CN102561414A - 油压驱动作业车辆 - Google Patents

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Abstract

提供一种油压驱动作业车辆，包含可旋转地设置在行走装置的上侧的旋转部和作业车辆用油压回路。作业车辆用油压回路具有包含第一行走用马达的第一致动器组、驱动第一致动器组的第一可变容量泵、包含第二行走用马达和旋转马达的第二致动器组、驱动第二致动器组的第二可变容量泵。把第二可变容量泵设定得单位时间吐出容量的最大值比第一可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值大。

Description

油压驱动作业车辆
技术领域
本发明涉及油压驱动作业车辆，例如用作使用铲斗等的反向铲的挖掘作业车辆，具备包含能分别独立驱动的第一行走部和第二行走部的行走装置、可旋转地设置在行走装置的上侧的旋转部、和被支承在旋转部上的挖掘部等作业部。
背景技术
以往，例如作为对地作业车辆的反向铲中，把包含斗杆、动臂和铲斗或斗齿等的挖掘部设置在作为旋转部的上部构造上，用油压缸等油压致动器使挖掘部动作，从而进行挖掘作业。例如，在日本特開2007-100317号专利申请公开公报中就记载有作为油压驱动作业车辆的挖掘作业机。
在日本特開2007-100317号公报记载的挖掘作业机具备包含行走装置的行走部、轴支在行走部的上侧的轴承、配置在轴承上的转台和由动臂、斗杆等构成的挖掘部。动臂油压缸配置在动臂与动臂托架之间，在动臂托架与转台之间配置有摆动油压缸。在行走装置上配备有左右行走马达。在转台内部配置旋转马达，能够使转台转动。用引擎来驱动第一至第三油压泵，其中，从可变容量型的第一、第二油压泵吐出的压力可经切换阀连接到动臂油压缸、摆动油压缸和行走马达等，并能驱动它们。来自固定容量型的第三油压泵的压油经切换阀连接到旋转马达，可以旋转驱动该马达。
在日本特開2007-100317号公报中记载的油压驱动作业车辆的情况下，使用与其他致动器用的油压泵不同的第三油压泵来驱动旋转马达。因此，泵的数量多，从而难以降低成本和减少动力损耗。
另一方面，在如日本专利特公平4-9922号公报记载的铲土机中，可以使用共同的可变容量泵P1把吐出油供给行走马达、摆动油压缸和动臂油压缸；可以使用共同的可变容量泵P2把吐出油供给旋转马达、其他行走马达和斗杆油压缸。但是，按照这样的构成，在同时进行旋转部和作为其他致动器的臂的转动作业的情况下，有可能产生来自可变容量泵P2的吐出容量不足，各自的致动器的动作速度低，或者动作不顺畅。因此，成为挖掘作业的作业效率低的原因。也就是说，在具备旋转部的作业车辆中，有时一面使挖掘部等作业部上下或左右转动一面使旋转部旋转，就能够提高作业效率。但是，按照日本特公平4-9922号公报记载的技术，不能高效地同时进行旋转部的旋转和臂的转动，在降低成本和减少动力损耗同时能够顺畅且快速地进行使用旋转部的作业方面存在改进的余地。
在日本专利特開2000-220566号公报中记载着用具有驱动泵和从动泵的油压泵使固定在驱动泵上的驱动齿轮与固定在从动泵上的驱动齿轮啮合，来传递动力。使用这样的油压泵来驱动油压挖土机的各致动器。可是，在日本特開2000-220566号公报中并未公开能够顺畅且快速地进行使用旋转部的作业的构成。
在日本特開平6-10827号公报中记载着一种油压泵，把一对油压缸座设置在一对转轴上，在一对转轴上固定有齿数不同的一对齿轮，这对齿轮相互啮合。这样的油压泵通过改变齿轮的齿数比就能够任意增减泵的最大流量。可是，这样的油压泵是斜轴式或斜板式油压泵，内部的两个泵的容量是一定的。这样的油压泵仅仅是连接在油压缸等的致动器上而已。在日本专利特開平6-10827号公报的情况下，也未展示能够顺畅且快速地进行使用旋转部的作业的构成。
这样，在日本特開2007-100317号公报、日本特公平4-9922号公报、日本特開2000-220566号公报和日本特開平6-10827号公报记载的技术的情况下，在油压驱动作业车辆中，在降低成本和减少动力损耗同时能够顺畅且快速地进行使用旋转部的作业方面存在改进的余地。
发明内容
本发明的目的在于在油压驱动作业车辆中实现降低成本和减少动力损耗同时能够顺利且快速地进行使用旋转部的作业的构造。
本发明的油压驱动作业车辆具备包含能分别独立驱动的第一行走部和第二行走部的行走装置、可旋转地设置在行走装置的上侧的旋转部、被支承在旋转部上的作业部、和作业车辆用油压回路，作业车辆用油压回路包含具有作为驱动第一行走部的致动器的第一行走用马达、作为驱动第二行走部的致动器的第二行走用马达和作为旋转部旋转用的致动器的旋转马达的多种致动器，多种致动器被分为两组：包含第一行走用马达的第一致动器组和包含旋转马达和第二行走用马达的第二致动器组；作业车辆用油压回路包含具有第一致动器组和驱动第一致动器组的第一可变容量泵的第一回路、以及具有第二致动器组和驱动第二致动器组的第二可变容量泵的第二回路；构成旋转马达的驱动源的第二可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值被设定得比第一可变容量泵单位时间吐出容量的最大值大。
附图说明
图1是作为本发明的实施方式之一例的油压驱动作业车辆的反向铲的略图。
图2是局部省略地展示设置在构成图1的反向铲的机器收容部内部的多个装置的平面图。
图3是图1的反向铲的油压回路的整体图。
图4是构成图1的反向铲的泵机组的油压回路图。
图5是同一泵机组的横断面图。
图6是图5的A-A断面图。
图7是从图6上取出端口座后，从图6的左侧向右侧看的侧视图。
图8是图6的B-B断面图。
图9是局部省略地展示的图6的C-C断面图。
图10是从图6的左侧向右侧看的侧视图。
图11是从图6的上侧向下侧看的俯视图。
图12是图6的D-D断面图。
图13是图6的E-E断面图。
图14是从图11中省略了转角检测器和检测器支承构件的状态图，表示转角检测杆的安装状态。
图15是用来说明在图5泵机组中驱动伺服机构的平衡活塞机构的动作的说明图。
图16是本发明第二实施方式的泵机组的油压回路图。
具体实施方式
以下结合附图详细说明本发明的实施方式。从图1至图15是表示涉及本发明的第一实施方式的示图。如图1所示，作为本实施方式的油压驱动作业车辆的反向铲10具备包含左右一对履带240、242的行走装置12、配置在行走装置12的中央部的转台14、设置在转台14的中心部的旋转马达16、通过转台14以上下方向的转轴O(图2)为中心可转动地设置在行走装置12的上侧的旋转部即上部构造18和作为支承在上部构造18上的作业部即挖掘部40。
