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WO1993021395A1 - Dispositif a circuit hydraulique destine aux machines de chantier - Google Patents

Dispositif a circuit hydraulique destine aux machines de chantier Download PDF

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WO1993021395A1
WO1993021395A1 PCT/JP1993/000508 JP9300508W WO9321395A1 WO 1993021395 A1 WO1993021395 A1 WO 1993021395A1 JP 9300508 W JP9300508 W JP 9300508W WO 9321395 A1 WO9321395 A1 WO 9321395A1
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WO
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pressure
valve
traveling
signal
hydraulic
Prior art date
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Ceased
Application number
PCT/JP1993/000508
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English (en)
French (fr)
Inventor
Genroku Sugiyama
Toichi Hirata
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Original Assignee
Hitachi Construction Machinery Co Ltd
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Publication date
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Priority to DE69319400T priority patent/DE69319400T2/de
Priority to EP93908117A priority patent/EP0593782B1/en
Priority to KR1019930703877A priority patent/KR0132687B1/ko
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    • F15B2211/78—Control of multiple output members

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic circuit device for civil engineering and construction equipment such as a hydraulic excavator, and in particular, in a construction machine in which left and right traveling motors drive left and right crawler tracks respectively, a combined operation of traveling and other working machines is possible.
  • hydraulic circuits for construction equipment such as hydraulic excavators.
  • a conventional hydraulic circuit device is composed of first and second hydraulic pumps and pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps.
  • a plurality of hydraulic actuators to be driven a first valve group connected to the discharge line of the first hydraulic pump, and controlling a flow rate of hydraulic oil supplied to the associated hydraulic actuator;
  • a second valve group that is connected to the discharge line of the second hydraulic pump and controls the flow rate of hydraulic oil supplied to the associated hydraulic factory.
  • the plurality of hydraulic actuators include, for example, first and second traveling motors that drive the left and right crawler tracks of the excavator, and a plurality of working equipment other than the first and second traveling motors, for example, the hydraulic excavator. It includes a turning motor for turning the arm, an arm cylinder for driving the arm, a boom cylinder for driving the boom, and a bucket cylinder for driving the bucket.
  • the first valve group includes a first traveling directional control valve for controlling a flow rate of the pressure oil supplied to the first traveling motor, and a plurality of work implement mechanisms.
  • the second valve group includes a plurality of second directional control valves for controlling the flow rate of the pressure oil supplied to at least a part of the plurality of work machines, for example, a second directional control valve for a boom, a bucket, A second directional control valve for the second traveling, a second directional switching valve for the second arm, and a second traveling directional switching valve for controlling the flow rate of the pressure oil supplied to the second traveling motor.
  • the directional control valve is connected in tandem so as to supply the hydraulic oil from the second hydraulic pump to the second travel motor with priority over the second directional control valve.
  • the hydraulic circuit device includes a hydraulic oil supply circuit for the second traveling directional control valve, which is connected to the first traveling motor other than the first and second traveling motors. It further has a communication circuit for communicating with the hydraulic oil supply circuit of the traveling ⁇ direction switching valve.
  • the communication circuit includes a branch passage that connects a discharge pipe line of the second hydraulic pump and an input port of the first traveling direction switching valve, and an on-off valve that is provided in the branch passage and opens and closes the branch passage.
  • a check valve provided downstream of the on-off valve to prevent backflow of hydraulic oil, wherein the first and second directional control valves related to the work equipment are not operated. Sometimes it is kept in the closed position and is switched to the open position when the first and second directional control valves operate.
  • This prior art focuses on improving the performance of a combined operation that simultaneously performs operations such as turning, boom, and arm in addition to traveling operation. For example, when the traveling alone operation is performed, since the on-off valve is kept at the closed position, the entire amount of the hydraulic oil of the first hydraulic pump is supplied to the first traveling motor via the first traveling direction switching valve. The entire amount of hydraulic oil in the second hydraulic pump is supplied to the second traveling mode via the second traveling direction switching valve, whereby the left and right crawler belts are driven and traveling is performed.
  • the load pressure of the first travel motor is higher than the load pressure of the second travel motor because the first and second travel direction switching valves are connected to the parallel in the combined operation of travel and work equipment.
  • the entire amount of the pressure oil of the second hydraulic pump flows into the first traveling motor, and accordingly, the operation of the second traveling motor may be incomplete.
  • the front truck eg, arm cylinder, boom cylinder
  • the first and second traction motors are operated, and the body is lifted so that the tip of the bucket contacts the ground surface.
  • the ground surface is slippery and When the frictional force between the belt and the ground contact surface is low, only the left crawler belt slips, the first traction motor spins, and the second traction motor stops operating. There is.
  • An object of the present invention is to provide a hydraulic circuit device for a civil engineering / construction machine that prevents a running failure caused by a difference in the magnitude of a load pressure between two traveling modes during a combined operation of a traveling machine and a working machine. Is to provide.
  • a first and second hydraulic pumps a plurality of hydraulic actuators driven by pressure oil discharged from the first and second hydraulic pumps; A first valve group connected to the discharge line of the hydraulic pump and controlling the flow rate of hydraulic oil supplied to the associated hydraulic factor; and connected to the discharge line of the second hydraulic pump, A second valve group for controlling the flow rate of hydraulic oil supplied to the hydraulic actuators; and the first and second traveling units each driving a pair of traveling devices.
  • a motor, and a plurality of working machines each driving a plurality of working machines, wherein the first valve group controls a flow rate of pressure oil supplied to the first traveling motor.
  • a traveling direction switching valve A plurality of first directional control valves for controlling a flow rate of the pressure oil supplied to at least a part of the industrial machine, and the plurality of first directional control valves for the first traveling.
  • the second valve group is connected to the second travel motor so as to supply the hydraulic oil from the first hydraulic pump to the associated work equipment overnight with priority over the direction switching valve.
  • a second traveling directional control valve for controlling a flow rate of the supplied pressure oil, and a plurality of second directions for controlling a flow rate of the pressure oil supplied to at least a part of the plurality of work machine functions.
  • the second travel direction switching valve has a higher priority than the plurality of second direction switching valves.
  • the first and second traveling direction switching valves are connected so as to supply pressure oil from a pump to the second traveling motor, and the first and second traveling direction switching valves are opened according to the operation amounts of the first and second operation means, respectively.
  • First and second variable throttles that change the area to control the flow rate of the pressure oil; and the second traveling direction switching in accordance with at least one operation of the plurality of working machines.
  • a hydraulic circuit device for a civil engineering / construction machine further comprising a communication circuit for communicating a pressure oil supply circuit of a valve with a pressure oil supply circuit of the first traveling direction switching valve, wherein (a) the first variable throttle and the First pressure adjusting means disposed between the first traveling motor and a downstream pressure of the first variable throttle to control the pressure to a value corresponding to the first signal pressure; and (b) the second variable throttle. And the second traveling motor, and the downstream pressure of the second variable throttle is reduced. And (c) a higher pressure of the load pressure of the first travel motor and the load pressure of the second travel motor. (D) at the time of a combined operation of simultaneously driving the first and second traveling motors and at least one of the plurality of working machines. Signal switching means for applying the maximum load pressure to the first and second pressure adjusting means as the first and second signal pressures.
  • a hydraulic circuit for a civil engineering / construction machine An apparatus is provided.
  • the pressure from the first hydraulic pump is controlled.
  • the oil is supplied to the corresponding work equipment through the first directional control valve of the first valve group, and the pressure oil supply circuit of the second directional control valve and the first directional control valve. Since the pressure oil supply circuit of the switching valve communicates through the communication circuit, the pressure oil from the second hydraulic pump communicates. It is supplied to both the first traveling motor and the second traveling motor via the road.
  • the signal switching means is operated in conjunction with the operation of the first and second traveling motors and the work machine, and the maximum load pressure detected by the pressure selecting means, that is, the first traveling motor
  • the pressure selecting means that is, the first traveling motor
  • This pressure is used to control the downstream pressure of the first variable throttle and the first pressure regulating means and the downstream of the second variable throttle. It is provided to each of the second pressure regulating means for controlling the pressure.
  • the downstream pressures of the first variable throttle and the second variable throttle are controlled to be equal to the above-mentioned maximum load pressure.
  • the upstream pressure of the first variable throttle and the second variable throttle is equal to the pressure of the hydraulic oil from the second hydraulic pump.
  • the differential pressure between the upstream pressure and the downstream pressure of the first variable throttle and the differential pressure between the upstream pressure and the downstream pressure of the second variable throttle are both equal, and the difference between the first travel motor and the second travel motor is equal.
  • each of the first traveling motor and the second traveling motor depends on the opening area of the first variable throttle and the second variable throttle. Supplied flow rate. Therefore, for example, even if the load pressure of the first traveling motor decreases, the pressure oil is also reliably supplied to the second traveling motor, and the operation of the second traveling motor does not stop. However, it is possible to prevent a situation in which the vehicle cannot travel.
  • the signal switching means is configured to be the maximum load pressure as the first and second signal pressures when at least one of the plurality of work machines is activated. Is applied to the first and second pressure adjusting means.
  • the signal switching means includes an operation detecting means for detecting at least one operation of the plurality of work machines, and the operation detecting means. 7
  • the load pressure of the associated actuator is applied as the first and second signal pressures to the first and second pressure adjusting means, respectively. It has at least one signal switching valve for applying the maximum load pressure to the first and second pressure adjusting means when the operation is detected.
  • the signal switching means sets the maximum load pressure as the first and second signal pressures to the first load pressure.
  • the second pressure adjusting means preferably, when the opening areas of the first and second variable diaphragms are equal to or smaller than a predetermined maximum opening area near the maximum, the signal switching means is used as the first and second signal pressures.
  • the load pressures of the relevant factories are applied to the first and second pressure adjusting means, respectively, the opening area of the first and second variable throttles becomes larger than the opening area near the maximum opening area.
  • at least one signal switching valve for applying the maximum load pressure as the first and second signal pressures to the first and second pressure adjusting means.
  • the first and second pressure adjusting means are pressure adjusting valves built in the first and second traveling direction switching valves, respectively.
  • the signal switching means has first and second signal switching valves provided for the first and second pressure adjusting means, respectively.
  • the signal switching means may include a single signal switching valve provided commonly to the first and second pressure adjusting means.
  • first and second pressure adjusting means are incorporated in the first and second traveling direction switching valves, respectively, and the signal switching means is provided in the first and second traveling direction switching valves.
  • the spool position It includes a switching passage that opens and closes first.
  • FIG. 1 is a circuit diagram showing a configuration of a hydraulic circuit device of a civil engineering / construction machine according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a circuit diagram showing details of the first and second valve groups shown in FIG.
  • FIG. 3 is a side view of a hydraulic shovel on which the hydraulic circuit device shown in FIG. 1 is mounted.
  • FIG. 4 is a top view of the excavator.
  • FIG. 5 is a circuit diagram showing a configuration of an operation lever device for operating the directional control valves of the valve group shown in FIG. 1 and an operation detecting device for detecting the operation of the directional control valves.
  • FIG. 6 is a circuit diagram showing a configuration of a hydraulic circuit device according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a circuit diagram showing a configuration of a hydraulic circuit device according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 is a sectional view showing a structure of a main part of the traveling direction switching valve shown in FIG.
  • FIG. 9 is a circuit diagram showing a configuration of a hydraulic circuit device according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 10 is a circuit diagram showing a configuration of a hydraulic circuit device according to a fifth embodiment of the present invention.
  • FIG. 11 is a circuit diagram showing a configuration of an operation lever device for operating the directional control valves of the valve group shown in FIG. 10 and an operation detecting device for detecting the operation of the directional control valves.
  • FIG. 12 shows a configuration of a hydraulic circuit device according to a sixth embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 is a cross-sectional view showing a structure of a main part of the traveling direction switching valve shown in FIG. BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
  • FIGS. 1 and 2 are circuit diagrams showing the configuration of a hydraulic circuit device of a hydraulic shovel cited as a first embodiment of the present invention.
  • first and second hydraulic pumps 35, 36 are swash plate pumps that adjust the pump discharge flow rate by changing the tilt angle (displacement volume) of the swash plate.
  • a well-known input torque limit regulator is provided, 150, 151. When the pump discharge pressure rises above a predetermined value, the swash plate tilt angle is reduced, and the pump discharge flow rate is reduced.
  • the input horsepower of 5, 36 is controlled not to exceed the output horsepower of the prime mover 37.
  • the input torque limit is set to 150, 151 in conjunction with the known torque control.
  • the discharge line 41 of the first hydraulic pump 35 is connected to the first valve group 39.
  • the first valve group 39 has a directional control valve 43 for turning at an upstream position, and thereafter, a directional control valve 44 for a first arm and a directional control valve 45 for a first boom are sequentially provided downstream thereof.
  • the first bucket directional switching valve 46 the left traveling directional valve which is the first traveling directional switching valve. It has a direction switching valve 47.
  • the turning directional control valve 43 is connected to a slewing motor 53 that drives the slewing body 200 of the hydraulic excavator shown in FIGS. 3 and 4, and the first arm directional switching valve 44 connects the arm 201.
  • the first boom direction switching valve 45 is connected to the driving arm cylinder 54, the first boom direction switching valve 45 is connected to the boom cylinder 55 driving the boom 202, and the first bucket direction switching valve 46 is connected to the arm cylinder 54.
  • the left traveling direction switching valve 47 is connected to a packet cylinder 56 that drives the left crawler belt 203, and the left traveling direction switching valve 47 is connected to a left traveling motor 57 that drives the left crawler belt 204.
  • the discharge line 42 of the second hydraulic pump 36 is connected to the second valve group 40.
  • the second valve group 40 has a right traveling directional switching valve 49 as a second traveling directional switching valve at an upstream position, and sequentially downstream of the second traveling direction switching valve 50, the second boom directional switching valve 50. And a second bucket directional switching valve 51 and a second arm directional switching valve 52.
  • the right traveling direction switching valve 49 is connected to a right traveling motor 58 for driving the right crawler belt 205 of the hydraulic excavator shown in FIGS. 3 and 4, and the second boom direction switching valve 50 is a boom 20.
  • the second packet directional switching valve 51 is connected to a bag cylinder 56 that drives a baggage 203, and is connected to a beam cylinder 55 that drives a baggage 203.
  • the direction switching valve 52 is connected to an arm cylinder 54 that drives the arm 201.
  • the revolving superstructure 200, boom 202, arm 201, and baguette 203 shown in FIGS. 3 and 4 described above constitute a hydraulic shovel working machine.
  • the arm 201 and the bucket 203 constitute a front mechanism of the hydraulic excavator, and the swing motor 53, the arm cylinder 54, the bump cylinder 55, and the bucket cylinder 56 described above work. It is a part of the machine act.
  • Turning directional control valve 43, 1st arm directional control valve 44, 1st boom directional control valve 45, the first bucket directional switching valve 46, the second boom directional switching valve 50, the second bucket ⁇ directional switching valve 51, and the second arm directional switching valve 52 The flow rate of pressurized oil supplied to these work machines is controlled.
  • the left traveling direction switching valve 47 is a left traveling motor.
  • the right flow direction switching valve 49 controls the flow rate of the pressure oil supplied to the right travel motor 58.
