CN104903595A - 工作机械的液压系统 - Google Patents

Abstract

将闭式回路用液压泵(2a、2b)的排出端口与斗杆/动臂缸(7a、7b)的缸盖侧室及活塞杆侧室连接，在缸盖侧室与开式回路用液压泵(1a、1b)的排出端口之间配置开闭阀(12a、12b)，在缸盖侧室与油箱之间配置比例控制阀(14a、14b)，在工作缸伸长时以使闭式回路用和开式回路用的两个泵的排出流量送入缸盖侧室的方式对两个泵和开闭阀进行控制，在工作缸拉入时以使来自缸盖侧室的流出流量的一部分返回到闭式回路用泵、且另一部分返回到油箱的方式，对闭式回路用泵和比例控制阀进行控制。

Description

工作机械的液压系统

技术领域

本发明涉及工作机械的液压系统，尤其涉及使用了利用液压泵直接驱动液压致动器的液压闭式回路的工作机械的液压系统。

背景技术

近年来，在液压挖掘机或轮式装载机等建筑机械中，节能成为重要的开发项目。在建筑机械的节能方面液压系统自身的节能是必不可少的，正在研究液压闭式回路的应用，该液压闭式回路将具有能够双向排出的两个排出端口的液压泵(以下称为双向排出型的液压泵)与液压致动器进行闭式回路连接而直接驱动液压致动器。在液压闭式回路中，没有由控制阀引起的压力损失，由于从液压泵仅排出必要的流量，因此也没有流量损失。而且，还能够再生致动器的位置能量和减速时的能量。因此，通过应用液压闭式回路，能够实现液压系统的节能。

通常，在建筑机械中作为液压缸使用单杆式的液压缸。要对该单杆式的液压缸与液压泵进行闭式回路连接，需要吸收伴随着液压缸的缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差而产生的流量差。以往，一般而言，为了吸收该流量差，使用灌注泵或低压选择阀(冲洗阀)(例如，专利文献1的图2)。另外，作为公开了不使用灌注泵或低压选择阀而吸收流量差的液压系统的技术文献，有专利文献1的图1及图3、专利文献2、3。

在专利文献1中，其图1及图3中公开了如下液压系统：设有相互连接驱动轴的两个双向排出型的液压泵，将一个液压泵的两个排出端口分别与液压缸的缸盖侧室和活塞杆侧室连接，将另一个液压泵的一个排出端口与缸盖侧室连接，将另一个排出端口与油箱连接。

在专利文献2中公开了如下液压系统：将对液压缸与液压泵进行了闭式回路连接的液压闭式回路与开式回路连接，在液压缸伸长时从开式回路侧的液压泵向缸盖侧室补充油，在液压缸拉入时如以往那样经由低压选择阀从液压缸的低压侧油路使剩余油返回到油箱。

在专利文献3(图2、图7)中公开了如下液压系统：将对动臂缸与液压泵进行了闭式回路连接的液压闭式回路与开式回路连接，在动臂上升时(液压缸伸长时)从开式回路侧的液压泵向缸盖侧室(高压侧)补充油，并且将液压闭式回路的活塞杆侧(低压侧)油路经由开闭阀和保险阀与油箱连接，在动臂下降时(液压缸拉入时)经由这些开闭阀和保险阀使剩余油返回到油箱。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2002－54602号公报

专利文献2：日本特开2005－76781号公报

专利文献3：日本特开2004－190845号公报

发明内容

发明要解决的问题

在如专利文献1的图2所示的以往的一般的液压系统中，在液压缸伸长时将缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差分的流量从灌注泵向液压闭式回路进行加油。例如在使用了缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积比为2：1的工作缸的情况下，加油输送到缸盖侧室的流量的50％的流量。但是，如果考虑液压挖掘机，则从灌注泵供给作为主要部件的液压泵的最大流量的50％的大流量，在节能性、搭载性方面存在较大问题。

另外，由于构成为从经由低压选择阀与液压缸的低压侧连接的油路使剩余油返回到油箱，因此液压缸的负载方向反向，液压缸的低压侧与高压侧被替换，则朝向活塞杆侧室的流入流量及来自缸盖侧室的流出流量根据活塞杆侧室及缸盖侧室的受压面积比产生变化。其结果，液压缸的速度较大变动，从而产生冲击和振动，有可能导致操作性的恶化。尤其在建筑机械中，驱动工作机的工作缸的负载方向频繁产生变化。例如在驱动液压挖掘机的斗杆的斗杆缸的情况下，在使斗杆伸长的状态下斗杆重量向伸长工作缸的方向起作用，因此活塞杆侧室成为高压，在使斗杆折叠的状态下反而向拉入工作缸的方向起作用，因此缸盖侧室成为高压，由于在该情况而负载方向产生变化。从而，从操作性方面考虑，优选工作缸速度在负载方向反向时不产生较大变动。

在专利文献1的图1及图3所示的液压系统中，利用双向排出型的液压泵在液压缸的缸盖侧室与油箱之间对剩余流量和不足流量进行吸排，吸收伴随着缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差而产生的流量差。其结果，抑制了灌注泵的必要流量，能够实现灌注泵的小容量化，并且，不需要冲洗阀，从而工作缸能够顺利工作。但是，双向排出型的液压泵的两个端口还均作为排出端口发挥功能，因此与开式回路泵的吸入端口相比端口面积较小，自吸性能较差。从而，在构成为使用如此端口面积较小且自吸性能较差的液压泵从油箱吸入油的情况下，尤其在使液压缸以高速伸长时，在液压泵中产生气蚀，存在液压缸无法顺利进行动作、或者速度无法提高之类的问题。另外，如要解决该问题，则需要另外的大容量的灌注泵，因此作为其结果产生无法使灌注泵小型化的问题。

专利文献2所示的液压系统，由于构成为在液压缸拉入时从经由低压选择阀与液压缸的低压侧连接的油路使剩余油返回到油箱，因此与如专利文献1的图2所示的以往的一般的液压系统同样，若在液压缸拉入时负载方向反向，则产生冲击和振动，有可能导致操作性的恶化。

专利文献3(图2、图7)所示的液压系统的液压闭式回路，构成为对负载方向不产生变化(活塞杆侧室始终处于低压侧)的动臂缸进行驱动，在动臂缸拉入时使液压泵的排出流量之中超过朝向活塞杆侧室(低压侧)的流入流量的部分的流量经由开闭阀和保险阀返回到油箱，因此在动臂缸拉入时液压泵的排出压力被抑制成保险阀的设定压力。但是，在将这种结构的液压闭式回路应用于负载方向产生变化的斗杆缸的情况下，若在斗杆缸拉入时负载方向反向而活塞杆侧室被切换成高压侧，则有可能无法获得斗杆缸的驱动所需的排出压力，从而无法驱动斗杆缸。另外，假设为了获得超过安全压力的排出压力而想要在关闭开闭阀的状态下驱动斗杆缸，则产生无法使来自缸盖侧室的流出流量之中无法由液压泵吸收的剩余流量返回到油箱的问题。

本发明的目的是提供一种工作机械的液压系统，其在利用双向排出型的液压泵驱动单杆式的液压缸的液压闭式回路中，通过抑制灌注泵的必要流量而使加油系统小型化并提高节能性和搭载性，抑制工作缸高速驱动时的气蚀的产生和负载方向反向时的工作缸动作速度的变动而减少冲击和振动，从而能够提高操作性。

用于解决问题的技术方案

(1)为了达到上述目的，本发明的工作机械的液压系统，具备具有能够双向排出的两个排出端口的至少一个闭式回路用液压泵、和至少一个单杆式液压缸，将上述闭式回路用液压泵的两个排出端口分别与上述液压缸的缸盖侧室及活塞杆侧室连接，上述工作机械的液压系统的特征在于，具备：至少一个开式回路用液压泵，其具有从油箱吸入工作油的吸入端口和排出工作油的排出端口；第一开闭阀，其配置在上述液压缸的缸盖侧室与上述开式回路用液压泵的排出端口之间；比例控制阀，其配置在上述液压缸的缸盖侧室与上述油箱之间；以及控制装置，在上述液压缸伸长时，上述控制装置以使上述闭式回路用液压泵和上述开式回路用液压泵这两方的排出流量送入上述液压缸的缸盖侧室的方式对上述闭式回路用液压泵、上述开式回路用液压泵和上述第一开闭阀进行控制，在上述液压缸拉入时，上述控制装置以使来自上述液压缸的缸盖侧室的流出流量的一部分返回到上述闭式回路用液压泵、且来自上述液压缸的缸盖侧室的流出流量的另一部分返回到上述油箱的方式，对上述闭式回路用液压泵和上述比例控制阀进行控制。

在如此构成的本发明中，通过在液压缸伸长时在液压闭式回路中抑制灌注泵的必要流量，从而能够使包括灌注泵的加油系统小型化并提高节能性和搭载性。

另外，通过抑制工作缸的高速驱动时的气蚀产生和负载方向反向时的工作缸动作速度的变动，并减少冲击和振动，从而能够提高操作性。

(2)在上述(1)中，优选的是，上述比例控制阀配置在将上述开式回路用液压泵的排出端口连接在上述油箱的油路上，在上述液压缸伸长时，上述控制装置将上述第一开闭阀切换到打开位置且将上述比例控制阀控制在关闭位置，在上述液压缸拉入时，上述控制装置将上述第一开闭阀切换到打开位置且将上述比例控制阀控制在打开位置。