左右一对履带240、242是能分别独立驱动的作为第一行走部的左侧履带240和作为第二行走部的右侧履带242。本发明的油压驱动作业车辆不限定于反向铲，在具备可旋转的旋转部和被支承在旋转部上的作业部而具有旋转马达和行走用马达的各种车辆上都能实施。
如图1所示，上部构造18被设置在上侧，包含用盖部塞住开口部的机器收容部20。在机器收容部20的内部设置有作为驱动源的引擎22、泵机组24、多个方向切换阀26a、26b和多个切换用先导阀28a、28b。在机器收容部20的上部外侧设置有驾驶座30。在驾驶座30的前侧和左右单侧或两侧设置有与切换用先导阀相关联的操作杆、踏板等操作件32。
上部构造18依靠旋转马达16能够以上下方向的转轴O(图2)为中心相对行走装置12转动。即，旋转马达16是用来使上部构造旋转的致动器。行走装置12所具备的左右履带240、242可以依靠分别对应的两个行走用马达34a、34b(图2)转动，而使车辆前进或后退。也就是说，左侧履带240是由作为致动器的第一行走用马达即左侧行走用马达34a驱动的；相对于此，右侧履带242是由作为致动器的第二侧行走用马达即右侧行走用马达34b驱动。左右行走用马达34a、34b被相互独立地驱动。行走装置12的后侧(图1的右侧)安装着推土刮板36，推土刮板36被支承在走装置12上，可以随着推土刮板油压缸38(图2)的伸缩而上下转动。
在上部构造18的前部(图1的左部)安装着挖掘部40。挖掘部40的下端部被支承在摆动支承部42上。如图2所示，摆动支承部42能够在上部构造18的前部以上下方向(垂直于图2纸面的方向)的轴44为中心转动。在摆动支承部42与上部构造18之间设置有摆动油压缸46。如图1所示，在摆动支承部42上支承着挖掘部40的动臂48，动臂48能以水平方向的轴50为中心摆动。
挖掘部40包含动臂48、可上下转动地支承在动臂48的前端的斗杆52、可上下转动地支承在斗杆52的前端的铲斗54。动臂油压缸56被安装在动臂48的中间部与摆动支承部42之间，动臂油压缸56的伸缩能使动臂48上下转动。
斗杆油压缸58被安装在动臂48的中间部与斗杆52的端部之间，斗杆油压缸58的伸缩能使斗杆52相对动臂48转动。铲斗油压缸60被安装在斗杆52的端部与连结在铲斗54上的铰链之间，铲斗油压缸60的伸缩能使铲斗54相对斗杆52转动。如图2所示，摆动油压缸46的伸缩能使挖掘部40(图1)整体左右摆动。
在机器收容部20内配置有引擎22、引擎冷却用的散热器64、结合在引擎22上的泵机组24、包含能够从泵机组24供给作为动作流体的动作油的多个(本例中是8个)方向切换阀的阀门组件66、油箱68和引擎用的燃料箱(未图示)。泵机组24包含结合在引擎22的飞轮侧的齿轮箱70和用来把动作油供给切换用先导阀28a、28b(图1)的先导泵即齿轮泵72。上部构造18并不限定于上述的构成，例如也可以把驾驶座设置在上部构造的左右方向单侧，同时在左右方向的另一侧设置配置油箱、引擎、泵机组等的机器收容部，并用机罩把整体盖住。
图3是上述的反向铲10(图1)的油压回路的整体图。即，反向铲10具备图3所示的作业车辆用油压回路244。作业车辆用油压回路244包含具有铲斗油压缸60、动臂油压缸56、摆动油压缸46、左侧行走用马达34a、右侧行走用马达34b、斗杆油压缸58、推土刮板油压缸38和旋转马达16的多种致动器。如图3所示，在引擎22的输出轴上连结着对应于构成泵机组24的第一可变容量泵的第一油压泵74和齿轮泵72，可用引擎22来驱动这些泵74、72。引擎22的动力用由大直径齿轮76和小直径齿轮78构成的增速机构80来增速，并能够传递到对应于构成泵机组24的第二可变容量泵的第二油压泵82，第二油压泵82也能够用引擎22来驱动。即，第一油压泵74可动地连结在第二油压泵82上，能通过作为泵驱动齿轮的增速机构80传递动力。增速机构80包含增速齿轮即大直径齿轮76和小直径齿轮78，增速齿轮能使第二油压泵82的转速比第一油压泵74的转速更快。这样，作为包含旋转马达16的致动器的驱动源的第二油压泵82被设定得单位时间吐出量的最大值比第一油压泵74的单位时间吐出量的最大值大。
在第一油压泵74上经分别对应的中位闭合型(closed center)的致动器切换阀即方向切换阀26a分别并列连接着作为致动器的铲斗油压缸60、动臂油压缸56、摆动油压缸46和左侧的行走用马达34a。在第二油压泵82上经分别对应的中位闭合型(closed center)的致动器切换阀即方向切换阀26b分别并列连接着作为致动器的斗杆油压缸58、推土刮板油压缸38、旋转马达16和右侧的行走用马达34b。也就是说，作为上述的多种致动器的油压缸和马达被分为两组：包含铲斗油压缸60、动臂油压缸56、摆动油压缸46和左侧的行走用马达34a的第一致动器组246和包含右侧的行走用马达34b、斗杆油压缸58、推土刮板油压缸38和旋转马达16的第二致动器组248。作业车辆用油压回路244包含具有第一致动器组246和驱动第一致动器组246的第一油压泵74的第一回路250以及具有第二致动器组248和驱动第二致动器组248的第二油压泵82的第二回路252。这样，上述的致动器包含属于第一致动器组246和第二致动器组248其中一组的各油压缸60、56、46、58、38。
设置在各方向切换阀26a、26b的左右端的切换油室上分别连接着切换用先导阀28a、28b的输出端口。各切换用先导阀28a、28b也是中位闭合型(closed center)阀门，各自的输入端口并列连接在齿轮泵72的吐出口上。齿轮泵72的吸入口连接到油箱68上。各切换用先导阀28a、28b可以用分别与其相对应而设置在驾驶座30(图1)周边部的操作件32进行机械式切换。一旦由各切换用先导阀28a、28b的切换将对应的方向切换阀26a、26b从油压的中立位置切换到作用位置，对应的油压缸60、56、46、58、38的伸长/收缩和行走用马达34a、34b及旋转马达16的旋转方向就被切换。对应于旋转马达16的方向切换阀26b的切换使旋转马达16的旋转方向切换。例如，第二油压泵82的吐出口经方向切换阀26b被连接到旋转马达16，由此就能够使上部构造18(图1)向目标方向左右旋转。操作件32能够沿十字方向摆动操作操纵杆，也可以用每个方向的操作量来对应于不同的两个致动器的操作量的指示。在方向切换阀26a、26b的作用位置设置有慢慢增大向致动器的吐出流量的可变节流阀。因此，可以根据各切换用先导阀28a、28b的操作量任意地调整方向切换阀26a、26b的开启度。
