CN104603468A - 工程机械的液压驱动装置 - Google Patents

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Abstract

为了在2个执行器的负荷压差较大的复合操作中发生饱和时，防止低负荷压侧的压力补偿阀的关断而防止低负荷压侧的执行器的减速、停止，并且在2个执行器的负荷压差特别大的复合操作中发生饱和时，确保高负荷压侧的执行器上的所需量的压力油而防止高负荷压侧执行器的减速、停止，在并联油路(41f、41g、41h)上分别配置切换阀(100f、100g、100h)，在对走行用的操作装置(34a、34b)进行操作时切换阀(100f、100g、100h)使并联油路(41f，41g，41h)的通路面积减小。

Description

工程机械的液压驱动装置
技术领域
本发明涉及液压挖掘机等工程机械的液压驱动装置，尤其涉及这样一种工程机械的液压驱动装置，即对液压泵的排出流量进行负载传感控制而使液压泵的排出压比多个执行器的最高负荷压高出仅目标差压。
背景技术
在液压挖掘机等工程机械的液压驱动装置中，有对液压泵的排出流量进行控制而使液压泵(主泵)的排出压比多个执行器的最高负荷压高出仅目标差压的装置，该控制被称为负载传感控制。在进行该负载传感控制的液压驱动装置中，能够分别通过压力补偿阀将多个流量控制阀的前后差压保持为规定差压，在同时驱动多个执行器的复合操作时与各执行器的负荷压的大小无关而按照与各流量控制阀的开口面积对应的比率将压力油向多个执行器供给。
在进行这种负载传感控制的液压驱动装置中，例如在专利文献1所述的液压驱动装置中，将液压泵的排出压与多个执行器的最高负荷压的差压(以下称为负载传感差压)作为目标补偿差压导向压力补偿阀的开口面积增加方向动作的受压部，将压力补偿阀的各目标补偿差压设定为与负载传感差压相当的相同值，将流量控制阀的前后差压保持为该负载传感差压。由此在同时驱动多个执行器的复合操作时，即使在发生液压泵的排出流量不足的状态(以下称为饱和)的情况下，负载传感差压按照饱和的程度而降低的结果是，多个压力补偿阀的目标补偿差压(也就是说流量控制阀的前后差压)一律减小，能够将液压泵的排出流量按照各执行器的要求流量之比进行再分配。
并且，进行负载传感控制的液压驱动装置的压力补偿阀，通常如专利文献1所述那样构成为，当阀芯向开口面积减小方向动作而达到行程端时全闭。
与此相对，在专利文献2中记载了一种液压驱动装置，其构成为，即使在阀塞向开口面积减小方向动作而达到行程端，压力补偿阀也不全闭。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2007-24103号公报
专利文献2：日本特开平7-76861号公报
发明内容
发明所要解决的课题
但是，在上述现有技术中存在如下问题。
如上所述在以往(例如专利文献1记载)的进行负载传感控制的液压驱动装置中，通过设置压力补偿阀，从而在同时驱动多个执行器的复合操作时，能够与负荷压无关地，按照与流量控制阀的开口面积对应的比率，将压力油向多个执行器供给。
并且，在专利文献1所述的液压驱动装置中，由于将负载传感差压设定为目标补偿差压，因此即使在同时驱动多个执行器的复合操作时发生饱和的情况下，也能够将液压泵的排出流量按照各执行器要求的流量之比进行再分配。
但是，在专利文献1所述的液压驱动装置中，由于压力补偿阀构成为在开口面积减小方向的行程端全闭，因此在2个执行器的负荷压差较大的复合操作中发生饱和的情况下，存在低负荷压侧的压力补偿阀极端地节流或关闭、低负荷侧的执行器减速、停止的可能性。
在专利文献2所述的液压驱动装置中，由于压力补偿阀构成为在开口面积减小方向的行程端不全闭，因此即使在上述这样的复合操作中发生饱和，也不会发生低负荷侧的压力补偿阀极端地节流或关闭的情况，能够防止低负荷侧的执行器减速、停止的情况。
但是，在专利文献2所述的液压驱动装置中，在2个执行器的负荷压差特别大的复合操作中发生饱和的情况下，由于低负荷压侧的执行器的压力补偿阀不关闭，因此导致低负荷压侧的执行器取得主泵的大部分排出油，存在高负荷压侧的执行器减速或停止等问题。
例如，在上坡行驶中为了改变前端作业机的姿态而驱动动臂、斗杆、铲斗中任一的液压缸时，行驶马达的负荷压极高，行驶马达与前端作业机的执行器的负荷压差特别大，因此可能导致液压泵的排出油全部流向低负荷侧的执行器即前端作业机的执行器而导致行驶停止。
并且，即使在平地行驶时，为了在行驶中改变推土铲的姿态而对推土铲进行急操作的情况下，也会由于行驶马达与推土铲缸的负荷压差特别大，从而导致液压泵的大部分排出油流向低负荷侧的执行器即推土铲缸，导致行驶减速而使操作感觉受损。
除了行驶马达以外，例如与铲斗交换使用的破碎机等附件所具有的预备执行器的负荷压较高，在与其它的执行器(例如动臂、斗杆、铲斗的液压缸)同时进行驱动的复合操作中负荷压差特别大，因此产生同样的问题。
本发明的目的在于提供一种工程机械的液压驱动装置，在进行负载传感控制的液压驱动装置中，当在2个执行器的负荷压差较大的复合操作中发生饱和时，防止低负荷压侧的压力补偿阀的关闭而防止低负荷压侧的执行器的减速、停止，并且在2个执行器的负荷压差特别大的复合操作中发生饱和时，确保高负荷压侧的执行器上的所需量的压力油而防止高负荷压侧执行器的减速、停止，能够获得良好的复合操作性。
用于解决课题的方法
为了达成上述目的，本发明是一种工程机械的液压驱动装置，具备：可变容量型的液压泵；多个执行器，通过从该液压泵排出的压力油进行驱动；多个流量控制阀，控制从上述液压泵向上述多个执行器供给的压力油的流量；多个操作装置，与上述多个执行器对应地设置，具备生成操作先导压的遥控阀，上述操作先导压用于驱动上述多个流量控制阀；多个压力补偿阀，分别控制上述多个流量控制阀的前后差压；及泵控制装置，对上述液压泵的容量进行负载传感控制，以使上述液压泵的排出压比上述多个执行器的最高负荷压仅高目标差压，上述多个压力补偿阀是在开口面积减小方向的行程端非全闭类型的压力补偿阀，上述多个执行器包括特定的执行器，在与其它的执行器同时进行驱动的复合操作中该特定的执行器为高负荷压侧，在上述其它的执行器的压力补偿阀的上游侧及下流侧的任一个的油路部分上配置切换阀，在对上述多个操作装置中与上述特定的执行器对应的特定的操作装置进行操作时，该切换阀使上述油路部分的通路面积减小。
通过这样使多个压力补偿阀为在开口面积减小方向的行程端非全闭类型的压力补偿阀，从而在2个执行器的负荷压差较大的复合操作中发生饱和时，能够防止低负荷压侧的压力补偿阀的关断，防止低负荷压侧的执行器的减速、停止。