由此，在液压缸拉入时，能够提高工作缸速度。

另外，在液压缸拉入时，通过最低限度抑制负载方向反向时的速度变动并减少冲击和振动，从而能够提高操作性。

(3)在上述(2)中，优选的是，在上述液压缸伸长时，上述控制装置以使从上述开式回路用液压泵送入上述液压缸的缸盖侧室的流量基于由上述液压缸的缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差引起的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分而确定的方式，控制上述开式回路用液压泵的排出流量。

由此，在液压缸伸长时将液压闭式回路中的灌注泵的必要流量在额定速度时实际抑制为零，能使包括灌注泵的加油系统小型化并提高节能性和搭载性。

另外，通过最低限度抑制液压缸伸长时的负载方向反向时的速度变动并减少冲击和振动，从而能够提高操作性。

(4)在上述(2)中，优选的是，在上述液压缸拉入时，上述控制装置以使返回到上述油箱中的来自上述液压缸的缸盖侧室的流出流量的另一部分基于由上述液压缸的缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差引起的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分而确定的方式，控制上述比例控制阀。

由此，在液压缸拉入时，能够提高工作缸速度。

另外，在液压缸拉入时，通过最低限度抑制负载方向反向时的速度变动并减少冲击和振动，从而能够提高操作性。

(5)在上述(2)中，优选的是，在上述液压缸拉入时且上述液压缸进行再生动作时，在通过使来自上述液压缸的缸盖侧室的流出流量的一部分返回到上述闭式回路用液压泵而经由上述闭式回路用液压泵再生的能量超过上述工作机械的容许再生量的情况下，上述控制装置以使返回到上述闭式回路用液压泵的流量的一部分返回到上述油箱的方式，控制上述比例控制阀。

由此，即使在无法完全吸收再生能量的情况下，也能够确保必要的工作缸速度。

(6)在上述(2)中，优选的是，上述比例控制阀是具备压力补偿功能的流量控制阀。

由此，即使在液压缸拉入时缸盖侧压力产生变动，能够容易控制成比例控制阀的排出流量成为目标流量，因此获得良好的操作性。

(7)在上述(1)或(2)中，上述工作机械是具有回转液压马达和动臂缸的液压挖掘机，上述单杆式液压缸是上述动臂缸，设有与上述开式回路用液压泵不同的另一个开式回路用液压泵，将该另一个开式回路用液压泵经由控制阀与上述回转液压马达连接。

由此，回转液压马达由另外设置的液压开式回路用液压泵进行驱动，因此即使在多用于液压挖掘机的回转和动臂上升的复合动作中，能够抑制驱动动臂缸的液压闭式回路中的灌注泵的必要流量，能够使包括灌注泵的加油系统小型化并提高节能性和搭载性。

另外，利用不同的液压泵驱动回转马达和动臂缸，因此回转动作与动臂上升动作的匹配变得容易。

(8)在上述(1)或(2)中，上述工作机械的液压系统具备：包括上述闭式回路用液压泵的多个闭式回路用液压泵；包括上述开式回路用液压泵的多个开式回路用液压泵；包括上述单杆式液压缸的多个单杆式液压缸和包括其它液压致动器的多个致动器；包括上述第一开闭阀的多个第一开闭阀；以及包括上述比例控制阀的多个比例控制阀，上述多个闭式回路用液压泵分别经由多个第二开闭阀与上述多个致动器中的至少上述多个单杆式液压缸连接，上述多个开式回路用液压泵中的至少一部分分别经由上述多个第一开闭阀与上述多个单杆式液压缸的缸盖侧室连接，且上述多个开式回路用液压泵中的至少另一部分经由第三开闭阀与上述其它液压致动器中的至少一部分连接，上述多个比例控制阀分别配置在位于上述多个单杆式液压缸的缸盖侧室与上述油箱之间的油路上。

由此，能够对一个致动器从多个液压泵供给工作油，因此尤其在应用于大型的液压挖掘机的情况下，也能够抑制每一台液压泵的容量并确保必要的致动器速度。

另外，通过按照致动器的速度对进行合流辅助的液压泵的台数进行适当化，能够在泵效率高的区域使用液压泵，能够提高工作机械的节能性。

发明的效果

根据本发明，通过抑制在用双向排出型液压泵驱动单杆式的液压缸的液压闭式回路中的灌注泵的必要流量，从而能够使加油系统小型化并提高节能性和搭载性。另外，通过抑制致动器高速驱动时的气蚀产生和负载方向反向时的工作缸动作速度的变动而减少冲击和振动，从而提高操作性。

附图说明

图1是本发明的第一实施方式中的工作机械的液压系统的液压回路图。

图2是表示作为工作机械的一例的液压挖掘机的外观的图。

图3是以表形式表示搭载了第一实施方式中的工作机械的液压系统的液压挖掘机中的各动作时的泵和阀的控制例的图。

图4是表示搭载了第一实施方式中的工作机械的液压系统的液压挖掘机中的动臂动作时的针对杆操作的泵流量等的时刻历史响应的图。

图5是表示搭载了第一实施方式中的工作机械的液压系统的液压挖掘机中的斗杆动作时的针对杆操作的泵流量等的时刻历史响应的图。

图6A是表示搭载了第一实施方式中的工作机械的液压系统的液压挖掘机的动臂上升时的动臂杆操作量与泵流量等的关系的图。

图6B是表示搭载了第一实施方式中的工作机械的液压系统的液压挖掘机的动臂下降时的动臂杆操作量与泵流量等的关系的图。

图6C是表示搭载了第一实施方式中的工作机械的液压系统的液压挖掘机的斗杆挖掘时的斗杆操纵杆操作量与泵流量等的关系的图。

图6D是表示搭载了第一实施方式中的工作机械的液压系统的液压挖掘机的斗杆翻卸时的斗杆操纵杆操作量与泵流量等的关系的图。

图7是本发明的第二实施方式中的工作机械的液压系统的液压回路图。

具体实施方式

以下，使用附图说明本发明实施方式。

＜第一实施方式＞

～结构～

图1是表示本发明的第一实施方式中的液压系统的整体结构的图。

在图1中，本实施方式中的液压系统具备液压闭式回路100、101、液压开式回路200、201、油箱9、辅助回路300、301、以及控制器41。

液压闭式回路100具备：具有能够双向排出的两个排出端口的闭式回路用液压泵(以下适当称为双向排出型的液压泵)2a、作为单杆式液压缸的斗杆缸7a、检验阀3a、3b、保险阀4a、4b、以及冲洗阀6a。双向排出型的液压泵2a经由油路100a、100b与斗杆缸7a进行闭式回路连接。液压泵2a具有调整器2aR，通过使该调整器2aR工作而对液压泵2a的排出方向和排出流量进行控制，对斗杆缸7a的驱动方向和速度进行控制。检验阀3a、3b、保险阀4a、4b、冲洗阀6a分别连接在油路100a、100b之间。另外，检验阀3a、3b、保险阀4a、4b、冲洗阀6a分别与加油回路105(加油系统)连接。加油回路105具备灌注泵5、油路5a、保险阀4e，保险阀4e与油路5a连接，以油路5a的压力(灌注泵5的排出压力)不成为设定压力以上的方式控制油路5a的压力。检验阀3a、3b在油路100a、100b的压力下降时从加油回路105吸入油，从而防止气蚀。保险阀4a、4b在油路100a、100b成为设定压力以上的高压时将油排放到加油回路105，从而防止油路100a、100b的配管和液压泵2a等液压设备的破损。冲洗阀6a是用于吸收伴随斗杆缸7a的往复运动产生的流量差(后述)的低压选择阀，具有以下作用：从加油回路105向油路100a或100b的低压侧补充不足流量，或者从低压侧的油路经由加油回路105的保险阀4e将剩余流量排出到油箱9。

液压闭式回路101具备：具有能够双向排出的两个排出端口的闭式回路用液压泵(以下称为双向排出型的液压泵)2b、作为单杆式液压缸的动臂缸7b、检验阀3c、3d、保险阀4c、4d、以及冲洗阀6b。双向排出型的液压泵2b经由油路101a、101b与动臂缸7b进行闭式回路连接。液压泵2b具有调整器2bR，通过使该调整器2bR工作而对液压泵2b的排出方向和排出流量进行控制，对动臂缸7b的驱动方向和速度进行控制。检验阀3c、3d、保险阀4c、4d、冲洗阀6b分别连接在油路101a、101b之间。另外，检验阀3c、3d、保险阀4c、4d、冲洗阀6b分别与加油回路105连接。检验阀3c、3d在油路101a、101b的压力下降时从加油回路105吸入油，从而防止气蚀。保险阀4c、4d在油路101a、101b成为设定压力以上的高压时将油排放到加油回路105，从而防止油路101a、101b的配管和液压泵2b等液压设备的破损。冲洗阀6b是用于吸收伴随动臂缸7b的往复运动产生的流量差(后述)的低压选择阀，具有以下作用：从加油回路105向油路101a或101b的低压侧补充不足流量，或者从低压侧的油路经由加油回路105的保险阀4e将剩余流量排出到油箱9。

