JP2006177397A - 油圧回路 - Google Patents

Abstract

【課題】簡素な構成で作動油のエネルギーを回収可能な油圧回路を提供する。
【解決手段】油圧回路１００に、油圧シリンダ２２と、駆動源１５により駆動され、該油圧シリンダに作動油を圧送する油圧ポンプ３１と、該油圧シリンダと該油圧ポンプとの間に配置され、該油圧シリンダの動作を切り換える動作切換弁３２と、該動作切換弁を挟んで、該油圧ポンプの吐出ポート３１ａ側の圧力と該油圧シリンダの給油ポート側の圧力との差を所定の値に調整する油圧調整機構３７と、該油圧シリンダの排油ポートから該動作切換弁に戻された作動油を該油圧ポンプに供給する回生配管３６と、を具備した。
【選択図】図２

Description

本発明は、油圧回路の技術に関する。
より詳細には、油圧回路を循環する作動油のエネルギーを回生する技術に関する。

従来、油圧シリンダと、駆動源により駆動され、該油圧シリンダに作動油を圧送する油圧ポンプと、該油圧シリンダと該油圧ポンプとの間に配置され、該油圧シリンダの動作を切り換える切換弁と、を具備する油圧回路は公知となっている。

このような油圧回路は、一般的には、油圧ポンプから圧送される作動油を切換弁により切り換えて油圧シリンダのボトム室またはロッド室のいずれかに供給し、油圧シリンダを伸長または収縮させるものである。また、このような油圧回路は、油圧シリンダのボトム室またはロッド室の一方に作動油が供給された結果、他方から排出される作動油は、戻り配管を経て一度作動油タンクに戻され、上記油圧ポンプは該作動油タンクから作動油を吸入する構成となっている。

また、いわゆる「ロードセンシング機能」を付与した油圧回路も公知となっている。
ここで、ロードセンシング機能とは、前記切換弁を挟んで、油圧ポンプの吐出ポート側の圧力と油圧アクチュエータの給油ポート側の圧力との差を所定の範囲内に調整することにより、油圧アクチュエータにかかる負荷の大きさに関わらず油圧アクチュエータに供給される作動油の流量を略一定に保持する（油圧アクチュエータの動作速度を略一定に保持する）機能を指す。
例えば、特許文献１に記載の如くである。

さらにまた、上記戻り配管の中途部に配置され、戻り配管を通過する作動油により駆動される油圧モータと、該油圧モータにより駆動される発電機と、該発電機と接続されたバッテリーと、を具備し、戻り配管を通過する作動油のエネルギー（運動エネルギーおよび位置エネルギー）を電気エネルギーとして回収する機能、いわゆる「エネルギー回生機能」を有する油圧回路も公知となっている。
例えば、特許文献２に記載の如くである。
特開２０００−２５７７１２号公報 特開２００１−２０７４８２号公報

しかし、油圧シリンダを駆動し、ロードセンシング機能を有する油圧回路において、エネルギー回生を行うものはなかった。
また、上記「エネルギー回生機能」を有する油圧回路は、該エネルギー回生機能を達成するために油圧モータ、発電機、バッテリー等を追加的に具備する必要があり、製造コストが増大するという問題がある。
また、油圧モータ、発電機、バッテリー等を追加的に具備する結果、油圧回路が複雑化・大型化するという問題がある。

本発明は以上の如き問題に鑑み、簡素な構成で作動油のエネルギーを回収可能な油圧回路を提供するものである。

本発明の解決しようとする課題は以上の如くであり、次にこの課題を解決するための手段を説明する。

即ち、請求項１においては、
油圧シリンダと、
駆動源により駆動され、該油圧シリンダに作動油を圧送する油圧ポンプと、
該油圧シリンダと該油圧ポンプとの間に配置され、該油圧シリンダの動作を切り換える動作切換弁と、
該動作切換弁を挟んで、該油圧ポンプの吐出ポート側の圧力と該油圧シリンダの給油ポート側の圧力との差を所定の値に調整する油圧調整機構と、
該油圧シリンダの排油ポートから該動作切換弁に戻された作動油を該油圧ポンプに供給する回生配管と、
を具備するものである。

請求項２においては、
前記油圧シリンダが片側ロッド式の油圧シリンダであって、
該油圧シリンダと前記動作切換弁との間に配置され、該油圧シリンダのボトム室およびロッド室のうち圧力が低い方と、オイル補給回路またはオイル排出配管と、を連通する連通機構を具備するものである。

請求項３においては、
単数または複数の油圧アクチュエータと、
前記駆動源により駆動され、該油圧アクチュエータに作動油を圧送する第二の油圧ポンプと、
該油圧アクチュエータと該第二の油圧ポンプとの間に配置され、該油圧アクチュエータの動作を切り換える第二の動作切換弁と、
該第二の動作切換弁を挟んで、該第二の油圧ポンプの吐出ポート側の圧力と該油圧アクチュエータの給油ポート側の圧力との差を所定の値に調整する第二の油圧調整機構と、
該駆動源の負荷が所定の値以上となった場合に、前記油圧ポンプおよび該第二の油圧ポンプの吐出量を抑制する吐出量抑制機構と、
を具備するものである。

本発明の効果として、以下に示すような効果を奏する。

請求項１においては、簡素な構成で油圧シリンダから戻ってくる作動油のエネルギーを油圧ポンプの駆動力として回収することが可能である。
また、油圧ポンプから圧送される作動油により作動する油圧シリンダを、負荷の大きさに関わらず略一定の速度で作動させることが可能である。

請求項２においては、油圧シリンダが片側ロッド式の油圧シリンダであっても、油圧回路における作動油の分布の不均衡を解消することが可能である。

請求項３においては、第二の油圧ポンプから圧送される作動油により作動する油圧アクチュエータを、負荷の大きさに関わらず略一定の速度で作動させることが可能であるとともに、駆動源の過負荷を防止することが可能である。

以下では、図１および図２を用いて本発明に係る油圧回路を具備する掘削作業車の実施例であるバックホー１の全体構成について説明する。
なお、本発明に係る油圧回路は、油圧シリンダその他の油圧アクチュエータに広く適用可能であって、その適用範囲が本実施例の如き掘削作業車に限定されるものではない。

図１に示す如く、バックホー１は、主にクローラ式走行装置２、旋回フレーム３、キャビン４、作業機５等を具備している。

クローラ式走行装置２は、バックホー１の下部構造体を成す部材であり、左右一対のクローラ１１・１１（図１では機体左側のクローラ１１のみ図示）が設けられている。
また、本実施例のクローラ式走行装置２の前部には、排土板１２、および、該排土板１２を上下方向に回動させるための油圧シリンダである排土板シリンダ１３（図２に図示）、が設けられている。

旋回フレーム３は、バックホー１の上部構造体を成す部材であり、旋回ベアリング１４を介してクローラ式走行装置２の上部に旋回可能に取り付けられる。
旋回フレーム３には駆動源たるエンジン１５（図２に図示）その他の部材が収容されるとともに、キャビン４および作業機５が設けられる。

キャビン４は旋回フレーム３の上部に設けられる。キャビン４はバックホー１の操作を行う作業者を風雨や直射日光から保護するものであり、その内部には作業者が着座する座席や、バックホー１の種々の操作に係るレバー群（図示せず）が設けられる。

作業機５は、主にバケット１６、アーム１７、ブーム１８、ブームブラケット１９、バケットシリンダ２０、アームシリンダ２１、ブームシリンダ２２等を具備し、バックホー１の旋回フレーム３の前部に設けられる。

バケット１６は作業機５の先端部を成す掘削作業用のアタッチメントであり、その基部がアーム１７の先端部に回動可能に枢着される。

アーム１７は作業機５の構造体を成す棒状の部材であり、その基部がブーム１８の先端部に回動可能に枢着される。

ブーム１８は作業機５の構造体を成す部材であり、ブーム１８は中途部で機体前方に屈曲した形状を成し、その基部はブームブラケット１９に回動可能に枢着される。

ブームブラケット１９は作業機５の基部を成す部材であり、その後端部が旋回フレーム３の前端部に回動可能に枢着される。
また、図示せぬスイングシリンダのロッド端部がブームブラケット１９の右側部に回動可能に枢着され、シリンダ側端部が旋回フレーム３に回動可能に枢着される。該スイングシリンダは、作業機５を旋回フレーム３に対して左右に回動させるための油圧シリンダである。