并且，在将在与其它的执行器同时进行驱动的复合操作中为高负荷压侧的执行器定义为特定的执行器时，在其它的执行器的压力补偿阀的上游侧及下流侧的任一个的油路部分上配置切换阀，该切换阀在对多个操作装置中与该特定的执行器对应的特定的操作装置进行操作时使上述油路部分的通路面积减小，从而在操作特定的操作装置时，切换阀使油路部分的通路面积减小。由此，在特定的执行器与其它的执行器的复合操作是负荷压差特别大的复合操作并且在该复合操作中发生饱和时，向其它的执行器(低负荷压侧的执行器)供给的压力油的流量受到抑制，从而确保特定的执行器(高负荷压侧的执行器)上的所需量的压力油，防止特定的执行器(高负荷压执行器)的减速或停止，能够获得良好的复合操作性。
多个压力补偿阀分别配置在从与液压泵连接的供给油路分支的多个并联油路上，配置切换阀的油路部分例如是该多个并联油路中配置其它的执行器的压力补偿阀的并联油路。
由此，在操作特定的操作装置时，仅向与并联油路对应的执行器供给的压力油的流量受到抑制，向除此以外的执行器供给的压力油的流量不受抑制，从而在特定的执行器与除此以外的执行器的复合操作中，能够防止由于除此以外的执行器的速度降低引起的操作性降低。
配置切换阀的油路部分也可以是上述供给油路的一部分，是比配置其它的执行器的压力补偿阀的并联油路的分支位置靠近上游侧的油路部分。
由此，在其它的执行器为多个情况下，通过1个切换阀抑制向多个执行器供给的压力油的流量而能够获得上述效果，因此能够抑制构成零件数而取得更加廉价的效果。
液压驱动装置作为检测特定的操作装置的操作的操作检测装置，例如具备梭阀，该梭阀检测出特定的操作装置的遥控阀生成的操作先导压而作为液压信号输出，此时切换阀可以为通过该液压信号进行切换的液压切换阀。并且，液压驱动装置具备压力传感器，该压力传感器检测出特定的操作装置的遥控阀生成的操作先导压而输出电信号，切换阀可以是基于电信号而动作的电磁切换阀。
并且，液压驱动装置还可以具备：手动选择装置，能够切换为第1位置和第2位置；以及控制装置，在手动选择装置处于第1位置时，使操作特定的操作装置时减小切换阀的上述油路部分的通路面积的功能有效，当手动选择装置切换为第2位置时，则使操作特定的操作装置时减小切换阀的上述油路部分的通路面积的功能无效。
由此，可以根据操作者的喜好、作业的种类而自由地选择是否利用本发明的功能。
特定的执行器例如是驱动工程机械的行驶体的行驶马达，其它的执行器例如是使工程机械的前端作业机动作的多个液压缸的任一个、或使推土铲动作的推土铲缸。
由此，在上坡时的上坡行驶中为了改变前端作业机的姿态而驱动多个液压缸中任一个的液压缸时，通过切换阀抑制向该液压缸供给的压力油的流量，从而确保行驶马达上的所需量的压力油，防止行驶减速、停止而能够获得良好的复合操作性。并且，在平地的行驶中为了改变推土铲的姿态而对推土铲进行急操作时，通过切换阀抑制向推土铲缸供给的压力油的流量，从而确保行驶马达上的所需量的压力油，防止行驶的减速而能够提高操作感觉。
发明的效果
根据本发明，在进行负载传感控制的液压驱动装置中，在2个执行器的负荷压差较大的复合操作中发生饱和时，防止低负荷压侧的压力补偿阀的关断而防止低负荷压侧的执行器的减速、停止，并且在2个执行器的负荷压差特别大的复合操作中发生饱和时，确保高负荷压侧的执行器上的所需量的压力油而防止高负荷压侧执行器的减速、停止，能够获得良好的复合操作性。
附图说明
图1A为表示本发明第1实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置的图。
图1B为将本发明第1实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置中的操作装置及其先导回路部分放大进行表示的图。
图2为表示工程机械即液压挖掘机的外观的图。
图3A为表示行驶用的操作装置的操作杆操作量与操作先导压(液压信号)的关系的图。
图3B为表示行驶用的操作先导压与行驶用的流量控制阀的入口及出口的开口面积的关系的图。
图3C为表示行驶用的操作先导压与切换阀的开口面积的关系的图。
图4为表示本发明第2实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置的图。
图5为表示本发明第3实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置的图。
图6为表示本发明第4实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置的图。
图7为表示本发明第5实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置的图。
图8为表示本发明第6实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置的图。
图9A是在操作特定的操作装置时使油路部分的通路面积减小的切换阀，为表示配置于并联油路的切换阀的变形例的图。
图9B是在操作特定的操作装置时使油路部分的通路面积减小的切换阀，为表示配置于与主泵的供给油路连接的阀内供给油路的切换阀的变形例的图。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的实施方式进行说明。
＜液压挖掘机＞
图2示出液压挖掘机的外观。
在图2中，作为作业机械众所周知的液压挖掘机具备：上部回转体300、下部行驶体301、及摆动式的前端作业机302，前端作业机302由动臂306、斗杆307、及铲斗308构成。上部回转体300能够通过回转马达7的旋转在下部行驶体301上回转。在上部回转体300的前部安装摆动支柱303，在该摆动支柱303上可上下移动地安装有前端作业机302。摆动支柱303能够通过摆动缸9(参照图1)的伸缩而相对于上部回转体300在水平方向上转动，前端作业机302的动臂306、斗杆307、及铲斗308能够通过动臂缸10、斗杆缸11、及铲斗缸12的伸缩而在上下方向上转动。下部行驶体301具备中央框架304，在该中央框架304上安装有推土铲305，其通过推土铲缸8(参照图1A)的伸缩而进行上下动作。下部行驶体301通过行驶马达5、6的旋转而驱动左右的履带310、311来行驶。
＜第1实施方式＞
图1A示出本发明第1实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置。
基本结构
首先，对本实施方式的液压驱动装置的基本结构进行说明。
本实施方式的液压驱动装置，具备：发动机1；通过发动机1进行驱动的主液压泵(以下称为主泵)2；与主泵2连动而通过发动机1进行驱动的先导泵3；通过从主泵2排出的压力油进行驱动的多个执行器5、6、7、8、9、10、11、12即左右的行驶马达5、6、回转马达7、推土铲缸8、摆动缸9、动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12；及控制阀4。本实施方式的液压挖掘机例如是液压袖珍挖掘机。
