前記起動直後の負荷圧と前記旋回モータの速度が定常速度となる定常状態での負荷圧との中間の負荷圧となるまでの間のいずれかの時点において、前記旋回モータの負荷圧と前記方向切換弁から前記旋回モータに供給される圧油の流量との積で表される前記旋回モータの出力馬力を前記定常状態での出力馬力と同等の馬力とする流量特性が得られるように、前記負荷依存特性を設定した目標補償差圧補正手段とを備え、 
　前記旋回セクションの圧力補償弁は同じ旋回セクションの方向切換弁の入側圧力が信号圧として閉じ方向に作用する第１信号圧受圧室と、前記旋回セクションの方向切換弁の出側圧力が信号圧として開け方向に作用する第２信号圧受圧室とを有し、前記目標補償差圧補正手段は、前記旋回セクションの圧力補償弁の第１信号圧受圧室の受圧面積を第２信号圧受圧室の受圧面積より大きくすることにより構成されており、前記第１信号圧受圧室と前記第２信号圧受圧室の受圧面積比を、０．９４より小さい範囲で前記負荷依存特性が得られるよう設定したことを特徴とする油圧駆動装置。」　 
　なお、補正された請求項１には、「負荷圧力」及び「第１信号受圧室」と記載されているが、これは、それぞれ「負荷圧」及び「第１信号圧受圧室」の誤記と明らかに認められるので、本願発明を上記のとおり認定した。 
　
３．引用発明の認定 
　当審の拒絶の理由に引用された特開平１０−８９３０４号公報（以下「引用文献」という。）には、「油圧駆動装置」と題して、図面とともに次の事項が記載されている。 
・「【０００１】 
【発明の属する技術分野】 本発明は建設機械等で使用される１つの油圧ポンプの吐出油を複数のアクチュエータのそれぞれに流入する圧油を制御可能にされた流量調節機能を有する複数の方向制御弁及び各方向制御弁のそれぞれの圧力補償をする複数の圧力補償弁とを有する油圧駆動装置に関する。」 
　 
・「【０００６】 
【発明が解決しようとする課題】本発明のうち請求項１、３ないし１８に記載の発明の目的は、従来のかかる問題点を鑑みなされたもので、その目的は、単独操作、複合操作であっても、低負荷側、高負荷側共操作性の良いハンチングの生じない安定した圧力補償弁を有する油圧駆動装置を提供することである。また、単純な構造とし、コスト安で、高い信頼性を得られ、さらには、負荷条件に応じて柔軟に対応できる圧力補償弁を有する油圧駆動装置を提供することにある。本発明のうち請求項２記載の発明の目的は、低温時に作動油の粘度が高くなり、ポンプからバルブ装置までの管路での圧力損失が過大なものとなり、アクチュエータへの供給流量が大幅に減少することを防止する油圧駆動装置を提供することである。本発明のうち請求項７及び16記載の発明の目的は、油圧走行車両の一対のクローラを回転駆動させる２個の走行モータ駆動のように、複数のアクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータがアクチュエータの負荷圧力に拘わらず同期して駆動する必要のあるときに、各方向制御弁のスプールの加工誤差、圧力補償弁の加工誤差による受圧面積の誤差があるときにおいても、油圧走行車両の直進走行が得ることができる圧力補償弁を有する油圧制御装置を提供することにある。 本発明のうち請求項８、９、17及び18に記載の発明の目的は、極端に負荷の大きさが異なったアクチュエータを同時に操作しても、小さな負荷側へも、充分に圧油を供給することができ、かつ、負荷が大きい方のアクチュエータの負荷圧力が急激に低下した場合でも、夫々のアクチュエータの速度が急変せずにショックなくスムースな操作を可能とし、かつエネルギー損失や原動機の負担を減少することができる圧力補償弁を有する油圧駆動装置を提供することにある。」 
　 
・「【００１６】 
