WO2002066841A1

WO2002066841A1 - Circuit hydraulique pour materiel de travaux publics

Info

Publication number: WO2002066841A1
Application number: PCT/JP2002/001378
Authority: WO
Inventors: Nobuei Ariga; Genroku Sugiyama; Hideaki Tanaka; Tsukasa Toyooka; Masaki Egashira; Takatoshi Ooki
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co., Ltd.
Priority date: 2001-02-19
Filing date: 2002-02-18
Publication date: 2002-08-29
Also published as: US20040020082A1; EP1286057B1; EP1286057A4; CN1288354C; US7076947B2; KR100520475B1; JP2002242904A; JP3865590B2; US20060207248A1; KR20020091215A; CN1457398A; EP1286057A1; US7272928B2; DE60237866D1

Description

明細害建設機械の油圧回路技術分野

本発明は、油圧ショベル等の建設機械に備えられエンジンにより駆動される少なくとも 3 つの油圧ポンプを有する油圧回路に係り、特に各油圧ポンプの駆動に伴う消費トルクがエンジンの出力馬力を超えないように各油圧ポンプの押しのけ容積を制御する油圧回路およびこの油圧回路を備えた建設機械に関する。背景技術

この種の従来技術として、例えば特開昭 5 3 — 1 1 0 1 0 2 号公報に開示されている発明が公知である。この発明では、 1 台のェンジンで駆動される複数台の可変容量型油圧ポンプと、各油圧ポンプの吐出圧を検出する圧力検出器と、各油圧ポンプの押しのけ容積を制御するためのポンプ容量制御装置と、各圧力検出器からの信号を入力し所定の演算を行ない、その結果に応じた信号をポンプ容量制御装置へ出力する演算回路とを備えている。なお、演算回路は、各圧力検出器からの信号を加算し、予め設定された各油圧ポンプの出力の総和に相当する電圧値を前記加算値で除算し、その結果をリミッタ回路を介しポンプ容量制御装置に出力するようになっている。このように構成した従来技術でば、演算回路で各圧力検出器からの信号に基づき、各油圧ポンプの入力トルクの合計がエンジンの出し得る出力馬力を超えないようにポンプ容量制御装置への出力信号を制御している。したがって、この従来技術によれば複数台ある油圧ポンプのうちどの油圧ポンプの吐出圧が高くなつても油圧ポンプの入力トルクの総和が制限されるため、エンジンの出し得る出力馬力を超えることがなく、エンジンストールを防止することができ、また、エンジンの動力を比較的有効に利用することができる。また、他の従来技術として特開平 5 — 1 2 6 1 0 4 号公報に開示された発明も公知である。この公報には、 2 個の可変容量型の油圧ポンプと 1 個の固定容量型の油圧ポンプとを備え、この固定容量型の油圧ポンプから旋回用油圧モータに圧油を供給する建設機械の油圧回路が開示され、固定容量型の油圧ポンプの吐出圧が 2 個の可変容量型油圧ポンプのレギュレー夕に絞りを介し導かれるようになつている。

この他の従来技術として開示された油圧回路では、固定容量型の油圧ポンプからの吐出圧が増加した場合、この吐出圧によって 2 個の可変容量型の油圧ポンプのレギユレ一夕がその吐出量を減ずるように動作するようになっている。これにより、各油圧ポンプの入力トルクの総和がエンジンの出し得る馬力を超えることがなく、ェンジンの過負荷を防止している。

上記した特開昭 5 3 — 1 1 0 1 0 2 号公報に開示された従来技術では複数台の油圧ポンプの吐出量が全て一律に制御されるようになつており、流量を確保したいァクチユエ一夕に対し優先的に圧油を供給することができない。例えば、建設機械としての油圧ショベルでは、ブーム、アーム、バケツト等のフロン卜部材を駆動する油圧シリンダの負荷圧よりも旋回駆動時の旋回負荷圧がはるかに高いものになるために、フロン卜と旋回との複合動作時、特に旋回駆動の初期動作時には、フロント部材用の油圧シリンダよりも旋回用の油圧モータに対し優先的に圧油を供給することが望ましい。しかし、上記従来技術では、全ての油圧ポンプが一律に制御されるようになつていることから、このような複合動作時に旋回用の油圧モータに対する圧油の供給量が不足し、旋回速度が遅くなる。また、フロン卜部材と旋回との複合動作時にフロン卜駆動用の油圧シリンダの負荷圧が変化すると、旋回用の油圧モータに供給される圧油の流量が変動し、これにより旋回速度が変化する。油圧ショベルの操作において、特に旋回速度の変動は操作者にとって極めて不快感を感じさせるものである。このように、この従来技術では特定のァクチユエ一夕に対する配慮がなされておらず、特に操作性の面で問題がある。 —方、特開平 5 — 1 2 6 1 0 4 号公報に開示された他の従来技術では、旋回モータへの圧油の供給源として固定容量型の油圧ポンプを用いており、旋回モータと他のァクチユエ一夕との複合動作時に他のァクチユエ一夕の負荷の変動が、旋回速度に影響を与えることはない。しかし、各油圧ポンプの入力トルクの総和がエンジンの出し得る出力馬力を超えないようにするために、他の 2 個の可変容量型の油圧ポンプの入力トルクを小さくするように制御する構成となつているため、油圧ショベルの旋回駆動時に旋回負荷が大きくなると、固定容量型の油圧ポンからの吐出圧が非常に高くなリ、他の 2 個の可変容量型の油圧ポンプの吐出量が大幅に減少される。このため、例えばブームを動作させている状況で、旋回動作させた場合には、ブー厶用の油圧シリンダに対する供給流量が極端に減少し、ブームの動作速度が急激に遅くなる。このように、他の従来術にあっても、特に操作性の面で問題が残されている。

本発明は、上記した各従来技術における問題点に鑑みてなされたもので、その第 1 の目的は、 3 つの可変容量型の油圧ポンプを用い、そのうちの 1 つの油圧ポンプについては他の 2 つの油圧ポンプの消費トルクの影響を受けることなく特定のァクチユエ一夕に対し安定した流量の圧油を供給し、特定のァクチユエ一夕の駆動をスムーズ行なうことができる建設機械の油圧回路を提供することにある。

また、その第 2 の目的は、第 3 油圧ポンプから圧油が供給される特定のァクチユエ一夕の負荷が増大しても、第 1 及び第 2 油圧ボンプの吐出量を極端に減らすことなく特定のァクチユエ一夕以外の他のァクチユエ一夕の過剰な速度低下を防止し、良好な操作性を確保できる建設機械の油圧回路を提供することにある。発明の開示