控制阀4具有：与主泵2的供给油路2a连接，对从主泵2供给各执行器的压力油的方向和流量分别进行控制的多个阀段13、14、15、16、17、18、19、20；选择多个执行器5、6、7、8、9、10、11、12的负荷压中最高的负荷压(以下称为最高负荷压)PLmax向信号油路21输出的多个梭阀22a、22b、22c、22d、22e、22f、22g；与连接在主泵2的供给油路2a上的阀内供给油路4a连接，限制主泵2的最高排出压(最高泵压)的主溢流阀23；与先导液压源33(后述)连接，将供给油路4a及信号油路21的压力作为信号压力输入，将主泵2的排出压(泵压)Pd与最高负荷压PLmax的差压PLS作为绝对压输出的差压减压阀24；及与阀内供给油路4a连接，将供给油路4a及信号油路21的压力作为信号压力输入，当泵压Pd与最高负荷压PLmax的差压PLS超过通过弹簧25a设定的某一定值时使主泵2的一部分排出流量返回油箱T，将差压PLS保持为通过弹簧25a设定的一定值以下的卸载阀25。卸载阀25及主溢流阀23的出口侧与阀内油箱油路29连接，并经由该油路29与油箱T。
阀段13由流量控制阀26a和压力补偿阀27a构成，阀段14由流量控制阀26b和压力补偿阀27b构成，阀段15由流量控制阀26c和压力补偿阀27c构成，阀段16由流量控制阀26d和压力补偿阀27d构成，阀段17由流量控制阀26f和压力补偿阀27f构成，阀段18由流量控制阀26f和压力补偿阀27f构成，阀段19由流量控制阀26g和压力补偿阀27g构成，阀段20由流量控制阀26h和压力补偿阀27h构成。压力补偿阀27a～27h在流量控制阀26a～26h的上游侧、在从与主泵2的供给油路2a连接的阀内供给油路4a分支的多个并联油路41a～41f上分别配置。
流量控制阀26a～26h对从主泵2供给各执行器5～12的压力油的方向和流量分别进行控制，压力补偿阀27a～27h对流量控制阀26a～26h的前后差压分别进行控制。
压力补偿阀27a～27h具有目标差压设定用的开阀侧受压部28a、28b、28c、28d、28f、28f、28g、28h，差压减压阀24的输出压被导向该受压部28a～28h，用液压泵压Pd与最高负荷压PLmax的差压PLS的绝对压(以下称为绝对压PLS)设定目标补偿差压。通过这样将流量控制阀26a～26h的前后差压控制为相同的差压PLS这样的值，从而压力补偿阀27a～27h将流量控制阀26a～26h的前后差压控制为与液压泵压Pd和最高负荷压PLmax的差压PLS相等。由此，在同时驱动多个执行器的复合操作时，能够与执行器5～12的负荷压的大小无关地，而与流量控制阀26a～26h的开口面积比对应地分配主泵2的排出流量，确保复合操作性。并且，在主泵2的排出流量成为不满足要求流量的饱和状态时，差压PLS与该供给不足的程度对应地降低，相应地压力补偿阀27a～27h控制的流量控制阀26a～26h的前后差压以相同比例降低且流量控制阀26a～26h的通过流量以相同比例减小，因此在该情况下也能够与流量控制阀26a～26h的开口面积比对应地分配主泵2的排出流量，确保复合操作性。
图1A的示意性表示可知，压力补偿阀27a～27h是在开口面积减小方向(图示左方向)的行程端非全闭类型的压力补偿阀。
并且，液压驱动装置具备：发动机转速检测阀30，与先导泵3的供给油路3a连接,与先导泵3的排出流量对应地输出绝对压；先导液压源33，连接在发动机转速检测阀30的下流侧,具有将先导油路31的压力保持一定的先导溢流阀32；操作装置34a、34b、34c、34d、34e、34f、34g、34h，与先导油路31连接,具备遥控阀34a-2、34b-2、34c-2、34d-2、34e-2、34f-2、34g-2、34h-2(参照图1B)，这些遥控阀用于生成操作先导压(先导二次压)a、b、c、d、e、f、g、h、i、j、k、l、m、n、o、p，而这些操作先导压(先导二次压)用于将先导液压源32的压力作为源压(先导一次压)操作流量控制阀26a～26h。
发动机转速检测阀30具有：设置在将先导泵3的供给油路3a与先导油路31连接的油路上的节流元件(固定节流部)30f；与节流元件30f并联连接的流量检测阀30a；及差压减压阀30b。流量检测阀30a的输入侧与先导泵3的供给油路3a连接，流量检测阀30a的输出侧与先导油路31连接。流量检测阀30a具有随通过流量增大而增大开口面积的可变节流部30c，先导泵3的排出油通过节流元件30f及流量检测阀30a的可变节流部30c这两者流向先导油路31侧。此时，在节流元件30f和流量检测阀30a的可变节流部30c中产生随通过流量增加而增大的前后差压，差压减压阀30b将该前后差压作为绝对压Pa输出。先导泵3的排出流量随发动机1的转速发生变化，因此通过检测节流元件30f及可变节流部30c的前后差压，从而能够检测先导泵3的排出流量，检测发动机1的转速。并且，由于可变节流部30c构成为随着通过流量增大(随着前后差压变高)而增大开口面积，从而随着通过流量增大而前后差压的上升程度平缓。
主泵2为可变容量型的液压泵，具有用于控制其倾转角(容量)的泵控制装置35。泵控制装置35由泵转矩控制部35A和LS控制部35B构成。
泵转矩控制部35A具有转矩控制倾转执行器35a，转矩控制倾转执行器35a当主泵2的排出压提高时则驱动主泵2的斜盘(容量可变部件)2s使主泵2的倾转角(容量)减小，限制主泵2的输入转矩不超过预先设定的最大转矩。由此，能够限制主泵2的消耗功率，防止由过负荷引起的发动机1的停止(发动机失速)。
LS控制部35B具有LS控制阀35b及LS控制倾转执行器35c。
LS控制阀35b具有对置的受压部35d、35e，经由油路40，发动机转速检测阀30的差压减压阀30b生成的绝对压Pa被作为负载传感控制的目标差压(目标LS差压)导向受压部35d，而差压减压阀24生成的绝对压PLS(主泵2的排出压Pd与最高负荷压PLmax的差压PLS)被作为反馈差压导向受压部35e。LS控制阀35b在绝对压PLS比绝对压Pa高时(PLS＞Pa)，则将先导液压源33的压力导向LS控制倾转执行器35c，当绝对压PLS比绝对压Pa低时(PLS＜Pa)，则使LS控制倾转执行器35c与油箱T连通。LS控制倾转执行器35c在先导液压源33的压力导通时，则驱动主泵2的斜盘2s使主泵2的倾转角减小，而当与油箱T连通时则驱动主泵2的斜盘2s使主泵2的倾转角增大。由此，控制主泵2的倾转角(容量)而使主泵2的排出压Pd仅比最高负荷压PLmax高出绝对压Pa(目标差压)。
这里，绝对压Pa是与发动机转速对应地变化的值，因此通过将绝对压Pa用作负载传感控制的目标差压，用主泵2的排出压Pd与最高负荷压PLmax的差压的绝对压PLS设定压力补偿阀27a～27h的目标补偿差压，从而能够进行与发动机转速对应的执行器速度的控制。
卸载阀25的弹簧25a的设定压，设定为比发动机1处于额定最高转速时的发动机转速检测阀30的差压减压阀30b生成的绝对压Pa(负载传感控制的目标差压)稍高。
图1B是将操作装置34a、34b、34c、34d、34e、34f、34g、34h及其先导回路部分放大进行表示的图。