  • the directional control valve for turning 43, the first directional control valve for arm 44, the first directional control valve for boom 45, the first directional control valve for baguette 46 Supplies the hydraulic oil from the first hydraulic pump 35 to the associated work equipment 53, 54, 5.5, 56 with priority over the left-traveling directional control valve 47.
  • the right traveling direction switching valve 49 is a second boom ⁇ direction switching valve 50, a second bucket direction switching valve 51, and a second arm direction switching valve. It is connected to the evening dem to supply the pressure oil from the second hydraulic pump 36 to the right traveling motor 58 with priority over 52.
  • the turning direction switching valve 43 and the first arm direction switching valve 44 are connected in parallel to each other, and these direction switching valves 43, 44 and the first The boom directional control valve 45 and the first bucket directional control valve 46 are connected in tandem so that pressure oil is supplied preferentially in this order.
  • the second boom directional control valve 50 and the second bucket directional control valve 51 are connected in parallel to each other, and these directional control valves 50, 51 and the The directional switching valve 52 for the second arm is connected to the tandem so that the pressure oil is preferentially supplied in this order.
  • the discharge pipe line 42 of the second hydraulic pump 36 and the input port of the left traveling direction switching valve 47 are connected by a branch passage 59.
  • This branch The passage 59 has an on-off valve 60 for opening and closing the branch passage 59, and a check valve 6 provided downstream of the opening and closing valve 60 for preventing the backflow of the pressure oil in the direction of the discharge pipe 42. 1 is provided.
  • the on-off valve 60 is closed as shown in the figure when the directional control valves 43, 44, 45, 46 or the directional control valves 50, 51, 52 are not operating.
  • the directional control valve is maintained in a position, and is switched to the open position when at least one of these directional control valves is operated.
  • the above-mentioned branch passage 59, on-off valve 60 and check valve 61 are provided with work equipment other than the left traveling motor 57 and the right traveling motor 58 (rotating motor 53, arm cylinder 54, boom cylinder 5).
  • the hydraulic oil supply passages 1 and 3 for the left traveling direction switching valve 47 and the right oil direction switching valve 49 for at least one of the 5, 5, and 5 A communication circuit 110 is provided for communication with the communication circuit 4.
  • reference numeral 48 denotes a tank.
  • a power center balance valve 90 is provided between the left traveling direction switching valve 47 and the left traveling motor 57, and a counter is provided between the right traveling direction switching valve 49 and the right traveling motor 58.
  • Balance valve 91 is provided o
  • the directional control valves 43 to 47 and 49 to 52 are hydraulic pilot operated valves.
  • an operation lever device 1 shown in FIG. 60, 161, 162, 163, 164, 165, and 166 are provided as an operating means for operating these directional control valves to drive the corresponding actuators.
  • the operating lever device 16 1 is for turning, and generates pilot pressures A 1 and A 2 according to the operating direction and operating amount of the operating lever 16 1 a, and these pilot pressures A 1 and A 2 Is sent to the bit opening operation section of the turning direction switching valve 43.
  • the control lever device 1 6 2 is for the arm, and the piston according to the operation direction and the operation amount of the control lever 16 2 a
  • the pilot pressures Bl and B2 are generated and sent to the pilot operation sections of the directional control valves 44 and 52 for these pilot pressures Bl and B2.
  • the operating lever device 16 3 is for a boom, and generates pilot pressures CI and C 2 according to the operating direction and the operating amount of the operating lever 16 3 a.
  • C2 is sent to the pilot operation section of the boom directional control valves 45, 50.
  • the operation lever device 164 is for baguettes, and generates pilot pressures Dl and D2 according to the operation direction and the operation amount of the operation lever 1664a.
  • the on / off valve 60 is also a hydraulic pilot operation valve.
  • the operation signal pressures A, B, C, and D are detected by the operation detection device 170 shown in FIG. 0 is sent to the pilot operation section 60a, and the on-off valve 60 is switched from the closed position to the open position.
  • the operation detecting means 170 detects the pilot pressure A 1 or A 2 as the operation signal pressure A, and operates the shuttle valve 17 1 and the pilot pressure B 1 or B 2.
  • Shut-off valve 17 2 which detects as operation signal pressure B, pilot valve C 1 or 3 which detects pilot pressure C 1 or C 2 as operation signal pressure C, and pilot pressure D
  • Shuttle valve 1 7 4 for detecting 1 or D 2 as operation signal pressure D
  • shuttle valve 1 75 for detecting the higher of operation signal pressures A and B
  • Higher D And a shuttle valve 177 for detecting the higher of the operation signal pressure A or B and the operation signal pressure C or D.
  • the left traveling direction switching valve 47 changes the opening area in accordance with the operation amount of the operation lever 1 65 a to control the flow rate of the pressure oil supplied to the left traveling motor 57.
  • the right running direction switching valve 49 changes the opening area in accordance with the operation amount of the operating lever 166a to change the flow rate of the pressure oil supplied to the right running motor 58. It has second variable apertures 108 and 108a to be controlled. Other directional control valves have similar variable throttles.
  • An intermediate load passage 1 between the first variable throttle 107, 107a of the left traveling direction switching valve 47 and a pair of main pipelines 180, 181 of the left traveling motor 57. 0 5 is located, and the left directional switching valve 47 supplies pressure oil whose flow rate is controlled by the first variable throttles 107 and 107 a through the load passage 105 to the main pipeline 180. , 18 1 is switched and supplied.
  • An intermediate load passage is also provided between the first variable throttle 108, 108a of the right traveling directional valve 49 and a pair of main lines 18 2, 18 3 of the right traveling motor 58. 106 is located, and the right-way directional control valve 49 is connected to the main variable line 18 2 through the load passage 106 through the hydraulic oil whose flow rate is controlled by the second variable throttles 108 and 108 a. , And 183 are switched.
  • the first pressure regulator 130 is provided in the load passage 105 between the first variable throttle 107, 1a and the left traveling motor 57. Is arranged.
  • the first pressure regulator 130 controls the downstream pressure of the first variable restrictor 107, 107a to substantially match the first signal pressure provided via the signal line 132.
  • the second variable throttle 108, 108a is connected to the left traveling motor 58.
  • a second pressure regulator 133 is arranged in the load passage 106 between them. The second pressure regulator 133 controls the downstream pressure of the second variable throttles 108 and 108a so that it substantially matches the second signal pressure supplied through the signal line 134. I do.
  • the pressure generated in the load passage 105 of the left traveling direction switching valve 47 (load pressure of the left traveling motor 57) and the pressure generated in the load passage 106 of the right traveling direction switching valve 49 (A load pressure of the right traveling motor 58), a pressure selection means for detecting the higher pressure as the maximum load pressure, for example, a shuttle valve 13 6 and a first and second pressure regulator 1
  • First and second signal switching valves 13 1 and 13 5 that provide either the own load pressure or the maximum load pressure as the first and second signal pressures are installed at 30 and 13 33 respectively. Have been.
  • the first signal switching valve 13 1 does not operate any of the operation levers 16 1 a to 16 4 a, and when the on-off valve 60 is in the closed position shown in the drawing, the first signal switching valve 13 1 Outputs self-load pressure (load pressure of left traveling motor 57) as pressure, and when one of operation levers 16 1 a to l 64 a is operated and on-off valve 60 is switched to the open position That is, when at least one of the directional control valves 43, 44, 45, 46 or the directional control valves 50, 51, 52 relating to the work equipment is operated, the first signal is output.
  • the maximum load pressure selected by the shuttle valve 1366 is output as the pressure.
  • the second signal switching valve 1 35 also outputs its own load pressure (load pressure of the right traveling motor 58) as the second signal pressure.
  • load pressure of the right traveling motor 58 load pressure of the right traveling motor 58
  • the first and second signal switching valves 13 1 and 13 5 are each configured as a hydraulic pilot operation valve for the above purpose, and the operation shown in FIG. 5 is performed.
  • the springs 13 1 b and 13 35 b are used to maintain the operation signal pressures A, B, C and D are detected, and the operation signal pressure is sent to the pilot operation sections 13 1 a and 13 35 a, overcoming the forces of the springs 13 1 b and 135 b, and from the position shown in the figure. Is switched.
  • the operation levers 1665a and 1666a are operated for traveling forward only, and the left and right traveling direction switching valves 47 and 49 are respectively moved to the right positions in FIG. If it is switched, in this case, none of the operation levers 16 1 a to 16 4 a is operated, so none of the operation signal pressures A, B, C, and D is output, and the on-off valve 60 is in the closed position. Will be kept. Therefore, the entire amount of hydraulic oil of the first hydraulic pump 35 is supplied to the left traveling motor 57 via the left traveling direction switching valve 43, and the entire amount of hydraulic oil of the second hydraulic pump 36 is traveling right.
  • the load pressure of the left and right traveling motors 57, 58 is large. No, if In such a case, when the load pressure on the high pressure side (maximum load pressure) is given to the pressure regulator related to the low-pressure side traveling motor, the downstream pressure of the corresponding variable throttle is set to the maximum load pressure. As a result, the pressure difference across the pressure regulator becomes large and the pressure loss becomes remarkable. As a result, heat generation due to the pressure loss increases, and the life of hydraulic equipment is shortened due to the deterioration of heat balance.
  • the downstream pressure of each of the first variable throttles 107 and 107a and the second variable throttles 108 and 108a becomes its own load pressure. Since the pressure difference across the pressure regulators 130 and 133 is almost zero, there is almost no pressure loss of the pressure oil passing through the pressure regulators 130 and 133, and It is possible to suppress a decrease in the life of the hydraulic device due to deterioration of the balance.
  • the downstream pressure of the variable throttle associated with the low-pressure side traveling motor is controlled to be the maximum load pressure as described above, the discharge pressure of the corresponding hydraulic pump is also increased.
  • the discharge flow rates of the first and second hydraulic pumps 35 and 36 become high. Both may decrease and the traveling speed may decrease during steering operation.
  • the downstream pressure of the variable throttle associated with the low-pressure side traveling motor is maintained at the self-load pressure, the pump discharge pressure does not increase, and the discharge of the first and second hydraulic pumps 35, 36 is not performed. The flow does not decrease. Therefore, a decrease in the traveling speed during the steering operation is prevented, and high traveling performance can be secured.
  • the operation lever is intended to be a combined operation with turning 200, arm 201, boom 202, and baguette 203. Also operate one and the first valve
  • the first hydraulic pressure The pressure oil of the pump 35 is supplied to the corresponding directional control valve, the corresponding work equipment is driven, and one of the operation signal pressures A, B, C, and D is turned on and off by the on-off valve 60 and the first valve.
  • the on-off valve & 0 is switched from the closed position shown in FIG. 1 to the open position.
  • the shuttle valve 1 36 When the signal switching valves 13 1 and 13 5 are respectively switched from the positions shown in FIG. 1 due to the combined operation of the traveling and the working equipment described above, the shuttle valve 1 36 The maximum load that is the higher of the pressure generated in the load passage 105 of the left traveling motor 57 and the pressure generated in the load passage 106 of the right traveling motor 58, which was extracted in 6 The pressure is increased by the first pressure regulator 130 and the second pressure regulator 13 3 via each of these switching valves 13 1, 13 5 and the signal lines 13 2, 13 4. Given to. Thereby, the first pressure regulator 130 and the second pressure regulator 133 are provided with the corresponding first variable throttle 107 or 107 a and the second variable throttle 110 8.
  • the hydraulic oil from the second hydraulic pump 36 is located upstream of the first variable throttle 107 or 107a and the second variable throttle 108 or 108a, respectively.
  • the upstream pressures of these first variable throttles 107 or 107a and of the second variable throttles 108 or 108a are both equal. That is, the pressure difference between the upstream and downstream of the first variable throttle 107 or 107a and the second variable throttle 108 or 108a, that is, the differential pressure before and after the variable throttle, is Equal.
  • the front cylinder for example, the arm cylinder 54 and the boom cylinder 55 are driven together with the traveling motors 57 and 58, and the traveling is performed while the baguette contacts the ground surface.
  • the ground contact surface is slippery, and the frictional force between the left crawler belt 205 and the ground contact surface is small, so that the left crawler belt 205 is slippery and left Even in a situation where the load pressure on the traveling motor 57 is low and the vehicle is likely to run idle, the entire amount of the second hydraulic pump 36 flows to the left traveling direction switching valve 47 and the right traveling direction switching valve 49 To prevent the hydraulic oil from flowing to the left side. A flow rate according to the opening area is supplied, whereby straight traveling can be reliably realized.
  • another branch passage 1 that connects the discharge pipeline 41 of the first hydraulic pump 35 and the branch passage 59 located downstream of the check valve 61 is provided.
  • a flow control means for example, a fixed throttle 100 is provided in the other branch passage 102, and the fixed throttle 100, the branch passage 59 and another branch passage 10 are provided.
  • a check valve 101 for preventing backflow in the direction of the discharge pipeline 41 is provided between the connection point 2 and the connection point 2.
  • Other configurations are the same as those of the first embodiment.
  • the branch passage 102 and the fixed throttle 100 are not provided.
  • the hydraulic oil of the first hydraulic pump 35 is supplied to the working equipment at work, so it is located downstream of the work equipment at work.
  • the flow rate supplied to the left directional switching valve 47 is reduced as compared with the previous case, and there is a concern that the traveling speed may decrease and shock may occur.
  • the branch passage 100 and the fixed throttle 100 are provided so that when such traveling and the combined operation of the working machine are performed, part of the pressure oil of the first hydraulic pump 35 It flows to the left traveling direction switching valve 47 via the branch passage 102 and the fixed throttle 100 so that the traveling speed suddenly increases. It is possible to prevent the occurrence of lower and shog.
  • FIGS. 1 A third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
  • the same components as those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals.
  • the first pressure regulator 14 2, 14 2 a are incorporated in the left traveling direction switching valve 47 ⁇ , and are disposed corresponding to the left and right switching positions of the direction switching valve 47 A.
  • the second pressure regulators 1 4 3, 1 4 3 a are also incorporated in the right-hand directional switching valve 49 A, and correspond to the left and right switching positions of the directional switching valve 46 A, respectively. It is arranged.
  • Either the load pressure when the left traveling motor 57 is moving forward or the load pressure when moving backward is taken out and supplied to the pipeline connecting the shuttle valve 1336 and the first signal switching valve 131 Take out either the shuttle valve 140 or the load pressure of the right traveling motor 58 when moving forward or when moving backward, and connect the shuttle valve 1336 to the second signal switching valve 1335.
  • Other configurations are the same as those of the first embodiment shown in FIG. 1 described above.
  • FIG. 8 is a diagram showing a specific structure of a main part of a traveling direction switching valve provided in the third embodiment shown in FIG. In FIG. 8, for the sake of simplicity, only one side of the spool of each of the left-direction directional switching valve 47 A and the right-direction directional switching valve 49 A is shown.
  • the left traveling direction switching valve 47A is provided with a housing (land) 300 forming a port, a spool 301, and a slidably provided inside the spool 301. Composed of 1 pressure regulator 1 4 2 valve element 3 02, fixed to spool 3 0 1, and a spring 3 0 3 that regulates the stroke of valve element 3 02, and spring 3 4 I have.