上記目的を達成するために、第 1 の発明は、エンジンと、このェンジンによって駆動される可変容量型の第 1 油圧ポンプと、可変容量型の第 2 油圧ポンプと、第 3 油圧ポンプと、前記第 1 油圧ポンプ及び第 2 油圧ポンプの押しのけ容積を制御する容量制御手段と、前記第 1 、第 2 、第 3 油圧ポンプからの圧油によって駆動する複数のァクチユエ一夕と、これらのァクチユエ一夕に供給される圧油の流れを制御する複数の方向制御弁とを有する建設機械の油圧回路において、前記第 3 油圧ポンプが可変容量型の油圧ポンプであり、この第 3 油圧ポンプの押しのけ容積を制御する第 3 油圧ポンプ用の容量制御手段と、前記第 1 、第 2 、第 3 油圧ポンプのそれぞれの消費トルクに関連する状態量を検出する第 1 、第 2 、第 3 の状態量検出手段とを備え、前記第 1 及び第 2 油圧ポンプ用の容量制御手段が、前記第 1 、第 2 、第 3 の状態量検出手段によって検出された状態量に基づき第 1 及び第 2 油圧ポンプの押しのけ容積を制御するとともに、前記第 3 油圧ポンプ用の容量制御手段が、前記第 3 の状態量検出手段によって検出された状態量に基づき第 3 油圧ポンプの押しのけ容積を制御することを特徴とする。

このように構成した第 1 の発明では、第 3 油圧ポンプの押しのけ容積は自己の消費トルクに関連する状態量のみで制御され、他の油圧ポンプの消費トルクの影響を受けることがない。これにより、第 3 油圧ポンプから圧油が供給されるァクチユエ一夕に対しては安定した流量の圧油が供給され、その駆動をスムーズ行なうことができる。

第 2 の発明は、第 1 の発明において、前記消費トルクに関連する状態量が、各油圧ポンプの吐出圧であることを特徴とする。

第 3 の発明は、第 2 の発明を前提とした上で、前記第 1 の手段の前記第 1 の状態量検出手段が前記第 1 油圧ポンプの吐出圧を前記第 1 及び第 2 油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第 1 の導出管路からなり、前記第 2 の状態量検出手段が前記第 2 油圧ポンプの吐出圧を前記第 1 及び第 2 油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第 2 の導出管路からなり、前記第 3 の状態量検出手段が前記第 3 油圧ポンプの吐出圧を前記第 1 及び第 2 油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第 3 の導出管路と前記第 3 油圧ポンプの吐出圧を前記第 3 油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第 4 の導出管路とからなることを特徴とする。第 4 の発明は、第 3 の発明において、前記第 3 の導出管路上に前記第 3 油圧ポンプの吐出圧信号に所定の制限を与える制限手段を設けたことを特徴とする。

この第 4 の発明では、第 3 の導出管路によって第 1 及び第 2 の油圧ポンプ用の容量制御手段に導かれる第 3 油圧ポンプの吐出圧信号が制御手段によって例えば所定の圧力以上にならないように制限される。これにより第 3 油圧ポンプから圧油が供給されるァクチユエ一夕の負荷が増大しても、第 1 及び第 2 油圧ポンプの押しのけ容積を極端に減らすことなく、第 1 及び第 2 油圧ポンプからの吐出流量として少なくとも所定の流量を確保でき、各ァクチユエ一夕の過剰な速度低下を防止し、良好な操作性を確保することができる。

第 5 の発明は、第 4 の発明において、前記制限手段が所定の設定圧以下に制限する減圧弁であることを特徴とする。

第 6 の発明は、第 2 の発明にさらに、ノ \°イロット油圧ポンプと、前記第 1 及び第 2 油圧ポンプ用の容量制御手段とを結ぶ管路上に設けられ前記パイロッ卜油圧ポンプからの吐出圧を制御する第 1 の電磁比例弁と、前記パイロット油圧ポンプと前記第 3 油圧ポンプ用の容量制御手段とを結ぶ管路上に設けられ、前記パイロット油圧ボンプからの吐出圧を制御する第 2 の電磁比例弁と、前記第 1 、第 2 、第 3 の状態置検出手段からの信号が入力され、前記第 1 及び第 2 の電磁比例弁へのそれぞれの駆動信号を演算出力するコン卜ローラとを設け、前記第 1 及び第 2 油圧ポンプ用の容量制御手段が前記第 1 の電磁比例弁により、前記第 3 油圧ポンプ用の容量制御手段が前記第 2 の電磁比例弁により減圧されたパイロット圧によってそれぞれ作動することを特徴とする。

第 7 の発明は、第 6 の発明において、前記コントローラが、前記第 1 の電磁比例弁への駆動信号の演算に際し、前記第 3 の状態量検出手段からの検出信号が所定値以上の場合には、第 3 油圧ポンプの消費トルクが第 3 油圧ポンプに予め割当てられた最大入力トルクよりも大きな値として算出し、前記第 1 、第 2 の状態量検出手段からの検出信号に基づき算出した第 1 及び第 2 油圧ポンプの消費トルクから前記第 3 油圧ポンプの消費トルクとして演算された値を減算し、その結果に基づき前記第 1 の電磁比例弁へ駆動信号を出力することを特徴とする。

第 8 の発明は、建設機械の少なくとも Ί つの作業要素の駆動に前記第 1 ないし第 7 の発明に係る油圧回路使用するようにしたことを特徴とする。

第 9 の発明は、第 8 の発明において、前記作業要素のうち、オペレー夕がそれぞれの指示するための指示手段をさらに備え、前記コン卜ローラが前記指示手段からの指示信号に基づき前記第 1 、第 2 の電磁比例弁への駆動信号を演算出力することを特徴とする。

第 1 0 の発明は、第 9 の発明において、前記指示信号が前記建設機械に設けられる運転室の室内用空調機の駆動指示信号であることを特徴とする。

第 1 1 の発明は、第 8 の発明にさらに前記建設機械の稼動に関連する状態量を検出する第 4 の状態量検出手段を設け、前記コントローラが前記第 4 の状態量検出手段からの信号に基づき前記第 1 及び第 2 の電磁比例弁への駆動信号を演算出力することを特徴とする。第 1 2 の発明は、第 1 1 の発明において、前記建設機械がブーム、アーム、アタッチメントからなるフロン卜部材を備えた油圧ショべルであり、前記第 4 の状態量検出手段が、前記フロン卜部材の姿勢を検出する姿勢検出手段であることを特徴とする。

第 1 3 の発明は、第 1 1 の発明において、前記第 4 の状態量検出手段が、前記エンジンの冷却水温を檢出する冷却水温検出器であることを特徴とする。

第 1 4 の発明は、第 8 ないし第 1 3 のいずれかの発明において、前記建設機械が旋回可能な油圧ショベルであり、前記第 3 油圧ボンプは少なくとも旋回用ァクチユエ一夕に圧油を供給することを特徴とする。