バケットシリンダ２０は、バケット１６をアーム１７に対して回動させるための油圧シリンダである。
バケットシリンダ２０のシリンダ端部は、アーム１７の基部に設けられたブラケット１７ａに回動可能に枢着される。また、バケットシリンダ２０のロッド端部は、リンク２３およびロッド２４を介してバケット１６に回動可能に枢着される。

アームシリンダ２１は、アーム１７をブーム１８に対して回動させるための油圧シリンダである。
アームシリンダ２１のシリンダ端部は、ブーム１８の中途部かつキャビン４に対向する面に設けられたブラケット１８ａに回動可能に枢着される。また、アームシリンダ２１のロッド端部は、ブラケット１７ａに回動可能に枢着される。

ブームシリンダ２２は、ブーム１８を旋回フレーム３（より厳密には、ブームブラケット１９）に対して回動させるための油圧シリンダである。
ブームシリンダ２２のシリンダ端部は、ブームブラケット１９の前端部に回動可能に枢着される。また、ブームシリンダ２２のロッド端部は、ブーム１８の中途部かつ前記ブラケット１８ａが設けられた面の反対側の面等に設けられたブラケット１８ｂに回動可能に枢着される。

以下では、図２を用いて本発明に係る油圧回路の実施例である油圧回路１００の構成について説明する。

油圧回路１００は、図１に示すバックホー１に具備される油圧回路であり、図２に示す如く、主にブームシリンダ２２、油圧ポンプ３１、動作切換弁３２、送り配管３３、配管３４、配管３５、回生配管３６、油圧調整機構３７、オイル補給回路４７、連通機構５５、等を具備する。

ブームシリンダ２２は、前述の如くブーム１８を旋回フレーム３（より厳密には、ブームブラケット１９）に対して回動させるための油圧シリンダである。
本発明のロードセンシング機能を備える回生可能な油圧回路について、ブームシリンダ２２を用いて説明する。
ブームシリンダ２２は内部に空間が形成されたシリンダと、該シリンダの一端からシリンダの内部に挿入されたシリンダロッドと、該シリンダロッドの一端に固設され、シリンダ内部に配置されるピストンと、を具備する。
該シリンダの内部の空間は、シリンダロッドの一端に設けられ、シリンダの内周面に気密的かつ摺動可能に当接するピストンによりボトム室とロッド室の二つに区画される。
ここで、ボトム室はシリンダの基部、すなわち、シリンダロッドが突出していない方の端部側の空間であり、ロッド室はシリンダの先端部、すなわち、シリンダロッドが突出している方の端部側の空間を指す。

ブームシリンダ２２のシリンダの外周面には、それぞれ、ボトム室と外部とを連通する開口部であるシリンダポート２２ａ、およびロッド室と外部とを連通する開口部であるシリンダポート２２ｂが設けられる。
ここで、ブームシリンダ２２が伸長する場合には、ボトム室に作動油が供給され、ロッド室から作動油が排出されるので、ボトム室側のシリンダポート２２ａが給油ポート、ロッド室側のシリンダポート２２ｂが排油ポートとなる。
また、ブームシリンダ２２が収縮する場合には、ロッド室に作動油が供給され、ボトム室から作動油が排出されるので、ロッド室側のシリンダポート２２ｂが給油ポート、ボトム室側のシリンダポート２２ａが排油ポートとなる。

なお、本実施例のブームシリンダ２２は、シリンダの一端からロッドが突出している形式の油圧シリンダ、すなわち「片側ロッド式の油圧シリンダ」であるが、本発明の油圧回路はシリンダの両端からロッドが突出している形式の油圧シリンダ、すなわち「両側ロッド式の油圧シリンダ」に対しても適用可能である。

油圧ポンプ３１はブームシリンダ２２に作動油を圧送するものである。油圧ポンプ３１は駆動源たるエンジン１５により駆動される。
本実施例の油圧ポンプ３１には、作動油を吐出する開口部である吐出ポート３１ａと、作動油を吸入する開口部である吸入ポート３１ｂとが設けられる。
また、油圧ポンプ３１はいわゆる斜板式のアキシャルピストンポンプであり、ケースに揺動可能に取り付けられた斜板３１ｃの板面と回転軸１５ａの軸線方向との成す角度を変更することにより、回転軸１５ａを一回転させたときの作動油の吐出量、ひいては単位時間当たりの作動油の吐出量を変更することができる。
なお、本出願における「駆動源」は、電気式のモータ等、油圧ポンプ３１を駆動可能であればエンジン以外の他の構成としても良い。
また、本実施例の油圧ポンプ３１はアキシャルピストンポンプであるが、回転軸１５ａを一回転させたときの作動油の吐出量を変更可能とする可変容量型のポンプであれば他の構成でも良い。

動作切換弁３２は、ブームシリンダ２２と油圧ポンプ３１との間に配置され、油圧ポンプ３１からブームシリンダ２２に圧送される作動油の流路を切り換えることにより、ブームシリンダ２２の動作を切り換える切換弁である。

本実施例の動作切換弁３２は、一次側のポート３２ａ・３２ｂと二次側のポート３２ｃ・３２ｄの計４つのポートを具備し、内部に設けられたスプールを摺動させることにより動作切換弁３２の内部を通過する作動油の流路を変更して、（Ａ）ポート３２ａとポート３２ｂとを連通し、ポート３２ｃおよびポート３２ｄを閉塞した「中立状態」と、（Ｂ）ポート３２ａとポート３２ｃとを連通し、ポート３２ｂとポート３２ｄとを連通した「シリンダ伸長状態」と、（Ｃ）ポート３２ａとポート３２ｄとを連通し、ポート３２ｂとポート３２ｃとを連通した「シリンダ収縮状態」と、を切り換えることが可能である。

送り配管３３は、油圧ポンプ３１の吐出ポート３１ａと、動作切換弁３２のポート３２ａと、を接続する配管である。油圧ポンプ３１から圧送される作動油は、送り配管３３を経て動作切換弁３２に供給される。
配管３４は、動作切換弁３２のポート３２ｃと、ブームシリンダ２２のボトム室側のシリンダポート２２ａと、を接続する配管である。
配管３５は、動作切換弁３２のポート３２ｄと、ブームシリンダ２２のロッド室側のシリンダポート２２ｂと、を接続する配管である。
回生配管３６は、ブームシリンダ２２の排油ポートから動作切換弁３２に戻された作動油を油圧ポンプ３１に供給する配管である。

動作切換弁３２が（Ａ）の「中立状態」のとき、ポート３２ａとポート３２ｂとが連通され、油圧ポンプ３１から圧送される作動油は、送り配管３３、動作切換弁３２、回生配管３６を経て油圧ポンプ３１に供給される。
また、ポート３２ｃおよびポート３２ｄは閉塞され、ブームシリンダ２２のボトム室およびロッド室に充填された作動油は閉じ込められる。
結果として、ブームシリンダ２２のシリンダロッドがシリンダに対して所定の突出量で固定され、ブームシリンダ２２が所定の長さで保持される。

動作切換弁３２が（Ｂ）の「シリンダ伸長状態」のとき、ポート３２ａとポート３２ｃとが連通され、油圧ポンプ３１から圧送される作動油は、送り配管３３、動作切換弁３２、配管３４を経てブームシリンダ２２のボトム室に供給される。
また、ポート３２ｂとポート３２ｄとが連通され、ブームシリンダ２２のロッド室に充填されている作動油は、配管３５、動作切換弁３２、回生配管３６を経て油圧ポンプ３１に供給される。
結果として、ブームシリンダ２２のシリンダロッドがシリンダから突出し、ブームシリンダ２２は伸長する。

動作切換弁３２が（Ｃ）の「シリンダ収縮状態」のとき、ポート３２ａとポート３２ｄとが連通され、油圧ポンプ３１から圧送される作動油は、送り配管３３、動作切換弁３２、配管３５を経てブームシリンダ２２のロッド室に供給される。
また、ポート３２ｂとポート３２ｃとが連通され、ブームシリンダ２２のボトム室に充填されている作動油は、配管３４、動作切換弁３２、回生配管３６を経て油圧ポンプ３１に供給される。
結果として、ブームシリンダ２２のシリンダロッドがシリンダに没入し、ブームシリンダ２２は収縮する。