【発明の実施の形態】 本発明の第１発明の実施形態である油圧駆動装置の油圧回路図について、図１を参照して説明する。エンジン等の原動機１で駆動される可変容量形油圧ポンプ２（以下ポンプという）の吐出油路２３、３に、複数の圧力補償弁４１、４２（うち２個のみ示す）を並列に接続し、各方向制御弁の圧力補償をする各圧力補償弁の出力油路６に夫々チェック弁４０を介して複数のアクチュエータ１０、２０（うち２個のみ示す）それぞれに流入する圧油を制御可能にされた流量調節機能を有する方向制御弁８、１８（うち２個のみ示す）をそれぞれ接続し、それらの方向制御弁の出力側を夫々アクチュエータ１０、２０に接続し、夫々のアクチュエータ１０、２０からの戻り油を再び夫々の方向制御弁８、１８を介してタンク１２へ戻すようにされている。方向制御弁８、１８のアクチュエータ負荷圧力取出ポート７から負荷圧力取出ライン９を介して取り出した負荷圧力は、シャトル弁１３によってアクチュエータ１０、２０のうちの最高負荷圧力（以下最高負荷圧力という）（Ｐｍ）が選択される。圧力補償弁４１、４２は閉じ方向に各圧力補償弁の制御油室に圧力補償弁の下流側の圧力（Ｐｚ）及び最高負荷圧力（Ｐｍ）をそれぞれ作用させ、また、夫々の圧力補償弁４１、４２の開方向に各圧力補償弁の制御油室に圧力補償弁の上流側の圧力であるポンプ吐出圧力（Ｐｄ）及び方向制御弁の下流側圧力であるアクチュエータ負荷圧力（ＰＬ）をそれぞれ作用させるようにしており、圧力補償弁４１、４２はポンプ２の吐出量がアクチュエータ１０、２０の所定要求量を下回った場合には、アクチュエータに適切な比でポンプ２の吐出量を分配するアンチサーチュレーション機能を有する。 
【００１７】 さらに、可変ポンプ２の吐出油を可変ポンプの押しのけ容積変更手段１７に連通させるポンプ流量調整弁４５を有し、最高負荷圧力（Ｐｍ）を油路３５を介してポンプ流量調整弁４５を閉じ可変ポンプ２の押しのけ容積を増大させる方向にポンプ流量調整弁のスプリング４６との作用力と共に作用させ、ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）を別の油路２３′を介してポンプ流量調整弁４５を開き可変ポンプ２の押しのけ容積を減少させる方向に作用させ、ポンプ吐出圧力Ｐｄと、最高負荷圧力Ｐｍとスプリング４６とであらかじめ設定された作用力と、をつり合わせることにより、ポンプ吐出圧力Ｐｄの作用力が、最高負荷圧力Ｐｍとスプリング４６との作用力、よりも大きい場合は、可変ポンプ２の押しのけ容積を小さくするように、逆にポンプ吐出圧力Ｐｄの作用力が、最高負荷圧力Ｐｍとスプリング４６との作用力、よりも小さい場合は、ポンプ２の押しのけ容積を大きくするように制御されており、これにより（最高）負荷圧力に応じて可変ポンプ２の吐出量を制御するロードセンシング機能を有する。本発明の第１発明では、図１に示す油圧駆動装置において、各アクチュエータの負荷圧力の増加に応じてそのアクチュエータに通じる圧力補償弁４１、４２の流量を減少するようにしたものである。」 
　 
・「【００１９】 本発明の第２発明の実施形態である油圧駆動装置の油圧回路図について、図２（ａ）を参照して説明する。図１の実施形態と同様な部分については同じ符号を付し説明の一部を省略する。図２（ａ）の油圧回路図では、シャトル弁１３がアクチュエータ１０、２０のうちの最高負荷圧力（Ｐｍ）を選択し、可変ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）と最高負荷圧力（Ｐｍ）との差圧に対応した二次圧力（Ｐｃ）を発生する差圧制御弁３１がバルブ装置２２内に設けられ、各圧力補償弁４、１４は、圧力補償弁を閉じる方向に圧力補償弁の下流側６の出口圧力（Ｐｚ）を作用させ、圧力補償弁４、１４を開く方向に差圧制御弁３１から取り出した二次圧力ライン３２の二次圧力（Ｐｃ）及び方向制御弁の下流側圧力であるアクチュエータ１０、２０から取り出した負荷圧力ライン３４の負荷圧力（ＰＬ）をそれぞれ作用させるようしている。さらに、可変ポンプ２の吐出油を可変ポンプの押しのけ容積変更手段１７に連通させるポンプ流量調整弁３８を有し、ポンプ流量調整弁のスプリング１９の作用力をポンプ流量調整弁を閉じポンプ２の押しのけ容積を増大させるように作用させ、二次圧力Ｐｃを油路３３を介してポンプ流量調整弁３８を開きポンプ２の押しのけ容積が減少するように作用させ、二次圧力Ｐｃとスプリング１９であらかじめ設定された作用力とをつり合わせることにより、二次圧力Ｐｃが作用する力がスプリング１９の作用力よりも大きい場合は、可変ポンプ２の押しのけ容積を小さくするように、二次圧力Ｐｃが、スプリング１９の作用力よりも小さい場合は、ポンプ２の押しのけ容積を大きくするように容積変更手段１７を作動させるロードセンシング機能を有する。」 
　 