操作装置34a具有操作杆34a-1和遥控阀34a-2，遥控阀34a-2具备1对减压阀Pva、PVb。将操作杆34a-1向图示右方向操作时，则遥控阀34a-2的减压阀PVa动作而生成与操作杆34a-1的操作量对应的大小的操作先导压a，而当对操作杆34a-1向图示左方向操作时，则遥控阀34a-2的减压阀PVb动作而生成与操作杆34a-1的操作量对应的大小的操作先导压b。
操作装置34b～34h也是同样地构成。也就是说，操作装置34b～34h分别具有操作杆34b-1、34c-1、34d-1、34e-1、34f-1、34g-1、34h-1和遥控阀34b-2、34c-2、34d-2、34e-2、34f-2、34g-2、34h-2，在对操作杆34b-1、34c-1、34d-1、34e-1、34f-1、34g-1、34h-1向图示右方向操作时，则遥控阀34b-2、34c-2、34d-2、34e-2、34f-2、34g-2、34h-2的减压阀PVc，PV e，PVg，PVi，PVk，PVm，PVo分别动作而生成与操作杆34b-1、34c-1、34d-1、34e-1、34f-1、34g-1、34h-1的操作量对应的大小的操作先导压c、e、g、i、k、m、o，而当将操作杆34b-1、34c-1、34d-1、34e-1、34f-1、34g-1、34h-1向图示左方向操作时，则遥控阀34b-2、34c-2、34d-2、34e-2、34f-2、34g-2、34h-2的减压阀PVd、PVf、PVh、PVj，PVl，PVn，PVp分别动作而生成与操作杆34b-1、34c-1、34d-1、34e-1、34f-1、34g-1、34h-1的操作量对应的大小的操作先导压d、f、h、j、l、n、p。
特征的结构
下面，对本实施方式的液压驱动装置的特征性结构进行说明。
本实施方式的液压驱动装置作为其特征性结构而具备切换阀100f、100g、100h，这些切换阀100f、100g、100h在动臂用的压力补偿阀27f的上游侧的油路部分即并联油路41f、斗杆用的压力补偿阀27g的上游侧的油路部分即并联油路41g、铲斗用的压力补偿阀27h的上游侧的油路部分即油路部分41h上分别配置，且在对行驶用的操作装置34a、34b进行操作时使并联油路41f、41g、41h的通路面积减小。
切换阀100f、100g、100h分别具有全开的连通位置和使开口面积减小的节流位置这2个位置，在没有对行驶用的操作装置34a、34b进行操作时处于图示左侧的全开的连通位置，而在对行驶用的操作装置34a、34b进行操作时则切换为图示右侧的节流位置。切换阀100f、100g、100h分别切换为节流位置，从而使压力补偿阀27f、27g、27h的上游侧的油路部分即并联油路41f、41g、41h的通路面积减小。
并且，本实施方式的液压驱动装置还具备操作检测装置43，该操作检测装置43对行驶用的操作装置34a、34b的操作进行检测。该操作检测装置43具有梭阀48a，48b，48c，这些梭阀48a，48b，48c将行驶用的操作装置34a、34b生成的操作先导压(行驶用的操作先导压)检出而作为液压信号输出(参照图1B)。切换阀100f、100g、100h是通过该液压信号(行驶用的操作先导压)进行切换的液压切换阀，该液压信号被导向切换阀100f、100g、100h的受压部101f、101g、101h。在不操作行驶用的操作装置34a、34b，没有生成行驶的操作先导压时，切换阀100f、100g、100h处于图示左侧的连通位置，而当对行驶用的操作装置34a、34b进行操作，行驶用的操作先导压被作为液压信号导向切换阀100f、100g、100h的受压部101f、101g、101h时，则切换阀100f、100g、100h切换为图示右侧的节流位置。
图3A为表示操作装置34a、34b的操作杆操作量与操作先导压(液压信号)的关系的图，图3B为表示操作先导压与行驶用的流量控制阀26a、26b的入口及出口的开口面积的关系的图，图3C为表示操作先导压与切换阀100f、100g、100h的开口面积的关系的图。随着操作杆操作量增大，操作先导压从最小压力Ppmin增大至最大压力Ppmax(图3A)，随着操作先导压增大，流量控制阀26a、26b的入口及出口的开口面积从零增大至最大Amax(图3B)。
图3A的Xa是切换阀100f、100g、100h的切换操作杆操作量，图3A～图3C的Ppa、Aa-in是与操作杆操作量Xa对应的操作先导压及入口开口面积，图3C的A100-max是切换阀100f、100g、100h处于连通位置时的开口面积，A100-lim是切换阀100f、100g、100h处于节流位置时的开口面积。在没有对行驶的操作装置34a、34b的操作杆34a-1、34b-1进行操作时，不生成行驶的操作先导压，因此切换阀100f、100g、100h处于图示左侧的连通位置。此时，切换阀100f、100g、100h的开口面积为A100-max。在对行驶的操作装置34a、34b的操作杆34a-1、34b-1进行操作时，则生成行驶的操作先导压，行驶用的流量控制阀26a、26b的入口开口面积增大而供给行驶马达5、6的压力油的流量增加。但是，当操作杆操作量为Xa以下、行驶的操作先导压为Ppa以下时，切换阀100f、100g、100h不进行切换，而保持于图示左侧的连通位置，切换阀100f、100g、100h的开口面积保持为A100-max不变。当操作杆操作量超过Xa、操作先导压比Ppa高时，则切换阀100f、100g、100h切换为图示右侧的节流位置，切换阀100f、100g、100h的开口面积减小为A100-lim。这里，切换阀100f、100g、100h的操作杆操作量Xa设定为接近最大操作量Full的值，此时，与切换操作杆操作量Xa对应的操作先导压Ppa及入口开口面积Aa-in分别为接近最大压力Ppmax及最大开口面积Ain-max的值。切换操作杆操作量Xa例如优选最大操作量Full的70～95％左右的值，更优选为最大操作量Full的80～90％左右的值。并且如图所示，在具有操作先导压从Ppa阶段地上升至Ppmax的特性时，优选与操作先导压阶段地上升时的操作量配合，或者成为刚好在此之前的操作量。
这里，在上坡行驶中进行驱动动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12的任一个的复合操作时，行驶马达5、6与动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12的负荷压差特别大，低负荷压侧的执行器即动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12的压力补偿阀进行动作直到接近开口面积减小方向的行程端为止。在这种负荷压差特别大的复合操作中发生饱和时，低负荷压侧的执行器取得主泵的大部分排出流量，存在导致行驶马达5、6停止的可能性。在这种负荷压差特别大的复合操作中，将高负荷压侧的执行器在本申请说明书中称为“特定的执行器”。作为特定的执行器的例子，如后所述，除了行驶马达以外还包括破碎机等附件所具备的预备执行器。