以下では、図２を用いて油圧調整機構３７の構成について説明する。
油圧調整機構３７は、動作切換弁３２を挟んで、油圧ポンプ３１の吐出ポート３１ａ側の圧力Ｐ１と、ブームシリンダ２２の給油ポート側の圧力Ｐ２と、の差ΔＰを所定の値に調整するものである。
本実施例の油圧調整機構３７は、油圧調整弁３８、配管３９、パイロット配管４０、パイロット配管４１、調整シリンダ４２、配管４３、戻り配管４４、戻り配管４５等を具備する。

油圧調整弁３８は、動作切換弁３２を挟んで、油圧ポンプ３１の吐出ポート３１ａ側の圧力（換言すれば、送り配管３３の圧力）と、ブームシリンダ２２の給油ポート側の圧力（換言すれば、ブームシリンダ２２の伸長時における配管３４、または、ブームシリンダ２２の収縮時における配管３５）と、の差に基づいて内部を通過する作動油の流路を切り換えるパイロット式の切換弁である。

本実施例の油圧調整弁３８は３つのポート３８ａ・３８ｂ・３８ｃを具備し、内部に設けられたスプールを摺動させることにより油圧調整弁３８の内部の作動油の流路を変更して、（ａ）ポート３８ａとポート３８ｂとを連通し、ポート３８ｃを閉塞する「状態Ａ」と、（ｂ）ポート３８ａとポート３８ｃとを連通し、ポート３８ｂを閉塞する「状態Ｂ」と、を切り換えることが可能である。
また、油圧調整弁３８のスプールの両端には、それぞれパイロット配管４０、パイロット配管４１が接続される。

配管３９は、油圧調整弁３８のポート３８ｂと、送り配管３３の中途部と、を接続する配管である。

パイロット配管４０は、油圧調整弁３８のスプール操作部の一端と、送り配管３３の中途部と、を接続する配管である。
従って、パイロット配管４０の圧力（より厳密には、パイロット配管４０内の作動油の圧力）は、送り配管３３の圧力、ひいては油圧ポンプ３１の吐出ポート３１ａ側の圧力Ｐ１と略同じである。

パイロット配管４１は、油圧調整弁３８のスプール操作部の他端と、動作切換弁３２の内部においてポート３２ａと他のポート（ポート３２ｂ、ポート３２ｃまたはポート３２ｄ）とを連通する経路の中途部と、を接続する配管である。
従って、パイロット配管４１の圧力（より厳密には、パイロット配管４１内の作動油の圧力）は、動作切換弁３２が（Ｂ）のシリンダ伸長状態にあるときは、配管３４の圧力、（Ｃ）のシリンダ収縮状態にあるときは、配管３５の圧力、ひいてはブームシリンダ２２の給油ポート側の圧力Ｐ２と略同じである。
また、パイロット配管４１の圧力は、動作切換弁３２が（Ａ）の中立状態にあるときは、回生配管３６の圧力、ひいては油圧ポンプ３１の吸入ポート３１ｂ側の圧力と略同じである。

調整シリンダ４２は単動式の油圧シリンダであり、バネ４２ａによりシリンダロッド４２ｂがシリンダに挿入する方向に付勢される。調整シリンダ４２のシリンダの外周面には、ボトム室と外部とを連通する開口部であるシリンダポート４２ｃが設けられる。
シリンダロッド４２ｂの先端部は、油圧ポンプ３１の斜板３１ｃと接続され、調整シリンダ４２の伸長・収縮により油圧ポンプ３１の斜板３１ｃの板面と回転軸１５ａの軸線方向との成す角度が変化する。

配管４３は、油圧調整弁３８のポート３８ａと、調整シリンダ４２のシリンダポート４２ｃとを接続する配管である。

戻り配管４４は、油圧調整弁３８のポート３８ｃと、戻り配管４５の中途部とを接続する配管である。

戻り配管４５は、その一端が後述する動作切換弁ユニット１３２に接続され、他端が作動油タンク４６の内部に配置される配管である。作動油タンク４６は作動油を貯溜する容器である。

以下では、図２を用いて油圧調整機構３７の動作について説明する。
油圧調整弁３８の内部に設けられたスプール操作部の一端にはパイロット配管４０が接続され、スプール操作部の他端にはパイロット配管４１が接続されており、パイロット配管４０およびパイロット配管４１の圧力差に基づいて該スプールが摺動する。また、バネ３８ｄは、該スプールを、パイロット配管４１の圧力によりスプールが摺動する方向と同じ方向に付勢している。

油圧ポンプ３１の吐出ポート３１ａ側の圧力Ｐ１と、ブームシリンダ２２の給油ポート側の圧力Ｐ２との差ΔＰ（＝Ｐ１−Ｐ２）が、「所定の値」よりも大きくなると、パイロット配管４０の圧力によりスプールを押す力が、バネ３８ｄおよびパイロット配管４１の圧力によりスプールを押す力よりも大きくなる。そして、油圧調整弁３８の内部に設けられたスプールは（ａ）の「状態Ａ」となる方向に摺動する。

油圧ポンプ３１の吐出ポート３１ａ側の圧力Ｐ１と、ブームシリンダ２２の給油ポート側の圧力Ｐ２との差ΔＰ（＝Ｐ１−Ｐ２）が、「所定の値」よりも小さくなると、パイロット配管４０の圧力によりスプールを押す力が、バネ３８ｄおよびパイロット配管４１の圧力によりスプールを押す力よりも小さくなる。そして、油圧調整弁３８の内部に設けられたスプールは（ｂ）の「状態Ｂ」となる方向に摺動する。

このように、バネ３８ｄによりスプールを押す力は、上記「所定の値」に対応する。
従って、該バネ３８ｄのバネ定数を調整することにより、「所定の値」を調整することが可能である。

油圧調整弁３８が（ａ）の「状態Ａ」のとき、ポート３８ａとポート３８ｂとが連通され、送り配管３３内の作動油の一部が、配管３９、油圧調整弁３８、配管４３を経て調整シリンダ４２のボトム室に供給される。
その結果、調整シリンダ４２は伸長し、油圧ポンプ３１の斜板３１ｃは、その板面が回転軸１５ａの軸線方向に対して直交する方向、すなわち油圧ポンプ３１の単位時間当たりの作動油の吐出量を小さくする方向、に回動する。
そして、油圧ポンプ３１の単位時間当たりの作動油の吐出量を小さくすると、油圧ポンプ３１の吐出ポート３１ａ側の圧力Ｐ１とブームシリンダ２２の給油ポート側の圧力Ｐ２との差ΔＰは小さくなる。

油圧調整弁３８が（ｂ）の「状態Ｂ」のとき、ポート３８ａとポート３８ｃとが連通され、調整シリンダ４２のボトム室に充填された作動油が、配管４３、油圧調整弁３８、戻り配管４４、戻り配管４５を経て作動油タンク４６に戻される。
その結果、調整シリンダ４２は収縮し、油圧ポンプ３１の斜板３１ｃは、その板面が回転軸１５ａの軸線方向に対して平行となる方向、すなわち油圧ポンプ３１の単位時間当たりの作動油の吐出量を大きくする方向、に回動する。
そして、油圧ポンプ３１の単位時間当たりの作動油の吐出量を大きくすると、油圧ポンプ３１の吐出ポート３１ａ側の圧力Ｐ１とブームシリンダ２２の給油ポート側の圧力Ｐ２との差ΔＰは大きくなる。

以上の如く油圧調整機構３７が動作することにより、油圧ポンプ３１の吐出ポート３１ａ側の圧力Ｐ１とブームシリンダ２２の給油ポート側の圧力Ｐ２との差ΔＰは、所定の値に調整される。

ブームシリンダ２２の伸長または収縮の速度は、ブームシリンダ２２のボトム室またはロッド室に供給される作動油の流量Ｑに比例する。そして、作動油の圧送経路（本実施例の場合、油圧ポンプ３１から動作切換弁３２を経てブームシリンダ２２のボトム室またはロッド室までの経路）の中途部にいわゆる「絞り」が設けられ、該絞りの上流側と下流側で圧力の差ΔＰが生じているときは、以下の式（１）が成立する。
Ｑ＝α×Ａ×（ΔＰ／ρ）^０．５ 式（１）
ここで、αは係数、Ａは「絞り」部分の断面積、ρは作動油の密度である。
上記式（１）のうち、αは油圧回路１００に固有の定数であり、ρは使用される作動油の種類に固有の定数である。