・「【００２３】 図３を参照すると、そこには本発明の第１発明を図２の油圧駆動装置に使用した圧力補償弁４、１４の実施形態の断面構造図が示されている。圧力補償弁の断面構造自身は４、１４とも同じであるので、ここでは代表して圧力補償弁４で示す。しかしながら後述のように、圧力補償弁４と１４とは、各圧力室の受圧面積を異なるものとすることもできる。圧力補償弁４は、本体 101と、本体 101に設けた小径本体穴 111とそれに続く大径本体穴 130の２つの内径を有する本体穴 128と、小径本体穴 111（内径ｄ３）に摺動可能に嵌合する小径部 132及び大径本体穴 130（内径ｄ２）と摺動可能に嵌合する第１及び第２の大径ランド 133,134を有するスプール112 と、本体穴 128に沿って本体 101に順次設けられたアクチュエータの負荷圧力ポート 103、二次圧力ポート 104、出口ポート 105、ポンプ吐出油路と連通する入口ポート 102、及びタンクポート 106とを有する。小径本体穴 111に嵌合するスプール 112の一端に設けた小径部 132はスプリング 118を介して本体穴端面 127に当接可能に負荷圧力ポート 103に通じる第３の油室 119を形成しそしてスプール 112の他端 114はタンクポート 106に通じる油室 124を形成する。 
【００２４】 スプール 112の小径部 132と第１の大径ランド 133との接合部を囲む大径本体穴 130内に二次圧力ポート 104に通じる第２の油室 113を形成し、スプール 112の他端 114に設けられた軸方向穴 116（内径ｄ１）にピストン 117が油密に入れ子式に摺動可能に挿入されかつピストン 117の他端はもう一方の本体穴端面 126に当接可能にされてタンクポート 106に通じるタンク油室 124内にある。軸方向穴 116内のスプール 112とピストン 117との間にパイロット油路 123を介して出口ポート 105に通じる第１の油室 121を形成しており、第１の油室 121の第１の受圧面積Ａ１はピストン 117の断面積により、第２の油室 113の第２の受圧面積Ａ２は大径本体穴 130断面積から小径穴 111断面積を引いた面積により、そして第３の油室 119の第３の受圧面積Ａ３は小径部 132断面積により、それぞれ形成させ、かつスプール 112には、第１の大径ランド部 133に面する第２の大径ランド 134に設けた出口ポート 105と入口ポート 102間を絞る開閉可能な絞り部 115とを有する。 出口ポート 105に通じる第１の油室 121には出口圧力Ｐｚがスプール 112を図で見て左方向に絞り部 115を閉じる方向に作用し、第２の油室 113の第２の受圧面積Ａ２には二次圧力Ｐｃがスプール 112を図で見て右方向に絞り部 115を開く方向に作用し、そして第３の油室 119の第３の受圧面積Ａ３には負荷圧力ＰＬがスプール 112を図で見て右方向に絞り部 115を開く方向に作用する。 
【００２５】 図３の実施態様では、第３の受圧面積Ａ３と第２の受圧面積Ａ２がほぼ等しくなるようにされ、スプール 112小径部 132の外径ｄ３をピストン 117の外径ｄ１に対しやや小さく（ｄ３＜ｄ１）して第３の受圧面積Ａ３が第１の受圧面積Ａ１より小さくされている。また、スプール 112は、図３で見て、左方向へ最大ストロークした場合は、スプールの左端面が第３の油室 119の本体左端面 127に当接し、絞り部 115を閉じるようにされている。逆に右方向へ最大ストロークした場合は、スプールの右端面 114及びピストン 117の右端面が本体穴右端面 126に当接し、絞り部 115は全開となるようにされている。スプール112の中間のストロークでは、スプールの絞り部 115によりスプールの右方向へのストローク量に比例して、開度が比例的に増加するようにされている。なお、スプリング 118は、方向制御弁８、１８が操作されていない時にスプール 112を右方向へストロークさせ、絞り部 115を開いておくためのものであり、その作用力は極く弱いものである。また図３は作動原理を概念的に示すためのものであり、本体穴 128の両端は開放されていないが、実際には本体穴を図示しない段付きの通し穴もしくは右側面からの加工穴として構成し、図示しないねじプラグ等の方法で閉止する構造とすることができる。 