基本结构的动作
首先，对本实施方式的液压驱动装置的基本结构的动作进行说明。
＜全部的操作杆处于中立时＞
当全部的操作装置34a～34h的操作杆34a-1～34h-1处于中立位置时，全部的流量控制阀26a～26h处于中立位置而不会向执行器5～12供给压力油。并且，当流量控制阀26a～26h处于中立位置时，通过梭阀22a～22g检出的最高负荷压PLmax成为油箱压。
来自主泵2的排出油向供给油路2a、4a供给，供给油路2a、4a的压力上升。在供给油路4a上设有卸载阀25，卸载阀25当供给油路2a的压力比最高负荷压PLmax(现时为油箱压)高出弹簧25a的设定压以上时，则成为开状态而使供给油路2a的压力油返回油箱，限制供给油路2a的压力上升。由此，主泵2的排出压被控制于最低压力Pmin。
差压减压阀24将主泵2的排出压Pd和最高负荷压PLmax(现时为油箱压)的差压PLS作为绝对压输出。将发动机转速检测阀30的输出压和差压减压阀24的输出压导向主泵2的LS控制部35B的LS控制阀35b，主泵2的排出压上升，当差压减压阀24的输出压比发动机转速检测阀30的输出压大时，则LS控制阀35b切换为图示右侧的位置，将先导液压源33的压力导向LS控制倾转执行器35c，将主泵2的倾转角控制为较小。但是，由于在主泵2上设有规定其最小倾转角的挡块(未图示)，因此主泵2被保持于通过该挡块规定的最小倾转角qmin而排出最少流量Qmin。
＜对操作杆进行操作时＞
在对任意的被驱动部件、例如动臂用的操作装置34f的操作杆34f-1进行操作时，切换动臂用的流量控制阀26f，向动臂缸10供给压力油，驱动动臂缸10。
流过流量控制阀26f的流量由流量控制阀26f的入口节流的开口面积和入口节流的前后差压决定，入口节流的前后差压通过压力补偿阀27f被控制为与差压减压阀24的输出压相等，因此流过流量控制阀26f的流量(因此动臂缸10的驱动速度)与操作杆的操作量对应地进行控制。
另一方面，通过梭阀22a～22g将动臂缸10的负荷压作为最高负荷压检出，向差压减压阀24及卸载阀25传送。
将动臂缸10的负荷压作为最高负荷压导向卸载阀25时，则相应地卸载阀25的开启压力(卸载阀25开始打开的压力)上升，当供给油路2a的压力过渡性地与最高负荷压相比高出弹簧25a的设定压以上时，则卸载阀25开阀而使供给油路4a的压力油返回油箱。由此，可以限制供给油路2a、4a的压力与最高负荷压PLmax相比上升至弹簧25a的设定压以上的情况。
当动臂缸10开始动作时，供给油路2a、4a的压力会暂时地降低。此时，由于供给油路2a的压力与动臂缸10的负荷压差，被作为差压减压阀24的输出压输出，因此差压减压阀24的输出压降低。
将发动机转速检测阀30的输出压和差压减压阀24的输出压导向主泵2的LS控制部35B的LS控制阀35b，当差压减压阀24的输出压比发动机转速检测阀30的输出压低时，LS控制阀35b切换为图示左侧的位置，使LS控制倾转执行器35c与油箱T连通而使LS控制倾转执行器35c的压力油返回油箱，进行控制使主泵2的倾转角增加，主泵2的排出流量增加。该主泵2的排出流量增加持续到差压减压阀24的输出压与发动机转速检测阀30的输出压相等为止。通过这一系列的动作，进行控制而使主泵2的排出压(供给油路2a、4a的压力)仅比最高负荷压PLmax高发动机转速检测阀30的输出压(目标差压)，进行将动臂用的流量控制阀26f要求的流量向动臂缸10供给的所谓的负载传感控制。
在对2个以上的被驱动部件的操作装置、例如动臂用的操作装置34f和斗杆用的操作装置34g的操作杆34f-1、34g-1进行操作时，切换流量控制阀26f、26g而向动臂缸10及斗杆缸11供给压力油，驱动动臂缸10及斗杆缸11。
动臂缸10及斗杆缸11的负荷压中较高一方的压力通过梭阀22a～22g被作为最高负荷压PLmax检出，向差压减压阀24及卸载阀25传送。
将梭阀22a～22g检测的最高负荷压PLmax导向卸载阀25时的动作，与单独驱动动臂缸10时相同，卸载阀25的开启压力随着最高负荷压PLmax的上升而上升，限制供给油路2a、4a的压力与最高负荷压PLmax相比上升到弹簧25a的设定压以上的情况。
并且，将发动机转速检测阀30的输出压和差压减压阀24的输出压导向主泵2的LS控制部35B的LS控制阀35b，与单独驱动动臂缸10时同样地，将主泵2的排出压(供给油路2a、4a的压力)控制为仅比最高负荷压PLmax高发动机转速检测阀30的输出压(目标差压)，进行将流量控制阀26f、26g要求的流量向动臂缸10及斗杆缸11供给的所谓的负载传感控制。
差压减压阀24的输出压被作为目标补偿差压导向压力补偿阀27a～27h，压力补偿阀27f、27g将流量控制阀26f、26g的前后差压控制为与主泵2的排出压和最高负荷压PLmax的差压相等。由此，能够与动臂缸10和斗杆缸11的负荷压的大小无关地，按照与流量控制阀26f、26g的入口节流部的开口面积对应的比率向动臂缸10和斗杆缸11供给压力油。
此时，在主泵2的排出流量成为不满足流量控制阀26f、26g要求的流量的饱和状态时，差压减压阀24的输出压(主泵2的排出压与最高负荷压PLmax的差压)按照饱和的程度而降低，相应地压力补偿阀27a～27h的目标补偿差压也减小，从而能够将主泵2的排出流量按照流量控制阀26f、26g要求的流量之比进行再分配。
并且，由于压力补偿阀27a～27h构成为在开口面积减小方向(图示左方向)的行程端不会全闭，因此在动臂缸10和斗杆缸11中的一方的操作中对另一方进行操作的复合操作中发生饱和，即使低负荷侧的压力补偿阀向开口面积减小方向较大地动作，也能够防止低负荷压侧的压力补偿阀的关断，不会完全地截断压力油，因此能够防止低负荷压侧的执行器的减速、停止。
＜降低发动机转速时＞
以上的动作是在发动机1处于最高额定转速时进行的。在发动机1的转速降低至低速时，则发动机转速检测阀30的输出压相应地降低，因此LS控制部35B的LS控制阀35b的目标差压也同样地降低。并且，负载传感控制的结果是，压力补偿阀27a～27h的目标补偿差压也同样地降低。由此，随着发动机转速的降低，主泵2的排出流量和流量控制阀26a～26h的要求流量减小，避免执行器5～12的驱动速度过快而能够提高降低发动机转速时的微操作性。
特征性结构的动作
下面，对本实施方式的液压驱动装置特征性结构的动作进行说明。
在对行驶用的操作装置34a、34b的操作杆34a-1、34b-1进行操作时，与上述复合操作时同样地切换流量控制阀26a、26b而向行驶马达5、6供给压力油，并且通过负载传感控制来控制主泵2的排出流量，将流量控制阀26a、26b要求的流量向行驶马达5、6供给，液压挖掘机进行行驶。
为了在行驶中改变前端作业机的姿态而对动臂、斗杆、铲斗的任一个、例如斗杆用的操作装置34g的操作杆34g-1进行操作时，切换流量控制阀26g而也向斗杆缸11供给压力油来驱动斗杆缸11。