なお、油圧調整機構３７の構成は本実施例に限定されるものではなく、動作切換弁３２を挟んで、油圧ポンプ３１の吐出ポート３１ａ側の圧力Ｐ１と、ブームシリンダ２２の給油ポート側の圧力Ｐ２と、の差ΔＰを所定の値に調整可能であれば、別の構成でも良い。

以下では、図２を用いてオイル補給回路４７の構成について説明する。
オイル補給回路４７は、油圧回路１００の内部を循環する作動油の不足分を補給するものである。

図２に示す如く、オイル補給回路４７は主に油圧ポンプ４８、吸入配管４９、配管５０、配管５１、配管５２、チェック弁５３、チェック弁５４等を具備する。

油圧ポンプ４８はオイル補給回路４７内の作動油を圧送するものである。油圧ポンプ４８は駆動源たるエンジン１５により駆動される。
油圧ポンプ４８には、作動油を吐出する開口部である吐出ポート４８ａと、作動油を吸入する開口部である吸入ポート４８ｂとが設けられる。

吸入配管４９は、その一端が油圧ポンプ４８の吸入ポート４８ｂに接続され、他端が作動油タンク４６の内部に配置される配管である。

配管５０は、その一端が油圧ポンプ４８の吐出ポート４８ａに接続され、他端が配管５１の一端および配管５２の一端に接続される配管である。

配管５１は、その一端が配管５０の他端に接続され、他端が配管３４の中途部に接続される配管である。

配管５２は、その一端が配管５０の他端に接続され、他端が配管３５の中途部に接続される配管である。

チェック弁５３は、配管５１の中途部に設けられ、チェック弁５３を挟んで油圧ポンプ４８の吐出ポート４８ａ側の圧力がブームシリンダ２２のシリンダポート２２ａ側の圧力より高い場合のみ開く弁である。

チェック弁５４は、配管５２の中途部に設けられ、チェック弁５４を挟んで油圧ポンプ４８の吐出ポート４８ａ側の圧力がブームシリンダ２２のシリンダポート２２ｂ側の圧力より高い場合のみ開く弁である。

以下では、図２を用いてオイル補給回路４７の動作について説明する。
油圧回路１００の内部を循環する作動油が不足すると、通常はブームシリンダ２２のシリンダポート２２ａ側の圧力またはシリンダポート２２ｂ側の圧力（配管３４の圧力または配管３５の圧力）が低くなる。
一方、チェック弁５３・５４を挟んで油圧ポンプ４８の吐出ポート４８ａ側の圧力は、油圧ポンプ４８が作動油を圧送することにより所定の値に保持される（実際には、配管５０の中途部に所定の圧力で開くリリーフ弁と、該リリーフ弁から排出された作動油を作動油タンク４６に戻す配管を設けている）。

従って、ブームシリンダ２２のシリンダポート２２ａ側の圧力が該所定の値以下になると、チェック弁５３が開き、作動油タンク４６に貯溜された作動油が、吸入配管４９、油圧ポンプ４８、配管５０、配管５１を経て配管３４に補給される。

同様に、ブームシリンダ２２のシリンダポート２２ｂ側の圧力が該所定の値以下になると、チェック弁５４が開き、作動油タンク４６に貯溜された作動油が、吸入配管４９、油圧ポンプ４８、配管５０、配管５２を経て配管３５に補給される。

なお、油圧回路１００の内部を循環する作動油が不足する状況が起こる理由としては、ブームシリンダ２２が片側ロッド式の油圧シリンダであるために、シリンダロッドの摺動量が同じでも、シリンダポート２２ａを通過する作動油の量とシリンダポート２２ｂを通過する作動油の量と、が異なるためである。

なお、オイル補給回路４７の構成は本実施例に限定されるものではなく、油圧回路１００の内部を循環する作動油の不足分を補給可能であれば、別の構成でも良い。

以下では、図２を用いて連通機構５５の構成について説明する。
連通機構５５は、ブームシリンダ２２と動作切換弁３２との間に配置され、該ボトム室および該ロッド室のうち圧力が低い方と、オイル排出配管５６と、を連通するものである。ここで、オイル排出配管５６は、その一端が連通機構５５と接続され、他端が作動油タンク４６の内部に配置される配管である。
連通機構５５は、主に、連通切換弁５７、配管５８、配管５９、パイロット配管６０、パイロット配管６１等を具備する。

連通切換弁５７は、ブームシリンダ２２のボトム室の圧力とロッド室の圧力とに基づいて、内部の作動油の流路を切り換えるパイロット式の切換弁である。

本実施例の連通切換弁５７は３つのポート５７ａ・５７ｂ・５７ｃを具備し、内部に設けられたスプールを摺動させることにより連通切換弁５７内部の作動油の流路を変更して、（α）ポート５７ａ・５７ｂ・５７ｃをいずれも閉塞する「閉塞状態」と、（β）ポート５７ａとポート５７ｂとを連通し、ポート５７ｃを閉塞する「ボトム室開放状態」と、（γ）ポート５７ａとポート５７ｃとを連通し、ポート５７ｂを閉塞する「ロッド室開放状態」と、を切り換えることが可能である。
連通切換弁５７のスプールの両端にはそれぞれパイロット配管６０、パイロット配管６１が接続される。

配管５８は、ポート５７ｂと、配管３４の中途部と、を接続する配管である。また、配管５９は、ポート５７ｃと、配管３５の中途部と、を接続する配管である。

パイロット配管６０は連通切換弁５７のスプール操作部の一端と、配管３４とを接続する配管である。
従って、パイロット配管６０の圧力は、配管３４の圧力、ひいてはブームシリンダ２２のボトム室の圧力と略同じである。

パイロット配管６１は連通切換弁５７のスプール操作部の他端と、配管３５とを接続する配管である。
従って、パイロット配管６１の圧力は、配管３５の圧力、ひいてはブームシリンダ２２のロッド室の圧力と略同じである。

ブームシリンダ２２のボトム室の圧力とロッド室の圧力とが略同じのとき、連通切換弁５７は（α）の閉塞状態となる。
本実施例において、ブームシリンダ２２のボトム室の圧力とロッド室の圧力とが略同じ状態が起こるケースとしては、作業機５に負荷がかかっておらず、ブームシリンダ２２が停止している状態が挙げられる。

ブームシリンダ２２のボトム室の圧力がロッド室の圧力よりも低いときは、連通切換弁５７は（β）のボトム室開放状態となり、ブームシリンダ２２のボトム室に充填されている作動油は、配管３４、配管５８、連通切換弁５７、オイル排出配管５６を経て作動油タンク４６に戻される。
このブームシリンダ２２のボトム室の圧力がロッド室の圧力よりも低い状態が起こるケースとしては、例えば、通常の掘削作業において、バケット１６で溝を掘り起こしたり、山を崩したりするときにブームシリンダ２２を収縮させる場合であり、図７に示すように切り換えられて、ボトム室に充填されている作動油は、連通切換弁５７やオイル排出配管５６を経て作動油タンク４６に戻される。
または、図３に示すように、段差から降ろすときや、メンテナンス作業するためにバケットを側方へ回転させて片側のクローラを持ち上げた状態から降ろす場合において、ブームシリンダ２２を伸長させる場合があり、この場合図８に示すように、ロッド側室から排出される作動油量よりもボトム側室に入る量が多くなるため、配管５０、チェックバルブ５３、配管５１、配管３４を介してボトム室に不足分が補給される。

ブームシリンダ２２のロッド室の圧力がボトム室の圧力よりも低いとき、連通切換弁５７は（γ）のロッド室開放状態となり、ブームシリンダ２２のロッド室に充填されている作動油は、配管３５、配管５９、連通切換弁５７、オイル排出配管５６を経て作動油タンク４６に戻される。
このブームシリンダ２２のロッド室の圧力がボトム室の圧力よりも低くなるケースとしては、例えば、通常の掘削作業において、持ち上げるためにブームシリンダ２２が伸長される場合、図９に示すように、ロッド側室から排出される作動油量だけではボトム室への流入量が不足するため、配管５０、チェックバルブ５４、配管５２を介して配管３５に不足分が補給される。
あるいは、ブーム１８を下降させるためにブームシリンダ２２を収縮させる場合等では、図１０に示すように連通切換弁５７が切り換えられて、配管３５、配管５９、連通切換弁５７、配管５６を介して余剰分が排出される。