  • the spool 301 is provided with various variable apertures (notches) including a first variable aperture 107.
  • FIG. 8 shows a neutral state in which the first variable throttle 107 provided on the spool 301 is closed. When the spool 301 is moved to the left in FIG.
  • the first signal pressure output from the first signal switching valve 13 1 is guided to the spring chamber 3 07 of the first pressure regulator 14 2 via the groove 308 and the passage 309. I will For this reason, the downstream pressure of the first variable throttle 107 is controlled to a pressure that takes into account the force of the spring 304 in addition to the first signal pressure. That is, if the force of the spring 304 is set to a very small value that can be ignored, when the own load pressure is guided to the spring chamber 307 as the first signal pressure, the first variable throttle 1
  • the downstream pressure of 07 was controlled so as to be maintained at its own load pressure, and the maximum load pressure selected by the shuttle valve 13 36 was guided to the spring chamber 3 07 as the first signal pressure. At this time, the downstream pressure of the first variable throttle 107 is controlled to be the maximum load pressure.
  • the right-way directional control valve 49 A is provided with a housing (land) 400 forming a port, a spool 401, and the spool 401.
  • the valve body 402 of the second pressure regulator 144 provided slidably in the inside of the 401 and the stopper 40 fixed to the spool 401 and defining the stroke of the valve body 402. 3 and a spring 4 0 4.
  • S The pool 401 has various variable apertures (notches) including a second variable aperture 108.
  • FIG. 7 shows a neutral state in which the second variable throttle 108 provided on the spool 401 is closed.
  • the pressure oil supplied from the pressure oil supply circuit 104 passes through the second variable throttle 108 to the passage 405.
  • the valve body 402 of the second pressure regulator 144 moves rightward against the force of the spring 404 by the pressure oil guided to the passage 405.
  • the pressure oil guided to 405 flows through the passage 406 to the load passage 106.
  • the second signal pressure output from the second signal switching valve 135 is guided to the spring chamber 407 of the second pressure regulator 144 via the groove 408 and the passage 409. I will Therefore, the downstream pressure of the second variable throttle 108 is controlled to a pressure that takes into account the force of the spring 404 in addition to the second signal pressure.
  • the second variable The downstream pressure of the throttle 108 is controlled so as to be maintained at its own load pressure, and the maximum load pressure selected by the shuttle valve 136 as the second signal pressure is the spring chamber 407
  • the downstream pressure of the second variable throttle 108 is controlled to be the maximum load pressure.
  • the first and second signal switching valves 13 1 and 13 5 are shown in FIG.
  • the maximum load pressure is guided to both the spring chambers 307 and 407, and the pressure difference between the front and rear of the first variable throttle 107 of the left directional switching valve 47A,
  • the pressure difference between the front and rear of the second variable throttle 108 of the directional control valve 49A for the right running becomes equal to the pressure difference between the front and rear. And straight running can be reliably realized.
  • FIG. 7 A fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the figure, the same components as those shown in FIG. 7 are denoted by the same reference numerals.
  • the fourth embodiment shown in FIG. 9 is connected to a shuttle valve 13 6 instead of the two signal switching valves 13 1, 13 5 in the third embodiment shown in FIG.
  • a single signal switching valve 155 is provided, and the higher of the pressure output from the signal switching valve 155 and the pressure extracted from the shuttle valve 140 is taken out and supplied to the signal path 132 The higher of the pressure output from the shuttle valve 150, the pressure output from the signal switching valve 1505, and the pressure output from the shuttle valve 140a is taken out and supplied to the signal passage 134.
  • a shuttle valve 150a is provided.
  • the signal switching valve 155 is a hydraulic pilot operation valve, and is located at the position shown when none of the operation signal pressures A, B, C, and D is applied.
  • the left traveling direction switching valve 47A and the right traveling direction switching valve 49A are switched to the right position in FIG. Since 55 is kept at the position shown in the figure, it is supplied to the shuttle valves 150 and 150a.
  • the output pressure of the supplied signal switching valve 155 is the tank pressure.
  • the load pressure of the left traveling motor 57 is supplied to the first pressure regulator 1442 through the shuttle valve 140, the shuttle valve 150, and the signal path 132, and
  • the downstream pressure of the variable throttle 107 is controlled to be the load pressure of the left traveling motor 57. Therefore, the differential pressure across the first variable throttle 107 is the difference between the pressure of the hydraulic oil from the first hydraulic pump 35 and the load pressure of the left traveling motor 57.
  • the load pressure of the right traveling motor 58 is supplied to the second pressure regulator 144 via the shuttle valve 140a, the shuttle valve 150a, and the signal passage 134.
  • the downstream pressure of the second variable throttle 108 is controlled to be the load pressure of the right traveling motor 58. Therefore, the differential pressure across the second variable throttle 108 is the difference between the pressure of the hydraulic oil from the second hydraulic pump 36 and the load pressure of the right traveling motor 58. In this manner, each of the traveling motors 57 and 58 can be driven without being affected by the load pressure of the other traveling motor. The same applies to the case where the vehicle retreats alone.
  • the signal switching valve 155 is switched from the position shown in the figure with the operation of the work machine operation, and the load pressure of the left traveling motor 57 is reduced to the shuttle valve 140.
  • the load pressure of the right traveling motor 58 is taken out of the shuttle valve 140a and supplied to the shuttle valve 1336, and is supplied to the shuttle valve 1336.
  • the higher of the load pressure of the left travel motor 57 and the load pressure of the right travel motor 58 is taken out as the maximum load pressure, and the signal switching valve 155, the shuttle valve 155,
  • the signal is supplied to the first pressure regulator 14 2 via the signal passage 13 2, and at the same time, for example, via the signal passage 13 4 4 1st variable throttle 1 0 7 given to pressure regulator 1 4 3
  • the downstream pressure of the second variable throttle 108 is controlled so as to be the maximum load pressure.
  • the hydraulic oil of the second hydraulic pump 36 is supplied to both the left traveling direction switching valve 47A and the right traveling direction switching valve 49A.
  • the differential pressure across the first variable throttle 107 and the second variable throttle 1 and 8 is the difference between the pressure of the hydraulic oil from the second hydraulic pump 36 and the maximum load pressure. . Therefore, even in the fourth embodiment, each of the traveling directional control valves 47 A and 49 A is mutually independent of the magnitude of the load pressure between the traveling motors 57 and 58.
  • the flow rate according to the opening area can be supplied to the left and right traveling motors 57 and 58, and the straight traveling can be reliably realized in the combined operation of the traveling and the working machine as in the first embodiment described above.
  • FIGS. 1, 5 and 6 A fifth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
  • the same components as those shown in FIGS. 1, 5 and 6 described above are denoted by the same reference numerals.
  • the discharge pipeline 41 of the first hydraulic pump 35 and the portion of the first branch passage 59 located downstream of the check valve 61 correspond to the second embodiment shown in FIG. In the same manner as in the above, they are connected by a second branch passage 102 provided with a fixed throttle 1 check valve 101.
  • the first and second signal regulators 13 1 B and 13 3 are supplied to the first and second pressure regulators 13 0 and 13 33 in the same manner as in the first embodiment shown in FIG. 5 B is provided.
  • the first signal switching valve 13 1 B is configured such that the opening areas of the first variable throttles 10 7 and 10 7 a included in the left traveling ⁇ direction switching valve 47 are close to the maximum.
  • the self-load pressure (load pressure of the left traveling motor 57) is output as the first signal pressure in the range of the predetermined opening area or less, and the opening area of the first variable throttle 1st, 107a is close to the maximum.
  • the first signal pressure It is configured to output the maximum load pressure selected by the shuttle valve 13 6.
  • the opening area of the second variable throttles 108, 108 a included in the right traveling direction switching valve 49 is smaller than the predetermined opening area near the maximum.
  • the self-load pressure (load pressure of the right traveling motor 58) is output as the second signal pressure
  • the opening area of the second variable throttles 108, 108a is a predetermined opening area near the maximum.
  • the maximum load pressure selected by the shuttle valve 1336 is output as the second signal pressure.
  • the operation lever devices 165 and 166 shown in FIG. 11 have a shuttle valve 1 which detects the pilot pressure X 1 or X 2 as the operation signal pressure X as the operation detection means. 8 and pilot pressures Y1 or Y2 are provided as operation signal pressures Y. Shuttle valves 1-9 are provided. When these operation signal pressures X and Y are detected, the operation signal pressures are reduced. The first and second signal switching valves 1311B and 1335B are sent to the pilot operation sections 1331a and 135a, respectively.
  • the spring 13 1 b B of the first signal switching valve 13 1 B is provided with a first variable throttle 10 7 in which the pilot pressures XI and X 2 are included in the left traveling direction switching valve 47.
  • the first signal switching valve 13 1 is shown by overcoming the urging force of the operating signal pressure X at that time.
  • the pilot pressures XI and X2 reach the level that makes the opening area of the first variable throttles 107 and 107a larger than the predetermined opening area, the operation signal at that time is held.
  • the urging force by the pressure X is set to a level that switches the first signal switching valve 13 1 from the position shown in the figure.
  • the first variable throttle 10 0 in which the pilot pressures Y 1 and Y 2 are included in the right-direction switching valve 49 The opening area of 8, 108 a is set to be equal to or less than the predetermined opening area near the maximum.
  • the second signal switching valve 135 is maintained at the position shown in the figure by overcoming the urging force of the operating signal pressure Y at that time, and the pilot pressure Yl, ⁇ 2 is changed by the first variable.
  • the opening area of the apertures 108 and 108a becomes larger than the predetermined opening area, the urging force by the operating signal pressure Y at that time causes the second signal switching valve 135 to move from the position shown in the figure.
  • the switching strength is set.
  • the operation levers 165a and 166a are operated for the sole driving operation, and the left and right traveling direction switching valves 47 and 49 are respectively switched to, for example, the right position in FIG.
  • none of the operation levers 16 1 a to 16 4 a is operated, so that the operation signal pressures A, B, C, and D are not output, and the open / close valve 60 is in the closed position. Is kept. Therefore, the entire amount of the hydraulic oil of the first hydraulic pump 35 is supplied to the left traveling motor 57 through the left traveling direction switching valve 43, and the entire amount of the hydraulic oil of the second hydraulic pump 36 is traveling right.
  • the downstream pressure of the first variable throttle 1 and 7, 107a is the load pressure of the left traveling motor 57, that is, its own load pressure.
  • the downstream pressure of the variable throttles 108, 108a is the load pressure of the right traveling motor 58, that is, its own load pressure, and the traveling motors 51, 58 are connected to each other by the load pressure of the other traveling motor. N running that can be driven without being affected The same applies to the case of row retreat alone.
  • the pilot G when operating the operating levers 16a and 16a to, for example, a full stroke in order to realize traveling, the pilot G
  • the pressures X 1 or X 2 and Y 1 or Y 2 are the opening areas of the first and second variable apertures 107, 107 a and 108, 108 a, respectively.
  • the level becomes larger, and the first and second signal switching valves 131, 135 are switched from the position shown in FIG.
  • the operating lever -165, 166a is operated to a full stroke or a stroke similar thereto, and the first and second variable throttles 10
  • the opening areas of 7, 7a and 108, 108a are larger than the predetermined opening area near the maximum.
  • the load passage 105 of the left traveling motor 57 taken out by the shuttle valve 13 36 is transferred to the load passage 105.
  • the maximum load pressure which is the higher of the generated pressure and the pressure generated in the load passage 106 of the right travel motor 58, is the switching valve 1 3 1, 1 3 5 and the signal passage 13
  • the first pressure regulator 130 and the second pressure regulator 133 are supplied to the first pressure regulator 130 and the second pressure regulator 133 via the second and the second 134, respectively.
  • the first pressure regulator 130 and the second pressure regulator 133 are provided with the corresponding first variable restrictor 107 or 107a, and the second variable restrictor 108 or Control is performed so that the downstream pressure of 108 a becomes the maximum load pressure.
  • the pressure oil of the second hydraulic pump 36 is given to the first variable throttle 107 or 110a and the second variable throttle 108 or 108a, these first variable throttle 1 0 7 or 1 0 7 a, ⁇ beauty upstream pressure of the second variable throttle 1 0 8 or 1 0 8 a are both equal to c That is, the pressure difference between the upstream and downstream of the first variable throttle 107 or 107a and the second variable throttle 108 or 108a, that is, the differential pressure across the variable throttle is Both are equal.
  • the opening areas of the traveling direction switching valves 47 and 49 are mutually independent of each other regardless of the difference in the magnitude of the load pressure between the traveling motors 57 and 58.
  • a flow rate according to the above can be supplied to the left and right traveling motors 57, 58, and the straight traveling can be reliably realized at the time of the combined operation of the traveling and the working machine as in the first embodiment described above.
  • the first and second signal switching valves 1311 and 1335 are not shown in FIG. It is switched from the position shown in Fig. 10 so that the downstream pressure of the first variable restrictor 107 or 107a and the second variable restrictor 108 or 108a becomes the maximum load pressure. Controlled.
  • the differential pressures before and after the first and second variable throttles are substantially the same, and straight traveling can be reliably realized as in the case of the combined operation of the traveling and the working machine.
  • the left traveling direction switching valve 47 C is connected to the first pressure regulators 142, 142 a by switching the left traveling direction switching valve 47 C left and right.
  • the right-hand directional control valve 49 C is also provided with a second pressure regulator 14 3, 14 3 a for the right-hand directional control valve 49 C.
  • the opening area of the first and second variable apertures 107 or 107a and 108 or 108a is the smallest. When the opening area is larger than the predetermined opening area in the vicinity of the large, the maximum load pressure is used as the first and second signal pressures by the first and second pressure regulators 14 2, 14 2 a and 14 3, 14.
  • the signal switching means provided to 3a is constituted by switching passages 141, 141a on spools provided in the traveling direction switching valves 47C, 49C.
  • each of the traveling direction switching valves 47 C and 49 C is configured to have an intermediate position and a maximum operation position in the left and right switching directions in addition to the neutral position.
  • Other configurations are the same as those of the above-described fourth embodiment.
  • FIG. 13 is a diagram showing a specific structure of a main part of a traveling direction switching valve provided in the sixth embodiment shown in FIG. For simplicity, FIG. 13 shows only one side of the spool of each of the left traveling direction switching valve 47C and the right traveling direction switching valve 49C.
  • the directional control valve 47 C for left traveling includes a housing (land) 300 forming a port, a spool 301, and a first pressure slidably provided in the spool 301.
  • FIG. 13 shows a neutral state in which the first variable throttle 107 provided on the spool 301 is closed.
  • the pressure oil supplied from the pressure oil supply circuit 103 passes through the first variable throttle 107 and the passages 3 and 5 to the left. It is led to the load passage 1, which is connected to the traveling motor 57.
  • the valve element 302 of the first pressure regulator 1442 uses the spring 3 At the force of 04, it moves to the right, and the pressure oil guided to passage 305 flows out through load passage 305 through passage 306.
  • the pressure in the load passage 105 is guided to the spring chamber 307 of the first pressure regulator 144 through the groove 310, the passage 311 and the small hole 313.