【００２６】 次に図３の実施形態についてその作用を説明する。圧力補償弁のスプール 112に作用する力のバランスを考える。まず、スプール 112を同図右方向すなわち、絞り部 115を開く方向に作用する力は、負荷圧力をＰＬ、ポンプ吐出圧力をＰｄ、最高負荷圧力をＰｍ、二次圧力をＰｃ（Ｐｃ＝Ｐｄ−Ｐｍ）とすると、 
（Ａ３・ＰＬ）＋（Ａ２・Ｐｃ）………（１） 
逆に同図左方向、すなわち絞り部 115を閉じ方向に作用する力は、方向制御弁上流側６、即ち出口ポート 105の出口圧力をＰｚとすると、 
（Ａ１・Ｐｚ）………（２） 
となる。ここで圧力補償弁の制御時は両方向の力がつり合っているので（１）式と（２）式は等しいから 
（Ａ３・ＰＬ）＋（Ａ２・Ｐｃ）＝（Ａ１・Ｐｚ）………（３） 
なる関係が成立する。但しスプリング 118の作用力はごく弱いため無視する。仮にここでスプール小径部外径ｄ３とピストン 117の外径ｄ１が等しいとすると、Ａ３＝Ａ１となり、（３）式より方向制御弁差圧ΔＰ＝（Ｐｚ−ＰＬ）は、 
ΔＰ＝（Ｐｚ−ＰＬ）＝（Ａ２／Ａ３）・Ｐｃ………（４） 
となる。従って方向制御弁差圧ΔＰは、二次圧力Ｐｃと、スプール 112の外径ｄ２と外径ｄ３とピストン 117の外径ｄ１の寸法により一定値に決定されるから、個々の負荷圧力ＰＬによらず常に一定の値となる。なお、サチュレーション状態では、二次圧力Ｐｃがその状況に応じて小さくなり、方向制御弁差圧も小さくなるが、前述したように、差圧はそれぞれ等しいので、夫々のアクチュエータ１０、２０への流量は、方向制御弁８、１８の絞り開度の比率に等しい流量に分流されることになり、アンチサチュレーション機能を有することとなり、夫々のアクチュエータ１０、２０への流量は、個々の負荷圧力ＰＬの影響は受けない。なお、第３の受圧面積Ａ３と第２の受圧面積Ａ２は等しくても等しくなくてもよい。仮に、Ａ２＝Ａ３の場合はΔＰ＝Ｐｃであり、Ａ２≠Ａ３の場合は（４）式に示すようにＡ２とＡ３の比率によってΔＰの絶対値を種々変更できる。なお、第１の受圧面積は第３の受圧面積との関係で決定される。 
【００２７】 さて、本発明の第１発明においては、ピストン 117の外径ｄ１をスプール 112の小径部外径ｄ３に対しやや大きく（ｄ１＞ｄ３）している。従って、Ａ３＝ｋ・Ａ１（但しｋ＜１）として（３）式に代入すると 
ｋ・Ａ１・ＰＬ＋Ａ２・Ｐｃ＝Ａ１・Ｐｚ………（５） 
（５）式において便宜上、ｋ＝｛１−（１−ｋ）｝とおくと、 
｛１−（１−ｋ）｝・Ａ１・ＰＬ＋Ａ２・Ｐｃ＝Ａ１・Ｐｚ 
となり、変形して、 
Ａ１・ＰＬ−Ａ１・（１−ｋ）・ＰＬ＋Ａ２・Ｐｃ＝Ａ１・Ｐｚ 
ＰＬ−（１−ｋ）・ＰＬ＋（Ａ２／Ａ１）・Ｐｃ＝Ｐｚ
−（１−ｋ）・ＰＬ＋（Ａ２／Ａ１）・Ｐｃ＝Ｐｚ−ＰＬ
よって方向制御弁差圧ΔＰは 
ΔＰ＝（Ｐｚ−ＰＬ）＝（Ａ２／Ａ１）・Ｐｃ−（１−ｋ）・ＰＬ………（６） 
または、Ａ１＝Ａ３／ｋを代入すると。 
ΔＰ＝〔（ｋ・Ａ２）／Ａ３〕・Ｐｃ−（１−ｋ）・ＰＬ………（７） 
を得る。ここでは、定数ｋは１より小さい値であるから、（６）、（７）式の右辺の第２項は負の値となる。（６）、（７）式によれば、方向制御弁差圧ΔＰは二次圧力Ｐｃ及びアクチュエータ負荷圧力ＰＬの一次式となり、かつアクチュエータ負荷圧力ＰＬの増大に応じて、夫々の方向制御弁差圧ΔＰが減少し流量が減少する。即ち、アクチュエータ負荷圧力ＰＬの増大に応じて流量が減少する右下りの圧力補償特性が得られる。これは一の方向制御弁のみを操作した場合であっても、二以上の方向制御弁を同時に操作した場合であっても、ポンプの最大吐出量が全てのアクチュエータの必要流量以上の条件、即ちサチュレーション状態に至っていない場合であれば常に成立する。即ち、この状態では、前述したように二次圧力Ｐｃはスプリング１９の作用力で設定した一定の圧力に保たれることになる。それに対して負荷圧力ＰＬは各々のアクチュエータ負荷圧力であるため、他のアクチュエータ負荷圧力やアクチュエータの最高負荷圧力又はポンプ吐出圧力によらず一貫してそれぞれのアクチュエータ負荷圧力のみに依存した右下がりの圧力補償特性が得られる。一方、ポンプ吐出量が不足したサチュレーション状態においては、二次圧力Ｐｃはスプリング１９で設定した作用力より小さな圧力Ｐｃ′となり、そのＰｃ′の大きさは流量の不足度合いにより左右され一定の値にならない。しかし、全ての圧力補償弁には等しい二次圧力Ｐｃ′が作用しており、ポンプの吐出量の全てが各々のアクチュエータに適切な比率で分配されることになる。また、仮に一の方向制御弁のみが操作されサチュレーション状態になった場合は当然のことながらアクチュエータ負荷圧力ＰＬによらず全ての吐出量が一のアクチュエータに流れることになる。」