为了同时改变左右行走用马达34a、34b的可动斜板相对于马达轴的倾斜即倾转角度，而设置一个增速切换阀84，并把增速切换阀84连接在齿轮泵72的吐出口上。增速切换阀84能够两级改变各行走用马达34a、34b的可动斜板的倾转角度。例如，切换增速切换阀84来使齿轮泵72同时对连结在行走用马达34a、34b的可动斜板上的各容积变更致动器86供油，行走用马达34a、34b的容积就增大；另一方面，切换增速切换阀84，把容积变更致动器86内的油排向油箱68，行走用马达34a、34b的容积就减小。因此，就能够改变行走用马达34a、34b的速度。行走用马达34a、34b共用一个增速切换阀84。可以用设置在驾驶座30(图1)周边部的操作件32中的二速切换杆来切换增速切换阀84。
各行走用马达34a、34b经方向切换阀26a、26b连接到对应的油压泵74、82的吐出口。能够油压式地切换方向切换阀26a、26b的各切换用先导阀28a、28b可以用设置在驾驶座30(图1)周边部的操作件32中作为变速杆的操作件32进行切换，使对应的油压泵74、82的吐出口连接到行走用马达34a、34b的两个端口中的某个端口，同时，能够变更向行走用马达34a、34b的供油量。因此，对应的操作件32的操作能够变更分别对应于前进和后退的各行走用马达34a、34b的正转和反转，同时能够调速。
对应于各行走用马达34a、34b的切换用先导阀28a、28b的切换用的操作件32使供油量·供油方向相同，作业车辆就直向行进；对操作件32进行独立操作，使供油量·供油方向不同，各行走用马达34a、34b的输出就不同，反向铲10(图1)就可转动。
在本实施方式中，可以从第一油压泵74把动作油供给铲斗油压缸60、动臂油压缸56、摆动油压缸46和左侧行走用马达34a；而从第二油压泵82把动作油供给斗杆油压缸58、推土刮板油压缸38、旋转马达16和右侧行走用马达34b。这样构成的理由是为了避免用同一个油压泵来驱动常常同时使用的致动器，减少产生用同一个油压泵驱动不同致动器的情况下的压力的干扰。即，铲斗油压缸60、动臂油压缸56、摆动油压缸46和左侧行走用马达34a同时使用的频度低；斗杆油压缸58、推土刮板油压缸38和右侧行走用马达34b同时使用的频度低。另一方面，旋转马达16与斗杆油压缸58等其他致动器同时使用的频度高，必须减少这种情况下的压力干扰，而以高速使该致动器和旋转马达16动作，同时必须防止阻碍其顺畅地动作。为此，如上所述，采用增速机构80，第二油压泵82的单位时间的吐出量的最大值大于第一油压泵74的单位时间的吐出量的最大值。采用这样的构成，就不必设置仅仅专用来驱动旋转马达16的其他泵。
图4是泵机组24的油压回路图。泵机组24包含第一可变容量泵即第一油压泵74、用来使第一油压泵74的容量变化的可动斜板90、第一斜板操作部即作为第一伺服活塞组件的第一伺服机构92和可对第一伺服机构92传递动力地连结的第一平衡活塞机构94。
泵机组24还包含第二可变容量泵即第二油压泵82、用来使第二油压泵82的容量变化的可动斜板90、第二斜板操作部即作为第二伺服活塞组件的第二伺服机构96和可对第二伺服机构96传递动力地连结的第二平衡活塞机构98。
各伺服机构92、96包含伺服活塞100和滑阀102，伺服活塞100可沿轴向滑动地设置在形成于后述的泵外壳108(参照图5、6、8)的主体的内壁中的油压缸的内侧，滑阀102构成方向切换阀，可相对地沿轴向滑动地设置在伺服活塞100的内侧。滑阀102和伺服活塞100之间设置有对滑阀102向轴向的一个方向施以弹性力的赋能构件即弹簧104。连结在可动斜板90上的操作销106配合在伺服活塞100上，伺服活塞100的移动能变更可动斜板90的倾转角度。
滑阀102向一个方向移动时，动作油就从伺服活塞100单侧的受压室排放到泵外壳108(图5)内的油槽110内，同时从齿轮泵72中以压力PPL吐出而压力被调整为Pch的动作油被导入到伺服活塞100另一侧的受压室内。因此，伺服活塞100受另一侧的受压室内的压力顶压，而随着滑阀102向一个方向移动。反之，滑阀102向另一个方向移动时，动作油就从伺服活塞100另一侧的受压室排放到油槽110内，同时压力被调整到Pch的动作油从齿轮泵72导入到伺服活塞100一侧的受压室内。因此，伺服活塞100随着滑阀102向另一方向移动。
各平衡活塞机构94、98包含沿轴向可滑动地设置在后述的活塞外壳180(参照图6、8)内的活塞主体112。把对应的油压泵74、82的吐出压即通过各方向切换阀26a、26b(图3)前的初级侧压力PP1(＝P1)，PP2(＝P2)导入到面对各活塞主体112的轴向一端侧的小直径部的部分；从连接在齿轮泵72的吐出侧而通过输入电信号就可调节减压量的可变减压阀114，能够将调节后的压力PCON1、PCON2导入到面对各活塞主体112的轴向一端侧的大直径部的部分。
把通过各方向切换阀26a、26b(图3)之后的次级侧压力即负荷侧压力(负荷压)中的最高负荷压PL1、PL2导入到面对各活塞主体112的轴向另一端侧的小直径部的部分。例如，用包含多个梭阀的回路部能够把最高负荷压导入到各平衡活塞机构94、98。把以压力PPL从齿轮泵72吐出而被固定减压阀116调整到期望压的压力ΔPLS导入到面对各活塞主体112的轴向另一端侧的大直径部的部分。固定减压阀116将减压量维持在预先设定的状态下，即把减压量固定。
[0034]用各平衡活塞机构94、98来控制倾转角度即相对于对应的油压泵74、82的可动斜板90的泵轴的倾斜程度，以使通过对应的方向切换阀26a、26b之前的初级侧压力PP1、PP2与最高负荷压PL1、PL2的差压即负荷检测差压(LS差压)达到预先设定的目标压力。也就是说，根据负荷检测差压的变化，用对应的平衡活塞机构94、98来操作伺服机构92、96，而使对应的油压泵74、82的可动斜板90的倾转角度变化。后面将对此进行详细说明。
返回到图3，各油压泵74、82在初始位置待机，把可动斜板90维持在相对于与泵轴正交的平面稍微(例如2度左右)倾斜的状态。因此，在驱动引擎22时，并不使对应的全部油压缸等致动器动作，即使在对应的方向切换阀26a、26b和行走切换阀88处于中立位置的闭锁状态(关闭)的情况下，也从油压泵74、82微微吐出动作油。同时，在油压泵74、82吐出侧的油路上分别设置卸载阀118，在对应的全部方向切换阀26a(或26b)和行走切换阀88处于中立位置的情况下，开启卸载阀118，使动作油排放到油箱68内。在把方向切换阀26a、26b置于作用位置时，该卸载阀118要将其输出油压作为切换信号而导入闭锁侧，停止向油箱68排放动作油。
然后，用图5至图14来说明本实施方式的泵机组24的具体构造。泵机组24具有上述图4所示回路结构。在以下的说明中，对与图1至图4所示的要素相同的要素标注相同的符号，进行说明。