  • the downstream pressure of the first variable throttle 107 is controlled to the pressure in the load passage 105 and the pressure in consideration of the spring force. That is, if the force of the spring 304 is set to a small value that can be ignored, the downstream pressure of the first variable throttle 107 is controlled so as to be maintained at the load pressure.
  • the right-running directional control valve 49 C is slidable in a housing (land) 400 forming a port, a spool 401, and the spool 401.
  • a second pressure regulator 14 3 provided at the valve 40 2, a stopper 40 3 fixed to the spool 401 and defining a stroke of the valve 402, and a spring. 4 0 4
  • the spool 401 has various variable apertures (notches) including a second variable aperture 108.
  • FIG. 13 shows a neutral state in which the second variable throttle 108 provided on the spool 401 is closed. When the spool 401 is moved to the left in FIG.
  • the pressure oil supplied from the pressure oil supply circuit 104 passes through the second variable throttle 108 and the passage 405 to the right. It is guided to a load passage 106 connected to the traveling motor 58.
  • the valve element 402 of the second pressure regulator 144 is pushed by the pressure oil guided to the passage 405 to the force of the spring 404.
  • the pressure oil guided to the passage 405 flows into the load passage 106 through the passage 406, and at this time, the spring chamber 407 of the second pressure regulator 144 is formed.
  • the pressure of the load passage 106 is conducted through the groove 411, the passage 411, and the small hole 413.
  • the pressure downstream of the second variable throttle 108 is The pressure is controlled to the pressure of the road 106 and the pressure taking into account the spring force. In other words, if the force of the spring 404 is set to a small value that can be ignored, the downstream pressure of the second variable throttle 108 is controlled so as to be maintained at the load pressure.
  • Control is performed so that the pressure of 305 and 405 becomes the pressure of the load passages 105 and 106.
  • the maximum load pressure taken out by the shuttle valve 1336 passes through the pipeline 190. It is led to the switching passage 141 formed by the groove 308C and the passage 309, and to the switching passage 141a formed by the groove 408C and the passage 409. In this case, on the left traveling directional switching valve 47 C side, since the passage 309 opens to the groove 308 C and at the same time the groove 310 and the passage 321 close, the first pressure The pressure in the spring chamber 307 of the force adjuster 142 becomes the maximum load pressure described above.
  • the differential pressure across the first variable throttle 107 on the C side is equal to the differential pressure across the right variable direction switching valve 49 9 C-side second variable throttle 108, As described above, it is possible to supply the same amount of pressurized oil according to the maximum opening area to both the left traveling motor 57 and the right traveling motor 58, so that straight traveling can be reliably realized.
  • the present invention is configured as described above, at the time of combined operation of traveling and a working machine, it is possible to prevent traveling impossibility caused by a difference in the load pressure between the two traveling motors, thereby preventing straight traveling. As a result, it is possible to achieve superior running operability when combined with running and work equipment compared to the past.

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Description

明 細 書 土木 · 建設機械の油圧回路装置 技 i l分野
本発明は、 油圧ショベル等の土木 · 建設機械の油圧回路装置に 係わり、 特に、 左右の走行モータで左右の履帯をそれぞれ駆動す る建設機械において、 走行と他の作業機との複合操作を可能とす る油圧ショベル等の土木 ·建設機械の油圧回路装置に関する。 背景技術
従来の油圧回路装置は、 特公平 2— 1 6 4 1 6号公報に記載の ように、 第 1及び第 2の油圧ポンプと、 第 1及び第 2の油圧ボン プから吐出される圧油により駆動される複数の油圧ァクチュエー 夕 と、 第 1 の油圧ポンプの吐出管路に接続され、 関連する油圧ァ クチユエ一夕に供給される圧油の流量を制御する第 1の弁グルー プと、 第 2の油圧ポンプの吐出管路に接続され、 関連する油圧ァ クチユエ一夕に供給される圧油の流量を制御する第 2の弁グルー プとを有している。
複数の油圧ァクチユエ一夕は、 例えば油圧ショベルの左右の履 帯を駆動する第 1及び第 2の走行モータと、 第 1及び第 2の走行 モータ以外の複数の作業機ァクチユエ一夕、 例えば油圧ショベル の旋回を行なう旋回モータ、 アームを駆動するアームシリ ンダ、 ブームを駆動するブームシリ ンダ、 バケツ トを駆動するバケツ ト シリ ンダを含んでいる。
第 1の弁グループは、 第 1の走行モータに供給される圧油の流 量を制御する第 1の走行用方向切換弁と、 複数の作業機ァクチュ エー夕の少なく とも一部に供給される圧油の流量を制御する複数 の第 1の方向切換弁、 例えば旋回用方向切換弁、 第 1のアーム用 方向切換弁、 第 2のブーム用方向切換弁を含み、 これら第 1の方 向切換弁は第 1の走行用方向切換弁より も優先的に第 1の油圧ポ ンプからの圧油を関連する作業機ァクチユエ一夕に供給するよう タンデムに接続されている。 第 2の弁グループは、 複数の作業機 ァクチユエ一夕の少なく とも一部に供給される圧油の流量を制御 する複数の第 2の方向切換弁、 例えば第 2のブーム用方向切換弁、 バケツ ト用方向切換弁、 第 2のアーム用方向切換弁と、 第 2の走 行モータに供給される圧油の流量を制御する第 2の走行用方向切 換弁とを含み、 第 2の走行用方向切換弁は第 2の方向切換弁より も優先的に第 2の油圧ポンプからの圧油を第 2の走行モータに供 給するようタンデムに接続されている。
また、 油圧回路装置は、 第 1及び第 2の走行モータ以外の複数 の作業機ァクチユエ一夕の少なく とも 1つの作動に伴って第 2の 走行用方向切換弁の圧油供給回路を第 1の走行甩方向切換弁の圧 油供給回路に連通させる連通回路を更に有している。 この連通回 路は、 第 2の油圧ポンプの吐出管路と第 1の走行用方向切換弁の 入力ポートとを接続する分岐通路と、 この分岐通路に設けられ、 分岐通路を開閉する開閉弁と、 この開閉弁の下流に設けられ、 圧 油の逆流を防止する逆止弁とを有し、 開閉弁は、 作業機ァクチュ エー夕に係る第 1及び第 2の方向切換弁が作動していないときに は閉位置に保たれ、 第 1及び第 2の方向切換弁が作動すると開位 置に切換えられる。
この従来技術は、 走行操作とともに、 旋回、 ブーム、 アームな どの操作を同時に行う複合操作の性能向上を主眼と したものであ る。 例えば、 走行単独操作を行なう場合には、 開閉弁は閉位置に保 たれることから第 1の油圧ポンプの圧油の全量が第 1の走行用方 向切換弁を介して第 1の走行モータに供給され、 第 2の油圧ボン プの圧油の全量が第 2の走行用方向切換弁を介して第 2の走行モ 一夕に供給され、 これにより左右の履帯が駆動し、 走行が行われ る o
このような走行状態から例えば、 第 1の弁グループに含まれる 第 1の方向切換弁のいずれかを操作すると、 第 1の油圧ポンプか らの圧油はその第 1の方向切換弁に優先的に供給され、 かつ開閉 弁が開位置に切り換えられることから、 第 2の油圧ポンプの圧油 が第 1及び第 2の走行用方向切換弁に供給される。 すなわち、 第 1及び第 2の走行モータには、 第 2の油圧ポンプからの圧油のみ が供給されるようになる。 このようにして走行と他の作業機との 複合操作を実施することができる。 発明の開示
上記の従来技術にあっては、 平地の直進走行と作業機との良好 な複合操作性が得られる。 しかしながら、 走行と作業機の複合操 作では第 1及び第 2の走行用方向切換弁がパラ レルに接続される ため、 第 1 の走行モータの負荷圧が第 2の走行モータの負荷圧に 対して低く なる状況では、 第 2の油圧ポンプの圧油の全量が第 1 の走行モータに流入し、 これに伴って第 2の走行モータの動作が 不完全となることがある。 例えば、 坂道登坂に際してフ ロ ン トァ クチユエ一夕 （例えばアームシリ ンダ、 ブームシリ ンダ） と第 1 及び第 2の走行モータを作動させ、 バケツ トの先端を接地面に接 触させるようにして車体を引き上げながら走行を行なわせる走行 と作業機の複合操作を実施する場合、 接地面が滑り易く、 左側履 帯と接地面の摩擦力が低いときには、 左側履帯のみがスリ ップし、 第 1の走行モータが空転し、 第 2の走行モータが作動を停止する ので、 この坂道登坂を実施できなく なる不具合がある。
本発明の目的は、 走行と作業機の複合操作時に、 2つの走行モ 一夕の間の負荷圧力の大きさの栢違に伴って生じる走行不能を防 止する土木 ·建設機械の油圧回路装置を提供することにある。