　
・「【００３２】 図２（ｆ）に示すように、さらに好ましくは、本発明の第１発明の油圧駆動装置において、複数の油圧アクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータ１１、２５のうちの旋回用油圧モータのような高負荷側アクチュエータ２５の負荷圧力が他方のブーム用油圧シリンダのような低負荷側アクチュエータ１１の負荷圧力より極めて大きいときに、好ましくは、高負荷側のアクチュエータ２５に通ずる高負荷側圧力補償弁３６の第３の受圧面積Ａ３を前記第１の受圧面積Ａ１で除した値を、低負荷側アクチュエータ１１に通ずる低負荷側圧力補償弁３０の前記第３の受圧面積Ａ３を前記第１の受圧面積Ａ１で除した値より、小さくした。かかる構成により、高負荷側アクチュエータ２５の負荷圧力が急上昇した際には、高負荷側アクチュエータの流量が減少しその減少した分の流量が低負荷側アクチュエータ１１に供給するようになるので、低負荷側アクチュエータ１１の速度低下を防止することができる。なお好ましくは、低負荷側アクチュエータ１１の圧力補償弁３０の第３の受圧面積Ａ３を第１の受圧面積Ａ１で除した値が１〜０．９８とし、高負荷側アクチュエータ２５の圧力補償弁３６の第３の受圧面積Ａ３を第１の受圧面積Ａ１で除した値が０．９７〜０．９４であることが望ましい。
【００３３】 さらに、高負荷側アクチュエータ２５の旋回負荷圧力が過大な場合は、圧力補償弁３６の開度は絞られ旋回モータ２５側に供給される流量が減少するので、旋回モータ２５側から図示しないオーバーロードリリーフバルブから流失する無駄なリリーフ流量が少なくなると同時に、旋回モータ２５の負荷圧力そのものの上昇も抑制する。従って、無駄なリリーフ流量が少なくなる分だけ低負荷側アクチュエータ１１であるブーム用油圧シリンダの速度の低下は防止できる。その後旋回モータ２５の速度が増加し加速度が減少するに従い負荷圧力も減少するので徐々に圧力補償弁３６の開度が大きくなり、流量は旋回負荷圧力の減少に伴い徐々に増加していくことになるので緩やかな旋回モータ２５の加速が得られる。さらに、旋回モータの加速が終了し、定常速度による旋回となると、旋回負荷圧力が急激に低下し、ブームシリンダの負荷圧力の方が大きくなる。この時、旋回モータ２５側の圧力補償弁３６の開度は全開ではなく絞りの状態から徐々に開度を増していく途中の過程であって、依然として絞られた状態にある。このため、旋回モータ２５の負荷圧力が急激に低下したとしても、旋回モータ２５側の圧力補償弁３６の開度が急激に小さくなる割合は減少し、旋回モータ２５がショックを伴って減速するということがない。逆に、ブームシリンダ１１側の圧力補償弁３０の開度は、旋回モータ２５の旋回初期段階から二次圧力がある程度確保されているので、比較的大きな開度を確保できていることにより、その後旋回モータの加速が終了し、定常速度による旋回となっても、従来例のように急激に開度が増加することがなく、ショックを伴って加速するということがなくなった。」
　
・【図２】（ｆ）には、「２つのアクチュエータ」、「２つの方向制御弁」及び「２つの圧力補償弁」が示されている。 
　
　これらの記載事項および図示内容を総合すると、引用文献には次の発明が記載されていると認めることができる。 
「可変容量形油圧ポンプと、この可変容量形油圧ポンプから吐出される圧油により駆動され、建設機械の旋回モータを含む２つのアクチュエータと、前記可変容量形油圧ポンプから前記２つのアクチュエータに供給される圧油の流量調整機能を有する２つの方向制御弁と、前記２つの方向切換弁の方向制御弁差圧をそれぞれ制御する２つの圧力補償弁と、前記可変容量形油圧ポンプの吐出圧力が前記２つのアクチュエータの最高負荷圧力に応じて吐出量を制御するロードセンシング機能を有する容積変更手段と、前記旋回モータのためのオーバーロードリリーフバルブとを備えた油圧駆動装置において、