なお、後述の実施形態において、前記第 1 及び第 2 油圧ポンプ用の容量制御手段はレギユレ一タ 6 に、第 3 油圧ポンプ用の容量制御手段はレギユレ一夕 7 に、制限手段は減圧弁 1 4 に、第 1 の導出管路は管路 1 6 に、第 2 の導出管路は管路 1 7 に、第 3 、第 4 の導出管路は管路 1 8 に、第 4 の導出管路は管路 1 9 に、第 3 の導出管路は管路 2 0 に、第 1 、第 2 の導出管路は管路 2 7 に、第 1 の状態量検出手段は圧力検出器 6 3 に、第 2 の状態量検出手段は圧力検出器 6 4 に、第 3 の状態量検出手段は圧力検出器 6 5 に、第 4 の状態量検出手段は冷却水温検出器 6 6 に、指示手段は空調機の駆動スイツチ 6 7 に、第 4 の状態量検出手段はブーム角度検出器 7 0 、アーム角度検出器 7 1 、バケツ卜角度検出器 7 2 にそれぞれ対応する。図面の簡単な説明

図 1 は、本発明による第 1 の実施形態の油圧回路図である。

図 2 は、本発明の第 1 の実施形態における要部油圧回路図である。図 3 は、本発明の第 1 の実施形態における第 3 油圧ポンプの流量特性を示す図である。

図 4 は、本発明の第 1 の実施形態における第 1 、第 2 油圧ポンプの流量特性を示す図である。

図 5 は、本発明が適用される建設機械としての油圧ショベルの外観を示す図である。

図 6 は、本発明の第 2 の実施形態における要部油圧回路図である。図 7 は、本発明の第 2 の実施形態におけるコン卜ローラの処理の流れを示すフローチヤ一卜である。

図 8 は、本発明の第 2 の実施形態における第 1 、第 2 油圧ポンプの流量特性を示す図である。

図 9 は、本発明の第 2 の実施形態における第 3 油圧ポンプの流量特性を示す図である。

図 1 0 は、本発明の第 3 の実施形態におけるコントローラへの入出力関係を示す図である。

図 1 1 は、本発明の第 3 の実施形態における補正係数のマップを示す図である。

図 1 2 は、本発明の第 3 油圧ポンプの消費トルクの設定例を示す図である。

図 Ί 3 は、本発明の第 3 油圧ポンプの消費トルクの他の設定例を示す図である。発明を実施するための最良の形態

以下、本発明の実施形態を図に基づいて説明する。

<第 1 の実施形態 >

本実施形態は、建設機械として油圧ショベルの油圧回路に本発明を適用したものである。図 1 ないし図 5 は第 1 の実施形態の説明図で、図 1 は全体油圧回路図、図 2 は要部油圧回路図、図 3 は第 3 油圧ポンプの吐出流量特性図、図 4 は第 1 及び第 2 圧ポンプの吐出流量特性図、図 5 は油圧ショベルの外観図である。

図 5 に示すように、本実施形態が適用される建設機械としての油圧ショベルは、不図示の走行モータによって走行可能な走行体 4 1 と、運転室 4 3 および機械室 4 2 を有し図 1 に示す旋回用油圧モータ 1 3 によって旋回可能な旋回体 4 0 と、油圧シリンダ 1 1 ， 1 2 ， 4 8 によりそれぞれ回動するブーム 4 4 、アーム 4 5 、ノケッ卜 4 6 からなるフロント 4 7 とを備えている。なお、ブーム 4 4 は、旋回体 4 0 にピン接続され、旋回体 4 0 に対し回動 ^[能に設けられている。

図 1 は、ブームシリンダ 1 1 、アームシリンダ 1 2 、旋回モータ 1 3 に対する油圧回路の全体図である。なお、バケツトシリンダ 4 8 及び走行モータ、操作パイロッ卜系については省略している。図 1 に示すように第 1 の実施形態による油圧回路は、エンジン 5 により駆動する可変容量型の第 1 、第 2 、第 3 油圧ポンプ 1 , 2 ， 3 と固定容量型のパイロッ卜ポンプ 4 とを有している。第 1 、第 2 、第 3 油圧ポンプ 1 ， 2 ， 3 からそれぞれの主管路 2 2 ， 2 3 ， 2 4 に吐出された圧油は方向制御弁 8 , 9 ， 1 0 によりその流れが制御され、ブームシリンダ 1 1 、アームシリンダ 1 2 、旋回モータ 1 3 へと導かれる。第 1 、第 2 、第 3 油圧ポンプ 1 ， 2 ， 3 は、 1 回転当たりの吐出流量（容量）を押しのけ容積可変機構（以下斜板で代表する） 1 a , 2 a , 3 a の傾転角（押しのけ容積）を変えることにより調整可能な斜板ポンプであり、斜板 1 a , 2 a の傾転角は第 1 及び第 2 油圧ポンプ 1 ， 2 用の容量御手段としてのレギユレ一夕 6 により制御され、斜板 3 a の傾転は第 3 油圧ボンプ用の容量制御手段としてのレギユレ一夕 7 により制御される。このレギユレ一タ 6 , 7 を含む油圧回路の要部詳細を図 2 に基づき説明する。なお、この図 2 では、各ァクチユエ一夕を不図示の操作レバーの操作量に応じた速度で駆動させるための機構、すなわち、各ァクチユエ一夕を操作信号に応じた速度で駆動させるために油圧ポンプに要求される流量に応じて傾転角を増加あるいは減少させる流量制御機構については、図示を省略している。

レギユレ一夕 6 ， 7 は、油圧ポンプの入力トルクを制限する機能を有し、サーボシリンダ 6 a， 7 a と傾転制御弁 6 b ， 7 b とで形成されている。サーポシリンダ 6 a ， 7 a は受圧亩積差で駆動する差動ピストン 6 e ， 7 e を有し、この差動ピストン 6 e ， 7 e の大径側受圧室 6 c , 7 c は傾転制御弁 6 b ， 7 b を介してパイロット管路 2 8 a , 2 8 c 及びタンク 1 5 に接続され、小径側受圧室 6 d , 7 d はパイロット管路 2 8 b , 2 8 d に接続され、パイロット管路 2 5 ， 2 8 を介し供給されるパイロット圧 P 0 が齒接作用する。そして、大径側受圧室 6 c ， 7 c がパイロット管路 2 8 a ， 2 8 c に連通すると、差動ピストン 6 e , 7 e は受圧面積差により図示右方に駆動され、大径側受圧室 6 c ， 7 c がタンク Ί 5 に連通すると、差動ピストン 6 e , 7 e は受圧面積差により図示左方に駆動される。差動ピストン 6 e ， 7 e が図示右方に移動すると、斜板 1 a ， 2 a , 3 a の傾転角、すなわちポンプ傾転が減少し、油圧ポンプ 1 , 2 , 3 の吐出量は減少し、差動ビストン 6 e , 7 e が図示左方に移動すると、斜板 1 a， 2 a， 3 a の傾転角、すなわちポンプ傾転が増加し、油圧ポンプ 1 ， 2 ， 3 の吐出量は増加する。