上記目的を達成するために、 第 1及び第 2の油圧ポンプと ； 前 記第 1及び第 2の油圧ポンプから吐出される圧油により駆動され る複数の油圧ァクチユエ一夕と ； 前記第 1の油圧ポンプの吐出管 路に接続され、 関連する油圧ァクチユエ一夕に供給される圧油の 流量を制御する第 1の弁グループと ； 前記第 2の油圧ポンプの吐 出管路に接続され、 関連する油圧ァクチユエ一夕に供給される圧 油の流量を制御する第 2の弁グループとを有し ； 前記複数の油圧 ァクチユエ一夕は 1対の走行装置をそれぞれ駆動する第 1及び第 2の走行モータと、 複数の作業機をそれぞれ駆動する複数の作業 機ァクチユエ一夕とを含み、 前記第 1の弁グループは、 前記第 1 の走行モータに供給される圧油の流量を制御する第 1の走行用方 向切換弁と、 前記複数の作業機ァクチユエ一夕の少なく とも一部 に供給される圧油の流量を制御する複数の第 1の方向切換弁とを 含み、 かつ前記複数の第 1の方向切換弁ば前記第 1の走行用方向 切換弁より も優先的に前記第 1の油圧ポンプからの圧油を関連す る作業機ァクチユエ一夕に供給するように接続され、 前記第 2の 弁グループは、 前記第 2の走行モータに供給される圧油の流量を 制御する第 2の走行用方向切換弁と、 前記複数の作業機ァクチュ エー夕の少なく とも一部に供給される圧油の流量を制御する複数 の第 2の方向切換弁とを含み、 かつ前記第 2の走行用方向切換弁 は前記複数の第 2の方向切換弁より も優先的に前記第 2の油圧ポ ンプからの圧油を前記第 2の走行モータに供給するように接続さ れ、 前記第 1及び第 2の走行用方向切換弁はそれぞれ第 1及び第 2の操作手段の操作量に応じて開口面積を変化させ前記圧油の流 量制御を行なう第 1及び第 2の可変絞りを備え ； 前記複数の作業 機ァクチユエ一夕の少なく とも 1つの作動に伴つて前記第 2の走 行用方向切換弁の圧油供給回路を前記第 1の走行用方向切換弁の 圧油供給回路に連通させる連通回路を更に有する土木 ·建設機械 の油圧回路装置において、 （ a ) 前記第 1の可変絞り と前記第 1 の走行モータとの間に配置され、 第 1の可変絞りの下流圧力を第 1 の信号圧力に応じた値に制御する第 1 の圧力調整手段と ； （b ) 前記第 2の可変絞り と前記第 2の走行モータ との間に配置され、 第 2の可変絞りの下流圧力を第 2の信号圧力に応じた値に制御す る第 2の圧力調整手段と ； （ c ) 前記第 1 の走行モータの負荷圧 力と前記第 2の走行モータの負荷圧力のうちの高い方の圧力を最 大負荷圧力と して検出する圧力選択手段と ； （ d ) 前記第 1及び 第 2の走行モータと前記複数の作業機ァクチユエ一夕の少なく と も 1つを同時に駆動する複合操作時に、 前記第 1及び第 2の信号 圧力と して前記最大負荷圧力を前記第 1及び第 2の圧力調整手段 に付与する信号切換手段と ； を有することを特徴とする土木 ·建 設機械の油圧回路装置が提供される。
以上のように構成した本発明においては、 前記第 1及び第 2の 走行モータと前記複数の作業機ァクチユエ一夕の少なく とも 1つ を同時に駆動する複合操作時には、 第 1の油圧ポンプからの圧油 は第 1の弁グループの第 1の方向切換弁を介して対応する作業機 ァクチユエ一夕に供給されると共に、 第 2の走行用方向切換弁の 圧油供給回路と第 1の走行用方向切換弁の圧油供給回路は連通回 路を介して連通するので、 第 2の油圧ポンプからの圧油は連通问 路を介して第 1の走行モータと第 2の走行モータの双方に供給さ れる。 また、 当該第 1及び第 2の走行モータと作業機ァクチユエ 一夕との作動に伴つて信号切換手段が作動して圧力選択手段で検 出された最大負荷圧力、 すなわち、 第 1の走行モータの負荷圧力 と第 2の走行モータの負荷圧力のうちの高い方の圧力が取り出さ れ、 この圧力が第 1の可変絞りの下流圧力を制御する第 1の圧力 調整手段及び第 2の可変絞りの下流圧力を制御する第 2の圧力調 整手段のそれぞれに与えられる。 これにより、 第 1の可変絞り及 び第 2の可変絞りの下流圧力は共に等しい上述の最大負荷圧力と なるよう制御される。 また、 これらの第 1の可変絞り及び第 2の 可変絞りの上流圧力は第 2の油圧ポンプからの圧油の圧力で共に 等しい。
したがって、 第 1の可変絞りの上流圧力と下流圧力の差圧と、 第 2の可変絞りの上流圧力と下流圧力の差圧は共に等しくなり、 第 1の走行モータと第 2の走行モータとの間の負荷圧力の大きさ の相違の如何にかかわらず、 第 1の走行モータ及び第 2の走行モ 一夕のそれぞれには、 第 1の可変絞り、 第 2の可変絞りの開口面 積に応じた流量が供耠される。 このため、 例えば第 1の走行モー 夕の負荷圧力が低くなる状況が生じても、 第 2の走行モータにも 圧油が確実に供給され、 第 2の走行モータの作動が停止すること はなく、 走行不能となる事態を防止することができる。
以上の油圧回路装置において、 好ましく は、 前記信号切換手段 は、 前記複数の作業機ァクチユエ一夕の少なく とも 1つが作動し たときに前記第 1及び第 2の信号圧力と して前記最大負荷圧力を 前記第 1及び第 2の圧力調整手段に付与する。 この場合、 好まし く は、 前記信号切換手段は、 前記複数の作業機ァクチユエ一夕の 少なく とも 1つの作動を検出する作動検出手段と、 前記作動検出 7
手段からの信号に基づき、 当該作動が検出されないときには前記 第 1及び第 2の信号圧力と してそれぞれ関連するァクチユエ一夕 の負荷圧力を前記第 1及び第 2の圧力調整手段に付与し、 当該作 動が検出されると前記最大負荷圧力を前記第 1及び第 2の圧力調 整手段に付与する少なく とも 1つの信号切換弁とを有する。
前記信号切換手段は、 前記第 1及び第 2の可変絞りの開口面積 が最大近傍の所定開口面積より も大きいときに前記第 1及び第 2 の信号圧力と して前記最大負荷圧力を前記第 1及び第 2の圧力調 整手段に付与してもよい。 この場合、 好ま しく は、 前記信号切換 手段は、 前記第 1及び第 2の可変絞りの開口面積が最大近傍の所 定開口面積以下のときは、 前記第 1及び第 2の信号圧力としてそ れぞれ関連するァクチユエ一夕の負荷圧力を前記第 1及び第 2の 圧力調整手段に付与し、 前記第 1及び第 2の可変絞りの開口面積 が最大開口面積近傍の開口面積より も大き く なると、 前記第 1及 び第 2の信号圧力として前記最大負荷圧力を前記第 1及び第 2の 圧力調整手段に付与する少なく とも 1つの信号切換弁を有する。
また、 以上の油圧回路装置において、 好ま しく は、 前記第 1及 び第 2の圧力調整手段はそれぞれ前記第 1及び第 2の走行用方向 切換弁に内蔵された圧力調整弁である。
また好ま しく は、 前記信号切換手段は、 前記第 1及び第 2の圧 力調整手段に対してそれぞれ設けられた第 1及び第 2の信号切換 弁を有する。 前記信号切換手段は、 前記第 1及び第 2の圧力調整 手段に対して共通に設けられた単一の信号切換弁を有していても よい。
更に好ま しく は、 前記第 1及び第 2の圧力調整手段はそれぞれ 前記第 1及び第 2の走行用方向切換弁に内蔵され、 前記信号切換 手段は前記第 1及び第 2の走行用方向切換弁のスプール位置に応 じて開閉する切換通路を含む。 図面の簡単な説明
図 1は、 本発明の第 1の実施例による土木 ·建設機械の油圧回 路装置の構成を示す回路図である。
図 2は、 図 1に示す第 1及び第 2の弁グループの詳細を示す回 路図である。
図 3は、 図 1に示す油圧回路装置が搭載される油圧ショベルの 側面図である。
図 4は同油圧ショベルの上面図である。
図 5は、 図 1に示す弁グループの方向切換弁を作動するための 操作レバー装置と、 それら方向切換弁の作動を検出する作動検出 装置の構成を示す回路図である。
図 6は、 本発明の第 2の実施例による油圧回路装置の構成を示 す回路図である。
図 7は、 本発明の第 3の実施例による油圧回路装置の構成を示 す回路図である。
図 8は、 図 7に示す走行用方向切換弁の要部の構造を示す断面 図である。
図 9は、 本発明の第 4の実施例による油圧回路装置の構成を示 す回路図である。
図 1 0は、 本発明の第 5の実施例による油圧回路装置の構成を 示す回路図である。
図 1 1は、 図 1 0に示す弁グループの方向切換弁を作動するた めの操作レバー装置と、 それら方向切換弁の作動を検出する作動 検出装置の構成を示す回路図である。 ―
図 1 2は、 本発明の第 6の実施例による油圧回路装置の構成を 示す回路図である。
図 1 3は図 1 2に示す走行用方向切換弁の要部の構造を示す断 面図である。 発明を実施するための最良の形態
以下、 本発明の土木 · 建設機械の油圧回路装置の実施例を図面 に基づいて説明する。
図 1及び図 2は本発明の第 1の実施例と して挙げた油圧ショべ ルの油圧回路装置の構成を示す回路図である。
図 1及び図 2において、 本実施例の油圧回路装置は可変容量型 の第 1の油圧ポンプ 3 5 と第 2の油圧ポンプ 3 6 とを備えている c これらの油圧ポンプ 3 5 , 3 6は共通の原動機 3 7によつて駆動 され、 その吐出圧はリ リ ーフ弁 6 2， 6 3によつてそれぞれ設定 される。 第 1及び第 2の油圧ポンプ 3 5 , 3 6は斜板の傾転角 (押しのけ容積） を変えてポンプ吐出流量を調整する斜板ポンプ であり、 これらの油圧ポンプ 3 5， 3 6には公知の入力 トルク制 限レギユレ一夕 1 5 0， 1 5 1が設けられ、 ポンプ吐出圧力が所 定値を越えて上昇すると斜板傾転角を小さ く してポンプ吐出流量 を減らし、 油圧ポンプ 3 5 , 3 6の入力馬力が原動機 3 7の出力 馬力を越えないように制御している。 また、 好ま しく は入力 トル ク制限レギユレ一夕 1 5 0， 1 5 1を連動させ、 公知の全馬力制 御が行われる。
第 1の油圧ポンプ 3 5の吐出管路 4 1 は、 第 1の弁グループ 3 9に接続されている。 第 1の弁グループ 3 9 は、 上流位置に旋回 用方向切換弁 4 3を有し、 以下その下流に順次、 第 1のアーム用 方向切換弁 4 4、 第 1 のブーム用方向切換弁 4 5、 第 1 のバケツ ト用方向切換弁 4 6、 第 1 の走行用方向切換弁である左走行用方 向切換弁 4 7を有している。 旋回用方向切換弁 4 3は図 3及び図 4に示す油圧ショベルの旋回体 2 0 0を駆動する旋回モータ 5 3 に接続され、 第 1のアーム用方向切換弁 4 4はアーム 2 0 1を駆 動するアームシリ ンダ 5 4に接続され、 第 1のブーム用方向切換 弁 4 5はブーム 2 0 2を駆動するブームシリ ンダ 5 5に接続され、 第 1のバケッ ト用方向切換弁 4 6はバケッ ト 2 0 3を駆動するパ ケッ トシリ ンダー 5 6に接続され、 左走行用方向切換弁 4 7は左 側履帯 2 0 4を駆動する左走行モータ 5 7に接続されている。
第 2の油圧ポンプ 3 6の吐出管路 4 2は、 第 2の弁グループ 4 0に接続されている。 第 2の弁グループ 4 0は、 上流位置に第 2 の走行用方向切換弁である右走行用方向切換弁 4 9を有し、 以下 その下流に順次、 第 2のブーム用方向切換弁 5 0、 第 2のバケツ ト用方向切換弁 5 1、 第 2のアーム用方向切換弁 5 2を有してい る。 右走行用方向切換弁 4 9は図 3及び図 4に示す油圧ショベル の右側履帯 2 0 5を駆動する右走行モータ 5 8に接続され、 第 2 のブーム用方向切換弁 5 0はブーム 2 0 2を駆動するブ一ムシリ ンダ 5 5 に接続され、 第 2のパケッ ト用方向切換弁 5 1はバゲッ ト 2 0 3を駆動するバゲッ トシリ ンダ 5 6に接続され、 第 2のァ ーム用方向切換弁 5 2はアーム 2 0 1を駆動するアームシリ ンダ 5 4に接続されている。
上述した図 3及び図 4に示す旋回体 2 0 ひ、 ブーム 2 0 2、 ァ ーム 2 0 1、 バゲッ ト 2 0 3は油圧ショベルの作業機を構成し、 このうち特にブーム 2 0 2、 アーム 2 0 1、 バケツ ト 2 0 3は油 圧ショベルのフロ ン ト機構を構成し、 上記した旋回モータ 5 3、 アームシリ ンダ 5 4、 ブ一ムシリ ンダ 5 5、 バケッ ト シリ ンダ 5 6は作業機ァクチユエ一夕を構成している。 旋回用方向切換弁 4 3、 第 1のアーム用方向切換弁 4 4、 第 1のブーム用方向切換弁 4 5、 第 1 のバケツ ト用方向切換弁 4 6、 第 2のブーム用方向切 換弁 5 0、 第 2のバケツ ト甩方向切換弁 5 1、 第 2のアーム用方 向切換弁 5 2はこれら作業機ァクチユエ一夕に供給される圧油の 流量を制御する。 また、 左走行用方向切換弁 4 7は左走行モータ
5 7に供給される圧油の流量を制御し、 右走行用方向切換弁 4 9 は右走行モータ 5 8に供給される圧油の流量を制御する。
第 1 の弁グループ 3 9において、 旋回用方向切換弁 4 3、 第 1 のアーム用方向切換弁 4 4、 第 1 のブーム用方向切換弁 4 5、 第 1のバゲッ ト用方向切換弁 4 6は左走行用方向切換弁 4 7より も 優先的に第 1の油圧ポンプ 3 5からの圧油を関連する作業機ァク チユエ一夕 5 3， 5 4 , 5 .5 , 5 6 に供給するよう タ ンデムに接 続されている。 第 2の弁グループ 4 0において、 右走行用方向切 換弁 4 9は第 2のブーム甩方向切換弁 5 0、 第 2のバケツ ト用方 向切換弁 5 1、 第 2のアーム用方向切換弁 5 2より も優先的に第 2の油圧ポンプ 3 6からの圧油を右走行モータ 5 8に供給するよ う 夕 ンデムに接続されている。
また、 第 1の弁グループ 3 9において、 旋回用方向切換弁 4 3 及び第 1のアーム用方向切換弁 4 4は互いにパラ レルに接続され、 これら方向切換弁 4 3 , 4 4 と第 1 のブーム用方向切換弁 4 5、 第 1のバケツ ト用方向切換弁 4 6 はこの順序で優先的に圧油が供 給されるようにタ ンデムに接続されている。 第 2の弁グループ 4 0において、 第 2のブーム用方向切換弁 5 0及び第 2のバケツ ト 用方向切換弁 5 1 は互いにパラ レルに接続され、 これら方向切換 弁 5 0 , 5 1 と第 2のアーム用方向切換弁 5 2 はこの順序で優先 的に圧油が供給されるようにタ ンデムに接続されている。
第 2の油圧ポンプ 3 6の吐出管路 4 2 と、 左走行用方向切換弁 4 7の入力ポー ト とは分岐通路 5 9で接続してある。 この分岐通 路 5 9には、 この分岐通路 5 9を開閉する開閉弁 6 0と、 この開 閉弁 6 0の下流に設けられ、 吐出管路 42方向への圧油の逆流を 防止する逆止弁 6 1とを設けてある。 この開閉弁 6 0は、 作業機 ァクチュエー夕に係る方向切換弁 4 3, 44, 45, 4 6あるい は方向切換弁 5 0， 5 1， 5 2が作動していないときには図に示 す閉位置に保たれ、 これら方向切換弁の少なく とも 1つが作動す ると開位置に切換えられるようになっている。
上記した分岐通路 5 9と開閉弁 6 0及び逆止弁 6 1は、 左走行 モータ 5 7、 右走行モータ 5 8以外の作業機ァクチユエ一タ （旋 回モータ 53、 アームシリ ンダ 54、 ブームシリ ンダ 5 5、 ノ、ケ ッ トシリ ンダ 5 6) の少なく とも 1つの作動に伴って左走行用方 向切換弁 47の圧油供給通路 1 ひ 3と右走行用方向切換弁 49の 圧油供給通路 10 4とを連通させる連通回路 1 1 0を構成してい る。 なお、 図中、 48はタンクである。
左走行用方向切換弁 4 7と左走行モータ 57との間には、 力ゥ ンターバランス弁 9 0を設けてあり、 右走行用方向切換弁 49と 右走行モータ 5 8との間にはカウンターバランス弁 9 1を設けて ある o