以上の如く連通機構５５が動作することは、以下の如き効果を奏する。

すなわち、ブームシリンダ２２は片側ロッド式の油圧シリンダであるため、ブームシリンダ２２のシリンダロッドの摺動量が同じでも、シリンダポート２２ａを通過する作動油の量とシリンダポート２２ｂを通過する作動油の量と、が異なる。一方、作動油は非圧縮性流体（流体の密度が時間、場所によらず一定な流体）であるため、油圧ポンプ３１の動作中のある時刻における作動油の吐出量と吸入量は略同じである。
従って、従来の油圧回路の如く油圧シリンダから排出された作動油を一度作動油タンクに戻し、該作動油タンクから油圧ポンプが作動油を吸入する場合には特に問題とはならないが、本実施例の如く、ブームシリンダ２２から排出された作動油を作動油タンクに戻さず、回生配管３６により直接供給する場合には油圧回路１００の内部で作動油の分布流量の不均衡が生じ、結果として、油圧回路１００の内部の圧力の不均衡を増長することとなる。
本実施例の場合、油圧回路１００に連通機構５５を具備していることから、油圧回路１００の内部を循環する作動油の一部を油圧回路１００の外部に排出して、また５３、５４から不足分を補給することにより、油圧回路１００の内部における作動油の分布流量の不均衡を解消することが可能である。

なお、連通機構５５の構成は本実施例に限定されるものではなく、ブームシリンダ２２と動作切換弁３２との間に配置され、該ボトム室および該ロッド室のうち圧力が低い方と、オイル補給回路４７またはオイル排出配管５６と、を連通可能であれば、別の構成でも良い。

また、図１１に示す如く、通常の吐出ポートと吸入ポートの他に第三のポートを具備し、吸入ポートおよび該第三のポートから吸入した作動油を合わせて吐出ポートから吐出する、または、吸入ポートから吸入した作動油を吐出ポートと第三のポートから分けて吐出することが可能な、いわゆる非対称形の油圧ポンプ２３１を油圧回路１００に具備した場合には、連通機構５５を省略することが可能である。

以上の如く、本実施例の油圧回路１００は、
ブームシリンダ２２と、
エンジン１５により駆動され、ブームシリンダ２２に作動油を圧送する油圧ポンプ３１と、
ブームシリンダ２２と油圧ポンプ３１との間に配置され、ブームシリンダ２２の動作を切り換える動作切換弁３２と、
動作切換弁３２を挟んで、油圧ポンプ３１の吐出ポート３１ａ側の圧力Ｐ１とブームシリンダ２２の給油ポート側の圧力Ｐ２との差を所定の値に調整する油圧調整機構３７と、
ブームシリンダ２２の排油ポートから動作切換弁３２に戻された作動油を油圧ポンプ３１に供給する回生配管３６と、
を具備するものである。
このように構成することにより、油圧ポンプ３１には、ブームシリンダ２２により「圧送された」作動油が、回生配管３６を経て供給されることとなる。
この結果、油圧ポンプ３１は、前記の高圧の作動油によってモータとして機能し、後述する油圧回路２００の油圧アクチュエータ１３、２０、２１、６２、６３、６４に作動油を供給する油圧ポンプ１３１の駆動を一部又は全部負担する。
従って、油圧回路１００及び２００の油圧ポンプ３１、１３１を同一のエンジンで駆動する場合に、油圧ポンプ３１のモータ作動により、油圧ポンプ１３１の駆動負荷が軽減されるので、エンジンの全体的な仕事量を低減でき、燃費が改善される。
すなわち、簡素な構成でブームシリンダ２２から戻ってくる作動油のエネルギー（運動エネルギー、位置エネルギー）の一部を油圧ポンプの駆動力として回収することが可能である。
また、油圧回路１００は、油圧ポンプ３１から圧送される作動油により作動する油圧シリンダを、負荷の大きさに関わらず略一定の速度で作動させることが可能である。

また、本実施例の油圧回路１００は、
ブームシリンダ２２が片側ロッド式の油圧シリンダであって、
ブームシリンダ２２と動作切換弁３２との間に配置され、該ボトム室および該ロッド室のうち圧力が低い方と、オイル排出配管５６と、を連通する連通機構を具備するものである。
このように構成することにより、ブームシリンダ２２が片側ロッド式の油圧シリンダであっても、油圧回路１００における作動油の流量の不均衡を解消することが可能である。

以下では、図２を用いて油圧回路２００の構成について説明する。
油圧回路２００は、油圧回路１００と同じくバックホー１に具備される油圧回路であり、図２に示す如く、主に排土板シリンダ１３、バケットシリンダ２０、アームシリンダ２１、旋回モータ６２、左走行モータ６３、右走行モータ６４、油圧ポンプ１３１、吸入配管１３６ａ・１３６ｂ、動作切換弁ユニット１３２、送り配管１３３、配管１３４ａ・１３４ｂ・１３４ｃ・１３４ｄ・１３４ｅ・１３４ｆ、配管１３５ａ・１３５ｂ・１３５ｃ・１３５ｄ・１３５ｅ・１３５ｆ、油圧調整機構１３７、吐出量抑制機構７０等を具備する。
ここで、排土板シリンダ１３、バケットシリンダ２０、アームシリンダ２１等の油圧シリンダ、および、旋回モータ６２、左走行モータ６３、右走行モータ６４等の油圧モータは、いずれも油圧により作動するものであり、本出願における「油圧アクチュエータ」に含まれる。

排土板シリンダ１３は、前述の如く排土板１２を上下方向に回動させるための油圧シリンダである。
排土板シリンダ１３のシリンダの外周面には、それぞれ、ボトム室と外部とを連通する開口部であるシリンダポート１３ａ、およびロッド室と外部とを連通する開口部であるシリンダポート１３ｂが設けられる。

バケットシリンダ２０は、前述の如くバケット１６をアーム１７に対して回動させるための油圧シリンダである。
バケットシリンダ２０のシリンダの外周面には、それぞれ、ボトム室と外部とを連通する開口部であるシリンダポート２０ａ、およびロッド室と外部とを連通する開口部であるシリンダポート２０ｂが設けられる。

アームシリンダ２１は、前述の如くアーム１７をブーム１８に対して回動させるための油圧シリンダである。
アームシリンダ２１のシリンダの外周面には、それぞれ、ボトム室と外部とを連通する開口部であるシリンダポート２１ａ、およびロッド室と外部とを連通する開口部であるシリンダポート２１ｂが設けられる。

旋回モータ６２は、クローラ式走行装置２に対して旋回フレーム３を旋回させる油圧モータである。
旋回モータ６２には二つのポート６２ａ・６２ｂが設けられており、いずれのポートから作動油を供給するかを変更することにより、旋回フレーム３の旋回方向を変更することが可能である。

左走行モータ６３は、クローラ式走行装置２に設けられ、バックホー１の機体左側のクローラ１１を回転駆動する油圧モータである。
左走行モータ６３には二つのポート６３ａ・６３ｂが設けられており、いずれのポートから作動油を供給するかを変更することにより、バックホー１の機体左側のクローラ１１の回転方向を変更することが可能である。

右走行モータ６４は、クローラ式走行装置２に設けられ、バックホー１の機体右側のクローラ１１を回転駆動する油圧モータである。
右走行モータ６４には二つのポート６４ａ・６４ｂが設けられており、いずれのポートから作動油を供給するかを変更することにより、バックホー１の機体右側のクローラ１１の回転方向を変更することが可能である。