液压开式回路200具备：具有从油箱9吸入工作油的吸入端口和排出工作油的排出端口的开式回路用液压泵1a、滑阀11a～11c、左行驶液压马达10b及回转液压马达10c。液压泵1a经由压力油供给油路200a、滑阀11a、11c与液压致动器10b、10c连接。液压泵1a具有调整器1aR，通过使该调整器1aR工作而对液压泵1a的排出流量进行控制。另外，在滑阀11a、11c从中立位置被进行操作时，从液压泵1a排出的油经由压力油供给油路200a及滑阀11a、11c供给到液压致动器10b、10c。来自液压致动器10c、10b的返回油经由滑阀11a、11c返回到油箱9。通过对滑阀11a、11c进行操作，对供给到液压致动器10c、10b的压力油的流动方向和流量进行控制，对液压致动器10c、10b的驱动方向和速度进行控制。滑阀11b是在追加设置液压致动器时所使用的备用品。滑阀11a～11c是中间位置全开型的流量控制阀，在中间位置旁通油路200c上配置成一列。中间位置旁通油路200c的上游侧与压力油供给油路200a连接，下游侧经由压力油返回油路200b与油箱9连接。

液压开式回路201具备：具有从油箱9吸入工作油的吸入端口和排出工作油的排出端口的开式回路用液压泵1b、滑阀11d、11e、右行驶液压马达10a及铲斗缸7c。液压泵1b经由压力油供给油路201a、滑阀11d、11e与右行驶液压马达10a、铲斗缸7c连接。液压泵1a具有调整器1aR，通过使该调整器1aR工作而对液压泵1a的排出流量进行控制。另外，在滑阀11d、11e从中立位置被进行操作时，从液压泵1b排出的油经由压力油供给油路201a、滑阀11d、11e供给到液压致动器10a、7c。来自液压致动器10a、7c的返回油经由滑阀11d、11e返回到油箱9。通过对滑阀11d、11e进行操作，对供给到液压致动器10a、7c的压力油的流动方向和流量进行控制，对液压致动器10a、7c的驱动方向和速度进行控制。滑阀11d、11e是中间位置全开型的流量控制阀，在中间位置旁通油路201c上配置成一列。中间位置旁通油路201c的上游侧与压力油供给油路201a连接，下游侧经由返回油路201b与油箱9连接。

在液压开式回路200的压力油供给油路200a和液压开式回路201的压力油供给油路201a上配置有共用的高压保险阀16，经由该高压保险阀16与油箱9连接。高压保险阀16在液压泵1a、1b的排出压力成为设定压力以上的高压时向油箱9排放油，从而防止油路200a、201a的配管和液压泵1a、1b等液压设备的破损。另外，压力油供给油路201a经由合流阀13与液压开式回路200侧的滑阀11c的入口节流侧油路连接。合流阀13具有以下作用，在行驶中驱动行驶以外的致动器的行驶复合操作时从打开位置切换到关闭位置，将液压泵1b的排出油供给到滑阀11c、11d这两方，从而保持直进行驶性。

辅助回路300具备：将与斗杆缸7a的缸盖侧室连接的油路100a连接到压力油供给油路200a的油路300a、和设置在该油路300a上的常闭型的开闭阀12a(第一开闭阀)，辅助回路301具备：将与动臂缸7b的缸盖侧室连接的油路101a连接到压力油供给油路201a的油路301a、和设置在该油路301a上的常闭型的开闭阀12b(第一开闭阀)。开闭阀12a、12b是根据从控制器41输出电信号进行切换的电磁阀，若开闭阀12a、12b从图示的关闭位置切换到打开位置，则油路100a、101a分别与压力油供给油路200a、201a连通。

另外，辅助回路300具备配置在中间位置旁通油路200c的最下游的滑阀11c的下游部分的常开型的比例控制阀14a，辅助回路301具备配置在中间位置旁通油路201c的最下游的滑阀11e的下游部分的常开型的比例控制阀14b。比例控制阀14a、14b是根据从控制器41输出的电信号而使开口面积连续产生变化的电磁阀，在比例控制阀14a位于图示的全打开位置，且滑阀11a～11c位于图示的中立位置时，压力油供给油路200a经由油路200c、200b与油箱9连通，液压泵1a的排出油返回到油箱9。同样地，在比例控制阀14b位于图示的全打开位置，且滑阀11d、11e位于图示的中立位置时，压力油供给油路201a经由油路201c、201b与油箱9连通，液压泵1b的排出油返回到油箱9。

滑阀11a～11c、滑阀11d、11e、合流阀13、高压保险阀16、比例控制阀14a、比例控制阀14b构成控制阀11。

操作装置40a、40b是具备能够向前后、左右方向操作的操纵杆的操纵杆方式的操作装置，操作装置40a例如是回转/斗杆用，操作装置40b例如是动臂/铲斗用。若将操作装置40a的操纵杆向前后方向操作，则按照其操作量而滑阀11a被进行操作，从而驱动回转液压马达10c。若将操作装置40a的操纵杆向左右方向操作，则按照其操作量而闭式回路用液压泵1a的调整器2aR被进行操作，从而驱动斗杆缸7a。若将操作装置40b的操纵杆向前后方向操作，则按照其操作量而闭式回路用液压泵1b的调整器2bR被进行操作，从而驱动动臂缸7b。若将操作装置40b的操纵杆向左右方向操作，则按照其操作量而滑阀11e被进行操作，从而驱动铲斗缸7c。此外，操作装置40a、40b的各操纵杆的操作方向与驱动的液压致动器的对应关系也可以是根据其它方式的关系。

操作装置40c、40d是操作踏板方式的行驶用操作装置。若对操作装置40c、40d的各踏板进行操作，则按照各个操作量而滑阀11d、11c被进行操作，从而驱动右左行驶液压马达10a、10b。

控制器41从操作装置40a～40d输入操作信号而进行预定的运算处理，将运算处理后的电信号作为控制信号输出到液压泵1a、1b、2a、2b的各调整器1aR、1bR、2aR、2bR、滑阀11a～11e、开闭阀12a、12b、合流阀13、比例控制阀14a、14b，并对这些进行控制。

本实施方式中的液压系统具备作为动力系统的、发动机20和与发动机20连接的动力传递装置15。发动机20经由动力传递装置15对液压泵1a、1b、2a、2b及灌注泵5进行驱动。

图2中表示搭载了本实施方式中的液压系统的作为工作机械的一例的液压挖掘机的外观。在图中，对于与图1所示的部件相同的部件标注了相同的附图标记。液压挖掘机具有上部回转体30d、下部行驶体30e、前置装置30A，下部行驶体30e利用右行驶液压马达10a、左行驶液压马达10b(仅图示一方)行驶，上部回转体30d利用回转液压马达10c(图1)在下部行驶体30e上进行回转。另外，前置装置30A形成为由动臂30a、斗杆30b、铲斗30c构成的多关节结构，分别利用动臂缸7b、斗杆缸7a、铲斗缸7c向上下或前后方向进行驱动。

～动作～

在如上所述构成的液压系统中，使用图3～图6说明各致动器的动作。图3是用表形式表示进行液压挖掘机的各种动作时的液压泵1a、1b、2a、2b、开闭阀12a、12b、比例控制阀14a、14b的动作例的图。例如在进行动臂上升动作(单独动作1)的情况下，其意味着打开(接通)开闭阀12b(常闭)，驱动(接通)闭式回路用液压泵1b和开式回路用液压泵2b这两方，对比例控制阀14b(常开)的阀开度进行控制(接通)。

～～动臂单独动作～～

使用图3及图4对动臂单独动作进行说明。图4是表示动臂上升(高速)→动臂下降(低速)→动臂下降(高速)的各动作中的、针对操作装置40b的操纵杆的前后方向的操作量(以下，称为动臂杆操作量)的开闭阀12b、液压泵1b、2b、比例控制阀14b、动臂缸7b、加油回路105的时刻历史响应的图。在图中，关于动臂杆操作量、液压泵2b的排出流量、动臂缸7b的速度、液压泵2b的动力，将动臂缸7b伸长时用正表示，将拉入时用负表示。

～～～动臂上升(高速)～～～

在动臂上升(高速)时，在进行操作装置40b的操纵杆的前后方向的操作(以下，称为动臂杆操作)的同时，打开(接通)开闭阀12b，将比例控制阀14b的阀开度向关闭方向进行控制(接通)，驱动(接通)闭式回路用液压泵2b和开式回路用液压泵1b(图3的单独操作1)，将按照动臂杆操作量X1的流量从闭式回路用液压泵2b和开式回路用液压泵1b这两方送入动臂缸7b的缸盖侧室(合流辅助)。由此动臂缸以速度V1进行伸长动作。此时，以使从开式回路用液压泵1b送入动臂缸7b的缸盖侧室的流量基于由动臂缸7b的缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差引起的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分而确定的方式，利用控制器41控制开式回路用液压泵1b的排出流量。

在此，作为一例，对如下情况进行说明，以使从开式回路用液压泵1b送入动臂缸7b的缸盖侧室的流量与由动臂缸7b的缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差引起的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分相同的方式，利用控制器41控制开式回路用液压泵1b的排出流量。如果将动臂缸7b的缸盖侧室的受压面积设为Ah，将活塞杆侧室的受压面积设为Ar，将闭式回路用液压泵2b的排出流量设为Qcp1，将开式回路用液压泵1b的排出流量设为Qop1，则缸盖侧室流量为Qcp1+Qop1，活塞杆侧室流量为(Qcp1+Qop1)×Ar/Ah，因此这些流量的差分成为(Qcp1+Qop1)×(1－Ar/Ah)。即，以开式回路用液压泵1b的排出流量Qop1成为如下值的方式进行控制。