方向切換弁 43〜 47及び 49〜 52は油圧パイロッ ト操作式 の弁であり、 これら方向切換弁を作動して対応するァクチユエ一 タを駆動するための操作手段として図 5に示す操作レバー装置 1 6 0， 1 6 1, 1 6 2， 1 6 3, 1 6 4, 1 6 5, 1 6 6が設け られている。 操作レバー装置 1 6 1は旋回用であり、 操作レバー 1 6 1 aの操作方向と操作量に応じたパイ口ッ ト圧 A 1， A 2を 発生し、 これらパイロッ ト圧 A 1， A 2が旋回用方向切換弁 4 3 のバイ口ッ ト操作部に送られる。 操作レバー装置 1 6 2はアーム 用であり、 操作レバー 1 6 2 aの操作方向と操作量に応じたパイ ロ ッ ト圧 B l， B 2を発生し、 これらパイロ ッ ト圧 B l， B 2力 アーム用方向切換弁 4 4， 5 2のパイ ロ ッ ト操作部に送られる。 操作レバー装置 1 6 3はブーム用であり、 操作レバー 1 6 3 aの 操作方向と操作量に応じたパイ ロ ッ ト圧 C I , C 2を発生し、 こ れらパイロ ッ ト圧 C l， C 2がブーム用方向切換弁 4 5 , 5 0の パイ口ッ ト操作部に送られる。 操作レバー装置 1 6 4はバゲッ ト 用であり、 操作レバー 1 6 4 aの操作方向と操作量に応じたパイ ロ ッ ト圧 D l， D 2を発生し、 これらパイロ ッ ト圧 D l， D 2力 バゲッ ト用方向切換弁 4 6 , 5 1のパイロ ッ ト操作部に送られる c 操作レバー装置 1 6 5は左走行用であり、 操作レバー 1 6 5 aの 操作方向と操作量に応じたパイロ ッ ト圧 X I , X 2を発生し、 こ れらパイロッ ト圧 X I , X 2が左走行用方向切換弁 4 7のパイ口 ッ ト操作部に送られる。 操作レバー装置 1 6 6は右走行用であり、 操作レバー 1 6 6 aの操作方向と操作量に応じたパイロ ッ ト圧 Y 1， Y 2を発生し、 これらパイロ ッ ト圧 Y l , Y 2が右走行用方 向切換弁 4 9のパイロッ ト操作部に送られる。
開閉弁 6 0も油圧パイ ロ ッ ト操作弁であり、 図 5に示す作動検 出装置 1 7 0で操作信号圧力 A， B , C, Dが検出されるとその 操作信号圧力が開閉弁 6 0のパイ口 ッ ト操作部 6 0 aに送られ、 開閉弁 6 0が閉位置から開位置に切換えられる。 作動検出手段 1 7 0はパイロ ッ ト圧力 A 1または A 2を操作信号圧力 Aと して検 出する シャ トル弁 1 7 1 と、 ノ、 °ィロ ッ ト圧力 B 1または B 2を操 作信号圧力 Bと して検出するシャ トル弁 1 7 2と、 パイロ ッ ト圧 力 C 1または C 2を操作信号圧力 Cと して検出する シャ トル弁 1 7 3と、 パイロ ッ ト圧力 D 1または D 2を操作信号圧力 Dと して 検出するシャ トル弁 1 7 4と、 操作信号圧力 A， Bの高い方の圧 力を検出するシャ トル弁 1 7 5と、 操作信号圧力 C， Dの高い方 の圧力を検出するシャ トル弁 1 7 6 と、 操作信号圧力 Aまたは B と操作信号圧力 Cまたは Dの高い方の圧力を検出するシャ トル弁 1 7 7 とを有している。
左走行用方向切換弁 4 7は操作レバー 1 6 5 aの操作量に応じ て開口面積を変化させ左走行モータ 5 7に供給される圧油の流量 を制御する第 1の可変絞り 1 0 7， 1 0 7 aを有し、 右走行用方 向切換弁 4 9は操作レバー 1 6 6 aの操作量に応じて開口面積を 変化させ右走行モータ 5 8へ供給される圧油の流量を制御する第 2の可変絞り 1 0 8 , 1 0 8 aを有している。 他の方向切換弁も 同様な可変絞りを有している。
左走行用方向切換弁 47の第 1の可変絞り 1 0 7 , 1 0 7 a と 左走行モータ 5 7の 1対の主管路 1 8 0 , 1 8 1 との間には中間 の負荷通路 1 0 5が位置し、 左走行用方向切換弁 4 7は第 1の可 変絞り 1 0 7， 1 0 7 aで流量制御された圧油を負荷通路 1 0 5 を介して主管路 1 8 0 , 1 8 1の一方に切換え供給する弁構造と なっている。 右走行甩方向切換弁 4 9の第 1の可変絞り 1 0 8， 1 0 8 aと右走行モータ 5 8の 1対の主管路 1 8 2， 1 8 3 との 間にも中間の負荷通路 1 0 6が位置し、 右走行用方向切換弁 4 9 は第 2の可変絞り 1 0 8， 1 0 8 aで流量制御された圧油を負荷 通路 1 0 6を介して主管路 1 8 2 , 1 8 3の一方に切換え供給す る弁構造となっている。
そして特に、 この第 1の実施例では、 第 1の可変絞り 1 0 7， 1 ひ 7 a と左走行モータ 5 7との間である負荷通路 1 0 5に第 1 の圧力調整器 1 3 0が配置されている。 第 1の圧力調整器 1 3 0 は第 1の可変絞り 1 0 7 , 1 0 7 aの下流圧力を信号管路 1 3 2 を介して与えられる第 1の信号圧力にほぼ一致するよう制御する また、 第 2の可変絞り 1 0 8， 1 0 8 a と左走行モータ 5 8 との 間である負荷通路 1 0 6に第 2の圧力調整器 1 3 3が配置されて いる。 第 2の圧力調整器 1 3 3は第 2の可変絞り 1 0 8 , 1 0 8 aの下流圧力を信号管路 1 3 4を介して与えられる第 2の信号圧 力にほぼ一致するよう制御する。
また、 左走行用方向切換弁 4 7の負荷通路 1 0 5に発生する圧 力 （左走行モータ 5 7の負荷圧力） と右走行用方向切換弁 4 9の 負荷通路 1 0 6 に発生する圧力 （右走行モータ 5 8の負荷圧力） のうちの高い方の圧力を最大負荷圧力と して検出する圧力選択手 段、 例えばシャ トル弁 1 3 6 と、 第 1及び第 2の圧力調整器 1 3 0， 1 3 3に第 1及び第 2の信号圧力と してそれぞれ自己の負荷 圧力と最大負荷圧力の一方を与える第 1及び第 2の信号切換弁 1 3 1， 1 3 5 とが設置されている。
第 1 の信号切換弁 1 3 1 は、 操作レバー 1 6 1 a〜 1 6 4 aの いずれも操作されておらず、 開閉弁 6 0が図示の閉位置にあると きには第 1の信号圧力と して自己負荷圧力 （左走行モータ 5 7の 負荷圧力） を出力し、 操作レバー 1 6 1 a〜 l 6 4 aのいずれか が操作され開閉弁 6 0が開位置に切換えられたとき、 すなわち、 作業機ァクチユエ一夕に係る方向切換弁 4 3， 4 4， 4 5， 4 6 あるいは方向切換弁 5 0 , 5 1 , 5 2の少なく とも 1つが作動し たときには、 第 1の信号圧力と してシャ トル弁 1 3 6で選択され た最大負荷圧力を出力する。 第 2の信号切換弁 1 3 5 も同様に、 開閉弁 6 0が図示の閉位置にあるときには第 2の信号圧力と して 自己負荷圧力 （右走行モータ 5 8の負荷圧力） を出力し、 開閉弁 6 0が開位置に切換えられると第 2の信号圧力と してシャ トル弁 1 3 6で選択された最大負荷圧力を出力する。
第 1及び第 2の信号切換弁 1 3 1 , 1 3 5は上記の目的のため それぞれ油圧パイロッ ト操作弁と して構成され、 図 5に示す作動 検出装置 1 7 0で操作信号圧力 A， B， C, Dが検出されないと きにはばね 1 3 1 b, 1 3 5 bの力で図示の位置に保たれ、 操作 信号圧力 A, B, C， Dが検出され、 その操作信号圧力がパイ口 ッ ト操作部 1 3 1 a， 1 3 5 aに送られ、 ばね 1 3 1 b， 1 3 5 bの力に打ち勝って図示の位置から切換えられる。
このように構成した実施例にあつて、 例えば走行前進単独のた め操作レバー 1 6 5 a, 1 6 6 aを操作し、 左右走行用方向切換 弁 47, 49をそれぞれ図 1の右位置に切換えたとすると、 この 場合は、 操作レバー 1 6 1 a〜 1 6 4 aのいずれも操作されない ので操作信号圧力 A， B, C, Dのいずれも出力されず、 開閉弁 6 0は閉位置に保たれる。 このため、 第 1の油圧ポンプ 3 5の圧 油の全量が左走行用方向切換弁 43を介して左走行モータ 5 7に 供給され、 第 2の油圧ポンプ 3 6の圧油の全量が右走行用方向切 換弁 49を介して右走行モータ 5 8に供給され、 これにより左右 履帯 2 04， 20 5が駆動し、 走行が行われる。 このとき、 操作 信号圧力 A， B, C, Dのいずれも出力されていないので第 1及 び第 2の信号切換弁 1 3 1, 1 3 5も図 1に示す位置にそれぞれ 保たれ、 第 1の可変絞り 1 0 7, 1 0 7 aの下流圧力は左走行モ 一夕 57の負荷圧力、 すなわち自己の負荷圧力となり、 同様に第 2の可変絞り 1 0 8、 1 0 8 aの下流圧力は右走行モータ 58の 負荷圧力、 すなわち自己の負荷圧力となり、 走行モータ 5 7， 5 8をそれぞれ互いに他の走行モータの負荷圧力の影響を受けるこ となく駆動させることができる。 走行後退単独の場合も同様であ る。
また、 特にこのような走行単独操作が操作レバー 1 6 5 a， 1 6 6 aの操作量を異ならせてステアリングを切る場合であるとき は、 左右走行モータ 5 7, 5 8の負荷圧力が大きく異なり、 もし このような場合に高圧側の負荷圧力 （最大負荷圧力） が低圧側の 走行モータに係わる圧力調整器に与えられた場合には、 対応する 可変絞りの下流圧力がその最大負荷圧力となるように制御され、 当該圧力調整器の前後差圧が大き く なって圧力損失が顕著となり、 このため圧力損失による発熱が増加し、 ヒー トバラ ンスの悪化に より油圧機器の寿命が低下する。 本実施例では、 このような場合 にも、 第 1 の可変絞り 1 0 7， 1 0 7 a及び第 2の可変絞り 1 0 8、 1 0 8 aのそれぞれの下流圧力は自己の負荷圧力となり、 圧 力調整器 1 3 0， 1 3 3のいずれの前後差圧もほぼ 0 となるので、 圧力調整器 1 3 0 , 1 3 3を通過する圧油の圧力損失がほとんど 発生せず、 ヒー トバラ ンスの悪化による油圧機器の寿命の低下を 抑制することができる。
また、 上記のステアリ ング操作時において、 も し上記のように 低圧側の走行モータに係わる可変絞りの下流圧力が最大負荷圧力 となるように制御された場合は、 対応する油圧ポンプの吐出圧力 も高圧となり、 このため、 入力 トルク制限レギユ レ一夕 1 5 0 , 1 5 1を連動させる公知の全馬力制御を行なう場合は、 第 1及び 第 2の油圧ポンプ 3 5 , 3 6の吐出流量が共に減少し、 ステアリ ング操作時に走行速度が低下する可能性がある。 本実施例では、 低圧側の走行モータに係わる可変絞りの下流圧力は自己負荷圧力 に保たれるので、 ポンプ吐出圧力は高く ならず、 第 1及び第 2の 油圧ポンプ 3 5 , 3 6の吐出流量は低下しない。 したがって、 ス テア リ ング操作時の走行速度の低下が防止され、 高い走行性能を 確保することができる。
走行単独操作での走行状態から例えば旋回 2 0 0、 アーム 2 0 1、 ブーム 2 0 2、 バゲッ ト 2 0 3 との複合操作を意図して操作 レバー 1 6 1 a〜 l 6 4 aの少なく と も 1つを操作し、 第 1 の弁 グループ 3 9に含まれる、 旋回用方向切換弁 4 3、 アーム用方向 切換弁 4 4、 ブーム用方向切換弁 4 5、 バケツ ト用方向切換弁 4 6のいずれかを作動すると、 第 1の油圧ポンプ 3 5の圧油が該当 する方向切換弁に供給され、 対応する作業機ァクチユエ一夕が駆 動するとともに、 操作信号圧力 A， B， C， Dのいずれかが開閉 弁 6 0及び第 1及び第 2の信号切換弁 1 3 1， 1 3 5に出力され る。 これによつて開閉弁& 0は図 1に示す閉位置から開位置に切 り換えられる。 この開閉弁 6 0の開位置への切り換えにより、 第 2の油圧ポンプ 3 6の圧油の一部が分岐通路 5 9、 開閉弁 6 0、 逆止弁 6 1を通して左走行用方向制御弁 4 7に導かれ、 これによ り左走行用方向制御弁 4 7、 右走行用方向制御弁 4 9の双方に第 2の油圧ポンプ 3 6からの圧油が導かれ、 左右走行モータ 5 7， 5 8を駆動させることができる。 すなわち、 左右走行モータ 5 7 , 5 8には、 第 2の油圧ポンプ 3 6からの圧油のみが供給されるよ うになる。 このようにして走行と作業機との複合操作を実施する ことができる。
そして特に、 この第 1の実施例では、 上述した走行と作業機と の複合操作に伴って信号切換弁 1 3 1， 1 3 5がそれぞれ図 1に 示す位置から切り換えられると、 シャ トル弁 1 3 6で取り出され た左走行モータ 5 7の負荷通路 1 0 5に発生する圧力と右走行モ 一夕 5 8の負荷通路 1 0 6に発生する圧力のうちの高い方の圧力 である最大負荷圧力が、 これらの切換弁 1 3 1， 1 3 5、 信号通 路 1 3 2， 1 3 4のそれぞれを介して第 1の圧力調整器 1 3 0及 び第 2の圧力調整器 1 3 3に与えられる。 これにより、 第 1の圧 力調整器 1 3 0及び第 2の圧力調整器 1 3 3は、 対応する第 1の 可変絞り 1 0 7あるいは 1 0 7 a、 及び第 2の可変絞り 1 0 8あ るいは 1 0 8 aの下流圧力が最大負荷圧力となるように制御する このとき、 第 1の可変絞り 1 0 7あるいは 1 0 7 a、 及び第 2の 可変絞り 1 0 8あるいは 1 0 8 aのそれぞれの上流には第 2の油 圧ポンプ 3 6からの圧油が与えられており、 これらの第 1の可変 絞り 1 0 7あるいは 1 0 7 a、 及び第 2の可変絞り 1 0 8あるい は 1 0 8 aの上流圧力は共に等しい。 すなわち、 第 1の可変絞り 1 0 7あるいは 1 0 7 a と、 第 2の可変絞り 1 0 8あるいは 1 0 8 aのそれぞれの上流及び下流の圧力差、 すなわちそれら可変絞 りの前後差圧が等しく なる。 したがって、 この前後差圧を Δ Ρ、 流量係数を Κ、 左走行用方向切換弁 4 7、 右走行用方向切換弁 4 9の開口面積を A l , A 2とすると、 左走行用方向切換弁 4 7、 右走行用方向切換弁 4 9を通過する流量 Q 1， Q 2は公知のよう に、
Q 1 = K · A 1 (厶 P) 1/2
Q 2 = K · A 2 (厶 P) 1 2
となる。 ここで、 A 1 = A 2 = Aであれば、
Q = Q 1 = Q 2 =K « A (Δ P ) 1/2
となる。
したがつて、 例えば坂道登坂に際してフロン トァクチユエ一夕、 例えばアームシリ ンダ 5 4、 ブームシリ ンダ 5 5を走行モータ 5 7 , 5 8と共に駆動し、 バゲッ トを接地面に接触させるようにし ながら走行をおこなわせる走行と作業機の複合操作を実施する場 合、 接地面が滑りやすく、 仮に左側履帯 2 0 5と接地面との摩擦 力が小さ くて左側履帯 2 0 5がス リ ップしゃすく、 左走行モータ 5 7側の負荷圧力が低く て空転し易い状況であつても、 第 2の油 圧ポンプ 3 6の全量が左走行用方向切換弁 4 7に流れて右走行用 方向切換弁 4 9側に圧油が流れなく なる走行不能を防止でき、 左 走行用方向切換弁 4 7、 右走行用方向切換弁 49にはそれぞれの 開口面積に応じた流量が供給され、 これにより直進走行を確実に 実現させることができる。