傾転制御弁 6 b , 7 b は、入力トルク制限用の弁であり、スプール 6 g， 7 g とばね 6 f ， 7 f と操作駆動部 6 h ， 6 i ， 7 h とで形成されている。第 1 油圧ポンプ 1 から吐出された圧油（吐出圧 P 1 ) と第 2 油圧ポンプ 2 から吐出された圧油（吐出圧 P 2 ) は、それぞれの主管路 2 2 ， 2 3 から分岐された管路 1 6 及び管路 1 7 によりシャトル弁 2 6 に導かれ、シャ卜ル弁 2 6 によって選択された高圧側の圧油（圧力 P 2 ) が管路 2 7 を介し、第 1 ，第 2 油圧ボンプ 1 ， 2 用の傾転制御弁 6 b の操作駆動部 6 h に導かれる。また、第 3 油圧ポンプ 3 から吐出された圧油（吐出圧 P 3 ) は、主管路 2 4 から分岐された管路 1 8 上に設けられ、後述する制限手段としての減圧弁 1 4 により減圧され（圧力 P 3 ' )、管路 1 9 を介しもう —つの操作駆動部 6 i に導かれる。一方、第 3 油圧ポンプ用の傾転制御弁 7 b の操作駆動部 7 h には、第 3 油圧ポンプ 3 からの吐出圧 P 3 が管路 1 8 及びこの管路 1 8 から分岐された管路 1 8 a を介し直接導かれる。そして、各傾転制御弁 6 b， 7 b は、ばね 6 f ， 7 f による押付力と、操作駆動部 6 h , 6 i ， 7 h への油圧による押付力に応じてその弁位置が制御される。

減圧弁 1 4 は、ばね 1 4 a と吐出圧が管路 1 9 および管路 2 1 を介してフィードバックされる受圧部 1 4 b とを有し、第 3 油圧ボンプ 3 の吐出圧 P 3 がばね 1 4 a により設定される所定の圧力値以上になると絞り量を大きくする。これにより、第 3 油圧ポンプ 3 の吐出圧 P 3 が減圧され、傾転制御弁 6 b の操作駆動部 6 i へ導かれる圧力 P 3 ' が所定の圧力値以上にならないようになつている。この第 1 の実施形態では、ばね 1 4 a の設定は、図 3 に示す第 3 油圧ポンプ 3 の吐出量制御が実施されない最大圧 P 3 0 に設定している。

1 5 は圧油の貯油タンクである。

なお、第 1 油圧ポンプ 1 の吐出圧 P 1 が第 1 の状態置に相当し、管路 1 6 及び管路 2 7 が第 1 の状態虽検出手段及び第 1 の導出管路を形成する。また、第 2 油圧ポンプ 2 の吐出圧 P 2 が第 2 の状態量に相当し、管路 1 7 及び管路 2 7 が第 2 の状態量検出手段及び第 2 の導出管路を形成する。さらに、第 3 油圧ポンプの吐出圧 P 3 が第 3 の状態量に相当し、管路 1 8 及び管路 1 9 が第 3 の状態量検出手段及び第 3 の導出管路を形成し、管路 1 8 及び管路 1 8 aが第 3 の状態量検出手段及び第 4 の導出管路を形成する。

以上のように構成された第 1 の実施形態による建設機械の油圧回路では、ブームシリンダ 1 1 を作動させた場合には、その要求流量に応じて不図示の流量制御機構によりレギュレー夕 6 の傾転角が増加し、第 1 油圧ポンプ 1 からの吐出流量が増加する。この吐出流量の増加及びブームシリンダ 1 1 の負荷圧により、第 1 油圧ポンプ 1 からの吐出圧 P 1 が大きくなり、傾転制御弁 6 b の操作駆動部 6 h の圧力 P 1 2 が上昇し、スプール 6 g の図 2 左方への押付力が増加する。このスプール 6 g の左方への押付力が、ばね 6 f による右方への押付力を上回ると、スプール 6 g が左方へ移動し、その弁位置が III側に移行し、サーポシリンダ 6 a の大径側受圧室 6 c とパイ口ッ卜管路 2 8 a とを連通する。上述したように、サーボシリンダ 6 a の大径側受圧室 6 c とパイロッ卜管路 2 8 a とが連通すると、サーポシリンダ 6 a の各受圧室 6 c , 6 d の受圧面積差により差動ピストン 6 e が図 2 の右方へ移行し、斜板 1 a， 2 a の傾転角が減少する。一方、旋回モータ Ί 3 は作動していないため、第 3 油圧ボンプ 3 の吐出圧 P 3 は低圧の状態を保持し、傾転制御弁 6 b のもう一つの操作駆動部 6 i に付与される圧力 P 3 ' も極めて低圧の状態を保持する。

このように旋回モータ 1 3 が作動していない場合には、第 1 油圧ポンプ 1 及び第 2 油圧ポンプ 2 の傾転角は、第 1 油圧ポンプ 1 あるいは第 2 油圧ポンプ 2 の吐出圧 P 1 ， P 2 によって制御され、図 4 に示す流量特性線 i ― Π - Hi — iv に沿って吐出流量が変化する。すなわち、第 1 油圧ポンプ 1 及び第 2 油圧ポンプ 2 からの吐出圧 P 1 ， P 2 が比較的低圧の場合には傾転角が大きく、吐出流量も多くなるが、吐出圧 P 1 ， P 2 が高くなるにつれ、傾転角を減じその吐出流量を減らし、予め第 1 油圧ポンプ 1 及び第 2 油圧ポンプ 2 に割当てられた最大入力トルク a (破線で示す曲線 a ) を超えないように傾転角が制御される。

このような状況で、旋回モータ 1 3 の作動が指示されると、不図示の流量制御機構により第 3 油圧ポンプ 3 からの吐出流量が増加し、上述したブームシリンダ 1 1 の駆動の場合とほぼ同様の作用により、吐出圧 P 3 に応じ図 3 に示す流量特性線に沿って、油圧ボンプ 3 の斜板 3 a の傾転角が減少する。すなわち、第 3 油圧ポンプ 3 に対し予め設定された最大入力トルク c (破線で示す曲線 c ) を超えない範囲で傾転角が制御される。この場合、第 3 油圧ポンプ 3 用のレギユレ一夕 7 による制御には第 1 油圧ポンプ 1 及び第 2 油圧ポンプ 2 の吐出圧 P 1 ， P 2 が反映されていないため、例えばブ一厶シリンダ 1 1 の負荷圧が変動しても旋回モータ 1 3 への第 3 油圧ポンプ 3 からの供給流量は変動することがない。