油圧ポンプ１３１は排土板シリンダ１３、バケットシリンダ２０、アームシリンダ２１、旋回モータ６２、左走行モータ６３および右走行モータ６４に作動油を圧送するものである。油圧ポンプ３１は駆動源たるエンジン１５により駆動される。
本実施例の油圧ポンプ１３１には、作動油を吐出する開口部である吐出ポート１３１ａと、作動油を吸入する開口部である吸入ポート１３１ｂとが設けられる。
また、油圧ポンプ１３１はいわゆる斜板式のアキシャルピストンポンプであり、ケースに揺動可能に取り付けられた斜板１３１ｃの板面と回転軸１５ａの軸線方向との成す角度を変更することにより、回転軸１５ａを一回転させたときの作動油の吐出量、ひいては単位時間当たりの作動油の吐出量を変更することができる。
なお、本実施例の油圧ポンプ１３１はアキシャルピストンポンプであるが、回転軸１５ａを一回転させたときの作動油の吐出量を変更可能する可変容量型のポンプであれば他の構成でも良い。

吸入配管１３６ａは、その一端が油圧ポンプ１３１の吸入ポート１３１ｂに接続され、他端が吸入配管１３６ｂの中途部に接続される配管である。
吸入配管１３６ｂは、その一端が後述する油圧ポンプ７１の吸入ポート７１ｂに接続され、他端が作動油タンク４６の内部に配置される配管である。

動作切換弁ユニット１３２は、本実施例の場合は、前記動作切換弁３２と略同じ構成の動作切換弁２０１・２０２・２０３・２０４・２０５・２０６の集合体であり、それぞれ排土板シリンダ１３、バケットシリンダ２０、アームシリンダ２１、旋回モータ６２、左走行モータ６３および右走行モータ６４の動作を切り換える。
動作切換弁２０１・２０２・２０３・２０４・２０５・２０６の内部にそれぞれ設けられたスプールの摺動量の調整は、作業者がキャビン４の内部に設けられたレバー（図示せず）を操作することにより行われる。

送り配管１３３は、その一端が油圧ポンプ１３１の吐出ポート１３１ａに接続され、他端が分岐してそれぞれ動作切換弁２０１・２０２・２０３・２０４・２０５・２０６に接続される配管である。
油圧ポンプ１３１から圧送される作動油は、送り配管１３３を経て動作切換弁ユニット１３２を構成する動作切換弁２０１・２０２・２０３・２０４・２０５・２０６に供給される。

配管１３４ａは、動作切換弁２０１と、排土板シリンダ１３のボトム室側のシリンダポート１３ａと、を接続する配管である。
配管１３５ａは、動作切換弁２０１と、排土板シリンダ１３のロッド室側のシリンダポート１３ｂと、を接続する配管である。
配管１３４ｂは、動作切換弁２０２と、バケットシリンダ２０のボトム室側のシリンダポート２０ａと、を接続する配管である。
配管１３５ｂは、動作切換弁２０２と、バケットシリンダ２０のロッド室側のシリンダポート２０ｂと、を接続する配管である。
配管１３４ｃは、動作切換弁２０３と、アームシリンダ２１のボトム室側のシリンダポート２１ａと、を接続する配管である。
配管１３５ｃは、動作切換弁２０３と、アームシリンダ２１のロッド室側のシリンダポート２１ｂと、を接続する配管である。
配管１３４ｄは、動作切換弁２０４と、旋回モータ６２の一方のポート６２ａと、を接続する配管である。
配管１３５ｄは、動作切換弁２０４と、旋回モータ６２の他方のポート６２ｂと、を接続する配管である。
配管１３４ｅは、動作切換弁２０５と、左走行モータ６３の一方のポート６３ａと、を接続する配管である。
配管１３５ｅは、動作切換弁２０５と、左走行モータ６３の他方のポート６３ｂと、を接続する配管である。
配管１３４ｆは、動作切換弁２０６と、左走行モータ６４の一方のポート６４ａと、を接続する配管である。
配管１３５ｆは、動作切換弁２０６と、左走行モータ６４の他方のポート６４ｂと、を接続する配管である。

戻り配管４５は、前述の如くその一端が動作切換弁ユニット１３２（より厳密には、動作切換弁２０１・２０２・２０３・２０４・２０５・２０６）に接続され、他端が作動油タンク４６の内部に配置される配管である。

油圧ポンプ１３１から圧送される作動油は、送り配管を経て動作切換弁ユニット１３２を構成する動作切換弁２０１・２０２・２０３・２０４・２０５・２０６にそれぞれ供給される。

以下では、動作切換弁２０１の状態と排土板シリンダ１３の動作との関係について説明する。

動作切換弁２０１は「中立状態」のとき、動作切換弁２０１の内部で送り配管１３３と戻り配管４５とを連通し、配管１３４ａおよび配管１３５ａの動作切換弁２０１側の端部を閉塞する。
そのため、油圧ポンプ１３１が作動油タンク４６から吸入配管１３６ｂ、吸入配管１３６ａを経て吸入し、圧送する作動油は、送り配管１３３、動作切換弁２０１、戻り配管４５を経て作動油タンク４６に戻される。また、排土板シリンダ１３のボトム室およびロッド室に充填された作動油は閉じ込められる。
結果として、排土板シリンダ１３のシリンダロッドがシリンダに対して所定の突出量で固定され、排土板シリンダ１３が所定の長さで保持される。

動作切換弁２０１は「シリンダ伸長状態」のとき、動作切換弁２０１の内部で送り配管１３３と配管１３４ａとを連通し、配管１３５ａと戻り配管４５とを連通する。
そのため、油圧ポンプ１３１が作動油タンク４６から吸入配管１３６ｂ、吸入配管１３６ａを経て吸入し、圧送する作動油は、送り配管１３３、動作切換弁２０１、配管１３４ａを経て排土板シリンダ１３のボトム室に供給される。また、排土板シリンダ１３のロッド室に充填されている作動油は、配管１３５ａ、動作切換弁２０１、戻り配管４５を経て作動油タンク４６に戻される。
結果として、排土板シリンダ１３のシリンダロッドがシリンダから突出し、排土板シリンダ１３は伸長する。

動作切換弁２０１は「シリンダ収縮状態」のとき、動作切換弁２０１の内部で送り配管１３３と配管１３５ａとを連通し、配管１３４ａと戻り配管４５とを連通する。
そのため、油圧ポンプ１３１が作動油タンク４６から吸入配管１３６ｂ、吸入配管１３６ａを経て吸入し、圧送する作動油は、送り配管１３３、動作切換弁２０１、配管１３５ａを経て排土板シリンダ１３のロッド室に供給される。また、排土板シリンダ１３のボトム室に充填されている作動油は、配管１３４ａ、動作切換弁２０１、戻り配管４５を経て作動油タンク４６に戻される。
結果として、排土板シリンダ１３のシリンダロッドがシリンダに没入し、排土板シリンダ１３は収縮する。

動作切換弁２０２の状態とバケットシリンダ２０の動作との関係、および動作切換弁２０３の状態とアームシリンダ２１の動作との関係は、上記動作切換弁２０１の状態と排土板シリンダ１３の動作との関係と略同じである。

以下では、動作切換弁２０４の状態と旋回モータ６２の動作との関係について説明する。

動作切換弁２０４は「中立状態」のとき、動作切換弁２０４の内部で送り配管１３３と戻り配管４５とを連通し、配管１３４ｄおよび配管１３５ｄの動作切換弁２０４側の端部を閉塞する。
そのため、油圧ポンプ１３１が作動油タンク４６から吸入配管１３６ｂ、吸入配管１３６ａを経て吸入し、圧送する作動油は、送り配管１３３、動作切換弁２０４、戻り配管４５を経て作動油タンク４６に戻される。また、旋回モータ６２の内部に充填された作動油は閉じ込められる。
結果として、旋回モータ６２の回転軸が固定され、旋回フレーム３はクローラ式走行装置２に対して所定の旋回角度で保持される。

動作切換弁２０４は「左旋回状態」のとき、動作切換弁２０４の内部で送り配管１３３と配管１３４ｄとを連通し、配管１３５ｄと戻り配管４５とを連通する。
そのため、油圧ポンプ１３１が作動油タンク４６から吸入配管１３６ｂ、吸入配管１３６ａを経て吸入し、圧送する作動油は、送り配管１３３、動作切換弁２０４、配管１３４ｄを経てポート６２ａから旋回モータ６２に供給される。また、ポート６２ｂから旋回モータ６２の外部に排出される作動油は、配管１３５ｄ、動作切換弁２０４、戻り配管４５を経て作動油タンク４６に戻される。
結果として、旋回モータ６２は、旋回フレーム３をクローラ式走行装置２に対して左旋回（平面視で反時計回りに回転）させる。