前記２つの圧力補償弁のそれぞれに設けられ、前記可変ポンプ吐出圧力と前記２つのアクチュエータの最高負荷圧力との差圧を二次圧力として設定する差圧制御弁及び第２の油室と、
　前記２つの圧力補償弁のうち、旋回モータの圧力補償弁に設けられ、前記旋回モータの負荷圧力が増大すると、前記差圧制御弁及び第２の油室で設定された旋回モータの圧力補償弁の二次圧力を小さくして、前記方向制御弁から前記旋回モータに供給される圧油の流量を減少するよう、前記旋回モータの圧力補償弁に圧力補償特性を持たせる第１の油室及び第３の油室とを備え、
　前記旋回モータの圧力補償弁は旋回モータの圧力補償弁の出口ポートの出口圧力が閉じ方向に作用する第１の油室と、前記負荷圧力が開け方向に作用する第３の油室とを有し、前記第１の油室及び第３の油室は、前記旋回モータの圧力補償弁の第１の油室の受圧面積を第３の油室の受圧面積より大きくすることにより構成されており、前記第３の油室の受圧面積を前記第１の油室の受圧面積で除した値を、０．９７〜０．９４の範囲に設定した油圧駆動装置。」（以下「引用発明」という。）
　
４．対比 
　そこで、本願発明と引用発明とを対比する。
　引用発明の「可変容量形油圧ポンプ」は本願発明の「油圧ポンプ」に相当し、以下同様に、「２つのアクチュエータ」は「複数のアクチュエータ」に、「２つのアクチュエータに供給される圧油の流量調整機能を有する２つの方向切換弁」は「複数のアクチュエータに供給される圧油の流量をそれぞれ制御する複数の方向切換弁」に、「方向制御弁差圧」は「方向制御弁の前後差圧」に、「２つの圧力補償弁」は「複数の圧力補償弁」に、「最高負荷圧力」は「最高負荷圧」に、「吐出量」は「ポンプ吐出流量」に、「ロードセンシング機能を有する容積変更手段」は「ロードセンシング制御のポンプ制御手段」に、「可変ポンプ吐出圧力」は「油圧ポンプの吐出圧力」に、「二次圧力」は「目標補償差圧」に、「差圧制御弁及び第２の油室」は「目標補償差圧設定手段」に、「旋回モータの圧力補償弁」は「旋回セクションの圧力補償弁」に、「負荷圧力」は「負荷圧」に、「増大」は「上昇」に、「減少するよう」は「減らすよう」に、「圧力補償特性」は「負荷依存特性」に、「第１の油室及び第３の油室」は「目標補償差圧補正手段」にそれぞれ相当する。
　そして、引用発明の「旋回モータの圧力補償弁は旋回モータの圧力補償弁の出口ポートの出口圧力が閉じ方向に作用する第１の油室と、負荷圧力が開け方向に作用する第３の油室とを有し、」は本願発明の「旋回セクションの圧力補償弁は同じ旋回セクションの方向切換弁の入側圧力が信号圧として閉じ方向に作用する第１信号圧受圧室と、前記旋回セクションの方向切換弁の出側圧力が信号圧として開け方向に作用する第２信号圧受圧室とを有し、」に相当する。
　また、引用発明の「可変容量形油圧ポンプの吐出圧力が２つのアクチュエータの最高負荷圧力に応じて吐出量を制御するロードセンシング機能を有する容積変更手段」と本願発明の「油圧ポンプの吐出圧力が複数のアクチュエータの最高負荷圧より所定値だけ高くなるようポンプ吐出流量を制御するロードセンシング制御のポンプ制御手段」は、「油圧ポンプの吐出圧力が複数のアクチュエータの最高負荷圧に応じてポンプ吐出流量を制御するロードセンシング制御のポンプ制御手段」の概念で共通している。
　さらに、引用発明の「旋回モータのためのオーバーロードリリーフバルブ」と本願発明の「旋回モータに係わる旋回セクションの方向切換弁から前記旋回モータに供給される圧油の余剰流量をタンクに放出するオーバロードリリーフ弁」は、「旋回モータのためのオーバロードリリーフ弁」の概念で共通している。
　また、さらに、引用発明の「第３の油室の受圧面積を第１の油室の受圧面積で除した値」は本願発明の「第１信号圧受圧室と第２信号圧受圧室の受圧面積比」に相当するから、引用発明の「第３の油室の受圧面積を第１の油室の受圧面積で除した値を、０．９７〜０．９４の範囲に設定した」と本願発明の「第１信号圧受圧室と第２信号圧受圧室の受圧面積比を、０．９４より小さい範囲で負荷依存特性が得られるよう設定した」は、「第１信号圧受圧室と第２信号圧受圧室の受圧面積比を、所定の範囲に設定した」の概念で共通している。
　
　すると、本願発明と引用発明は次の点で一致する。