—方、第 3 油圧ポンプ 3 からの吐出圧 P 3 は、減圧弁 1 4 を介し第 1 、第 2 油圧ポンプ 1 , 2 用のレギユレ一夕 6 に導かれている。すなわち、傾転制御弁 6 b の操作駆動部 6 h には第 1 、第 2 油圧ポンプ 1 ， 2 からの吐出圧 P 1 2 が作用し、さらに、もう一つの操作駆動部 6 i には第 3 油圧ポンプ 3 からの吐出圧 P 3 が減圧された圧力 P 3 ' が付与されるため、レギユレ一夕 6 による第 1 、第 2 油圧ポンプ 1 ， 2 の傾転角が旋回モータ 1 3 が駆動していない場合よりもさらに小さく減じられる。このため、減圧弁 1 4 から付与される圧力 P 3 ' の値に応じて、図 4 に示す流量特性線 i — ii一 iii — iv — vii — vi — v で囲まれる領域の値に制御されるようになる。上述したように、減圧弁 1 4 のばね 1 4 b は、傾転制御弁 6 b に伝達される圧力 P 3 ' が P 3 0 以下となるように設定されており、特性線 V — vi — viiは第 1 、第 2 油圧ポンプ 1 , 2 の最大入力卜リレク a から圧力 P 3 0 に相当する第 3 油圧ポンプ 3 の入力トルク分を差引いたトルク b (図 4 に破線で示す曲線 b ) に対応する。上述したように、圧力 P 3 0 は第 3 油圧ポンプ 3 の吐出量制御が実施されない圧力でありこの圧力 P 3 0 に相当する入力トルクは、第 3 油圧ポンプ 3 に割当てられた最大入力トルク c とほぼ同等かそれよりも若干小さい値となる。このため、旋回負荷が大きくなり第 3 油圧ポンプ 3 からの吐出圧 P 3 が増加しても、第 1 、第 2 油圧ポンプ 1 ， 2 からの吐出流量は、少なくとも図 4 に流量特性線 i 一 V — Vi — viiで示される流量が確保され、ブームシリンダ 1 1 およびアームシリンダ 1 2 の動作速度が極端に低下することを回避できる。

したがって、この第 1 の実施形態による建設機械の油圧回路によれぱ、ブームシリンダ 1 1 の負荷やアームシリンダ 1 2 の負荷が変動し、第 1 、第 2 油圧ポンプ 1 , 2 における消費トルクが変動しても、その変動が第 3 油圧ポンプ 3 の傾転角制御には反映されず、旋回モータ 1 3 へ安定した量の圧油が供給されるためスムーズな旋回動作を確保できる。また、旋回負荷が増大しても第 1 、第 2 油圧ポンプ 1 , 2 からの吐出流量を必要以上に減じることがなく、ブームシリンダ 1 1 およびアームシリンダ Ί 2 の極端な速度低下を回避でき、良好な操作性を確保することができる。

<第 2 の実施形態 >

次に、図 6 ないし図 9 を用い本発明による第 2 の実施形態について説明する。図 6 はこの第 2 の実施形態における要部油圧回路図、図 7 はコン卜ローラによる処理の流れを示すフローチヤ一ト図、図 8 は第 1 及び第 2 油圧ポンプの吐出流量特性図、図 9 は第 3 油圧ポンプの流量特性図である。なお、上述した第 1 の実施形態で説明した部分と同一の部分については同一の符号を付し、重複する説明は省略する。

この第 2 の実施形態では、図 6 に示すように第 1 、第 2 、第 3 油圧ポンプ 1 ， 2 , 3 のそれぞれの吐出圧 P I , P 2 , P 3 を検出する圧力検出器 6 3 , 6 4， 6 5 、エンジン 5 の冷却水温度を検出する第 4 の状態量検出手段としての冷却水温検出器 6 6 、運転室 4 3 の指示手段としての室内用空調機の駆動スィツチ 6 7 からの信号を入力し後述の演算処理を行なうコントローラ 6 0 を設けている。また、パイロッ卜ポンプ 4 の吐出管路 2 5 から分岐した管路 8 0 上に、パイロッ卜一次圧 P 0 を減圧する第 1 の電磁比例弁 6 1 及び第 2 の電磁比例弁 6 2 を設け、それぞれ管路 8 1 ， 8 2 を介し、減圧されたパイロット二次圧 P 0 1 , P 0 2 が各レギユレ一夕 6 ， 7 を形成する傾転制御弁 6 b ， 7 b の操作駆動部 6 j , 7 h に導かれるようになっている。すなわち、上述した第 1 の実施形態では、各レギュレー夕 6 , 7 に各油圧ポンプ 1 , 2 ， 3 からの吐出圧 P 1 ， P 2 , P 3 が直接もしくは減圧されて,導かれ、この圧力により各傾転角が制御されるようになっているのに対し、第 2 の実施形態ではパイ口ット二次圧 P 0 1 ， P 0 2 がレギユレ一夕 6 ， 7 の制御圧として用いられている。そして、第 1 の電磁比例弁 6 1 及び第 2 の電磁比例弁 6 2 は、コントローラ 6 0 から出力される駆動電流 i 1 ， ί 2 により駆動する。それ以外の構成は、上述した第 1 の実施形態と同等である。

このように構成された第 2 の実施形態による建設機械の油圧回路では、各圧力検出器 5 3 ， 6 4， 6 5 からの圧力信号 Ρ 1 ， Ρ 2 , Ρ 3 と、冷却水温検出器 6 6 からの温度信号 T W と、空調機駆動信号 S A とがコントローラ 6 0 に入力され、これらの入力信号に基づきコントローラ 6 0 は図 7 のフローチャートに示す処理を実行する。