Qop1＝(Qcp1+Qop1)×(1－Ar/Ah)    (式1)

此外，如果对(式1)进行变形，则变成如下。

Qcp1：Qop1＝Ar：(Ah－Ar)           (式2)

而且，进一步变形，则变成如下。

Qop1＝Qcp1×(Ah/Ar－1)            (式3)

即，以保持(式2)或(式3)的关系的方式，控制开式回路用液压泵1b的排出流量Qop1。例如，在使用了Ah：Ar＝5：3的工作缸的情况下，如果Qcp1＝300L/min，则成为Qop1＝200L/min。此时，缸盖侧室流量成为500L/min，活塞杆侧室流量成为300L/min，因此与由闭式回路用液压泵2b排出的流量相等的流量从活塞杆侧室返回到液压泵2b的吸入侧。因此，在液压闭式回路101内不会产生流量不足，所以来自加油回路105的加油流量为零即可，能够尽量减小灌注泵5的容量。

假设，在没有从开式回路用液压泵1b朝向缸盖侧室的合流辅助的情况下，如图4中的单点划线所示，动臂缸7b的速度下降，需要来自加油回路105的加油流量。具体而言，动臂缸7b的缸盖侧流量变成与闭式回路用液压泵2b的排出流量Qcp1＝300L/min相等，因此动臂缸7b的伸长速度降低至(3/5)V1。另外，相对于液压泵2b的排出流量Qcp1＝300L/min，动臂缸7b的活塞杆侧流量成为(3/5)Qcp1＝180L/min，因此在液压闭式回路101内产生(2/5)Qcp1＝120L/min的不足流量，需要来自加油回路105的等量的加油流量。

此外，在上述的例子中，对以使来自开式回路用液压泵1b的辅助流量与缸盖侧室流量和活塞杆侧室流量的差分相等的方式进行控制的情况进行了说明，但是在相对于差分将来自开式回路用液压泵1b的辅助流量控制成较多的情况下，或者控制成较少的情况下，本实施方式也成立。以下对于这一点进行说明。在动臂上升时油路101a成为高压侧，因此经由冲洗阀6b而使低压侧的油路101b与加油回路105连通。在相对于差分将来自开式回路用液压泵1b的辅助流量控制成较多的情况下，伴随着朝向缸盖侧室的供给流量的增加而来自活塞杆侧室的排出流量增加，而该剩余的排出流量经由冲洗阀6b及加油回路105向油箱9排出，因此与由闭式回路用液压泵2b排出的流量相等的流量从活塞杆侧室返回到液压泵2b的吸入侧。其结果，在液压回路上无任何破绽，来自加油回路105的加油流量为零即可。另一方面，在相对于差分而将来自开式回路用液压泵1b的辅助流量控制成较少的情况下，伴随着朝向缸盖侧室的供给流量的减少而来自活塞杆侧室的排出流量不足，而相当于该排出流量的不足部分的加油流量经由加油回路105及冲洗阀6b补充到油路101b中，因此与由闭式回路用液压泵2b排出的流量相等的流量从活塞杆侧室返回到液压泵2b的吸入侧。其结果，在液压回路上无任何破绽，与没有辅助的情况相比，来自加油回路105的加油流量为非常少的量即可。因此，与差分相等的情况同样，能够尽量减小灌注泵5的容量。此外，动臂缸7b的速度按照针对差分的来自开式回路用液压泵1b的辅助流量的增加部分(或者减少部分)，从与动臂杆操作量X1对应的动臂缸7b的速度产生变化，因此针对差分的来自开式回路用液压泵1b的辅助流量的增加部分(或者减少部分)优选在操作性等影响较小的范围内进行设定。另外，即使在经过时间变化而针对差分的来自开式回路用液压泵1b的辅助流量的增加部分(或者减少部分)产生变化的情况下，本实施方式当然也成立。

以上的说明是针对进行动臂上升(高速)时的动作及控制的说明，但是对于低速的情况也是同样的。

～～～动臂下降(低速)～～～

在动臂下降(低速)时，在进行动臂杆操作的同时，仅驱动(接通)闭式回路用液压泵2b(图3的单独动作2)，将按照动臂杆操作量－X2的流量－Qcp2从动臂缸7b的缸盖侧室吸入并向活塞杆侧排出。闭式回路用液压泵2b的排出流量－Qcp2与供给到动臂缸7b的活塞杆侧室的流量的差分从冲洗阀6b排出并返回到油箱9。由此动臂缸以速度－V2进行拉入动作。另外，在动臂下降时，闭式回路用液压泵2b利用来自动臂缸7b的缸盖侧室的流出流量而进行马达驱动，再生动臂的位置能量，因此泵动力成为负。该负的动力(再生动力)经由动力传递装置15传递到发动机20，从而发动机负载降低。一般而言在发动机控制中，为了保持发动机转速恒定而以按照发动机负载对燃料消耗量进行增减的方式进行控制，因此通过如此降低发动机负载而能够减少燃料消耗量。

～～～动臂下降(高速)～～～

在动臂下降(高速)时，在进行动臂杆操作的同时打开(接通)开闭阀12b，并且，在动臂杆操作量达到预定量时，将比例控制阀14b的阀开度向打开方向进行控制(接通)(参照图6B)，仅驱动(接通)闭式回路用液压泵2b(图3的单独动作3)，从动臂缸7b的缸盖侧室利用闭式回路液压泵2b吸入最大排出流量－Qcpmax后向活塞杆侧排出，并且将按照动臂杆操作量－X1的流量－Qpv1从比例控制阀14b排出后返回到油箱9(排出辅助)，从而增加工作缸速度。由此，动臂缸7b以速度－V1进行拉入动作。此时，以使比例控制阀14b排出按照动臂杆操作量－X1的流量的方式，利用控制器41对比例控制阀14b的阀开度进行控制。在此，比例控制阀14b的排出流量根据动臂缸7b的缸盖侧压力产生变动，因此最好按照缸盖侧压力调整阀开度，或者作为比例控制阀14b使用具备压力补偿功能的流量控制阀。由此，即使动臂的负载状态产生变动也能够将按照动臂杆操作量的流量稳定地排出到油箱9中，因此能够获得高速且良好的操作性。

此外，在没有由比例控制阀14b进行的排出辅助的情况下，来自动臂缸7b的缸盖侧室的流出流量被限制至闭式回路用液压泵2b的最大排出流量－Qcpmax，如图4中的虚线所示，只能将动臂缸7b的拉入速度提高至－V1’＝－V1×(Qcpmax/(Qcpmax+Qpv1))，导致动臂下降速度收到限制。

在此，动臂上升是对闭式回路液压泵2b和开式回路用液压泵1b的排出流量进行合流来进行，相对于此，动臂下降(低速)仅利用闭式回路用液压泵2b进行，因此如果在动臂上升时和动臂下降时将针对动臂杆操作量的闭式回路用液压泵2b的排出流量设定为相同的比率，则即使动臂杆操作量相同而在动臂上升时和动臂下降时工作缸速度发生改变，在操作性方面不够理想。为了解决该问题，将动臂下降时的针对动臂杆操作量的闭式回路用液压泵2b的排出流量的比率设定为比动臂上升时的比率高即可。

图6A表示动臂上升时的动臂杆操作量与液压泵1b、2b的排出流量的关系，图6B表示动臂下降时的动臂杆操作量与液压泵1b、2b的排出流量及比例控制阀14b的排出流量的关系。在图6A的动臂上升时，使闭式回路液压泵2b的排出流量与开式回路用液压泵1b的排出流量在保持Ar：(Ah－Ar)的比率的同时与动臂杆操作量成比例地增加，相对于此，在图6B的动臂下降时，在动臂杆操作量较小的低速驱动时，当以相同杆操作量进行动臂上升时利用闭式回路用液压泵2b排出与从液压泵1b、2b排出的流量的总流量相等的流量。在动臂杆操作量增加、而闭式回路用液压泵2b的排出流量达到最大排出流量Qcpmax之后(高速驱动时)，打开(接通)比例控制阀14b，以使针对动臂杆操作量的来自缸盖侧室的流出流量(＝闭式回路用液压泵2b的排出流量+比例控制阀14b的排出流量)的斜度成为恒定的方式对各流量进行控制。由此，能够使针对动臂杆操作量的工作缸速度在动臂上升时和动臂下降时这两方中从低速驱动时(操作量小)到高速驱动时(操作量大)位置保持相同，能够获得良好的操作性。

此外，在上述实施方式中，当进行动臂下降时闭式回路用液压泵2b的排出流量超过了最大排出流量－Qcpmax的情况下、由比例控制阀14b进行排出辅助，但是在动臂下降时的再生能量较大、仅降低发动机的燃料喷射量无法完全吸收而发动机旋转增速导致失控的情况下，即使闭式回路用液压泵2b的排出流量为最大流量－Qcpmax以下也打开开闭阀12b和比例控制阀14b进行排出辅助，减少在闭式回路用液压泵2b中再生的液压能量。

由此，能够防止发动机的失控且实现最大限度的能量再生，并且还能够确保必要的动臂下降速度。或者，作为能量积蓄单元，即使在将利用闭式回路用液压泵旋转发电机而获得的电能储存在电池或电容器的情况下，本实施方式也是有效的，即使电池或电容器充满电，也无需限制动臂下降速度。