動作切換弁２０４は「右旋回状態」のとき、動作切換弁２０４の内部で送り配管１３３と配管１３５ｄとを連通し、配管１３４ｄと戻り配管４５とを連通する。
そのため、油圧ポンプ１３１が作動油タンク４６から吸入配管１３６ｂ、吸入配管１３６ａを経て吸入し、圧送する作動油は、送り配管１３３、動作切換弁２０４、配管１３５ｄを経てポート６２ｂから旋回モータ６２に供給される。また、ポート６２ａから旋回モータ６２の外部に排出される作動油は、配管１３４ｄ、動作切換弁２０４、戻り配管４５を経て作動油タンク４６に戻される。
結果として、旋回モータ６２は、旋回フレーム３をクローラ式走行装置２に対して右旋回（平面視で時計回りに回転）させる。

動作切換弁２０５の状態と左走行モータ６３の動作との関係、および動作切換弁２０６の状態と右走行モータ６４の動作との関係は、上記動作切換弁２０４の状態と旋回モータ６２の動作との関係と略同じである。

以下では、図２を用いて油圧調整機構１３７の構成について説明する。
本実施例の油圧調整機構１３７は、油圧調整弁１３８、配管１３９、パイロット配管１４０、パイロット配管１４１、調整シリンダ１４２、配管１４３、戻り配管４４ａ等を具備する。各部の構成およびその動作は、基本的には上記油圧調整機構３７と略同じである。
本実施例の油圧調整機構１３７が油圧調整機構１３７と異なる点は、油圧調整機構１３７は、計六個の動作切換弁２０１・２０２・２０３・２０４・２０５・２０６の集合体たる動作切換弁ユニット１３２に対して、一個の油圧調整弁１３８で対応することである。
より具体的には、パイロット配管１４１の圧力は、排土板シリンダ１３、バケットシリンダ２０、アームシリンダ２１、旋回モータ６２、左走行モータ６３および右走行モータ６４の給油ポート側の圧力のうち、最も高圧のものと略同じとなる。
従って、油圧調整機構１３７は、動作切換弁ユニット１３２を挟んで油圧ポンプ１３１の吐出ポート１３１ａ側の圧力と、排土板シリンダ１３、バケットシリンダ２０、アームシリンダ２１、旋回モータ６２、左走行モータ６３および右走行モータ６４の給油ポート側の圧力のうち最も高圧のものとの差を所定の値に調整する。

以下では、図２、図４、図５および図６を用いて吐出量抑制機構７０について説明する。

吐出量抑制機構７０は駆動源たるエンジン１５の負荷が所定の値以上となった場合に、該エンジン１５により駆動される油圧ポンプ（本実施例の場合、特にエンジン１５の負荷に大きく寄与している油圧ポンプ３１および油圧ポンプ１３１）の吐出量を抑制するものである。

本実施例の吐出量抑制機構７０は、主に油圧ポンプ７１、圧力調整弁７２、配管７３、配管７４、パイロット配管７５、制御装置７６、配線７７、配線７８等を具備する。

以下では、図２、図４、図５および図６を用いて吐出量抑制機構７０の構成について説明する。

油圧ポンプ７１は、駆動源たるエンジン１５により駆動され、作動油を圧送する。
油圧ポンプ７１には、作動油を吐出する開口部である吐出ポート７１ａと、作動油を吸入する開口部である吸入ポート７１ｂとが設けられる。吸入ポート７１ｂには、吸入配管１３６ｂの一端が接続される。

圧力調整弁７２は、後述する制御手段７６からの信号に基づいて回路７５の油圧を制御するソレノイド式の電磁比例弁である。
圧力調整弁７２は２つのポート７２ａ・７２ｂを具備し、制御手段７６の指令信号によって内部に設けられたスプールを摺動させ圧力調整弁７２の内部を通過する作動油の流路面積を変更して、回路７５の油圧を調整する。
圧力調整弁７２は、通常時（後述する制御手段７６からの信号がないとき）には回路７５に油圧を付加しないようにバネ７２ｃによりその内部のスプールが閉塞状態に付勢されている。

配管７３は、その一端が油圧ポンプ７１の吐出ポート７１ａに接続され、他端が図示せぬ他の油圧アクチュエータ等に接続される配管である。
配管７４は、配管７３の中途部と、圧力調整弁７２のポート７２ａと、を接続する配管である。

パイロット配管７５は、その一端が圧力調整弁７２のポート７２ｂに接続され、中途部で分岐して、他端がそれぞれ、油圧調整弁３８および油圧調整弁１３８のスプールの端部のうち、パイロット配管７５の圧力によりスプールを押す力が、該スプールを（ａ）の「圧力差抑制状態」とする方向に押す方の端部と接続される配管である。

制御装置７６は、エンジン１５の負荷に基づいて圧力調整弁７２に信号を出力するものであり、より具体的にはＣＰＵ、ＲＯＭ、及びＲＡＭ等がバスで接続される構成であっても良く、あるいは、ワンチップのＬＳＩ等からなる構成であっても良い。または、単に過負荷を検知したときのみ出力するセンサとしてもよい。
また、制御装置７６は、バックホー１の他の構成部材を制御するための他の制御装置に該制御装置７６の機能を具備することにより、省略することも可能である。

配線７７は、エンジン１５、より厳密には、エンジン１５に設けられたエンジン負荷検出手段と制御装置７６と、を接続する配線である。
配線７８は、制御装置７６と、圧力調整弁７２、より厳密には圧力調整弁７２のスプールを摺動させるソレノイドと、を接続する配線である。
なお、配線７７は、油圧ポンプ３１及び１３１の吐出圧力又は流量を検出するために斜板の傾斜角度等を検出するものであっても良い。

以下では、図４、図５および図６を用いてエンジン１５の負荷率の算出方法の実施例について説明する。
図４は、エンジン１５の回転数ｎ（ｒｐｍ）とエンジン１５のトルクＴ（Ｎ・ｍ）との関係を示す図である。
図４中のＴ＝Ｔｍａｘ（ｎ）は、ある回転数におけるエンジン１５の最大トルクを示す関数である。また、Ｔ＝Ｔｉｄｌ（ｎ）は、ある回転数におけるエンジン１５の負荷をかけない状態（本実施例の場合、油圧ポンプ３１および油圧ポンプ１３１の斜板３１ｃ・１３１ｃの板面をいずれも回転軸１５ａに直交させた状態）のトルクを示す関数である。
ここで、エンジン１５の回転数がｎのときのエンジン１５のトルクがＴａｃｔ（ｎ）である場合に、エンジン１５の負荷率Ｙ（％）は、以下の式（２）で表される。
Ｙ（ｎ）＝｛（Ｔａｃｔ（ｎ）−Ｔｉｄｌ（ｎ））／（Ｔｍａｘ（ｎ）−Ｔｉｄｌ（ｎ））｝×１００ 式（２）
また、エンジン１５への過負荷を防止するために、限界負荷率Ｙｌｉｍ（％）を用いて、限界トルクＴｌｉｍ（ｎ）を設定する。ここで、Ｔｌｉｍ（ｎ）＝｛Ｔｉｄｌｅ（ｎ）＋（Ｔｍａｘ（ｎ）−Ｔｉｄｌ（ｎ））×Ｙｌｉｍ／１００｝が成立する。

エンジン１５のトルクは直接センサ等で検出することも可能であるが、本実施例においては、エンジン１５をディーゼルエンジンとして、該ディーゼルエンジンに設けられた燃料噴射ポンプにおいて燃料の噴射量を調整するラックの位置Ｒ（ｍｍ）を検出し、これをトルクに代わる指標として用いて負荷率Ｚ（％）を算出している。
図５に示す如く、ラックの位置Ｒは、エンジン１５に設けられた燃料噴射ポンプが一回に噴射する燃料の量、ひいては、エンジン１５のトルクＴ（図４参照）と相関があり、回転数ｎとの関係が互いに類似する。