但是，在压力补偿阀在开口面积减小方向的行程端非全闭类型的压力补偿阀即以往的结构中，在行驶中对其它的被驱动部件(例如动臂、斗杆、铲斗)进行操作时，特别是在上坡等行驶负荷压较大的条件下，负荷压比行驶马达低的动臂缸、斗杆缸、铲斗缸等低负荷的执行器的压力补偿阀即使达到行程端也是打开的，因此导致液压泵的排出流量全部流向低负荷的执行器，存在导致行驶减速、停止的可能性。
与此相对，在本实施方式中，在对行驶用操作装置34a、34b的操作杆34a-1、34b-1进行满载操作而产生行驶的操作先导压时，切换阀100f、100g、100h切换为图示右侧的节流位置，使压力补偿阀27f、27g、27h的上游侧的油路部分即并联油路41f、41g、41h的通路面积减小。其结果是，上坡行驶等行驶负荷压较大的条件下对动臂、斗杆、铲斗的任一个例如斗杆用的操作装置34g的操作杆34g-1进行操作时，流量控制阀26g的通过流量受到限制，向斗杆缸11供给的压力油的流量受到抑制。由此能够确保行驶马达5、6上的所需量的压力油，防止行驶减速、停止而获得良好的复合操作性。
另一方面，平地上的行驶复合操作多在低速时进行，多是行驶马达5、6的负荷压不太高的情况。在这种低速时的行驶复合操作中，在对行驶用的操作装置34a、34b的操作杆34a-1、34b-1进行操作时切换阀100f、100g、100h切换为节流位置时，则尽管低负荷压侧的执行器取得主泵2的大部分排出油的可能性较小，但是存在向动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12供给的压力油流量受到抑制、前端作业机302的动作延迟而作业性降低的可能性。
在本实施方式中，由于如上所述将切换阀100f、100g、100h的切换操作杆的操作量Xa设定为接近最大操作量Full的值，因此在平地上低速的行驶复合操作中，操作杆的操作量比Xa小，在对行驶用的操作装置34a、34b的操作杆34a-1、34b-1进行操作时切换阀100f、100g、100h不会切换为节流位置，不会抑制向动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12供给的压力油流量。其结果是，能够防止前端作业机302的动作延迟而作业性降低的情况。
效果
如以上这样根据本实施方式，在2个执行器的负荷压差较大的复合操作中发生饱和时，能够防止低负荷压侧的压力补偿阀的关断而防止低负荷压侧的执行器的减速、停止，并且在包含特定的执行器即行驶马达5、6的驱动的行驶复合操作中，能够抑制其它的执行器即动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12上的压力油流入，确保行驶马达5、6所需量的压力油而防止行驶的减速、停止，能够提高行驶复合操作性。
并且，由于将切换阀100f、100g、100h的切换操作杆操作量Xa设定为接近最大操作量Full的值，因此能够在平地的低速行驶复合操作中，前端作业机302的动作不会延迟，能够防止作业性降低。
并且，由于将切换阀100f、100g、100h配置于并联油路41f、41g、41h，因此在对行驶用的操作装置34a、34b的操作杆34a-1、34b-1进行操作时，仅抑制向与并联油路41f、41g、41h对应的执行器(动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12)供给的压力油的流量，而不抑制向除此以外的执行器供给的压力油的流量，因此在对行驶马达5、6和除此以外的执行器进行驱动的复合操作中能够防止由于除此以外的执行器的速度降低而引起的操作性降低。
＜第2实施方式＞
图4示出本发明第2实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置。在图中，对与图1所示部件相同的部分标记相同符号而省略说明。本实施方式与第1实施方式区别在于，在动臂用、斗杆用、铲斗用的压力补偿阀27f、27g、27h的上游侧的油路部分上配置的切换阀的结构。
也就是说，虽然在图1所示的第1实施方式中，是在配置动臂用的压力补偿阀27f、斗杆用的压力补偿阀27g、铲斗用的压力补偿阀27h的并联油路41f、41g、41h上分别配置切换阀100f、100g、100h，但是在本实施方式的液压驱动装置中，是在与主泵2的供给油路2a连接的供给油路4a的油路部分上，比配置动臂用的压力补偿阀27f、斗杆用的压力补偿阀27g、铲斗用的压力补偿阀27h的并联油路41f、41g、41h的最上游的分支位置靠近上游侧的油路部分42上配置有1个切换阀100。
切换阀100与切换阀100f、100g、100h同样地具有全开的连通位置和使开口面积减小的节流位置这2个位置，在没有对行驶用的操作装置34a、34b进行操作时处于图示左侧的全开的连通位置，且在对行驶用的操作装置34a、34b进行操作时，将液压信号(行驶用的操作先导压)导向受压部101而切换为图示右侧的节流位置。当切换阀100切换为节流位置时，则油路部分42的通路面积减小，流量控制阀26f、26g、26h的通过流量受到限制。
在这样构成的本实施方式中，在对行驶用的操作装置34a、34b进行满载操作时，发生行驶的操作先导压，从而切换阀100切换为图示下侧的节流位置，流量控制阀26f、26g、26h的通过流量受到限制，因此向动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12供给的压力油受到抑制。因此，能够确保行驶马达5、6上的所需量的压力油，防止行驶停止而获得良好的复合操作性。
这样在本实施方式中，能够获得与第1实施方式同样的效果。
并且，在本实施方式中通过1个切换阀100抑制向多个执行器供给的压力油的流量，能够获得上述效果而减少了结构零件数并能够更加廉价地取得效果。
＜第3实施方式＞
图5示出本发明第3实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置。在图中，对与图1所示部件相同的部分标记相同符号而省略说明。本实施方式与第1实施方式区别在于，在压力补偿阀的上游侧的油路部分上设置的切换阀的切换方式。
也就是说，本实施方式的液压驱动装置，取代第1实施方式的液压式的切换阀100f、100g、100h而具备电磁切换阀46f、46g、46h和控制器71，并且作为操作检测装置43A，除了梭阀48a～48c(参照图1B)以外还具有压力传感器72，压力传感器72检测多个操作装置中的行驶用的操作装置的34a、34b的遥控阀生成的操作先导压而输出电信号。压力传感器72的电信号被输入控制器71，控制器71根据该电信号计算操作先导压，当该操作先导压超过Ppa(参照图3A)时则将驱动信号向电磁切换阀46f、46g、46h的电磁螺线管输出。