图5是泵机组24的横断面图；图6是图5的A-A断面图；图7是从图6上取出端口座后，从图6的左侧向右侧看的侧视图；图8是图6的B-B断面图；图9是局部省略地展示的图6的C-C断面图；图10是从图6的左侧向右侧看的侧视图；图11是从图6的上侧向下侧看的俯视图；图12是图6的D-D断面图；图13是图6的E-E断面图。图14是从图11中省略了转角检测器和检测器支承构件的状态图，表示转角检测杆的安装状态。
如图5所示，泵机组24具有两个轴向活塞型的可变容量泵，具备泵外壳108、分别收容在泵外壳108内的可变容量泵即第一油压泵74和第二油压泵82、第一泵轴120和第二泵轴122以及两个可动斜板90。如图8所示，泵机组24具备第一伺服机构92和第二伺服机构96、第一平衡活塞机构94和第二平衡活塞机构98以及齿轮泵72(图5)。
如图5所示，泵外壳108包含一端(图5的右端)具有开口部的外壳主体124、塞住外壳主体124的开口部同时形成有对第一油压泵74和第二油压泵82进行给排油的端口的端口座126和齿轮箱128，齿轮箱128结合在端口座126的与外壳主体124侧相反的一侧，具备把飞轮包入在其中的喇叭形的飞轮室。如图6、图7所示，在端口座126的上面和下面开有连通到后述的肾形端口(キドニ一ポ一ト)的多个端口T1、T2、T3、T4。如图5所示，用轴承以双支承的支承状态把第一泵轴120和第二泵轴122可转动地支承在外壳主体124和端口座126上。如图10所示，在齿轮箱128的飞轮室内，在引擎侧端部的外周部周向多处形成有孔130，用插通在各孔130中的螺栓(未图示)就能够结合在引擎22(图2)的装配法兰盘上。在本实施方式中，齿轮箱128与飞轮室形成为一体，但是也可以是分离自如地结合两个部件的结构。
如图5所示，用轴承把可连结在引擎22的输出轴上的输入轴132可转动地支承在齿轮箱128内，并位于飞轮室的径向大致中央处。第一泵轴120与输入轴132同轴配置，分别以花键方式配合在构成增速机构80的大直径齿轮76的中心筒轴的内侧。因此，第一泵轴120和输入轴132就能够经大直径齿轮76相互同步转动地结合在一起。
使第二泵轴122以花键方式配合在构成增速机构80的小直径齿轮78的中心筒轴的内侧，并使大直径齿轮76与小直径齿轮78相啮合。因此，第二油压泵82就按增速机构80的齿轮比相对于第一油压泵74被增速。各齿轮76、78的中心筒轴的两端部分别用轴承可转动地支承在端口座126和齿轮箱128上。因此，能够提高泵轴120、122和齿轮76、78的强度和耐久性，油压泵74、82的维修保养作业就很容易。
在泵外壳108的内侧设置有泵侧空间即油槽110，同时在配置了增速机构80的齿轮箱128的内侧设置齿轮侧空间134，油槽110与齿轮侧空间134相互独立。因此，能够降低驱动各泵74、82的动力的损失。把油填充到油槽110内，而封入齿轮侧空间134内的油量少。例如，在图5中封入齿轮侧空间134的油为浸没各齿轮76、78的下端部的油量。
如图6、图9所示，在面对齿轮箱128的齿轮侧空间134的支承壁内形成有上下贯通其轴承支承凹部128a的油孔136。在各油孔136中，可装拆的塞子塞住在齿轮箱128的外面开口的上下端部。各油孔136经面对各齿轮76、78的上下位置齿顶周边部形成的横孔136a通到齿轮侧空间134。因此，在取下上侧的塞子138的状态下，通过各油孔136和横孔136a就能够对齿轮侧空间134给排油。
如图5所示，在用来连结到引擎22(图2)的输入轴132上设置有在第一泵轴120的一端侧(图5的右端侧)开口的轴向孔140和与轴向孔140相连通的形成为放射状的径向孔142。径向孔142的外端部开口在轴承支承凹部128a。因此，如图9所示，在各齿轮76、78旋转时，在齿轮泵的作用下，齿轮侧空间134内的油就从横孔136a通过油孔136到达轴承支承凹部128a，并能够通过输入轴132的各孔140、142供到第一泵轴120的一端部外周面与大直径齿轮76内周面之间的花键部。因此，能够更有效地提高花键部的耐久性。同样，第二泵轴122的小直径齿轮78侧的一端面(图5的右端面)也开口在轴承支承凹部128a，因此，经横孔136a和油孔136排放到轴承支承凹部128a内的油就能够对第二泵轴122的一端部外周面与小直径齿轮78内周面之间的花键部充分地实施润滑。
然后说明各油压泵74、82。各油压泵74、82具备依靠与泵轴120、122花键配合而能够与泵轴120、122一体转动的缸座154、可往复运动地被收容在缸座154内的多个活塞156和设置在缸座154的内周面与泵轴120、122的外周面之间的弹簧。弹簧的功能是经销钉用外周面呈球面状的垫片把支承在各活塞156的一端的滑履顶压在可动斜板90侧。
各油压泵74、82具备支承在端口座126的单面侧(图5的左侧)的阀板144，用来防止面方向的错位。阀板144具有呈大体圆弧形的吸入端口和吐出端口，吸入端口和吐出端口在阀板144的上下方向的两侧分别沿平行于泵轴120、122的方向贯通。在图7所示的车辆搭载的状态下，吸入端口通到形成在端口座126的下侧的吸入油路U1、U2，吐出端口通到形成在端口座126的上侧的吐出油路U3、U4。在各油路U1、U2、U3、U4的一端设置有开口在端口座126的单面(图7的表面)的肾形端口(キドニ一ポ一ト)，分别连通到阀板144的吸入端口或吐出端口。分别使第一油压泵74(图5)用的或第二油压泵82(图5)用的入口端口T1、T2和出口端口T3、T4开口在端口座126的下面和上面的宽度方向(图7的左右方向)两侧。按照这样的构成，对于泵机组24(图6)从下侧吸入动作油，而从上侧排出动作油。这样，在同时驱动两个以上的泵74、82的泵机组24中，由于将各自的入口端口T1、T2朝下配置而将出口端口T3、T4朝上配置，安装在作业车辆上使用，因此把阀门配管装配到泵机组24上的作业就很容易。
为了将油供给到各入口端口T1、T2，如图10所示，在泵机组24上能够连接供油配管146。供油配管146的除泵机组24连接侧外的另一端部连接在外部的油箱68(图2)上。在泵机组24连接侧，供油配管146分支为主体部148和直径小于主体部148的小直径部150。主体部148至少在泵机组24连接侧设置成大致直线状。小直径部150的上端部连接在第一油压泵74侧的入口端口T1上；主体部148的上端部连接在第二油压泵82侧的入口端口T2上。这样把直径大的配管连接在第二油压泵82侧而把直径小的配管连接在第一油压泵74侧的原因，在于要用增速机构80(图5)使第二油压泵82的旋转比第一油压泵74更快，第二油压泵82比第一油压泵74的单位时间的吐出容量就大，因此要提供相应的必要吸入油量。也可以不用分支型的结构作为供油配管，而把相互独立的内径尺寸不同的两种供油配管连接在入口端口T1、T2上。