～～斗杆单独动作～～

以下，使用图3及图5对斗杆单独动作进行说明。图5是表示斗杆挖掘(高速)→斗杆翻卸(低速)→斗杆翻卸(高速)的各动作中的、针对操作装置40a的操纵杆的左右方向的操作量(以下，称为斗杆操纵杆操作量)的开闭阀12a、液压泵1a、2a、比例控制阀14a、斗杆缸7a、加油回路105的时刻历史响应的图。在图中，关于斗杆操纵杆操作量、液压泵2a的排出流量、斗杆缸7a的速度，将斗杆缸7a伸长时用正表示，将拉入时用负表示。

～～～斗杆挖掘～～～

在斗杆挖掘时，与动臂上升时同样地，在进行操作装置40a的操纵杆的左右方向的操作(以下，称为斗杆操纵杆操作)的同时，打开(接通)开闭阀12a，将比例控制阀14a向关闭方向进行控制(接通)，驱动(接通)开式回路用液压泵1a和闭式回路用液压泵2a(图3的单独动作5)，将按照斗杆操纵杆操作量X1的流量从闭式回路用液压泵2a和开式回路用液压泵1a这两方送入斗杆缸7a的缸盖侧室(合流辅助)。此时，以使从开式回路用液压泵1a送入斗杆缸7a的缸盖侧室的流量基于由斗杆缸7a的缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差引起的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分而确定的方式，利用控制器41控制开式回路用液压泵1a的排出流量。由此，斗杆缸7a以按照斗杆操纵杆操作量X1的速度V1进行伸长动作，与动臂上升时同样地能够使来自加油回路105的加油流量为零，而且还能够抑制负载反向时的速度变动。在此，与动臂上升的动作说明同样地，将以使来自开式回路用液压泵1a的排出流量与缸盖侧室流量和活塞杆侧室流量的差分相等的方式进行控制的情况为例进行说明。

图5中的双点划线表示在斗杆挖掘和斗杆翻卸的各个中斗杆缸7a的负载方向反向的时刻，在斗杆挖掘前半部分(负载方向反向前)的使斗杆伸长的状态下斗杆重量向拉伸工作缸的方向产生作用，因此活塞杆侧室成为高压侧，在斗杆挖掘后半部分(负载方向反向后)的使斗杆折叠的状态下反而向推压工作缸的方向产生作用，因此缸盖侧室成为高压侧。假设，在没有由开式回路用液压泵1a进行的合流辅助的情况下，如图5中的单点划线所示，由于在负载方向反向时工作缸速度产生较大变动，因此按照工作缸速度需要加油流量。具体而言，斗杆挖掘前半部分的工作缸速度由活塞杆侧室的受压面积Ar和来自活塞杆侧室的流出流量(＝Qcp1)确定，因此成为工作缸速度＝Qcp1/Ar，斗杆挖掘后半部分的工作缸速度由缸盖侧室的受压面积Ah和朝向缸盖侧室的流入流量(＝Qcp1)确定，因此成为工作缸速度＝Qcp1/Ah。例如在使用Ah：Ar＝5：3的工作缸的情况下，在斗杆挖掘中的负载方向反向时工作缸速度降低40％，操作性降低较大。

对此，如本实施方式那样存在由开式回路用液压泵1a进行的合流辅助的情况下，斗杆挖掘前半部分成为工作缸速度＝Qcp1/Ar，与没有合流辅助的情况相同，但是斗杆挖掘后半部分通过闭式回路用液压泵2a和开式回路用液压泵1a这两方的排出流量送入缸盖侧室，从而成为工作缸速度＝(Qcp1+Qop1)/Ah。若在此代入(式3)，则成为工作缸速度＝Qcp1/Ar。换言之，在负载方向反向的前后，变成与工作缸速度＝Qcp1/Ar相等，因此能够大致完全抑制负载方向反向时的速度变动。

此外，在上述的例子中，对以使来自开式回路用液压泵1a的排出流量变成与缸盖侧室流量和活塞杆侧室流量的差分相等的方式进行控制的情况进行了说明，但是即使在针对差分而将来自开式回路用液压泵1a的流量控制成稍多的情况下，或者控制成稍少的情况下，本实施方式也成立。假设闭式回路用液压泵2a的流量与上述同样为Qcp1，将开式回路用液压泵1a的流量控制成比上述的Qop1稍多的情况下，斗杆挖掘前半部分的工作缸速度与上述同样为V1(＝Qcp1/Ar)，斗杆挖掘后半部分的工作缸速度以相当于开式回路用液压泵1a的流量增加的量比前半部分的速度V1稍快。多余辅助的流量经由冲洗阀6a排放到低压线路中，因此在液压回路上无任何破绽，在该情况下来自加油回路的加油流量为零即可。相反在将来自开式回路用液压泵1a的流量控制成比上述的Qop1稍少的情况下，斗杆挖掘前半部分的工作缸速度与上述同样为V1(＝Qcp1/Ar)，斗杆挖掘后半部分的工作缸速度以相当于开式回路用液压泵1a的流量减少的量比前半的速度V1稍迟。以相当于辅助流量不足的量经由冲洗阀6a供给加油流量，与不进行辅助的情况相比，使用非常少的加油流量即可，仍然在液压回路上无任何破绽。然而，为了抑制负载反向时的速度变动，当然优选尽量控制成与缸盖侧室流量和活塞杆侧室流量的差分接近的流量。

～～～斗杆翻卸～～～

在斗杆翻卸时在低速、高速时，均在进行斗杆操纵杆操作的同时，打开(接通)开闭阀12a，将比例控制阀14a向打开方向进行控制(接通)，仅驱动(接通)闭式回路用液压泵2a(图3的单独动作6)，将按照斗杆操纵杆操作量的流量－Qcp1、或者－Qcp2从液压泵2a送入斗杆缸7a的活塞杆侧室，并且经由比例控制阀14a将缸盖侧室的工作油排出到油箱9(排出辅助)。此时，以使来自比例控制阀14a的排出流量基于斗杆缸7a的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分而确定的方式，利用控制器41进行控制。在此，与斗杆挖掘的动作说明同样地，将以使来自比例控制阀14a的排出流量与缸盖侧室流量和活塞杆侧室流量的差分相等的方式进行控制的情况为例进行说明。具体而言，与在工作缸伸长时控制开式回路用液压泵的排出流量(式3)的情况同样地，若将比例控制阀14a的排出流量设为Qpv1、或Qpv2，则以成为如下值的方式进行控制。

Qpv1＝Qcp1×(Ah/Ar－1)         (式4)

或者，

Qpv2＝Qcp2×(Ah/Ar－1)          (式5)

由此，与仅用闭式回路用液压泵2a驱动的情况相比，能够提高工作缸速度，而且还能够控制负载方向反向时的速度变动。假设，在没有由比例控制阀14a进行的排出辅助的情况下，如图5中的虚线所示，在负载方向反向的前后工作缸速度产生较大变动，操作性降低。

此外，作为比例控制阀14a使用具备压力补偿功能的流量控制阀，从而即使工作缸的压力产生较大变动，能够容易控制成比例控制阀的排出流量成为目标流量，能够以宽广的运转条件获得稳定且良好的操作性能。

此外，在上述的例子中，对以使来自比例控制阀14a的排出流量变成与缸盖侧室流量和活塞杆侧室流量的差分相等的方式进行控制的情况进行了说明，但是在针对差分而将来自比例控制阀14a的流量控制成稍多的情况下，或者控制成稍少的情况下，本实施方式也成立。若以斗杆翻卸高速时为例进行说明，则假设闭式回路用液压泵2a的流量与上述同样为－Qcp1，在将比例控制阀14a的流量控制成比上述的－Qpv1稍多的情况下，只是斗杆翻卸前半部分的工作缸速度变成比上述的－V1稍快而已，斗杆翻卸后半部分是与上述相同的－V1(＝－Qcp1/Ar)。以相当于闭式回路内的剩余的工作油排放到油箱中的部分的量，经由冲洗阀6a而被供给加油流量，因此在液压回路上无任何破绽。相反在将来自比例控制阀14a的流量控制成比上述的－Opv1稍少的情况下，只是斗杆翻卸前半部分的工作缸速度比上述的－V1稍迟而已，斗杆翻卸后半部分的工作缸速度是与上述相同的－V1。闭式回路内的剩余的工作油经由冲洗阀6a排放到低压线路中，因此在液压回路上仍然无任何破绽。然而，为了抑制负载反向时的速度变动，当然优选尽量控制成与缸盖侧室流量和活塞杆侧室流量的差分接近的流量。

图6C表示斗杆挖掘时的斗杆操纵杆操作量与液压泵1a、2a的排出流量的关系，图6D表示斗杆翻卸时的斗杆操纵杆操作量与液压泵1a、2a的排出流量及比例控制阀14a的排出流量的关系。图6A的动臂上升时的关系与图6C的斗杆挖掘时的关系相同。在图6B的动臂下降的情况下，在动臂杆操作量小的低速驱动时，仅用闭式回路用液压泵2b进行驱动，以最大限度进行动力再生，而在斗杆的情况下能够再生的工作缸位置被限定在斗杆翻卸前半部分及斗杆挖掘前半部分，而且再生能量自身也少，因此如图6D所示从低速驱动时开始与斗杆操纵杆操作量成比例地增加比例控制阀14a的排出流量，与图6B的动臂下降的情况相比简化了控制。