「油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油により駆動され、建設機械の旋回モータを含む複数のアクチュエータと、前記油圧ポンプから前記複数のアクチュエータに供給される圧油の流量をそれぞれ制御する複数の方向切換弁と、前記複数の方向切換弁の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁と、前記油圧ポンプの吐出圧力が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧に応じてポンプ吐出流量を制御するロードセンシング制御のポンプ制御手段と、前記旋回モータのためのオーバロードリリーフ弁とを備えた油圧駆動装置において、
　前記複数の圧力補償弁のそれぞれに設けられ、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する目標補償差圧設定手段と、
　前記複数の圧力補償弁のうち、前記旋回セクションの圧力補償弁に設けられ、前記旋回モータの負荷圧が上昇すると、前記目標補償差圧設定手段で設定された旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧を小さくして、前記方向切換弁から前記旋回モータに供給される圧油の流量を減らすよう、前記旋回セクションの圧力補償弁に負荷依存特性を持たせる目標補償差圧補正手段とを備え、
　前記旋回セクションの圧力補償弁は同じ旋回セクションの方向切換弁の入側圧力が信号圧として閉じ方向に作用する第１信号圧受圧室と、前記旋回セクションの方向切換弁の出側圧力が信号圧として開け方向に作用する第２信号圧受圧室とを有し、前記目標補償差圧補正手段は、前記旋回セクションの圧力補償弁の第１信号圧受圧室の受圧面積を第２信号圧受圧室の受圧面積より大きくすることにより構成されており、前記第１信号圧受圧室と前記第２信号圧受圧室の受圧面積比を、所定の範囲に設定した油圧駆動装置。」 
　
　一方で、本願発明と引用発明は次の相違点１ないし相違点５で相違する。 
　
＜相違点１＞
　旋回モータに関し、本願発明においては、「上部旋回体を旋回駆動する」ものであるとの限定があるのに対して、引用発明においては、かかる限定を有していない点。
　
＜相違点２＞ 
　ロードセンシング制御に関し、本願発明においては、複数のアクチュエータの「最高負荷圧より所定値だけ高くなるよう」ポンプ吐出流量を制御するのに対し、引用発明においては、複数のアクチュエータの「最高負荷圧に応じて」ポンプ吐出流量を制御する点。
　
＜相違点３＞ 
　オーバロードリリーフ弁に関し、本願発明においては、「旋回モータのアクチュエータラインに設けられ、前記旋回モータに係わる旋回セクションの方向切換弁から前記旋回モータに供給される圧油の余剰流量をタンクに放出する」ものであるとの限定があるが、引用発明においては、かかる限定を有していない点。
　
＜相違点４＞
　目標補償差圧補正手段に設定される負荷依存特性について、本願発明においては、「方向切換弁から旋回モータに供給される圧油の流量特性として、前記旋回モータの起動時の起動直後からその後の加速過程であって、前記旋回モータの負荷圧力が、前記起動直後の負荷圧と前記旋回モータの速度が定常速度となる定常状態での負荷圧との中間の負荷圧となるまでの間のいずれかの時点において、前記旋回モータの負荷圧と前記方向切換弁から前記旋回モータに供給される圧油の流量との積で表される前記旋回モータの出力馬力を前記定常状態での出力馬力と同等の馬力とする流量特性が得られるように」設定されるものとの限定があるのに対して、引用発明においては、かかる限定を有していない点。
　
＜相違点５＞
　第１信号圧受圧室と第２信号圧受圧室の受圧面積比に関し、本願発明においては、「０．９４より小さい範囲で負荷依存特性が得られるよう設定」したとしているのに対し、引用発明においては、「０．９７〜０．９４の範囲に設定した」としている点。
　
５．相違点についての判断 
　上記相違点１ないし相違点５について検討する。
　
　まず、上記相違点１について検討する。
　建築機械の技術分野において、旋回モータで上部旋回体を旋回駆動することは、文献を示すまでもなく周知の技術といえるので、引用発明において、上記周知の技術を適用して上記相違点１に係る本願発明の構成とすることは、当業者が格段の困難性を伴うことなくなし得たことというべきである。