这样，在同时驱动两种以上吐出容量不同的泵74、82的泵机组24中，可以将吐出容量大的油压泵82的供油配管即主体部148设置得大致呈直线状而从主体部148分出吐出容量小的油压泵74的供油配管即小直径部150。因此，即使吐出容量大的油压泵82的吸入流量大于吐出容量小的油压泵74的吸入流量，也能够有效地防止在供油配管146内产生气穴。
如图6、图7所示，在开口于吸入油路U1、U2的端口座126的阀板144侧的弓形开口部即肾形端口(キドニ一ポ一ト)的中间部分别设置一个延伸到超出阀板144的下侧的延长部152。延长部152的下端部通过外壳主体124的一端开口而连通到油槽110。因此，即使从各油压泵74、82等的外壳主体124内的要素漏油而积存在油槽110内，也可以通过延长部152立刻从阀板144的吸入端口吸入。因此，就不必经配管等使泵外壳108内的多余油返回到备用油箱中，能够省略或减少配管，消减零部件数，从而使成本降低。
在外壳主体124的外面，固定着外接式齿轮泵72的外壳158，在泵外壳108的内侧将齿轮泵72的齿轮泵轴与第一泵轴120结合固定。在齿轮泵轴上固定着驱动齿轮(或内转子)。齿轮泵72可以做成使从动齿轮啮合在驱动齿轮上或使外转子相对于内转子偏心旋转的余摆线泵等。虽然省略了图示，但是也可以使齿轮泵轴从齿轮泵72的外壳158的外面突出来，在该突出来的部分上设置用来连结到其他装置的动力传递部。例如，可以在齿轮泵轴的端部形成阳花键或阴花键来构成动力传递部。例如，可以把未图示的冷却扇的转轴以花键方式结合在该动力传递部上。
如图5、图6、图8所示，各可动斜板90可以由斜板操作部即对应的伺服机构92、96来变更倾转角度。各可动斜板90具有与各活塞156侧相反侧的面即断面呈圆弧形的凸状面部160和朝向上侧的上面部162。在外壳主体124内，在固定部件上设置有与凸状面部160吻合的端面呈圆弧状的凹状面部，凸状面部160可沿凹状面部滑动。如图8所示，操作销106沿上下方向结合在上面部162上，将操作销106配合在构成伺服机构92、96的伺服活塞100上。
各伺服机构92、96具备中空状的伺服活塞100、滑阀102和弹簧104。伺服活塞100可轴向滑动地设置在平行于与各泵轴120、122正交的方向的油压缸164内，滑阀102是可沿轴向滑动地设置在伺服活塞100内侧的方向切换阀，弹簧104是相对于伺服活塞100地对滑阀102施以朝轴向的一个方向的弹性力的赋能构件。各伺服活塞100在其外表面上包含与结合在对应的可动斜板90上的操作销106配合的卡止部即卡槽166和多条内部油路。卡槽166设置在与油压缸164的轴向正交的方向上。
图15是用来说明在泵机组24中驱动伺服机构92(96)的平衡活塞机构94(98)的动作的说明图。如图15所示，在伺服活塞100内设置有第一油路168、第二油路170和第三油路172。第一油路168连接在接于齿轮泵72的吐出口的油路上，具有从活塞100的外周面侧把预定的调整压导入活塞100的内周面侧的功能；第二油路170的一端开口在活塞100的内周面上，其位置相对于第一油路168的活塞100侧开口端偏向活塞100的轴向上的一侧(图15的左侧)，而另一端开口在活塞100的轴向另一端面(图15的右端面)上；第三油路172的一端开口在活塞100的内周面上，其位置相对于第一油路168的活塞100侧开口端偏向活塞的轴向另一侧(图15的右侧)，而另一端开口在活塞100的轴向上的一端面(图15的左端面)上。
滑阀102包含设置在其外周面上而能同时面对第一油路168的活塞100内周面侧开口端和第二油路170或第三油路172的一端开口的圆环状的沟槽174。沟槽174能够切换使第一油路168与第二油路170连通的状态和使第一油路168与第三油路172连通的状态。伺服机构92、96具备中间连挂构件即连臂构件176，连臂构件176设置在滑阀102与构成对应的平衡活塞94、98的活塞主体112之间，能使滑阀102与活塞主体112同步地沿轴向移动。
滑阀102在内侧设置有油路238，油路238始终连通到图6的外壳主体124内的油槽110上。在第一油路168与第二油路170经沟槽174相连通的状态下，油路238与第三油路172连通；而在第一油路168与第三油路172经沟槽174相连通的状态下，油路238与第二油路170连通。
如图8所示，各伺服机构92、96收容在外壳主体124的上部的内部空间中，在各自的内部空间的上部设置有用来使连臂构件176的上端部突出的开口部178。用作为连接构件的螺栓把活塞外壳180结合固定在外壳主体124的上侧。在活塞外壳180内收容着分别面对各伺服机构92、96的第一平衡活塞机构94和第二平衡活塞机构98。各平衡活塞机构94、98可同步移动地连接在对应的伺服机构92、96的滑阀102上，包含油压缸182和能在油压缸182内轴向滑动的活塞主体112。连臂构件176设置在各伺服机构92、96的滑阀102与对应的活塞主体112之间。
如图6所示，连臂构件176包含上下方向同轴设置的上轴184和下轴186、结合在两轴184、186之间的法兰盘188以及在法兰盘188的前端部上面沿上下方向竖直设置的支承轴190。如图8所示，上轴184配合在设置在活塞主体112的中间部整周上的卡槽192内；下轴186配合在设置在滑阀102的中间部整周上的卡槽194内。按照这样的构成，伺服机构92、96的滑阀102就能够与对应的平衡活塞机构94、98的活塞主体112同步地沿轴向移动。
各平衡活塞机构94、98包含设置在油压缸182的轴向一端侧的第一受压室196和第四受压室198以及设置在油压缸182的轴向另一端侧的第二受压室200和第三受压室202。第一受压室196中导入通过致动器切换阀即方向切换阀26a、26b(图3)之前的初级侧的动作油压力PP即作为可变容量泵的第一、第二各油压泵74、82的吐出压；第二受压室200中导入通过方向切换阀26a、26b之后的最高负荷压PL(以下简单地称为“负荷压PL”)。第三受压室202中导入设定负荷检测压ΔPLS。设定负荷检测压ΔPLS是预先设定的压力，与在方向切换阀26a、26b的作用位置的稳定常态下通过方向切换阀26a、26b前后产生的动作流体差压相当。如图15所示，用固定减压阀116把调整齿轮泵72的吐出压PPL得到的压力Pch减压到目标值，来得到设定负荷检测压ΔPLS。