図５は、エンジン１５の回転数ｎ（ｒｐｍ）とエンジン１５のラック位置Ｒ（ｍｍ）との関係を示す図である。
図５中のＲ＝Ｒｍａｘ（ｎ）は、ある回転数におけるエンジン１５の最大ラック位置を示す関数である。また、Ｒ＝Ｒｉｄｌ（ｎ）は、ある回転数におけるエンジン１５の負荷をかけていない状態（本実施例の場合、油圧ポンプ３１および油圧ポンプ１３１の斜板３１ｃ・１３１ｃの板面をいずれも回転軸１５ａに直交させた状態）のラック位置を示す関数である。
ここで、エンジン１５の回転数がｎのときのエンジン１５のラック位置がＲａｃｔ（ｎ）である場合に、エンジン１５の負荷率Ｚ（％）は、以下の式（３）で表される。
Ｚ（ｎ）＝｛（Ｒａｃｔ（ｎ）−Ｒｉｄｌ（ｎ））／（Ｒｍａｘ（ｎ）−Ｒｉｄｌ（ｎ））｝×１００ 式（３）
また、エンジン１５への過負荷を防止するために、限界負荷率Ｚｌｉｍ（％）を用いて、限界ラック位置Ｚｌｉｍ（ｎ）を設定する。ここで、Ｒｌｉｍ（ｎ）＝｛Ｒｉｄｌｅ（ｎ）＋（Ｒｍａｘ（ｎ）−Ｒｉｄｌ（ｎ））×Ｚｌｉｍ／１００｝が成立する。

以下では、図２、図４、図５および図６を用いて吐出量抑制機構７０の動作ついて説明する。

本実施例では、エンジン１５のラック位置Ｒ（ｍｍ）を検出する位置センサ、およびエンジン１５の回転数を検出するエンジン回転数センサ、をエンジン負荷検出手段として用いている。
制御装置７６は、該エンジン負荷検出手段により検出されたエンジン１５の回転数ｎおよびラック位置Ｒ（ｎ）に基づき負荷率Ｚ（ｎ）を算出する。そして、Ｚ（ｎ）がＺｌｉｍ（ｎ）以上である、すなわち、エンジン１５のラック位置Ｒ（ｎ）が限界ラック位置Ｒｌｉｍ（ｎ）以上である（図５中の斜線を施した領域にある）場合には、エンジン１５が過負荷の状態であると判断して、圧力調整弁７２に信号を出力する。

その結果、図２に示す如く、油圧ポンプ７１が作動油タンク４６から吸入配管１３６ｂを経て吸入し、圧送する作動油は、配管７３、配管７４、圧力調整弁７２、パイロット配管７５を経て油圧調整弁３８および油圧調整弁１３８のスプール操作部の一端に到達し、該スプールはいずれも（ａ）の「状態Ａ」とする方向に押され、油圧ポンプ３１および油圧ポンプ１３１の作動油の吐出量が抑制される（吐出量が減少する）。
そして、油圧ポンプ３１および油圧ポンプ１３１の作動油の吐出量が抑制されると、エンジン１５の負荷が軽減される。

なお、制御装置７６は、｛Ｚ（ｎ）−Ｚｌｉｍ｝が大きいほど、過負荷の度合いが大きいものとして、圧力調整弁７２の開度を大きくするように信号を出力する。その結果、図６に示す如く、制御圧力、すなわちパイロット配管７５の圧力が大きくなる。

また、本実施例では、エンジン１５の限界負荷率Ｚｌｉｍを回転数ｎの値に関わらず一定としたが、これに限定されず、エンジンの回転数ｎに応じて変化させても良い。
例えば、エンジン回転数が小さい領域ではエンストが発生し易いため、エンジン回転数が大きい領域よりも限界負荷率を小さく設定することが挙げられる。

以上の如く、本実施例の油圧回路２００は、
複数の油圧アクチュエータである排土板シリンダ１３、バケットシリンダ２０、アームシリンダ２１、旋回モータ６２、左走行モータ６３、右走行モータ６４と、
エンジン１５により駆動され、該油圧アクチュエータに作動油を圧送する油圧ポンプ１３１と、
該油圧アクチュエータと油圧ポンプ１３１との間に配置され、該油圧アクチュエータの動作を切り換える動作切換弁２０１・２０２・２０３・２０４・２０５・２０６と、
動作切換弁２０１・２０２・２０３・２０４・２０５・２０６を挟んで、油圧ポンプ１３１の吐出ポート側の圧力と該油圧アクチュエータの給油ポート側の圧力との差を所定の値に調整する油圧調整機構１３７と、
エンジン１５の負荷が所定の値以上となった場合に、油圧ポンプ３１および油圧ポンプ１３１の吐出量を抑制する吐出量抑制機構７０と、
を具備するものである。
このように構成することにより、油圧ポンプ１３１から圧送される作動油により作動する油圧アクチュエータについても、負荷の大きさに関わらず略一定の速度で作動させることが可能であるとともに、エンジン１５の過負荷を防止することが可能である。

なお、本実施例では、油圧アクチュエータを複数としたが、単数でも良い。
また、複数の油圧アクチュエータに対して、一個の油圧ポンプ１３１で作動油を圧送する構成としたが、各油圧アクチュエータにそれぞれ対応する油圧ポンプを具備する構成としても良い。
さらに、複数の油圧アクチュエータに対して、一個の油圧調整機構１３７で油圧を調整する構成としたが、各油圧アクチュエータにそれぞれ対応する油圧調整機構を具備する構成としても良い。
さらにまた、油圧回路２００について、動作切換弁２０１・２０２・２０３・２０４・２０５・２０６から排出される作動油を戻り配管４５を経て作動油タンク４６に作動油を戻す構成とせずに、回生配管を経て油圧ポンプ１３１に直接供給する構成とすることもできる。

本発明に係る油圧回路を具備するバックホーの左側面図。 本発明に係る油圧回路の実施例を示す模式図。 メンテナンス作業時のバックホーの左側面図。 エンジンの回転数とトルクとの関係を示す図。 エンジンの回転数とラック位置との関係を示す図。 エンジンの負荷率と抑制切換弁の制御圧力との関係を示す図。 通常の掘削作業でブームシリンダが収縮するときの油圧回路を示す図。 メンテナンス作業でブームシリンダが伸長するときの油圧回路を示す図。 通常の掘削作業でブームシリンダが伸長するときの油圧回路を示す図。 メンテナンス作業でブームシリンダが収縮するときの油圧回路を示す図。 本発明に係る油圧回路の別実施例を示す模式図。

符号の説明

１５ エンジン（駆動源）
２２ ブームシリンダ（油圧シリンダ）
３１ 油圧ポンプ
３２ 動作切換弁
３６ 回生配管
３７ 油圧調整機構
１００ 油圧回路

Claims (3)

1. 油圧シリンダと、
   駆動源により駆動され、該油圧シリンダに作動油を圧送する油圧ポンプと、
   該油圧シリンダと該油圧ポンプとの間に配置され、該油圧シリンダの動作を切り換える動作切換弁と、
   該動作切換弁を挟んで、該油圧ポンプの吐出ポート側の圧力と該油圧シリンダの給油ポート側の圧力との差を所定の値に調整する油圧調整機構と、
   該油圧シリンダの排油ポートから該動作切換弁に戻された作動油を該油圧ポンプに供給する回生配管と、
   を具備することを特徴とする油圧回路。
2. 前記油圧シリンダが片側ロッド式の油圧シリンダであって、
   該油圧シリンダと前記動作切換弁との間に配置され、該油圧シリンダのボトム室およびロッド室のうち圧力が低い方と、オイル補給回路またはオイル排出配管と、を連通する連通機構を具備することを特徴とする請求項１に記載の油圧回路。
3. 単数または複数の油圧アクチュエータと、
   前記駆動源により駆動され、該油圧アクチュエータに作動油を圧送する第二の油圧ポンプと、
   該油圧アクチュエータと該第二の油圧ポンプとの間に配置され、該油圧アクチュエータの動作を切り換える第二の動作切換弁と、
   該第二の動作切換弁を挟んで、該第二の油圧ポンプの吐出ポート側の圧力と該油圧アクチュエータの給油ポート側の圧力との差を所定の値に調整する第二の油圧調整機構と、
   該駆動源の負荷が所定の値以上となった場合に、前記油圧ポンプおよび該第二の油圧ポンプの吐出量を抑制する吐出量抑制機構と、
   を具備することを特徴とする請求項２に記載の油圧回路。

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