～～回转和动臂上升复合动作～～

以下，使用图1及图3对作为最具有代表性的复合动作的回转和动臂上升复合动作进行说明。如图3所示，关于回转和动臂上升(复合动作a)中的液压泵及开闭阀的动作，除了施加开式回路用液压泵1a的驱动(接通)以外，与动臂上升(单独动作1)相同。此时的动臂上升动作与单独动作1相同而对开式回路用液压泵1b与闭式回路用液压泵2b的排出流量进行合流而进行，回转动作是通过将开式回路用液压泵1a的排出流量经由回转用滑阀11a(图1)供给到回转液压马达10c(相同)而进行。在本实施方式中的液压系统中，对动臂缸7b进行合流辅助的开式回路用液压泵1b与驱动回转液压马达10c的开式回路用液压泵1a分开设置，因此即使在多用于液压挖掘机的回转和动臂上升的复合动作时也能够从开式回路用泵1b向动臂缸7b的缸盖侧室送入工作油(合流辅助)，能够使来自加油回路105的加油流量为微量。另外，由于用不同的液压泵进行回转动作和动臂动作，因此回转速度与动臂上升速度的匹配变得容易。通常，在液压挖掘机中，要求在同时用无杆操作进行回转和动臂上升时的回转速度和动臂上升速度分别在适当的范围内(匹配)。例如若回转过早，则在回转停止后也需要仅继续进行动臂上升来调整铲斗位置，挖掘机的工作效率降低。在用控制阀控制所有的致动器的通常的液压挖掘机中，该匹配需要很长的时间，而在本实施方式中的液压系统中，驱动动臂缸7b的液压回路与驱动回转液压马达的液压回路完全独立，因此能够相互独立地调整动臂上升速度和回转速度，能够在短时间内进行匹配。

～效果～

如以上说明，根据本实施方式中的液压系统，能够获得以下的效果。

(1)在动臂缸7b或斗杆缸7a伸长时由开式回路用液压泵1b或1a进行合流辅助，从而能够使来自加油回路105的加油流量最小化，因此能够使包括灌注泵5的加油回路105(加油系统)小型化并提高节能性和搭载性。

(2)另外，在动臂缸7b或斗杆缸7a伸长时由开式回路用液压泵1b或1a进行合流辅助，从而能够抑制负载方向反向时的工作缸速度的变动，能够抑制冲击和振动并获得良好的操作性。

(3)由于开式回路用液压泵1a或1b自吸性能高，因此在高速伸长时的合流辅助时也能够抑制气蚀的产生。

(4)在动臂缸7b或斗杆缸7a拉入时由比例控制阀14b或14a进行排出辅助，从而无需增加闭式回路用液压泵2a或2b的容量就能够提高工作缸速度并提高工作速度，并且能够抑制负载方向反向时的工作缸速度的变动，因此能够抑制冲击和振动并获得良好的操作性。

(5)作为比例控制阀14b或14a使用具备压力补偿功能的流量控制阀，从而即使在工作缸拉入时工作缸的缸盖侧压力产生变动，能够容易控制成比例控制阀的排出流量成为目标流量，获得良好的操作性。

(6)在动臂缸7b或斗杆缸7a拉入时从比例控制阀14b或14a将工作油排出到油箱9，从而能够防止再生时的发动机20的失控并稳定地实现最大限度的能量再生。

(7)对动臂缸7b进行合流辅助的开式回路用液压泵1b与驱动回转液压马达10c的开式回路用液压泵1a分开设置，从而在回转和动臂上升的复合动作中，也能够对动臂缸7b进行合流辅助，在这一点上也通过抑制来自加油回路105的加油流量而能够使加油回路105(加油系统)小型化并提高节能性和搭载性。另外，利用不同的液压泵驱动回转马达和动臂缸，因此容易进行回转与动臂上升的匹配。

＜第二实施方式＞

～结构～

图7是表示本发明的第二实施方式中的液压系统的整体结构的图，表示了搭载在大型的液压挖掘机上的例子。图中，对于与图1所示的部件相同的部件标注了相同的附图标记。

在图7中，本实施方式中的液压系统具备：4台闭式回路用液压泵2a～2d、4台开式回路用液压泵1a～1d、多个作为单杆式液压缸的斗杆缸7a、动臂缸7b、铲斗缸7c、翻卸缸7d、以及包括作为液压马达的右行驶液压马达10a、左行驶液压马达10b、回转液压马达10c的多个致动器。闭式回路用液压泵2a～2d分别具有调整器2aR～2dR，开式回路用液压泵1a～1d分别具有调整器1aR～1dR。

发动机20经由动力传递装置15对4台开式回路用液压泵1a～1d及4台闭式回路用液压泵2a～2d和灌注泵(图7中省略了图示)进行驱动。

4台闭式回路用液压泵2a～2d和4台开式回路用液压泵1a～1d分别经由通断阀单元12的常闭型的对应的开闭阀(通断阀)与多个液压致动器连接。

更详细而言，闭式回路用液压泵2a经由开闭阀21a～21d(第二开闭阀)与动臂缸7b、斗杆缸7a、铲斗缸7c、翻卸缸7d连接。闭式回路用液压泵2b经由开闭阀22a～22d(第二开闭阀)与动臂缸7b、斗杆缸7a、铲斗缸7c、翻卸缸7d连接。闭式回路用液压泵2c经由开闭阀23a～23d(第二开闭阀)与动臂缸7b、铲斗缸7c、回转液压马达10c、斗杆缸7a连接。闭式回路用液压泵2d经由开闭阀24a～24c(第二开闭阀)与动臂缸7b、铲斗缸7c、回转液压马达10c连接。如此动臂缸7b构成为能够与闭式回路用液压泵2a～2d进行闭式回路连接，斗杆缸7a构成为能够与闭式回路用液压泵2a～2c进行闭式回路连接，铲斗缸7c构成为能够与闭式回路用液压泵2a～2d进行闭式回路连接，翻卸缸7d构成为能够与闭式回路用液压泵2a～2c进行闭式回路连接，回转液压马达10c构成为能够与闭式回路用液压泵2c、2d进行闭式回路连接。

开式回路用液压泵1a经由开闭阀25a～25c(第一开闭阀)与动臂缸7b、斗杆缸7a、铲斗缸7c的各缸盖侧室连接、且经由开闭阀25d(第三开闭阀)与控制阀11A连接。开式回路用液压泵1b经由开闭阀26a～26d(第一开闭阀)与动臂缸7b、斗杆缸7a、铲斗缸7c、翻卸缸7d的各缸盖侧室连接、且经由开闭阀26e(第三开闭阀)与控制阀11A连接。开式回路用液压泵1c经由开闭阀27a～27c(第一开闭阀)与动臂缸7b、斗杆缸7a、铲斗缸7c的各缸盖侧室连接、且经由开闭阀27d(第三开闭阀)与控制阀11A连接。开式回路用液压泵1d经由开闭阀28a、28b(第一开闭阀)与动臂缸7b、铲斗缸7c的各缸盖侧室连接、且经由开闭阀28c(第三开闭阀)与控制阀11A连接。包括开闭阀25a～25c、开闭阀26a～26d、开闭阀27a～27c、开闭阀28a、28b的液压回路构成对动臂缸7b、斗杆缸7a、铲斗缸7c、翻卸缸7d的各缸盖侧室进行工作油的补充的辅助回路。由此构成为能够对动臂缸7b的缸盖侧室补充来自开式回路用液压泵1a～1d的工作油，能够对斗杆缸7a的缸盖侧室补充来自开式回路用液压泵1a～1c的工作油，能够对铲斗缸7c的缸盖侧室补充来自开式回路用液压泵1a～1d的工作油，能够对翻卸缸7d的缸盖侧室补充来自开式回路用液压泵1b的工作油。

如上所述在本实施方式中，在需要大流量的动臂缸7b上能够连接8台液压泵1a～1d、2a～2d的全部，在小流量就可以的回转液压马达10c上能够仅连接2台液压泵2c、2d。

另外，在作为动臂缸7b、斗杆缸7a、铲斗缸7c、翻卸缸7d的各缸盖侧室与油箱9之间的油路的、从开式回路用液压泵1a～1d的压力油供给油路200a～200d分支的压力油返回油路202a～202d上，配置有比例控制阀14c～14f。由此比例控制阀14c～14f构成为能够从动臂缸7b、斗杆缸7a、铲斗缸7c、翻卸缸7d的缸盖侧室向油箱9排出工作油。

控制阀11A与右行驶液压马达10a及左行驶液压马达10b连接，并且构成为来自开式回路用液压泵1a～1d的工作油能够经由控制阀11A供给到右行驶液压马达10a、左行驶液压马达10b。

在与动臂缸7b、斗杆缸7a、铲斗缸7c、翻卸缸7d的缸盖侧室及活塞杆侧室连接的油路上，与图1所示的第一实施方式同样地，设有冲洗阀、补充用的检验阀、保险阀，但是在图7中省略了图示。

此外，在上述实施方式中，虽然将比例控制阀14c～14f配置在从开式回路液压泵1a～1d的压力油供给油路200a～200d分支的压力油返回油路202a～202d上，但是也可以使从与液压缸7a～7d的缸盖侧室连接的油路直接到达油箱9的压力油返回油路分支，并在该压力油返回油路上配置比例控制阀14c～14f。