如图8所示，在活塞外壳180的上面，面对对应于两个平衡活塞机构94、98之间的宽度方向中间部位的上侧的位置处固定有阀壳204。如图12所示，在阀壳204中设置有各平衡活塞机构94、98(图8)共用的固定减压阀116。固定减压阀116具备油压缸、可相对于油压缸滑动的阀体206、固定在阀壳204上的螺帽208、螺合在螺帽208中的螺轴210、用螺轴210顶压的衬垫212和设置在阀体206与衬垫212之间的弹簧214，弹簧214对阀体206施以朝一个方向的弹性力。来自齿轮泵72(图15)的压力Pch经阀壳204的未图示的油路被导入配置了阀体206的空间内。压力Pch根据弹簧214赋予的弹性力被减压，通过油路把设定负荷检测压ΔPLS导入各第三受压室202(图8)。如图12所示，调整螺轴210向螺帽208的进入量来变更弹簧214赋予的弹性力，就能够调整由固定减压阀116产生的减压量。
如图13所示，第四受压室198能够导入由对应的比例控制型的可变减压阀114把齿轮泵72(图15)的吐出压减压后的可变压力。也就是说，第四受压室198中导入任意自如设定的可变压力。通常，可以中断从齿轮泵72导入到第四受压室198的动作油。各可变减压阀114具有比例电磁阀216和用比例电磁阀216控制减压量的减压阀主体218，例如把代表引擎22(图2)的负荷的信号输入到比例电磁阀216。在引擎负荷高的情况下，比例电磁阀216就用减压阀主体218降低次级侧的压力PCON的减少量，来限制减压量，将近于压力Pch的压力导入第四受压室198。比例电磁阀216在从朝向活塞外壳180的水平方向的侧面突出的状态下被固定下来，把用来输入指令信号的电缆220连接到比例电磁阀216上。
这样，在同时驱动两个以上的可变容量泵的泵机组24中，在搭载在作业车辆上的情况下，把与各个可动斜板90联动的伺服机构92、96设置在外壳主体124的上部，收容平衡活塞机构94、98的构件即活塞外壳180设置在伺服机构92、96的上侧。因此，只要打开像惯例那样设置在机器收容部20(图1)上的机盖就能够容易地进行维修保养作业。
如图8所示，为了检测各可动斜板90的倾转角度，设置分别对应于各可动斜板90的两个电位差计即转角检测器222。为此，在活塞外壳180的上侧，用作为连接件的螺栓把检测器支承构件224结合固定在面对各平衡活塞机构94、98的上侧的两个位置处。各检测器支承构件224分别固定在活塞外壳180和阀壳204的上侧。把转角检测器222固定在各检测器支承构件224的上侧，使检测器轴226朝上下方向。检测器轴226的下端部从检测器支承构件224的下面突出到下侧。
另一方面，像上面说明的那样，配合在各伺服机构92、96与对应的平衡活塞机构94、98之间的连臂构件176具有支承轴190(图6)。支承轴190通过上下方向贯通活塞外壳180的孔部突出到活塞外壳180的上侧，并将作为转角检测杆的第一杆228的中间部结合在该突出来的部分上。用销钉把作为转角检测杆的第二杆230的一端部可摆动地支承在第一杆228的前端部。第二杆230的另一端部结合固定在检测器轴226的下端部。因此，改变可动斜板90的倾转角度，滑阀102随伺服活塞100移动时，连臂构件176的上轴184和下轴186沿垂直于图6纸面的方向移动，随之，支承轴190沿活塞外壳180的孔部中心转动，第一、第二杆228、230分别摆动，所以转角检测器222的检测器轴226转动。因此，用转角检测器222能够检测出对应于可动斜板90倾转角度的转动角度。通过销钉连结的各杆228、230和转角检测器222构成转角检测组件。这样，在同时驱动两个以上的可变容量泵的泵机组24中，具备可转动地支承在泵外壳108上或可转动地支承在固定于泵外壳108的构件上的两个以上的支承轴190；各支承轴190可以采用连结在对应的转角检测器222上同时能够检测出与对应的可动斜板90的动作联动的转动的构成。
如图12、14所示，各第一杆228的与第二杆230(图6)结合部的相反侧的端部(图12的左端部)在水平方向上抵住初始位置设定用的螺轴232。各螺轴232用作挡块，插通在竖直设置在固定于活塞外壳180的上面的构件上的板部234中，从两侧拧上螺母就能够调整螺轴232相对板部234的突出量。因此，能够任意设定可动斜板90(图5)的初始位置即初始的倾转角度，即使操作杆或踏板等操作件32(图3)处于中立位置而马达等致动器236(参照图15)非动作时，也能够从各油压泵74、82微量地吐出动作油。
图11所示的转角检测器222的检测值输入到未图示的控制器中，控制器判定为可动斜板90(图5)的倾转角度到达或大于阈值时，把用来减小减压阀主体218产生的减压量的指令信号输出到比例电磁阀216。由此，把大的压力导入第四受压室198(图13)，将限制可动斜板90的倾转角度维持在目标范围内。
还从引擎22(图2)将引擎转数输入到控制器，如果判定引擎22的负荷到达或高于预设的阈值，就把用来减小减压阀主体218产生的减压量的指令信号输出比例电磁阀216。这种情况下，减小可动斜板90的倾转角度，从而减小引擎22的负荷。
下面，用图15来说明本实施方式所获得的效果。图15示意性地表示伺服机构92(或96)、平衡活塞机构94(或98)和致动器对泵72、74的连接关系。像马达那样，这里仅显示了一个致动器236，但这只是为了说明的方便，实际上要从齿轮泵72把动作油供给对应于伺服机构92(或96)、平衡活塞机构94(或98)的铲斗油压缸60等油压缸、行走用马达34a等的马达等并列连接的多个致动器。在以下的说明中，以控制第一油压泵74的可动斜板90的倾转角度的情况为代表进行说明，第二油压泵82的情况也是同样的。如图15所示，由伺服机构92、平衡活塞机构94、可变减压阀114和固定减压阀116来控制可动斜板90的倾转角度。
从齿轮泵72的吐出压PPL调整得到的压力Pch被导入到伺服活塞100的第一油路168中。把通过方向切换阀26a之前的初级侧的动作油压力PP导入平衡活塞机构94的第一受压室196；把通过各方向切换阀26a之后的次级侧的负荷压PL导入第二受压室200；把由固定减压阀116对压力Pch减压得到的设定负荷检测压ΔPLS导入第三受压室202。加在活塞主体112的两侧的压力要按以下的条件来均衡。
(初级侧压力PP)＝(设定负荷检测压ΔPLS)+(负荷压PL)
引擎启动时，可变减压阀114产生的压力PCON是零，且在中位闭合型的方向切换阀26a处于中立位置的情况下启动泵72、74时，如图15所示，初级侧压力PP(卸载压力)作用于第一受压室196，设定负荷检测压ΔPLS分别作用于第三受压室202。由于作用于第二受压室200的负荷压PL是零，所以PP＞ΔPLS+PL，活塞主体112移动到图示位置。活塞主体112处于该位置时，由前述的连臂构件176(图8)、支承轴190、螺轴232(图12)构成的止挡块就阻止其再向图15的纸面的右方向移动，伺服活塞100跟随与活塞主体112联系的伺服机构92的滑阀102移动，可动斜板90倾转待机以把从油压泵74吐出的油量维持在规定的最小值。