本発明の第 2の実施例を図 6により説明する。 図中、 図 1に示 す部材と同等のものには同じ符号を付している。
この図 6に示す第 2の実施例は、 第 1の油圧ポンプ 3 5の吐出 管路 4 1と逆止弁 6 1の下流に位置する分岐通路 5 9とを接続す る別の分岐通路 1 0 2を設けてあると共に、 この別の分岐通路 1 0 2に流量制御手段、 例えば固定絞り 1 0 0を設け、 この固定絞 り 1 0 0と、 分岐通路 5 9と別の分岐通路 1 0 2の接続点との間 に、 吐出管路 4 1方向への逆流を防止する逆止弁 1 0 1を設けて ある。 その他の構成は、 前述した第 1の実施例と同等である。
このように構成した第 2の実施例にあっては、 前述した第 1の 実施例と同等の作用効果を奏するほか、 分岐通路 1 0 2、 固定絞 り 1 0 0を設けない場合には、 走行単独から走行と作業機の複合 操作に移行する際に、 第 1の油圧ポンプ 3 5の圧油が作業機ァク チユエ一夕に供給されるので、 この作業機ァグチユエ一夕の下流 に位置する左走行用方向切換弁 4 7に供給される流量はそれまで に比べて減少し、 走行速度の低下と、 ショ ックの発生が懸念され るが、 この第 2の実施例では、 上記別の分岐通路 1 0 2、 固定絞 り 1 0 0を設けてあるので、 このような走行と作業機の複合操作 への移行時に、 第 1の油圧ポンプ 3 5の圧油の一部が別の分岐通 路 1 0 2、 固定絞り 1 0 0を介して左走行用方向切換弁 4 7に流 れ、 これにより、 走行速度の急激な低下とショッグの発生を防止 することができる。
本発明の第 3の実施例を図 7及び図 8により説明する。 図中、 図 1に示す部材と同等のものには同じ符号を付している。
図 7において、 この第 3の実施例では、 第 1の圧力調整器 1 4 2 , 1 4 2 aを左走行用方向切換弁 4 7 Αに内蔵させてあり、 か つ方向切換弁 4 7 Aの左右の切り換え位置に対応させてそれぞれ 配置してある。 第 2の圧力調整器 1 4 3, 1 4 3 aも同様に右走 行用方向切換弁 4 9 Aに内蔵させてあり、 方向切換弁 4 6 Aの左 右の切り換え位置に対応させてそれぞれ配置してある。 また、 左 走行モータ 5 7の前進時の負荷圧力、 後退時の負荷圧力のいずれ かを取り出し、 シャ トル弁 1 3 6と第 1の信号切換弁 1 3 1 とを 接続する管路に供給するシャ トル弁 1 4 0と、 右走行モータ 5 8 の前進時の負荷圧力、 後退時の負荷圧力のいずれかを取り出し、 シャ トル弁 1 3 6と第 2の信号切換弁 1 3 5とを接続する管路に 供給するシャ トル弁 1 4 0 aとを設けてある。 その他の構成は前 述した図 1に示す第 1の実施例と同等である。
図 8は図 7に示す第 3の実施例に備えられる走行用方向切換弁 の要部の具体的構造を示す図である。 なお、 この図 8においては 説明を簡単にするために、 左走行用方向切換弁 4 7 A、 右走行用 方向切換弁 4 9 Aそれぞれのスプールの片側部分のみを示してあ > o
まず、 左走行用方向切換弁 4 7 Aについて説明する。 この左走 行用方向切換弁 4 7 Aは、 ポー トを形成するハウ ジング （ラ ン ド） 3 0 0と、 スプール 3 0 1 と、 このスプール 3 0 1内を摺動自在 に設けられる第 1の圧力調整器 1 4 2の弁体 3 0 2 と、 スプール 3 0 1に固着され、 弁体 3 02のス ト ロークを規定するス ト ツバ 3 0 3と、 ばね 3 0 4とで構成してある。 スプール 3 0 1には、 第 1の可変絞り 1 0 7を含め各種の可変絞り （ノ ッチ） を設けて ある。 図 8では、 スプール 3 0 1に設けた第 1の可変絞り 1 0 7 が閉塞している中立状態を示している。 この状態からスプール 3 0 1を図 8の左方向に移動させると、 圧油供給回路 1 0 3から供 給される圧油が第 1の可変絞り 1 0 7を通って通路 3 0 5に導か れると共に、 通路 3 0 5に導かれた圧油によつて第 1の圧力調整 器 1 4 2の弁体 3 0 2はばね 3 0 4の力に杭して右方向に移動し、 通路 3 0 5 に導かれた圧油は通路 3 0 6を通つて負荷通路 1 0 5 に流出する。
また、 第 1の信号切換弁 1 3 1から出力された第 1の信号圧力 は溝 3 0 8と通路 3 0 9を介して第 1の圧力調整器 1 4 2のばね 室 3 0 7 に導かれる。 このため、 第 1の可変絞り 1 0 7の下流圧 力は、 第 1の信号圧力にばね 3 0 4の力を考慮した圧力に制御さ れる。 すなわち、 ばね 3 0 4の力を無視できる程度の微少な値に 設定すれば、 第 1の信号圧力として自己の負荷圧力がばね室 3 0 7に導かれたときは、 第 1の可変絞り 1 0 7の下流圧力は当該自 己の負荷圧力に保たれるよう制御され、 第 1の信号圧力としてシ ャ トル弁 1 3 6で選択された最大負荷圧力がばね室 3 0 7に導か れたときは、 第 1の可変絞り 1 0 7の下流圧力は当該最大負荷圧 力になるよう制御される。
スプール 3 0 1が図 8に示す中立位置に戻ると、 負荷通路 1 0 5の圧力は弁体 3 0 2を押しあけ、 通路 3 0 6、 溝 3 1 0、 通路
3 1 1、 溝 3 1 2を介してタンクに排出され、 ばね室 3 0 7の圧 力も小孔 3 1 3、 通路 3 1 1、 溝 3 1 2を介してタンクに排出さ れな o
右走行用方向切換弁 4 9 Aについても、 上記と同様である。 す なわち、 この右走行用方向切換弁 4 9 Aは、 ポートを形成するハ ウジング （ラ ン ド） 4 0 0 と、 スプール 4 0 1 と、 このスプール
4 0 1内を摺動自在に設けられる第 2の圧力調整器 1 4 3の弁体 4 0 2と、 スプール 4 0 1に固着され、 弁体 4 0 2のス トローク を規定するストツパ 4 0 3と、 ばね 4 0 4とで構成してある。 ス プール 4 0 1 には、 第 2の可変絞り 1 0 8お含め各種の可変絞り (ノ ッチ） を設けてある。 図 7では、 スプール 4 0 1 に設けた第 2の可変絞り 1 0 8が閉塞している中立状態を示している。 この 状態からスプール 4 0 1を図 7の左方向に移動させると、 圧油供 給回路 1 0 4から供給される圧油が第 2の可変絞り 1 0 8を通つ て通路 4 0 5に導かれると共に、 通路 4 0 5に導かれた圧油によ つて第 2の圧力調整器 1 4 3の弁体 4 0 2はばね 4 0 4の力に抗 して右方向に移動し、 通路 4 0 5に導かれた圧油は通路 4 0 6を 通って負荷通路 1 0 6に流出する。
また、 第 2の信号切換弁 1 3 5から出力された第 2の信号圧力 は溝 4 0 8 と通路 4 0 9を介して第 2の圧力調整器 1 4 3のばね 室 4 0 7に導かれる。 このため、 第 2の可変絞り 1 0 8の下流圧 力は、 第 2の信号圧力にばね 4 0 4の力を考慮した圧力に制御さ れる。 すなわち、 ばね 4 0 4の力を無視できる程度の微少な値に 設定すれば、 第 2の信号圧力と して自己の負荷圧力がばね室 4 0 7に導かれたときは、 第 2の可変絞り 1 0 8の下流圧力は当該自 己の負荷圧力に保たれるよう制御され、 第 2の信号圧力と してシ ャ トル弁 1 3 6で選択された最大負荷圧力がばね室 4 0 7に導か れたときは、 第 2の可変絞り 1 0 8の下流圧力は当該最大負荷圧 力になるよう制御される。
スプール 4 0 1が図 8に示す中立位置に戻ると、 負荷通路 1 0 6の圧力は弁体 4 0 2を押し開け、 通路 4 0 6、 溝 4 1 0、 通路 4 1 1、 溝 4 1 2を介してタ ンクに排出され、 ばね室 4 0 7の圧 力も小孔 4 1 3、 通路 4 1 1、 溝 4 1 2を介してタ ンクに排出さ しる o
したがって、 本実施例においても、 走行と作業機との複合操作 に伴って第 1及び第 2の信号切換弁 1 3 1， 1 3 5がそれぞれ図 8に示す位置から切り換えられると、 最大負荷圧力がばね室 3 0 7 , 40 7の双方に導かれ、 左走行用方向切換弁 47 Aの第 1の 可変絞り 1 0 7の前後差圧と、 右走行用方向切換弁 49 Aの第 2 の可変絞り 1 0 8の前後差圧とが等しくなり、 前述したように、 左走行モータ 5 7、 右走行モータ 5 8の双方に等しい流量の圧油 を供給でき、 直進走行を確実に実現することができる。
本発明の第 4の実施例を図 9により説明する。 図中、 図 7に示 す部材と同等のものには同じ符号を付している。
この図 9に示す第 4の実施例は、 前述した図 7に示す第 3の実 施例における 2つの信号切換弁 1 3 1, 1 3 5の代りにシャ トル 弁 1 3 6に接続される単一の信号切換弁 1 5 5を設け、 この信号 切換弁 1 5 5から出力される圧力とシャ トル弁 140から取り出 される圧力のうちの高い方を取り出し、 信号通路 1 3 2に供給す るシャ トル弁 1 5 0と、 信号切換弁 1 5 5から出力される圧力と シャ トル弁 1 4 0 aから取り出される圧力のうちの高い方を取り 出し、 信号通路 1 3 4に供給するシャ トル弁 1 5 0 aとを設けて ある。 信号切換弁 1 5 5は油圧パイロッ ト操作弁であり、 操作信 号圧力 A, B , C, Dのいずれも与えられていないときには図示 の位置にあり、 夕ンク圧をシャ トル弁 15 0， 1 5 0 aに与え、 操作信号圧力 A, B, C, Dのいずれかが与えられると図示の位 置から切換えられ、 シャ トル弁 1 3 6から取り出された最大負荷 圧力をシャ トル弁 1 5 0, 1 5 0 aに出力する。 その他の構成は 前述した第 3の実施例と苘等である。
この第 4の実施例では、 例えば走行前進単独のために左走行甩 方向切換弁 4 7 A、 右走行用方向切換弁 49 Aがそれぞれ図 9の 右位置に切り換えられたとすると、 信号切換弁 1 5 5は図示の位 置に保たれたままであるので、 シャ トル弁 1 5 0， 1 5 0 aに供 給される信号切換弁 1 5 5の出力圧力はタ ンク圧である。 そして、 左走行モータ 5 7の負荷圧力がシャ トル弁 1 4 0、 シャ トル弁 1 5 0、 信号通路 1 3 2を介して第 1の圧力調整器 1 4 2に与えら れ、 第 1の可変絞り 1 0 7の下流圧力はこの左走行モータ 5 7の 負荷圧力となるように制御される。 したがって、 第 1の可変絞り 1 0 7の前後差圧は、 第 1の油圧ポンプ 3 5からの圧油の圧力と 左走行モータ 5 7の負荷圧力との差となる。 同様に、 右走行モー タ 5 8の負荷圧力がシャ トル弁 1 4 0 a、 シャ トル弁 1 5 0 a、 信号通路 1 3 4を介して第 2の圧力調整器 1 4 3に与えられ、 第 2の可変絞り 1 0 8の下流圧力はこの右走行モータ 5 8の負荷圧 力となるように制御される。 したがって、 第 2の可変絞り 1 0 8 の前後差圧は、 第 2の油圧ポンプ 3 6からの圧油の圧力と右走行 モータ 5 8の負荷圧力との差となる。 このように、 走行モータ 5 7 , 5 8のそれぞれは、 互いに他の走行モータの負荷圧力の影響 を受けずに駆動させることができる。 走行後退単独の場合も同様 、ある。
また、 走行と作業機の複合操作時には、 作業機ァクチユエ一夕 の作動に伴って信号切換弁 1 5 5が図示の位置から切換えられ、 左走行モータ 5 7の負荷圧力がシャ トル弁 1 4 0から取り出され てシャ トル弁 1 3 6に供給され、 右走行モータ 5 8の負荷圧力が シャ トル弁 1 4 0 aから取り出されてシャ トル弁 1 3 6に供給さ れ、 このシャ トル弁 1 3 6からは左走行モータ 5 7の負荷圧力と 右走行モータ 5 8の負荷圧力のうちの高い方が最大負荷圧力と し て取り出され、 信号切換弁 1 5 5、 シャ トル弁 1 5 0、 信号通路 1 3 2を介して第 1の圧力調整器 1 4 2に与えられ、 同時に信号 切換弁 1 5 5、 シャ トル弁 1 5 0 a、 信号通路 1 3 4を介して例 えば第 2の圧力調整器 1 4 3に与えられ、 第 1の可変絞り 1 0 7 第 2の可変絞り 1 0 8の下流圧力が共にこの最大負荷圧力となる ように制御される。 一方、 開閉弁 6 0の開位置への切り換えに伴 つて第 2の油圧ポンプ 3 6の圧油が左走行用方向切換弁 4 7 A、 右走行用方向切換弁 4 9 Aの双方に供給されることから、 第 1の 可変絞り 1 0 7、 第 2の可変絞り 1 ひ 8の前後差圧は、 共に第 2 の油圧ポンプ 3 6からの圧油の圧力と最大負荷圧力との差となる。 したがって、 この第 4の実施例にあっても、 走行モータ 5 7 , 5 8間の負荷圧力の大きさの栢違にかかわらず、 互いに走行用方向 切換弁 4 7 A， 4 9 Aのそれぞれの開口面積に応じた流量を左右 走行モータ 5 7 , 5 8に供給でき、 前述の第 1の実施例と同様に 走行と作業機との複合操作時の直進走行を確実に実現させること ができる。
本発明の第 5の実施例を図 1 0及び図 1 1により説明する。 図 中、 前述した図 1、 図 5及び図 6に示す部材と同等のものは同一 符号を付している。
図 1 0において、 第 1の油圧ポンプ 3 5の吐出管路 4 1と逆止 弁 6 1の下流に位置する第 1の分岐通路 5 9の部分とは、 図 6に 示す第 2の実施例と同様に、 固定絞り 1 ひひと逆止弁 1 0 1とを 備えた第 2の分岐通路 1 0 2で接続してある。 また、 第 1及び第 2の圧力調整器 1 3 0 , 1 3 3に対しては図 1に示す第 1の実施 例と同様に第 1及び第 2の信号切換弁 1 3 1 B， 1 3 5 Bが設け られている。 ただし、 本実施例では、 第 1の信号切換弁 1 3 1 B は、 左走行甩方向切換弁 4 7に含まれる第 1の可変絞り 1 0 7 , 1 0 7 aの開口面積が最大近傍の所定開口面積以下の範囲では第 1の信号圧力として自己負荷圧力 （左走行モータ 5 7の負荷圧力） を出力し、 第 1の可変絞り 1 ひ 7， 1 0 7 aの開口面積が最大近 傍の所定開口面積よりも大きぐなると、 第 1の信号圧力としてシ ャ トル弁 1 3 6で選択された最大負荷圧力を出力するよう構成さ れている。 第 2の信号切換弁 1 3 5 B も同様に、 右走行用方向切 換弁 4 9に含まれる第 2の可変絞り 1 0 8， 1 0 8 aの開口面積 が最大近傍の所定開口面積以下の範囲では第 2の信号圧力と して 自己負荷圧力 （右走行モータ 5 8の負荷圧力） を出力し、 第 2の 可変絞り 1 0 8 , 1 0 8 aの開口面積が最大近傍の所定開口面積 より も大き ぐなると、 第 2の信号圧力と してシャ トル弁 1 3 6で 選択された最大負荷圧力を出力するよう構成されている。