～动作～

在如上所述构成的液压系统中，使用图7对各致动器的动作进行说明。

～～动臂上升～～

在以低速进行动臂上升的情况下，例如打开开闭阀22a和开闭阀26a，驱动闭式回路用液压泵2b和开式回路用液压泵1b，从闭式回路用液压泵2b和开式回路用液压泵1b这两方向动臂缸7b的缸盖侧室送入按照动臂杆操作量的流量。此时，与第一实施方式同样地，以使从开式回路用液压泵1b送入动臂缸7b的缸盖侧室的流量基于由动臂缸7b的缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差引起的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分而确定的方式，利用控制器41控制开式回路用液压泵1b的排出流量。在以高速进行动臂上升的情况下，增加使用的液压泵的台数，从最多8台的液压泵向动臂缸7b的缸盖侧室送入压力油。在增加使用的液压泵的台数的情况下，也以使开式回路用液压泵的总排出流量基于动臂缸7b的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分而确定的方式，控制各液压泵的排出流量。

由此，能够使来自加油回路(未图示)的加油流量大致为零，因此能够使加油系统小型化并提高节能性和搭载性。尤其在大型的液压挖掘机中驱动动臂缸7b所需的流量大多相差悬殊，因此在不进行基于开式回路用液压泵1a～1d的合流辅助的情况下，必要加油流量成为最大1000L/min数量级，因此根据本发明的节能性、搭载性的效果极其显著。另外，在这种大型的液压挖掘机中每一台液压泵的最大排出流量为500L/min数量级的大流量，因此利用吸入端口小的闭式回路用液压泵从油箱中吸入这种程度的流量是极其困难的，导致产生气蚀。在本实施方式中利用自吸性能高的开式回路用液压泵1a～1d从油箱9中吸入油而进行合流辅助，因此即使是这种大流量也能获得稳定的吸入性能。

此外，在以极低速进行动臂上升的情况下，原来必要加油流量少，因此也可以不进行基于开式回路用液压泵的合流辅助，仅用1台闭式回路用液压泵驱动动臂缸7b。

如此，在仅需要小流量的低速时，通过将使用的液压泵减少至1台(闭式回路用液压泵1台)或2台(闭式回路用液压泵1台和开式回路用液压泵1台)，能够在泵效率高的区域使用各液压泵，节能性进一步提高。在一般所使用的可变容量型斜板式活塞泵的情况下，在泵容量为最大泵容量附近获得90％左右的高的泵效率，而在最大的20％容量附近泵效率降低至60％左右。从而，即使获得相同的流量，也最好尽量减少液压泵的使用数量，并在泵容量大的区域使用，这在节能方面更有效。

～～动臂下降～～

接着，在进行动臂下降的情况下，在低速时例如打开开闭阀21a～24a中的任一个、例如开闭阀22a，驱动闭式回路用液压泵2b，从闭式回路用液压泵2b向动臂缸7b的活塞杆侧室送入按照动臂杆操作量的流量。在提高动臂下降的速度的情况下，按照速度来增加所使用的闭式回路液压泵的数量，使用最多4台闭式回路液压泵2a～2d。在需要超过相当于4台闭式回路用液压泵量的流量的动臂下降速度的情况下，例如打开开闭阀26a和比例控制阀14d，与第一实施方式同样地，从动臂缸7b的缸盖室侧将按照动臂杆操作量的流量经由比例控制阀14d排出并返回到油箱9(排出辅助)。在进一步提高动臂下降的速度的情况下，增加所使用的比例控制阀的数量，打开最多4个比例电磁阀14c～14f并从动臂缸7b的缸盖室侧使流量返回到油箱9。由此，液压挖掘机的工作速度提高。

另外，与第一实施方式的情况同样地，在仅降低发动机的燃料喷射量无法完全吸收动臂下降时的再生能量的情况下，即使必要流量为相当于4台闭式回路用液压泵量以下，也打开开闭阀和比例控制阀而进行排出辅助，从而能够确保必要的工作缸速度，并且防止发动机的失控。

～～斗杆挖掘～～

在进行斗杆挖掘的情况下，与进行动臂上升的情况同样地，打开开闭阀21b～24b中的任一个或多个，打开开闭阀25b～27b中的任一个或多个，驱动闭式回路用液压泵2a～2d中的任一台或多台和开式回路用液压泵1a～1c中的任一台或多台，从闭式回路用液压泵和开式回路用液压泵这两方向斗杆缸7a的缸盖侧室送入按照斗杆操纵杆操作量的流量。此时，与第一实施方式同样地，以使从开式回路用液压泵送入斗杆缸7a的缸盖侧室的流量基于由斗杆缸7a的缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差引起的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分而确定的方式，利用控制器41控制开式回路用液压泵的排出流量。由此，斗杆缸7a以按照斗杆操纵杆操作量X1的速度V1进行伸长动作，与动臂上升时同样地能够使来自加油回路的加油流量为零，而且还能够抑制负载反向时的速度变动。

～～斗杆翻卸～～

接着，在进行斗杆翻卸的情况下，与进行动臂下降的情况同样地，打开开闭阀21b～24b中的任一个或多个，驱动闭式回路用液压泵2a～2d中的任一台或多台，从闭式回路用液压泵向斗杆缸7a的活塞杆侧室送入按照斗杆操纵杆操作量的流量。在需要超过相当于4台闭式回路用液压泵量的流量的动臂下降速度的情况下，打开开闭阀25b～27b中的任一个或多个和比例控制阀14c～14e中的任一个或多个，与第一实施方式同样地，从斗杆缸7a的缸盖室侧将按照斗杆操纵杆操作量的流量经由比例控制阀排出并返回到油箱9(排出辅助)。由此，能够提高工作缸速度，并且抑制负载方向反向时的速度变动而提高操作性。

～～其它～～

在进行动臂上升和斗杆挖掘的复合动作的情况下，按照两者的必要速度(必要流量)来改变向动臂缸7b及斗杆缸7a输送压力油的液压泵的台数。例如，在使动臂和斗杆以相同程度的流量进行高速动作的情况下，在动臂缸7b、斗杆缸7a上均各使用4台(闭式回路用液压泵2台和开式回路用液压泵2台)液压泵，在使动臂进行高速动作、使斗杆进行低速动作的情况下，在动臂缸7b上使用6台(闭式回路用液压泵3台和开式回路用液压泵3台)液压泵，在斗杆缸7a上使用2台(闭式回路用液压泵1台和开式回路用液压泵1台)液压泵。如此通过改变将闭式回路用液压泵1台和开式回路用液压泵1台作为一组来使用的液压泵的组数，并且分别对动臂缸7b和斗杆缸7a进行基于开式回路用液压泵的合流辅助，从而即使在复合动作时也能够使来自加油回路的加油流量大致为零。

另外，在本实施方式中，液压泵具有4组，因此能够使液压缸进行动臂、斗杆、铲斗、翻卸的4个复合的动作，即使在动臂、斗杆、铲斗、翻卸的4个复合动作时也能够使来自加油回路的加油流量大致为零。

另外，由于设有比例控制阀14c～14f，因此四个液压缸均能够在伸长/拉入的双向上抑制负载方向反向时的速度变动，在单独动作时和复合操作时都能够获得良好的操作性。

在进行回转动作的情况下，打开开闭阀23c、24c，将来自闭式回路用液压泵2c、2d中的一方或两方的排出油送入回转液压马达10c。回转液压马达10c与液压缸不同而在旋转方向上产生流量差，因此构成为仅使用闭式回路液压泵2c、2d的结构。

在进行行驶动作的情况下，打开开闭阀25d、26e、27d、28c中的任一个或多个，使用开式回路用液压泵1a～1d中的任一台或多台，进行基于控制阀11A的开式回路驱动。行驶液压马达10a、10b由于使用频率少，因此通过进行基于控制阀11A的开式回路驱动而提高复合操作性。

此外，在上述实施方式中，表示了具备8台液压泵的液压系统的例子，但是在进一步增加液压泵的台数的情况下，也可以对右左行驶液压马达10a、10b追加液压闭式回路连接的结构。另外，在只能搭载小于8台的液压泵的情况下，如第一实施方式(图1)所示，也可以仅将动臂缸7b或斗杆缸7a之类的需要较大的驱动力的液压缸设为液压闭式回路连接的结构，其它的致动器设为基于控制阀的油压开式回路连接的结构。

～效果～

根据如上所述构成的本实施方式，也能够获得与第一实施方式同样的效果。

另外，根据本实施方式，还能获得以下的效果。

(1)能够对一个液压致动器进行基于多个液压泵的合流辅助，因此尤其在应用于大型的液压挖掘机的情况下，能够较小地抑制每一台液压泵的容量并且确保必要的致动器速度。

(2)另外，通过按照致动器的速度来对进行合流辅助的液压泵的台数进行适当化，能够在泵效率高的区域使用液压泵，并且能够提高工作机械的节能性。

附图标记说明

1a～1d-开式回路用液压泵，2a～2d-闭式回路用液压泵，4a～4e-保险阀，5-灌注泵，6a、6b-冲洗阀，7a-斗杆缸，7b-动臂缸，7c-铲斗缸，7d-翻卸缸，9-油箱，10a-右行驶液压马达，10b-左行驶液压马达，10c-回转液压马达，11-控制阀，11a～11e-滑阀，12a、12b-开闭阀(第一开闭阀)，13-合流阀，14a、14b-比例控制阀，14c～14f-比例控制阀，15-动力传递装置，16-高压保险阀，20-发动机，21a～21d-开闭阀(第二开闭阀)，22a～22d-开闭阀(第二开闭阀)，23a～23d-开闭阀(第二开闭阀)，24a～24c-开闭阀(第二开闭阀)，25a～25c-开闭阀(第一开闭阀)，25d-开闭阀(第三开闭阀)，26a～26d-开闭阀(第一开闭阀)，26e-开闭阀(第三开闭阀)，27a～27c-开闭阀(第一开闭阀)，27d-开闭阀(第三开闭阀)，28a、28b-开闭阀(第一开闭阀)，28c-开闭阀(第三开闭阀)，40a～40d-操作装置，41-控制器，100、101-液压闭式回路，100a、101a-第一油路，100b、101b-第二油路，105-加油回路，200、201-液压开式回路，200a、201a-压力油供给油路，200b、201b-压力油返回油路，300a、301a-油路。