接下来，在使方向切换阀26a从中立位置离开而保持在作用位置的情况下，向第二受压室200产生负荷压PL，通过方向切换阀26a前后的差压并不变动，所以保持PP＝ΔPLS+PL的关系，将活塞主体112维持在该位置，从油压泵74吐出一定的油量。相对于此，在方向切换阀26a从中立位置向作用位置移动的过渡状态下，此前被堰塞的油在开始流向致动器236的瞬间，初级侧压力PP变低，通过方向切换阀26a前后的差压朝接近负荷压PL的值的方向变化。从而成为PP＜ΔPLS+PL的关系。从而破坏了加在活塞主体112上的向图15的纸面右方向的推力与向左方向的推力的平衡，活塞主体112向“吐出量大的方向”即向图15的左方向移动。随之，伺服机构92的滑阀102和伺服活塞100向图15的左方向移动。可动斜板90的倾转角度增大，第一油压泵74的吐出量增加。
此后，第一油压泵74的吐出量上升，随着时间的推移，通过前述的可变节流阀前后的差压的变动被解除，在PP＝ΔPLS+PL的关系成立的时刻，活塞主体112的向图15的纸面右方向的推力与向左方向的推力平衡，活塞主体112向左方向的移动停止。这种情况下，可动斜板90的倾转角度经伺服机构92维持在该位置，第一油压泵74的吐出量维持一定，从而得到所期望的致动器动作油量。如果使切换用先导阀28a、28b置于中立位置，则卸载阀118开启，活塞主体112返回到图15的位置。
这样，如果采用本实施方式，由于通过负荷检测能够根据致动器的作业负荷压控制油压泵74、82的吐出油量，所以从油压泵74、82吐出对应于负荷必要的油压动力的流量，同时能够减少从油压泵74、82吐出的剩余流量。因此，能够降低能耗。仅仅由构成平衡活塞机构94、98的受压室196、198、200、202的压力变化就能够进行泵吐出容量的控制，能更加稳定地进行致动器的控制。
进而，能实现设置了斜板操作部即伺服机构的现有产品的泵机组的多个零部件的通用化。例如，在本实施方式中，虽然具备伺服机构，但是对于无需负荷检测功能的泵机组来说，可以使用多个零部件来构成泵机组24。结果，虽然泵机组24具备伺服机构，但是对于无需负荷检测功能的泵机组来说，采用可以使多个零部件通用化的构造就能够稳定地降低能耗，同时能够更加稳定地控制油压泵74、82的吐出量。
特别是在本实施方式中，与驱动包含左侧行走用马达34a的第一致动器组246的第一油压泵74相比，驱动包含旋转马达16和右侧行走用马达34b的第二致动器组248的第二油压泵82设定得单位时间吐出量的最大值更大。所以能够顺畅且快速地进行使用旋转部即上部构造18的作业。例如，像本实施方式那样，在第二致动器组248包含反向铲10的斗杆油压缸58等和其他致动器的情况下，即使同时进行上部构造18的旋转作业和用斗杆油压缸58进行使用挖掘部40的作业(例如使斗杆52相对动臂48上下转动的作业)的情况下，也能够使上部构造18顺畅且高速地旋转。而且，不必为了得到这样的效果而另外设置专门用来驱动旋转马达16的泵，能够使泵装置整体紧凑，成本低，同时，能够降低作为动力源的引擎22的动力损失。结果，在反向铲10中，能够降低成本并减少动力损失，同时能够顺畅且快速地进行使用上部构造18的作业。
第一油压泵74通过增速机构80可传递动力地可动地连结在第二油压泵82上；增速机构80包含能够使第二油压泵82的转速增速得比第一油压泵74的转速高的大直径齿轮76和小直径齿轮78，所以第二油压泵82比第一油压泵74的单位时间吐出容量的最大值大。因此，在各油压泵74、82之间能够共用油压缸座154等多个泵主体零部件，从而能够更加降低成本。在图15所示的例子中，设置了切换用先导阀28a(28b)的动作压设定用的卸压阀243，但是也可以根据情况省略该卸压阀243。
图16是第二实施方式的泵机组24的油压回路图。在图16所示的例子中，与上述图4等所示的构成不同，构成各平衡活塞机构94、98的第四受压室198连通到油槽110；构成各平衡活塞机构94、98的第三受压室202分别连接在对应的可变控制减压阀即可变减压阀114的次级侧。通常，控制可变减压阀114，把在致动器切换阀即方向切换阀26a、26b(参照图3)的作用位置的稳定常态下相当于通过方向切换阀26a、26b前后产生的动作油差压的预设的设定压力ΔPLS导入第三受压室202。可以把导入第三受压室202的动作油压力控制在所述设定压力ΔPLS以下。例如，在引擎负荷达到预定阈值以上，或可动斜板90的倾转角度达到预定阈值以上的情况下，为了使被导入第三受压室202的动作油压力小于设定压力ΔPLS，未图示的控制器就要控制可变减压阀114的比例电磁阀，控制各平衡活塞机构94、98的活塞主体112，来减小油压泵74、82的吐出油量。
在这样的图16所示的第二实施方式的泵机组24中，进行与上述的图4所示泵机组24同样的泵吐出油量的控制，但是能够将其结构中所使用的三个减压阀(固定减压阀116和可变减压阀114(图4))减少为两个减压阀。另外，可以根据引擎负荷或可动斜板90的倾转角度等的任意限定条件来控制可变压力，这样就能够有效地防止偏离限定条件情况的发生。因此，能够有效地实现使用泵机组24的装置的高性能化。
虽然省略了图示，但是也可以采用下面的第三实施方式或第四实施方式的构成，来把构成为旋转马达16的驱动源的第二油压泵设定得比第一油压泵的单位时间吐出容量的最大值大。首先，在其他例的第一例中，第二油压泵主体与第一油压泵的主体之间设置容积差。例如，在第一油压泵与第二油压泵中，使形成在油压缸座上的油压缸和对应的活塞的断面积不同，从而设置容积差。由此，第二油压泵比第一油压泵的单位时间吐出容量的最大值大。这样的第三实施方式，也与上述的实施方式一样，能够使泵装置整体紧凑，能够降低成本并减少动力损失，同时能够顺畅且快速地进行使用可旋转的上部构造18的作业。
与上述的实施方式一样，在第四实施方式中，作为其第一泵容量变更操作机构，第一油压泵74包含对应的可动斜板90、对应的操作销106、对应的第一伺服机构92和第一平衡活塞机构94，能够变更吐出容量。第二油压泵82包含对应的可动斜板90、对应的操作销106、对应的第二伺服机构96和第二平衡活塞机构98，能够变更吐出容量。第一泵容积变更操作机构和第二泵容积变更操作机构这两者的操作量范围存在相互差异。例如，把第二油压泵82的可动斜板90的最大倾转角度设定得大于第一油压泵74的可动斜板90的最大倾转角度；例如在泵外壳108内设置限定挡块，使可动斜板90、90的可倾转角度不同。采用这样的构成，就能够把第二油压泵82的单位时间吐出容量的最大值设定得大于第一油压泵74的单位时间吐出容量的最大值。根据这样的第四实施方式，也与上述的实施方式一样，能够使泵装置整体紧凑，能够降低成本并减少动力损失，同时能够顺畅且快速地进行使用可旋转的上部构造18的作业。