在不对行驶用的操作装置(特定的操作装置)34a、34b进行操作、不从控制器71输出驱动信号时，电磁切换阀46f、46g、46h处于图示左侧的连通位置，在对行驶用的操作装置34a、34b进行操作、从控制器71输出驱动信号时，电磁切换阀46f、46g、46h切换为图示右侧的节流位置。电磁切换阀46f、46g、46h分别切换为节流位置而使并联油路41f、41g、41h的通路面积减小，流量控制阀26f，g，h的通过流量受到限制。
因此，在本实施方式中也能够获得与第1实施方式同样的效果。
另外，本实施方式将图1的切换阀100f、100g、100h置换为电磁切换阀，使图4的切换阀100为电磁切换阀，设置与本实施方式同样的压力传感器和控制器，能够按照来自控制器的电信号切换电磁切换阀。
＜第4实施方式＞
图6示出本发明第4实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置。在图中，对与图1所示部件相同的部分标记相同符号而省略说明。本实施方式与第1实施方式的区别在于将行驶先导压导向切换阀100f、100g、100h的结构。
也就是说，本实施方式的液压驱动装置，还具备能够在第1位置与第2位置之间切换的手动选择装置81。手动选择装置81例如是输出与切换位置对应的电信号的开关。并且，本实施方式还具备电磁切换阀83，电磁切换阀83配置在将操作检测装置43检测出的液压信号导向切换阀100f、100g、100h的受压部101f、101g、101h的油路48上，基于来自手动选择装置(手动开关)81的电信号而动作。
当手动选择装置81在第1位置而不输出电信号时，电磁切换阀83处于图示下侧的第1位置，在该第1位置能够将操作检测装置43检测出的液压信号导向切换阀100f、100g、100h的受压部101f、101g、101h，当手动选择装置81切换为第2位置而将电信号向电磁切换阀83的螺线管83a输出时，则切换为图示上侧的第2位置，操作检测装置43检测出的液压信号不导向切换阀100f、100g、100h的受压部101f、101g、101h。
由此，在手动选择装置81处于第1位置时，对行驶用的操作装置(特定的操作装置)34a、34b进行操作时的切换阀100f、100g、100h的功能(使并联油路41f、41g、41h的通路面积减小的功能)有效，能够与上述实施方式同样地，在行驶复合操作时对动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12通过切换阀100f、100g、100抑制压力油的供给。另一方面，当手动选择装置81切换为第2位置时，抑制对行驶用的操作装置(特定的操作装置)34a、34b进行操作时的通过切换阀100f、100g、100h进行的压力油的供给的功能无效，即使在行驶复合操作时，对动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12的压力油抑制消除，能够进行现有的动作。
在这样结构的本实施方式中，可以根据操作者的喜好、作业种类自由地选择是否利用本发明的功能。
＜第5实施方式＞
图7示出本发明的第5实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置。在图中，对与图1所示部件相同的部分标记相同号而省略说明。在本实施方式中，通过在压力补偿阀的上游侧的油路部分上配置的切换阀，不仅是动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12而且对推土铲缸8也能够抑制在行驶复合操作中供给的流量。
也就是说，虽然在图1的第1实施方式中，是在配置动臂用的压力补偿阀27g、铲斗用的压力补偿阀27h的并联油路41f、41g、41h上分别配置切换阀100f、100g、100h，但是在本实施方式的液压驱动装置中，在配置推土铲用的压力补偿阀27d的并联油路41d上也配置有切换阀100d。
切换阀100d与切换阀100f、100g、100h同样地具有全开的连通位置和使开口面积减小的节流位置这2个位置，在没有对行驶用的操作装置34a、34b进行操作时处于图示左侧的全开的连通位置，在对行驶用的操作装置34a、34b进行满载操作时，将液压信号(行驶用的操作先导压)导向受压部101d而切换为图示右侧的节流位置。当切换阀100d切换为节流位置时，则并联油路41d的通路面积减小，流量控制阀26d的通过流量受到限制。
在行驶中对推土铲用的操作装置34d进行急操作时，也会在压力补偿阀在开口面积减小方向的行程端非全闭类型的压力补偿阀即以往的结构中，瞬间地向推土铲缸8流动压力油，因此行驶减速而在体感上产生冲击，导致操作感觉受损。
与此相对在本实施方式中，为了行驶中的前端动作而与对动臂、斗杆、铲斗中任一个操作装置的操作杆进行操作时同样地，通过切换阀100d抑制向推土铲缸8供给的压力油的流量，因此能够确保行驶马达5、6上的所需量的压力油，防止行驶减速而提高操作感觉。
＜第6实施方式＞
图8示出本发明第5实施方式的液压挖掘机的液压驱动装置。图中，对与图1所示部件相同的部分标记相同符号而省略说明。本实施方式是通过改变图4所示第2实施方式的切换阀的配置位置，从而能够不仅是动臂缸10、斗杆缸11、铲斗缸12而是对行驶以外的全部的执行器7～12抑制在行驶复合操作中供给的流量。
也就是说，虽然在图4所示的第2实施方式中，在与主泵2的供给油路2a连接的供给油路4a的油路部分上、比配置动臂用的压力补偿阀27f、斗杆用的压力补偿阀27g、铲斗用的压力补偿阀27h的并联油路41f、41g、41h的分支位置靠近上游侧的油路部分42上配置了1个切换阀100，但是在本实施方式的液压驱动装置中，在比配置了行驶以外的压力补偿阀27c～27h的并联油路41c～41h的最上游的分支位置靠近上游侧的油路部分42A上配置有具备受压部101A的1个切换阀100A。
在这样结构的本实施方式中，在对行驶用的操作装置34a、34b进行满载操作时，产生行驶的操作先导压，从而切换阀100A切换为图示下侧的节流位置，流量控制阀26d～26h的通过流量受到限制，因此向行驶以外的全部执行器即执行器7～12供给的压力油受到抑制。因此，相对于行驶以外的全部的执行器7～12，能够确保行驶复合操作中的行驶马达5、6上的所需量的压力油，防止行驶停止而获得良好的复合操作性。
＜其它＞
以上的实施方式可以在本发明精神的范围内进行各种变更。