　
　次に、上記相違点２について検討する。
　油圧駆動装置において、ポンプで発生した圧力は、流動摩擦抵抗・油漏れ等の理由によりアクチュエータに至るまでに低下するものである。そして、当業者であれば低下する圧力を見込んでポンプで発生する圧力を高くすることは当然のことであるから、引用発明において、アクチュエータの最高負荷圧よりも所定値だけ高くなるようにポンプ吐出流量を制御するようにすることは当業者にとり格段のことであったとは認められない。したがって、引用発明において、上記相違点２に係る本願発明の構成とすることは、当業者が格段の困難性を伴うことなくなし得たことである。
　
　さらに、上記相違点３について検討する。
　オーバロードリリーフ弁に関し、その設置箇所及び余剰流量の放出先はオーバロードリリーフ弁の使用条件等を考慮して、当業者が適宜選択し得るものと認められるから、引用発明において、オーバロードリリーフ弁を「旋回モータのアクチュエータラインに設けられ、前記旋回モータに係わる旋回セクションの方向切換弁から前記旋回モータに供給される圧油の余剰流量をタンクに放出する」ものとすることは、当業者が通常の創作能力の範囲内でなし得たことと認められる。したがって、引用発明において、上記相違点３に係る本願発明の構成とすることは、当業者が格段の困難性を伴うことなくなし得たことである。
　
　そして、さらに、上記相違点４について検討する。
　引用発明はアクチュエータのエネルギーロスを低減させることを課題としており（引用文献の段落【０００６】等参照。）、上記課題はアクチュエータを駆動するあらゆる時点において考慮されるものと認められるから、引用発明の上記課題は本願発明の課題と同じく、アクチュエータの起動時の起動直後からその後の加速過程においても考慮されるものといえる。そして、油圧駆動装置における旋回モータの技術分野において、エネルギーロスを低減させるために旋回モータの出力馬力を一定とすることは実願昭６３−１１８７８６号（実開平２−３９５８３号）のマイクロフィルム（「しかも動力供給機構の有している動力を十分有効に消費することのできるスクリュ駆動装置を提供することを目的としている。」（明細書第７頁第１４−１６行）及び「定容量形油圧モータ１の軸出力が一定になるように、油圧モータ回転数の増加に反比例して油圧モータトルクが低減する。」（同書第２６頁第１２−１５行）等参照。）に開示されており、周知の技術といえることから、引用発明において、上記課題の下、上記周知の技術を採用して、旋回モータの出力馬力を定常状態での出力馬力と同等の馬力とする時点を設けることは当業者にとり格別のこととは認められないし、しかも、その時点を起動直後の負荷圧と旋回モータの速度が定常速度となる定常状態での負荷圧との中間の負荷圧となるまでの間に存在するようにすることは設計的事項でしかないといえるから、引用発明において、上記周知の技術を適用し、上記相違点４に係る本願発明の構成とすることは当業者にとり格段のこととは認められない。
　
　最後に、上記相違点５について検討する。
　引用発明において、上記相違点４に係る本願発明の上記負荷依存特性は、第１信号圧受圧室と第２信号圧受圧室の受圧面積比が０．９７〜０．９４の範囲にある場合よりも、圧力補償弁に閉じ方向の力がより強く作用する場合に得られるものといえる。そして、圧力補償弁に閉じ方向の力をより強く作用させるには、上記受圧面積比を０．９７〜０．９４の範囲にある場合よりも小さくする必要がある。しかも、引用発明において、上記受圧面積比を０．９４の範囲よりも小さくすることは当業者にとり、格別のこととはいえないから、引用発明において、上記負荷依存特性を設定するために上記受圧面積比を０．９４の範囲よりも小さくし、上記相違点５に係る本願発明の構成とすることは当業者にとり格段のこととは認められない。
　
　そして、本願発明の全体構成が奏する効果も、引用発明及び上記周知の技術から当業者が予測し得た範囲内のものである。
　
　したがって、本願発明は引用発明及び上記周知の技術に基づいて当業者が容易に発明をすることができたものであるから、本願発明については、特許法第２９条第２項の規定により特許を受けることができない。
　
６．むすび
　以上のとおりであるから、本願発明は特許を受けることができない。
　よって、結論のとおり審決する。