この処理では、最初に手順 S 1 により各油圧ポンプ 1 , 2 ， 3 の吐出圧 P I , Ρ 2 , Ρ 3 を読み取り、次の手順 S 2 において図 8 及び図 9 に示す各油圧ポンプ 1 ， 2 , 3 の流量特性に基づき各吐出圧 Ρ 1 , Ρ 2 , Ρ 3 に応じた吐出流量 Q l , Q 2 , Q 3 を設定する。図 8 は、第 1 及び第 2 油圧ポンプ 1 ， 2 の流量特性であり、この図 8 に示すように、第 3 油圧ポンプ 3 の吐出圧 Ρ 3 が所定の最小圧力 Ρ 3 m以下の場合には、最大入力トルクが曲線①で示す値を超えないように吐出流量が設定される。また、第 3 油圧ポンプ 3 の吐出圧 P 3 が所定の最大圧力 P 3 0 以上である場合には、入力トルクが曲線 n で示す値を超えないように吐出流量が設定される。そして、第 3 油圧ポンプ 3 の吐出圧 P 3 が、 P 3 m < P 3 < P 3 0 の範囲の場合には、その値に応じて①〜 i + 1 で示す入力トルク曲線に沿う吐出流量が設定される。例えば、第 3 油圧ポンプ 3 の吐出圧 P 3 が P 3 i + 1 の場合であって、第 Ί 油圧ポンプ 1 と第 2 油圧ポンプ 2 の吐出圧 P 1 ， P 2 の大きい方の圧力が P a である場合には、入力卜ルク曲線 ί + 1 上の吐出流量 Q a が第 1 及び第 2 油圧ポンプ 1 ， 2 の吐出流量として設定される。このように、第 1 及び第 2 油圧ボンプ 1 , 2 からの吐出流量は、第 3 油圧ポンプ 3 からの吐出圧 P 3 に応じて減じられるとともに、第 3 油圧ポンプ 3 からの吐出圧 P 3 が所定の最大圧 P 3 0 以上となっても、圧力 P 3 0 に相当する入力卜ルクよりも大きくは減じられることがないように設定されている。

—方、図 9 は第 3 油圧ポンプ 3 の流量特性を示す図で、この図 9 に示すように第 3 油圧ポンプ 3 については、第 3 油圧ポンプ 3 の吐出圧 P 3 のみに応じてその吐出流量が設定される。すなわち、例えば第 3 油圧ポンプ 3 の吐出圧 P 3 が P 3 n ' の場合には、特性線上の流量 Q n ' が第 3 油圧ポンプ 3 の吐出流量として設定される。

図 8 に戻り、次の手順 S 3 では、冷却水温検出器 6 6 からの温度信号 T W と空調機の駆動スィッチ 6 7 からの駆動信号 S A を読込む。手順 S 4 において、冷却水温 T Wが所定の温度 T C 、例えばェンジン 5 がオーバーヒー卜の状態に近づいたと判断できる温度丁 C よりも低い場合には次の手順 S 5 に移行し、空調機の駆動が指示されているかどうかを判別し、空調機が駆動していないと判断した場合には手順 S 6 に移行する。

上述の手順 S 4 において、冷却水温 T Wが所定の温度 T C以上の場合には、例えばエンジン 5 がオーバーヒー卜する状態に近いものとして、手順 S 9 に移行し、手順 S 2 で設定された各油圧ポンプ 1 ， 2 , 3 の吐出流量 Q 1 , Q 2 , Q 3 に対し、 1 よりも小さい係数な， /3 を乗算する。すなわち、 Q 1 , 2 = Q 1 , 2 X a 、 Q 3 = Q 3 X /3 とし、手順 S 2 で設定された流量より少ない流量に設定し、各油圧ポンプ 1 ， 2 , 3 の消費トルクが小さくなるように再設定し、手順 S 6 に移行する。

また、手順 S 5 において、空調機が駆動されていると判断した場合には、空調機を作動させるために必要なエンジン 5 への負荷分を減じるために、手順 S 1 0 に移行し、上述した手順 S 9 と同様に、手順 S 2 で設定された各吐出流量 Q 1 , Q 2 , Q 3 に 1 よりも小さい係数 α , )8 を乗算し、手順 S 6 に移行する。

手順 S 6 では、第 1 の電磁比例弁 6 1 及び第 2 の電磁比例弁 6 2 の出力特性を読込む。すなわち、各電磁比例弁 6 1 , 6 2 の入力電流 ί 1 ， i 2 と吐出圧 P 0 1 , P 0 2 との関係を不図示の特性より読込む。

次の手順 S 7 では、設定された吐出流量 Q 1 ， Q 2 ， Q 3 を得るために、手順 S 6 で読込んだ各電磁比例弁 6 1 ， 6 2 の特性から第 1 の電磁比例弁 6 1 及び第 2 の電磁比例弁 6 2 への出力電流 i 1 , i 2 を算出する。上述した第 1 の実施形態で説明したように、各レギユレ一夕 6 , 7 は、傾転制御弁 6 b ， 7 b に付与される圧力 P O 1 , P 0 2 に応じて各傾転角が一義的に設定され、吐出流量 Q 1 , Q 2 ， Q 3 も各傾転角に応じて一義的に定まるようになつている。手順 S 6 及び手順 S 7 では設定された吐出流量 Q 1 , Q 2 ， Q 3 に相当する傾転制御弁 6 b , 7 b への圧力 P 0 1 , P 0 2 に基づき、. 各電磁比例弁 6 1 , 6 2 への電流値 i l , i 2 を算出するようになつている。そして、手順 S 8 では電磁比例弁 6 1 , 6 2 に対し、手順 S 7 で設定された電流信号 i 1 ， i 2 を出力する。

電磁比例弁 6 1 , 6 2 のソレノイド 6 1 a , 6 2 a に電流 ί 1 ， i 2 が通電すると、この電流値に応じて電磁比例弁 6 1 ， 6 2 のスプールが移動し、その弁位置がヌ側及びヲ側となる。このスプールの移動によりパイロッ卜管路 8 0 と管路 8 1 , 8 2 とが徐々に連通し、傾転制御弁 6 b， 7 b の操作駆動部 6 j ， 7 h にパイロット二次圧 P 0 1 ， P 0 2 が付与される。このパイロット二次圧 P 0 1 , P 0 2 により、傾転制御弁 6 b , 7 b のスプール 6 g ， 7 g が移動し、弁位置がハ側及びへ側に移動し、サーポシリンダ 6 a , 7 a の大径側受圧室 6 c ， 7 c とパイロット管路 2 8 a， 2 8 c とが連通し、斜板 1 a， 2 a , 3 a の傾転角が減少し、各油圧ポンプ Ί ， 2 ， 3 からの吐出流量が手順 S 2 あるいは S 9 , S 1 0 で設定された流量 Q 1 ， Q 2 , Q 3 に制御される。

したがって、この第 2 の実施形態によれば、第 3 油圧ポンプ 3 の吐出流量 Q 3 は、自己の吐出圧 P 3 によってのみ制御されるようになっており、例えばブームシリンダ 1 1 の負荷圧が変動し、第 1 及び第 2 油圧ポンプ 1 ， 2 からの吐出流量 Q 1 ， Q 2 が変動しても、すなわち第 1 及び第 2 油圧ポンプ 1 ， 2 の消費トルクが変動しても、安定した流置が確保される。