例如，虽然在上述实施方式中，作为在操作特定的操作装置时使上述油路部分的通路面积减小的切换阀，使用了具有全开的连通位置和使开口面积减小的节流位置这2个位置，在没有对行驶用的操作装置34a、34b进行操作时处于全开的连通位置，且在对行驶用的操作装置34a、34b进行操作时切换为节流位置，从而使上述油路部分的通路面积减小的切换阀(切换阀100f、100g、100h等)，但是切换阀不必局限于这种结构。图9A及图9B是表示在操作特定的操作装置时使上述油路部分的通路面积减小的切换阀的其它例子的图。图9A是在并联油路41f等中配置的切换阀的其它例子，图9B是在与主泵2的供给油路2a连接的供给油路4a的油路部分42上配置的切换阀的其它例子。如这些图所示，在并联油路41f或供给油路4a的油路部分42上设置旁通油路48或49，使旁通油路48或49的通路面积比并联油路41f或供给油路4a的油路部分42的通路面积小，使旁通油路48或49具备与切换阀100f处于节流位置时同等的节流效果。另一方面，切换阀101fB或100B具有全开的连通位置和全闭的闭位置这2个位置，且结构为：在没有对行驶用的操作装置34a、34b进行操作时处于全开的连通位置，而在对行驶用的操作装置34a、34b进行操作时切换为闭位置。在切换阀101fB或100B切换为闭位置时，并联油路41f或油路部分42的切换阀101fB或100B的上下游部分仅通过具有节流效果的旁通油路48或49连通。由此，切换阀101fB或100B也能够在操作特定的操作装置时使并联油路41f或供给油路4a的油路部分42的通路面积减小，能够取得与使用切换阀100f等或切换阀100等时同样的效果。
并且，虽然在上述实施方式中对特定的执行器为行驶马达的情况进行了说明，但是除了行驶马达以外，只要是具有在具备在开口面积减小方向的行程端非全闭的压力补偿阀的液压驱动装置中、进行负荷压差特别大的复合操作而发生饱和的情况下、低负荷压侧的执行器取得主泵的大部分排出流量而导致停止的可能性的执行器，则适用本发明即可取得同样的效果。例如破碎机等附件具备的预备执行器的负荷压通常较高，通过将预备执行器作为特定的执行器适用本发明，从而能够在与其它的执行器(例如动臂、斗杆、铲斗等)的复合操作时限制其它的执行器上的要求流量，而向预备执行器优先供给压力油。
并且，虽然在以上实施方式中对工程机械为液压挖掘机的情况进行了说明，但是对液压挖掘机以外工程机械(例如液压起重机、轮式挖掘机等)适用本发明能够获得同样的效果。
符号说明
1：发动机；2：液压泵(主泵)；2a：供给油路；3：先导泵；3a：供给油路；4：控制阀；4a：阀内供给油路；5～12：执行器；5、6：行驶马达(特定的执行器)；7：回转马达；8：推土铲缸；9：摆动缸；10：动臂缸；11：斗杆缸；12：铲斗缸；13～20：阀段；21：信号油路；22a～22g：梭阀；23：主溢流阀；24：差压减压阀；25：卸载阀；25a：弹簧；26a～26h：流量控制阀；27a～27h：压力补偿阀；29：阀内油箱油路；30：发动机转速检测阀装置；30a：流量检测阀；30b：差压减压阀；30c：可变节流部；30f：固定节流部；31：先导油路；32：先导溢流阀；33：先导液压源；34a～34h：操作装置；34a-1～34h-1：操作杆；34a-2～34h-2：遥控阀；35：泵控制装置；35A：泵转矩控制部；35B：LS控制部；35a：转矩控制倾转执行器；35b：LS控制阀；35c：LS控制倾转执行器；35d、35e：受压部；41a～41h：并联油路；42、42A：油路部分；43、43A：操作检测装置；46f、46g、46h：电磁切换阀；48：旁通油路；49：旁通油路；71：控制器；72：压力传感器；81：手动选择装置；83：电磁切换阀；100f、100g、100h：切换阀；101f、101g、101h：受压部；100：切换阀；101：受压部；100d：切换阀；101d：受压部；100A：切换阀；101A：受压部；100fB：切换阀；101fB：受压部；100B：切换阀；101B：受压部；300：上部回转体；301：下部行驶体；302：前端作业机；303：摆动支柱；304：中央框架；305：推土铲；306：动臂；307：斗杆；308：铲斗；310、311：履带。

Claims (7)

1.一种工程机械的液压驱动装置，具备：
可变容量型的液压泵；
多个执行器，通过从该液压泵排出的压力油进行驱动；
多个流量控制阀，控制从上述液压泵向上述多个执行器供给的压力油的流量；
多个操作装置，与上述多个执行器对应地设置，具备生成操作先导压的遥控阀，上述操作先导压用于驱动上述多个流量控制阀；
多个压力补偿阀，分别控制上述多个流量控制阀的前后差压；及
泵控制装置，对上述液压泵的容量进行负载传感控制，以使上述液压泵的排出压比上述多个执行器的最高负荷压仅高目标差压，
上述多个压力补偿阀是在开口面积减小方向的行程端非全闭类型的压力补偿阀，
上述工程机械的液压驱动装置的特征在于，
上述多个执行器包括特定的执行器，在与其它的执行器同时进行驱动的复合操作中该特定的执行器为高负荷压侧，
在上述其它的执行器的压力补偿阀的上游侧及下流侧的任一个的油路部分上配置切换阀，在对上述多个操作装置中与上述特定的执行器对应的特定的操作装置进行操作时，该切换阀使上述油路部分的通路面积减小。
2.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，
上述多个压力补偿阀分别配置在从与上述液压泵连接的供给油路分支的多个并联油路上，
上述油路部分是上述多个并联油路中配置上述其它的执行器的压力补偿阀的并联油路。
3.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，
上述多个压力补偿阀分别配置在从与上述液压泵连接的供给油路分支的多个并联油路上，
上述油路部分是上述供给油路的一部分，是比配置上述其它的执行器的压力补偿阀的并联油路的分支位置靠近上游侧的油路部分。
4.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，
还具备梭阀，该梭阀检测出上述特定的操作装置的遥控阀生成的操作先导压而作为液压信号输出，
上述切换阀是通过上述液压信号进行切换的液压切换阀。
5.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，
还具备压力传感器，该压力传感器检测出上述特定的操作装置的遥控阀生成的操作先导压而输出电信号，
上述切换阀是基于上述电信号而动作的电磁切换阀。
6.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，
还具备：
手动选择装置，能够切换为第1位置和第2位置；以及
控制装置，在上述手动选择装置处于上述第1位置时，使操作上述特定的操作装置时减小上述切换阀的上述油路部分的通路面积的功能有效，当上述手动选择装置切换为上述第2位置时，则使操作上述特定的操作装置时减小上述切换阀的上述油路部分的通路面积的功能无效。
7.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，
上述特定的执行器是驱动工程机械的行驶体的行驶马达，
上述其它的执行器是使工程机械的前端作业机动作的多个液压缸的任一个、或者使推土铲动作推土铲缸。
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