如上所述，本发明的油压驱动作业车辆具备：包含能分别独立驱动的第一行走部和第二行走部的行走装置、可旋转地设置在行走装置的上侧的旋转部、被支承在旋转部上的作业部、和作业车辆用油压回路，作业车辆用油压回路包含具有作为驱动第一行走部的致动器的第一行走用马达、作为驱动第二行走部的致动器的第二行走用马达和作为旋转部旋转用的致动器的旋转马达的多种致动器；多种致动器被分为两组：包含第一行走用马达的第一致动器组和包含旋转马达和第二行走用马达的第二致动器组；作业车辆用油压回路包含具有第一致动器组和驱动第一致动器组的第一可变容量泵的第一回路、以及具有第二致动器组和驱动第二致动器组的第二可变容量泵的第二回路；构成旋转马达的驱动源的第二可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值被设定得比第一可变容量泵单位时间吐出容量的最大值大。
按照上述的油压驱动作业车辆，驱动包含旋转马达和第二行走用马达的第二致动器组的第二可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值被设定得比驱动包含第一行走用马达的第一致动器组的第一可变容量泵单位时间吐出容量的最大值大。因此，可顺畅且快速地进行使用旋转部的作业。例如，在第二致动器组包含挖掘作业机的斗杆油压缸等其他致动器的情况下，即使同时进行旋转部的旋转作业和由其他致动器使用作业部的作业的情况下，也能够使旋转部顺畅且高速地旋转。且不必为了得到这样的效果而另外设置专门用来驱动旋转马达的泵，能够使泵装置整体紧凑，成本低，同时，能够降低动力源的动力损失。
因此，能够降低成本并减少动力损失，同时能够顺畅且快速地进行使用旋转部的作业。
在本发明的油压驱动作业车辆中，最好将所述第一可变容量泵通过泵驱动齿轮可传递动力地可动地连结在所述第二可变容量泵上；所述泵驱动齿轮包含能够使所述第二可变容量泵的转速增速得比所述第一可变容量泵的转速高的增速齿轮，由此，第二可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值被设定得比第一可变容量泵单位时间吐出容量的最大值大。
按照上述的构成，由于第一可变容量泵和第二可变容量泵能够共用油压缸座等多个泵主体零部件，所以能进一步降低成本。
在本发明的油压驱动作业车辆中，最好设置所述第二可变容量泵的主体与第一可变容量泵的主体之间的容积差，由此来设定第二可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值大于第一可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值。
在本发明的油压驱动作业车辆中，最好是所述第一可变容量泵能用第一泵容量变更操作机构变更吐出容量，所述第二可变容量泵能用第二泵容量变更操作机构变更吐出容量；设置第一泵容量变更操作机构和第二泵容量变更操作机构这两者的操作量范围之差异，由此，把所述第二可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值设定得大于第一可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值。
在本发明的油压驱动作业车辆中，所述多种致动器最好包含分别属于所述第一致动器组和所述第二致动器组的其中一组的铲斗用油压缸、动臂用油压缸、摆动用油压缸、斗杆用油压缸和推土刮板用油压缸。

Claims (5)

1.一种油压驱动作业车辆，具备：包含能分别独立驱动的第一行走部和第二行走部的行走装置、可旋转地设置在行走装置的上侧的旋转部、被支承在旋转部上的作业部、和作业车辆用油压回路，作业车辆用油压回路包含具有作为驱动第一行走部的致动器的第一行走用马达、作为驱动第二行走部的致动器的第二行走用马达和作为旋转部旋转用的致动器的旋转马达的多种致动器；
多种致动器被分为两组：包含第一行走用马达的第一致动器组和包含旋转马达和第二行走用马达的第二致动器组；
作业车辆用油压回路包含具有第一致动器组和驱动第一致动器组的第一可变容量泵的第一回路、以及具有第二致动器组和驱动第二致动器组的第二可变容量泵的第二回路；
构成旋转马达的驱动源的第二可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值被设定得比第一可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值大。
2.根据权利要求1记载的油压驱动作业车辆，其特征在于：将所述第一可变容量泵通过泵驱动齿轮可传递动力地可动地连结在所述第二可变容量泵上；所述泵驱动齿轮包含能够使所述第二可变容量泵的转速增速得比所述第一可变容量泵的转速高的增速齿轮，由此，第二可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值被设定得比第一可变容量泵单位时间吐出容量的最大值大。
3.根据权利要求1记载的油压驱动作业车辆，其特征在于：设置所述第二可变容量泵的主体与第一可变容量泵的主体之间的容积差，由此来设定第二可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值大于第一可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值。
4.根据权利要求1记载的油压驱动作业车辆，其特征在于：所述第一可变容量泵能用第一泵容量变更操作机构变更吐出容量，所述第二可变容量泵能用第二泵容量变更操作机构变更吐出容量；设置第一泵容量变更操作机构和第二泵容量变更操作机构这两者的操作量范围之差异，由此，把所述第二可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值设定得大于第一可变容量泵的单位时间吐出容量的最大值。
5.根据权利要求1记载的油压驱动作业车辆，其特征在于：所述多种致动器包含分别属于所述第一致动器组和所述第二致动器组的其中一组的铲斗用油压缸、动臂用油压缸、摆动用油压缸、斗杆用油压缸和推土刮板用油压缸。
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