权利要求书(按照条约第19条的修改)

1.(删除)。

2.(修改后)一种工作机械的液压系统，具备具有能够双向排出的两个排出端口的至少一个闭式回路用液压泵、和至少一个单杆式液压缸，将上述闭式回路用液压泵的两个排出端口分别与上述液压缸的缸盖侧室及活塞杆侧室连接，

上述工作机械的液压系统的特征在于，具备：

至少一个开式回路用液压泵，其具有从油箱吸入工作油的吸入端口和排出工作油的排出端口；

第一开闭阀，其配置在上述液压缸的缸盖侧室与上述开式回路用液压泵的排出端口之间；

比例控制阀，其配置在上述液压缸的缸盖侧室与上述油箱之间；以及

控制装置，在上述液压缸伸长时，上述控制装置以使上述闭式回路用液压泵和上述开式回路用液压泵这两方的排出流量送入上述液压缸的缸盖侧室的方式对上述闭式回路用液压泵、上述开式回路用液压泵和上述第一开闭阀进行控制，在上述液压缸拉入时，上述控制装置以使来自上述液压缸的缸盖侧室的流出流量的一部分返回到上述闭式回路用液压泵、且来自上述液压缸的缸盖侧室的流出流量的另一部分返回到上述油箱的方式，对上述闭式回路用液压泵和上述比例控制阀进行控制，

上述比例控制阀配置在将上述开式回路用液压泵的排出端口连接在上述油箱的油路上，

在上述液压缸伸长时，上述控制装置将上述第一开闭阀切换到打开位置且将上述比例控制阀控制在关闭位置，在上述液压缸拉入时，上述控制装置将上述第一开闭阀切换到打开位置且将上述比例控制阀控制在打开位置。

3.根据权利要求2所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

在上述液压缸伸长时，上述控制装置以使从上述开式回路用液压泵送入上述液压缸的缸盖侧室的流量基于由上述液压缸的缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差引起的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分而确定的方式，控制上述开式回路用液压泵的排出流量。

4.根据权利要求2所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

在上述液压缸拉入时，上述控制装置以使返回到上述油箱中的来自上述液压缸的缸盖侧室的流出流量的另一部分基于由上述液压缸的缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差引起的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分而确定的方式，控制上述比例控制阀。

5.根据权利要求2所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

在上述液压缸拉入时且上述液压缸进行再生动作时，在通过使来自上述液压缸的缸盖侧室的流出流量的一部分返回到上述闭式回路用液压泵而经由上述闭式回路用液压泵再生的能量超过上述工作机械的容许再生量的情况下，上述控制装置以使返回到上述闭式回路用液压泵的流量的一部分返回到上述油箱的方式，控制上述比例控制阀。

6.根据权利要求2所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

上述比例控制阀是具备压力补偿功能的流量控制阀。

7.(修改后)根据权利要求2所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

上述工作机械是具有回转液压马达和动臂缸的液压挖掘机，

上述单杆式液压缸是上述动臂缸，

设有与上述开式回路用液压泵不同的另一个开式回路用液压泵，将该另一个开式回路用液压泵经由控制阀与上述回转液压马达连接。

8.(修改后)根据权利要求2所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

上述工作机械的液压系统具备：

包括上述闭式回路用液压泵的多个闭式回路用液压泵；

包括上述开式回路用液压泵的多个开式回路用液压泵；

包括上述单杆式液压缸的多个单杆式液压缸和包括其它液压致动器的多个致动器；

包括上述第一开闭阀的多个第一开闭阀；以及

包括上述比例控制阀的多个比例控制阀，

上述多个闭式回路用液压泵分别经由多个第二开闭阀与上述多个致动器中的至少上述多个单杆式液压缸连接，

上述多个开式回路用液压泵中的至少一部分分别经由上述多个第一开闭阀与上述多个单杆式液压缸的缸盖侧室连接，且上述多个开式回路用液压泵中的至少另一部分经由第三开闭阀与上述其它液压致动器中的至少一部分连接，

上述多个比例控制阀分别配置在位于上述多个单杆式液压缸的缸盖侧室与上述油箱之间的油路上。

说明或声明(按照条约第19条的修改)

(1)删除了权利要求1。

(2)伴随着权利要求1的删除，进行了将权利要求2改写为独立权利要求的形式性的修改。

(3)伴随着权利要求1的删除，进行了将权利要求7、8所引用的权利要求仅为权利要求2的形式性的修改。

(4)关于权利要求3～6未进行修改。

Claims (8)

1.一种工作机械的液压系统，具备具有能够双向排出的两个排出端口的至少一个闭式回路用液压泵、和至少一个单杆式液压缸，将上述闭式回路用液压泵的两个排出端口分别与上述液压缸的缸盖侧室及活塞杆侧室连接，

上述工作机械的液压系统的特征在于，具备：

至少一个开式回路用液压泵，其具有从油箱吸入工作油的吸入端口和排出工作油的排出端口；

第一开闭阀，其配置在上述液压缸的缸盖侧室与上述开式回路用液压泵的排出端口之间；

比例控制阀，其配置在上述液压缸的缸盖侧室与上述油箱之间；以及

控制装置，在上述液压缸伸长时，上述控制装置以使上述闭式回路用液压泵和上述开式回路用液压泵这两方的排出流量送入上述液压缸的缸盖侧室的方式对上述闭式回路用液压泵、上述开式回路用液压泵和上述第一开闭阀进行控制，在上述液压缸拉入时，上述控制装置以使来自上述液压缸的缸盖侧室的流出流量的一部分返回到上述闭式回路用液压泵、且来自上述液压缸的缸盖侧室的流出流量的另一部分返回到上述油箱的方式，对上述闭式回路用液压泵和上述比例控制阀进行控制。

2.根据权利要求1所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

上述比例控制阀配置在将上述开式回路用液压泵的排出端口连接在上述油箱的油路上，

在上述液压缸伸长时，上述控制装置将上述第一开闭阀切换到打开位置且将上述比例控制阀控制在关闭位置，在上述液压缸拉入时，上述控制装置将上述第一开闭阀切换到打开位置且将上述比例控制阀控制在打开位置。

3.根据权利要求2所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

在上述液压缸伸长时，上述控制装置以使从上述开式回路用液压泵送入上述液压缸的缸盖侧室的流量基于由上述液压缸的缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差引起的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分而确定的方式，控制上述开式回路用液压泵的排出流量。

4.根据权利要求2所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

在上述液压缸拉入时，上述控制装置以使返回到上述油箱中的来自上述液压缸的缸盖侧室的流出流量的另一部分基于由上述液压缸的缸盖侧室与活塞杆侧室的受压面积差引起的缸盖侧室流量与活塞杆侧室流量的差分而确定的方式，控制上述比例控制阀。

5.根据权利要求2所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

在上述液压缸拉入时且上述液压缸进行再生动作时，在通过使来自上述液压缸的缸盖侧室的流出流量的一部分返回到上述闭式回路用液压泵而经由上述闭式回路用液压泵再生的能量超过上述工作机械的容许再生量的情况下，上述控制装置以使返回到上述闭式回路用液压泵的流量的一部分返回到上述油箱的方式，控制上述比例控制阀。

6.根据权利要求2所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

上述比例控制阀是具备压力补偿功能的流量控制阀。

7.根据权利要求1或2所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

上述工作机械是具有回转液压马达和动臂缸的液压挖掘机，

上述单杆式液压缸是上述动臂缸，

设有与上述开式回路用液压泵不同的另一个开式回路用液压泵，将该另一个开式回路用液压泵经由控制阀与上述回转液压马达连接。

8.根据权利要求1或2所述的工作机械的液压系统，其特征在于，

上述工作机械的液压系统具备：

包括上述闭式回路用液压泵的多个闭式回路用液压泵；

包括上述开式回路用液压泵的多个开式回路用液压泵；

包括上述单杆式液压缸的多个单杆式液压缸和包括其它液压致动器的多个致动器；

包括上述第一开闭阀的多个第一开闭阀；以及

包括上述比例控制阀的多个比例控制阀，

上述多个闭式回路用液压泵分别经由多个第二开闭阀与上述多个致动器中的至少上述多个单杆式液压缸连接，

上述多个开式回路用液压泵中的至少一部分分别经由上述多个第一开闭阀与上述多个单杆式液压缸的缸盖侧室连接，且上述多个开式回路用液压泵中的至少另一部分经由第三开闭阀与上述其它液压致动器中的至少一部分连接，

上述多个比例控制阀分别配置在位于上述多个单杆式液压缸的缸盖侧室与上述油箱之间的油路上。