また、第 1 及び第 2 油圧ポンプ 1 , 2 の吐出流量 Q 1 , Q 2 は、各々の吐出圧 P 1 , P 2 及び第 3 油圧ポンプ 3 からの吐出圧 P 3 に応じて制御されるものの、第 3 油圧ポンプ 3 からの吐出圧 P 3 が所定の P 3 0 以上となっても、この圧力 P 3 0 に相当する入力トルク以上には減じられることがなく、第 1 及び第 2 油圧ポンプ 1 , 2 に接続されるブームシリンダ 1 1 及びアームシリンダ 1 2 の動作速度を過剰に低下させることがない。

さらに、冷却水温 T W に基づき、エンジン 5 がオーバーヒー卜の状態に近いと判断した場合や、空調機が駆動されている場合には、各油圧ポンプ 1 ， 2 ， 3 の吐出流量 Q 1 , Q 2 , Q 3 を低く抑えるようになつており、エンジン 5 の負荷がその分軽減され、エンジンストールを防止することができる。

<第 3 の実施形態 >

次に、図 1 0 および図 1 1 に基づき本発明の第 3 の実施形態について説明する。図 1 0 はコントローラ 6 O A の入出力関係を示す図であり、図 1 1 はコントローラ 6 O A における処理に際し、補正係数を求めるためのマップ図を示す。

この第 3 の実施形態では、図 1 0 に示すようにコントローラ 6 0 A に、各油圧ポンプ Ί , 2 ， 3 の吐出圧信号 P I ， P 2 , P 3 と図 5 に示す油圧ショベルのフロン卜 4 7 を形成するブーム 4 4 、ァー厶 4 5 、バケツト 4 6 にそれぞれ設けられた角度検出器 7 0 , 7 1 , 7 2 からの回動角信号 Θ A , 0 B U が入力される。その他の構成は、上述した第 2 の実施形態と同等である。

このように搆成された第 3 の実施形態では、コン卜ローラ 6 0 A は、各回動角信号 0 B O , Θ A , 0 B U に基づき、旋回体 4 0 からバケツ卜 4 5 の先端までの水平距離 L を算出し、次にこの水平距離 L に対する第 1 及び第 2 油圧ポンプ 1 ， 2 の吐出流量 Q l ， Q 2 の補正係数 7? (≤ 1 ) と、第 3 油圧ポンプ 3 の吐出流量 Q 3 の補正係数 T (≤ 1 ) を図 1 1 に示すマップより求める。なお、この補正係数ァ， 7? は、水平距離 L が遠くなるほど小さい値となるように設定されている。そして、上述した第 2 の実施形態同様各油圧ポンプ 1 ， 2 , 3 からの吐出圧 P 1 ， P 2 , P 3 に基づき目標となる各油圧ポンプ 1 , 2 , 3 の吐出流量 Q l ， Q 2 , Q 3 を算出する。この算出された吐出流量 Q 1 , Q 2 に対し、上述の補正係数 7 を乗算し、かつ、吐出流量 Q 3 に補正係数ァを乗算する。さらに、この捕正係数 Τ , η によって補正された目標となる吐出流量 Q l , Q 2 , Q 3 に基づき、上述した第 2 の実施形態同様の処理により電磁比例弁 6 1 ， 6 2 へ電流信号 i 1 ， i 2 を出力する。

したがって、この第 3 の実施形態によれば、上述した第 1 の実施形態及び第 2 の実施形態同様に、ブームシリンダ 1 1 の負荷ゃァームシリンダ 1 2 の負荷が変動し、第 1 、第 2 油圧ポンプ 1 ， 2 における消費トルクが変動しても、その変動が第 3 油圧ポンプ 3 の傾転角制御には反映されず、旋回モータ 1 3 へ安定した量の圧油が供給されるためスムーズな旋回動作を確保できる。また、旋回負荷が増大しても第 1 、第 2 油圧ポンプ 1 ， 2 からの吐出流量を必要以上に減じることがなく、ブームシリンダ 1 1 およびァ一ムシリンダ 1 2 の極端な速度低下を回避でき、良好な操作性を確保することができる。さらに、フロン卜 4 7 の姿勢（旋回体 4 0 からバケツ卜 4 6 先端までの距離）によってモーメントが大きくなつても、その分油圧ポンプ 1 , 2 ， 3 からの吐出流量を小さく抑えることができ、ェンジン 5 への過負荷を防止できるとともに、特にフロン卜 4 7 の起動 - 停止時に生じるショックを低減できる。

なお、上述した第 1 、第 2 、第 3 の実施形態では、第 3 油圧ボンプ 3 の流量特性を図 3 及び図 9 に示すように所定圧 P 3 0 よりも高い領域では一定の最大トルクとなるように設定したが、例えば図 1 2 の一点鎖線（ 2 ) で示すように P 3 0 より高い領域でも入力トルクが増加するように設定しても良いし、二点鎖線（ 3 ) で示すように減少するように設定しても良い。また、図 1 3 の曲線（ 4 ) に示すように曲線状に減少するように設定しても良い。

また、第 1 及び第 2 の油圧ポンプ 1 ， 2 の斜板 l a , 2 a を共通のレギユレ一夕 6 により制御するようにしたが、各油圧ポンプ 1 ， 2 にそれぞれ独立したレギユレ一夕を設けても良い。

また、各実施形態におけるレギユレ一夕 6 , 7 は、ァクチユエ一夕の作動に伴うポンプへの要求流量に応じて傾転角を増加あるいは減少させるための流量制御機構を有するものとし ΪΓ説明したが、流量制御機構を備えることなくァクチユエ一夕が非作動の状態でも最大傾転とするレギユレ一夕であっても良い。

また、レギユレ一夕 6 に付与される制御力として、第 1 油圧ボンプ 1 の吐出圧 P 1 と第 2 油圧ポンプ 2 の吐出圧 P 2 のうち大きい方の圧力を選択するようにしたが、両者の平均値をとつても良い。

また、レギユレ一夕 6 , 7 は、傾転角制御弁 6 b ， 7 b を有する構造としたが、サ一ポシリンダ 6 a， 7 a に直接制御圧が導かれるとともに、斜板 1 a , 1 b の他方側に所定の押付力を負荷することにより、各々のバランスによって傾転角を制御するものであっても良い。

また、第 3 油圧ポンプ 3 の吐出圧 P 3 に基づく第 1 及び第 2 油圧ポンプ 1 ， 2 のレギユレ一タ 6 に作用する最大圧力として第 3 油圧ポンプ 3 の流量制御が実施されない限界値 P 3 0 としたが、この近傍の値であれば若干高くても低くても良い。

さらに、第 3 油圧ポンプ 3 に接続される特定のァクチユエ一夕として旋回モータ 1 3 を例示したが、例えばブレーカや小割機等のバケッ卜に代る特殊アタッチメント等であっても良い。産業上の利用可能性

以上説明したように、本発明によれば、 3 つの可変容量型の油圧ポンプを用いそれぞれの吐出圧によって各油圧ポンプの押しのけ容積を制御するようにした油圧回路であっても、そのうちの 1 つの油圧ポンプについては、他の 2 つの油圧ポンプの消費トルクの変動の影響を受けることなく第 3 油圧ポンプに接続された特定のァクチュエー夕に対し安定した流量の压油を供給することができ、この特定のァクチユエ一夕の駆動をスムーズに行なうことができる。また、第 3 油圧ポンプに接続される特定のァクチユエ一夕の負荷が増大しても、第 1 及び第 2 の油圧ポンプの吐出流量が極端に減少することがなく、特定のァクチユエ一夕以外の他のァクチユエ一夕の過剰な速度低下を防止でき、これにより良好な操作性を確保することがでさる。

Claims

請求の範囲

1 . エンジンと、このエンジンによって駆動される可変容量型の第 1 油圧ポンプと、可変容量型の第 2 油圧ポンプと、第 3 油圧ポンプと、前記第 1 油圧ポンプ及び第 2 油圧ポンプの押しのけ容積を制御する容量制御手段と、前記第 1 、第 2 、第 3 油圧ポンプからの圧油によって駆動する複数のァクチユエ一夕と、これらのァクチユエ一夕に供給される圧油の流れを制御する複数の方向制御弁とを有する油圧回路において、

前記第 3 油圧ポンプが可変容量型の油圧ポンプであり、この第 3 油圧ポンプの押しのけ容積を制御する第 3 油圧ポンプ用の容量制御手段と、

前記第 1 、第 2 、第 3 油圧ポンプのそれぞれの消費トルクに関連する状態量を検出する第 1 、第 2 、第 3 の状態量検出手段と、を備え、

前記第 1 及び第 2 油圧ポンプ用の容量制御手段が、前記第 1 、第 2 、第 3 の状態量検出手段によって検出された状態量に基づき第 1 及び第 2 油圧ポンプの押しのけ容積を制御するとともに、

前記第 3 油圧ポンプ用の容量制御手段が、前記第 3 の状態量検出手段によって検出された状態量に基づき第 3 油圧ポンプの押しのけ容積を制御することを特徴とする油圧回路。

2 . 前記消費トルクに関連する状態量が、各油圧ポンプの吐出圧であることを特徴とする請求の範囲 1 に記載の油圧回路。

3 . 前記第 1 の状態量検出手段が前記第 1 油圧ポンプの吐出圧を前記第 1 及び第 2 油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第 1 の導出管路からなり、

前記第 2 の状態量検出手段が前記第 2 油圧ポンプの吐出圧を前記第 1 及び第 2 油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第 2 の導出管路からなり、

前記第 3 の状態量検出手段が前記第 3 油圧ポンプの吐出圧を前記第 1 及び第 2 油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第 3 の導出管路と前記第 3 油圧ポンプの吐出圧を前記第 3 油圧ポンプ用の容量制御手段へ導く第 4 の導出管路とからなることを特徴とする請求の範囲 2 に記載の油圧回路。

4 . 前記第 3 の導出管路上に前記第 3 油圧ポンプの吐出圧信号に所定の制限を与える制限手段を設けたことを特徴とする請求の範囲 3 に記載の油圧回路。

5 . 前記制限手段が所定の設定圧以下に制限する減圧弁であることを特徴とする請求の範囲 4 に記載の油圧回路。

6 . ゾイロッ卜油圧ポンプと、

前記第 1 及び第 2 油压ポンプ用の容量制御手段とを結ぶ管路上に設けられ前記パイロット油圧ポンプからの吐出圧を制御する第 1 の電磁比例弁と、

前記パイロット油圧ポンプと前記第 3 油圧ポンプ用の容量制御手段とを結ぶ管路上に設けられ、前記パイロット油圧ポンプからの吐出圧を制御する第 2 の電磁比例弁と、

前記第 1 、第 2 、第 3 の状態量検出手段からの信号が入力され、前記第 1 及び第 2 の電磁比例弁へのそれぞれの駆動信号を演算出力するコン卜ローラとをさらに備え、

前記第 1 及び第 2 油圧ポンプ用の容量制御手段が前記第 1 の電磁比例弁により、前記第 3 油圧ポンプ用の容量制御手段が前記第 2 の電磁比例弁によリ減圧されたパイ口ッ卜圧によってそれぞれ作動することを特徴とする請求の範囲 2 に記載の油圧回路。

7 . 前記コントローラは、前記第 1 の電磁比例弁への駆動信号の演算に際し、前記第 3 の状態量検出手段からの検出信号が所定値以上の場合には、第 3 油圧ポンプの消費トルクが第 3 油圧ポンプに予め割当てられた最大入力トルクよりも大きな値として算出し、前記第 1 、第 2 の状態量検出手段からの検出信号に基づき算出した第 1 及び第 2 油圧ポンプの消費トルクから前記第 3 油圧ポンプの消費トルクとして演算された値を減算し、その結果に基づき前記第 1 の電磁比例弁へ駆動信号を出力することを特徵とする請求の範囲 6 に記載の油圧回路。

8 . 請求の範囲 1 ないし 7 のいずれか 1 項に記載の油圧回路と、この油圧回路によって駆動される少なくとも 1 つの作業要素とを備えていることを特徴とする建設機械。

9 . 前記作業要素のうち、オペレータがそれぞれの指示するための指示手段をさらに備え、前記コン卜ローラが前記指示手段からの指示信号に基づき前記第 1 、第 2 の電磁比例弁への駆動信号を演算出力することを特徴とする請求の範囲 8 に記載の建設機械。

1 0 . 前記指示信号が前記建設機械にけられる運転室の室内用空調機の駆動指示信号であることを特徴とする請求の範囲 9 に記載の建設機械。

1 1 . 前記建設機械の稼動に関連する状態量を検出する第 4 の状態量検出手段をさらに設け、前記コン卜ローラが前記第 4 の状態量検出手段からの信号に基づき前記第 1 及び第 2 の電磁比例弁への駆動信号を演算出力することを特徴とする請求の範囲 8 に記載の建設機械。

1 2 . 前記建設機械がブーム、アーム、アタッチメントからなるフロント部材を備えた油圧ショベルであり、前記第 4 の状態量検出手段が、前記フロント部材の姿勢を検出する姿勢検出手段であることを特徴とする請求の範囲 1 1 に記載の建設機械の油圧回路。

1 3 . 前記第 4 の状態量検出手段が、前記エンジンの冷却水温を検出する冷却水温検出器であることを特徴とする請求の範囲 1 1 に記載の建設機械の油圧回路。

1 4 . 前記建設機械が旋回可能な油圧ショベルであり、前記第 3 油圧ポンプは少なくとも旋回用ァクチユエ一夕に圧油を供給することを特徴とする請求の範囲 8 ないし 1 3 のいずれかに記載の建設機械。