すなわち、 図 1 1 に示す操作レバー装置 1 6 5， 1 6 6には作 動検出手段と してパイ ロッ ト圧力 X 1 または X 2を操作信号圧力 Xと して検出するシャ トル弁 1 Ί 8及びパイロ ッ ト圧力 Y 1また は Y 2を操作信号圧力 Yと して検出するシャ トル弁 1 Ί 9が設け られ、 これらの操作信号圧力 X， Yが検出されるとその操作信号 圧力が第 1及び第 2の信号切換弁 1 3 1 B， 1 3 5 Bのパイロッ ト操作部 1 3 1 a， 1 3 5 aに送られる。
また、 第 1の信号切換弁 1 3 1 Bのばね 1 3 1 b Bは、 パイ 口 ッ ト圧力 X I， X 2が左走行用方向切換弁 4 7に含まれる第 1の 可変絞り 1 0 7 , 1 0 7 aの開口面積を最大近傍の所定開口面積 以下とする レベルにあるときは、 そのときの操作信号圧力 Xによ る付勢力に打ち勝って第 1の信号切換弁 1 3 1を図示の位置に保 ち、 パイロッ ト圧力 X I， X 2が第 1の可変絞り 1 0 7 , 1 0 7 aの開口面積を当該所定開口面積より も大き くする レベルになる と、 そのときの操作信号圧力 Xによる付勢力が第 1の信号切換弁 1 3 1を図示の位置から切換える強さに設定されている。 第 2の 信号切換弁 1 3 5 Bのばね 1 3 5 b B も同様に、 パイ 口 ッ ト圧力 Y 1， Y 2が右走行用方向切換弁 4 9に含まれる第 1の可変絞り 1 0 8 , 1 0 8 aの開口面積を最大近傍の所定開口面積以下とす るレベルにあるときは、 そのときの操作信号圧力 Yによる付勢力 に打ち勝つて第 2の信号切換弁 1 3 5を図示の位置に保ち、 パィ ロッ ト圧力 Y l， Υ 2が第 1の可変絞り 1 0 8， 1 0 8 aの開口 面積を当該所定開口面積より も大きくするレベルになると、 その ときの操作信号圧力 Yによる付勢力が第 2の信号切換弁 1 3 5を 図示の位置から切換える強さに設定されている。
このように構成した実施例においては、 例えば走行単独操作の ため操作レバー 1 6 5 a， 1 6 6 aを操作し、 左右走行用方向切 換弁 47, 49をそれぞれ図 1の例えば右位置に切換えたとする と、 この場合は、 操作レバー 1 6 1 a〜 1 6 4 aのいずれも操作 されていないので操作信号圧力 A， B, C， Dは出力されず、 開 閉弁 6 0は閉位置に保たれる。 このため、 第 1の油圧ポンプ 3 5 の圧油の全量が左走行用方向切換弁 43を介して左走行モータ 5 7に供給され、 第 2の油圧ポンプ 3 6の圧油の全量が右走行用方 向切換弁 4 9を介して右走行モータ 5 8に供給され、 これにより 左右履帯 2 0 4, 2 0 5 (図 3及び図 4参照） が駆動し、 走行が 行われる。 このとき、 操作レバー 1 6 5 a， 1 6 6 aの操作量が フルス トローク以下であり、 パイ口ッ ト圧力 X 1又は X 2及び Y 1又は Y 2が第 1及び第 2の可変絞り 1 0 7， 1 0 7 a及び 1 0 8， 1 0 8 aの開口面積を最大近傍の所定開口面積以下とする レ ベルにあるときは、 第 1及び第 2の信号切換弁 1 3 1, 1 3 5は 図 1 0に示す位置にそれぞれ保たれ、 第 1の可変絞り 1 ひ 7, 1 0 7 aの下流圧力は左走行モータ 57の負荷圧力、 すなわち自己 の負荷圧力となり、 同様に第 2の可変絞り 1 0 8， 1 0 8 aの下 流圧力は右走行モータ 5 8の負荷圧力、 すなわち自己の負荷圧力 となり、 走行モータ 5 1 , 5 8をそれぞれ互いに他の走行モータ の負荷圧力の影響を受けることなく駆動させることができる n 走 行後退単独の場合も同様である。
また、 操作レバー 1 6 5 a, 1 6 6 aの操作量を異ならせてス テアリ ングを切る場合は、 左右走行モータ 5 7， 5 8の負荷圧力 が大き く異なっても、 前述したように圧力調整器 1 3 0, 1 3 3 に圧力損失が発生しないので、 ヒー トバラ ンスの悪化による油圧 機器の寿命の低下を抑制することができる。 また、 低圧側の走行 モータに係わる油圧ポンプの吐出圧力も高く ならず、 ステア リ ン グ操作時の走行速度の低下が防止され、 高い走行性能を確保する ことができる。
このような走行状態から例えば旋回 2 0 0、 アーム 2 0 1、 プ —ム 2 0 2、 バケツ ト 2 0 3との複合操作を意図して第 1の弁グ ループ 3 9に含まれる、 旋回用方向切換弁 4 3、 アーム用方向切 換弁 44、 ブーム用方向切換弁 4 5、 バゲッ ト用方向切換弁 4 6 のいずれかを操作すると、 第 1の油圧ポンプ 3 5の圧油が該当す る作業機ァクチユエータ用方向切換弁に供給され、 対応する作業 機ァクチユエ一夕が駆動するとともに、 操作信号圧力 A, B， C， Dのいずれかが開閉弁 6 0に出力される。 これによつて開閉弁 6 0は図 1 0に示す閉位置から開位置に切り換えられる。 この開閉 弁 6 0の開位置への切り換えにより、 第 2の油圧ポンプ 3 6の圧 油の一部が第 1の分岐通路 5 9、 開閉弁 6 0、 逆止弁 6 1を通し て左走行用方向制御弁 4 7に導かれ、 これにより左走行用方向制 御弁 4 7、 右走行用方向制御弁 4 9の双方に第 2の油圧ポンプ 3 6の圧油が導かれ、 左右走行モータ 5 7、 5 8を駆動させること ができる。 また、 このような複合操作への切り換え時には、 第 1 の油圧ポンプ 3 5の圧油の一部が第 2の分岐通路 1 0 2、 固定絞 り 1 0 0、 逆止弁 1 0 1を介して左走行用方向切換弁 4 7に供給 され、 これによつて、 左走行用方向切換弁 4 7に供給される流量 の急激な減少によるショ ックの発生が防止される。
そして特に、 この第 5の実施例では、 上述した走行と作業機と の複合操作に際し、 走行を実現させるために操作レバー 1 6 5 a， 1 6 6 aを例えばフルス トロークまで操作するとき、 パイロッ ト 圧力 X 1又は X 2及び Y 1又は Y 2は第 1及び第 2の可変絞り 1 0 7， 1 0 7 a及び 1 0 8， 1 0 8 aの開口面積を最大近傍の所 定開口面積より大きくするレベルになり、 第 1及び第 2の信号切 換弁 1 3 1， 1 3 5は図 1 0に示す位置から切換えられる。 なお 一般に、 走行と作業機との複合操作時には、 このように操作レバ - 1 6 5, 1 6 6 aはフルス トロークまたはそれに近いス トロー クまで操作され、 第 1及び第 2の可変絞り 1 0 7， 1 ひ 7 a及び 1 0 8， 1 0 8 aの開口面積は最大近傍の所定開口面積より大き く される。
上述のように第 1及び第 2の信号切換弁 1 3 1, 1 3 5がそれ ぞれ切り換えられると、 シャ トル弁 1 3 6で取り出された左走行 モータ 5 7の負荷通路 1 0 5に発生する圧力と右走行モータ 5 8 の負荷通路 1 0 6に発生する圧力のうちの高い方の圧力である最 大負荷圧力が、 これらの切換弁 1 3 1, 1 3 5、 信号通路 1 3 2， 1 34のそれぞれを介して第 1の圧力調整器 1 3 0、 第 2の圧力 調整器 1 3 3に与えられる。 これにより、 第 1の圧力調整器 1 3 0及び第 2の圧力調整器 1 3 3は、 対応する第 1の可変絞り 1 0 7あるいは 1 0 7 a、 及び第 2の可変絞り 1 0 8あるいは 1 0 8 aの下流圧力が最大負荷圧力となるように制御する。 このとき、 第 1の可変絞り 1 0 7あるいは 1 ひ 7 a、 及び第 2の可変絞り 1 0 8あるいは 1 0 8 aには第 2の油圧ポンプ 3 6の圧油が与えら れており、 これらの第 1の可変絞り 1 0 7あるいは 1 0 7 a、 及 び第 2の可変絞り 1 0 8あるいは 1 0 8 aの上流圧は共に等しい c すなわち、 第 1の可変絞り 1 0 7あるいは 1 0 7 aと、 第 2の可 変絞り 1 0 8あるいは 1 0 8 aのそれぞれの上流、 下流の圧力差、 すなわちそれら可変絞りの前後差圧は共に等しく なる。
したがって、 この第 5の実施例にあっても、 走行モータ 5 7 , 5 8間の負荷圧力の大きさの相違にかかわらず、 互いに走行用方 向切換弁 4 7， 4 9のそれぞれの開口面積に応じた流量を左右走 行モータ 5 7, 5 8に供給でき、 前述の第 1の実施例と同様に走 行と作業機との複合操作時の直進走行を確実に実現させることが できる。
なお、 走行単独操作が行われる場合で、 操作レバー 1 6 5 a， 1 6 6 aを例えばフルス トロークに操作したときは、 第 1及び第 2の信号切換弁 1 3 1 , 1 3 5は図 1 0に示す位置から切換えら れ、 第 1の可変絞り 1 0 7あるいは 1 0 7 a、 及び第 2の可変絞 り 1 0 8あるいは 1 0 8 aの下流圧力が最大負荷圧力となるよう に制御される。 これにより、 第 1及び第 2の可変絞りの前後差圧 がほぼ同じとなり、 上記の走行と作業機との複合操作時と同様に 直進走行を確実に実現することができる。
本発明の第 6の実施例を図 1 2及び図 1 3により説明する。 図 中、 図 7及び図 8に示す部材と同等のものには同じ符号を付して いる。
図 1 2において、 この第 6の実施例では、 左走行用方向切換弁 4 7 Cは第 1の圧力調整器 1 42， 1 4 2 aを左走行用方向切換 弁 4 7 Cの左右の切り換え位置のそれぞれに対応して内蔵してお り、 右走行用方向切換弁 4 9 Cも第 2の圧力調整器 1 4 3， 1 4 3 aを右走行用方向切換弁 4 9 Cの左右の切り換え位置のそれぞ れに対応して内蔵している。 また、 第 1及び第 2の可変絞り 1 0 7あるいは 1 0 7 a及び 1 0 8あるいは 1 0 8 aの開口面積が最 大近傍の所定開口面積より も大きいときに、 第 1及び第 2の信号 圧力として前記最大負荷圧力を第 1及び第 2の圧力調整器 1 4 2 , 1 4 2 a及び 1 4 3， 1 4 3 aに付与する信号切換手段を、 走行 用方向切換弁 4 7 C , 4 9 Cに備えられるスプール上の切換え通 路 1 4 1 , 1 4 1 aによって構成してある。 また、 走行用方向切 換弁 4 7 C , 4 9 Cのそれぞれは、 中立位置の他、 左右の切り換 え方向にそれぞれ操作途中位置、 最大操作位置を有する構成にし てある。 その他の構成は、 前述した第 4の実施例と同等である。
図 1 3は図 1 2に示す第 6の実施例に備えられる走行用方向切 換弁の要部の具体的構造を示す図である。 なお、 この図 1 3にお いては説明を簡単にするために、 左走行用方向切換弁 4 7 C、 右 走行用方向切換弁 4 9 Cそれぞれのスプールの片側部分のみを示 し め 。
まず、 左走行用方向切換弁 4 7 Cについて説明する。 この左走 行用方向切換弁 4 7 Cは、 ポートを形成するハウジング （ラン ド） 3 0 0 と、 スプール 3 0 1 と、 このスプール 3 0 1内を摺動自在 に設けられる第 1の圧力調整器 1 4 2の弁体 3 0 2 と、 スプール 3 0 1に固着され、 弁体 3 0 2のス トロークを規定するス ト ッノ、。
3 0 3 と、 ばね 3 0 4とで構成してある。 スプール 3 0 1には、 第 1の可変絞り 1 0 7を含め各種の可変絞り （ノッチ） を設けて ある。 図 1 3では、 スプール 3 0 1に設けた第 1の可変絞り 1 0 7が閉塞している中立状態を示している。 この状態からスプール 3 0 1を図 1 3の左方向に移動させると、 圧油供給回路 1 0 3か ら供給される圧油が第 1の可変絞り 1 0 7、 通路 3 ひ 5を経て左 走行モータ 5 7に接続ざれる負荷通路 1 ひ 5 に導かれる。 この場 合、 操作途中 （ハーフス トローク領域） では、 通路 3 0 5に導か れた圧油によって第 1の圧力調整器 1 4 2の弁体 3 0 2はばね 3 0 4の力に杭して右方向に移動し、 通路 3 0 5に導かれた圧油は 通路 3 0 6を通って負荷通路 1 0 5に流出する。 このとき、 第 1 の圧力調整器 1 4 2のばね室 3 0 7には、 負荷通路 1 0 5の圧力 が溝 3 1 0、 通路 3 1 1、 小孔 3 1 3を介して導かれる。 このた め、 第 1 の可変絞り 1 0 7の下流圧力は、 負荷通路 1 0 5の圧力 に、 ばね力を考慮した圧力に制御される。 すなわち、 ばね 3 0 4 の力を無視できる程度の微少な値に設定すれば、 第 1の可変絞り 1 0 7の下流圧力は当該負荷圧力に保たれるよう制御される。
右走行用方向切換弁 4 9 Cについても、 上記と同様である。 す なわち、 この右走行用方向切換弁 4 9 Cは、 ポー トを形成するハ ウ ジング （ラ ン ド） 4 0 0 と、 スプール 4 0 1 と、 このスプール 4 0 1内を摺動自在に設けられる第 2の圧力調整器 1 4 3の弁体 4 0 2 と、 スプール 4 0 1 に固着され、 弁体 4 0 2のス ト ローク を規定するス ト ツパ 4 0 3 と、 ばね 4 0 4 とで構成してある。 ス プール 4 0 1 には、 第 2の可変絞り 1 0 8を含め各種の可変絞り (ノ ッチ） を設けてある。 図 1 3では、 スプール 4 0 1 に設けた 第 2の可変絞り 1 0 8が閉塞している中立状態を示している。 こ の状態からスプール 4 0 1を図 1 3の左方向に移動させると、 圧 油供給回路 1 0 4から供給される圧油が第 2の可変絞り 1 0 8、 通路 4 0 5を経て右走行モータ 5 8に接続される負荷通路 1 0 6 に導かれる。 この場合、 操作途中 （ハーフス トローク領域） では- 通路 4 0 5に導かれた圧油によって第 2の圧力調整器 1 4 3の弁 体 4 0 2はばね 4 0 4の力に杭して右方向に移動し、 通路 4 0 5 に導かれた圧油は通路 4 0 6を通つて負荷通路 1 0 6に流出する, このとき、 第 2の圧力調整器 1 4 3のばね室 4 0 7 には、 負荷通 路 1 0 6の圧力が溝 4 1 0、 通路 4 1 1、 小孔 4 1 3を介して導 かれる。 このため、 第 2の可変絞り 1 0 8の下流圧力は、 負荷通 路 1 0 6の圧力に、 ばね力を考慮した圧力に制御される。 なわち、 ばね 4 0 4の力を無視できる程度の微少な値に設定すれば、 第 2 の可変絞り 1 0 8の下流圧力は当該負荷圧力に保たれるよう制御 される。
このように、 走行用方向切換弁 4 7 C , 4 9 Cのハーフス ト口 ーク領域では、 それぞれの負荷通路 1 0 5 , 1 0 6の圧力が第 1 の圧力調整器 1 4 2、 第 2の圧力調整器 1 4 3 に与えられ、 通路
3 0 5 , 4 0 5の圧力が負荷通路 1 0 5， 1 0 6の圧力となるよ うに制御される。
また、 走行用方向切換弁 4 7 C , 4 9 Cの開口面積が最大とな るフルス トローク位置付近では、 シャ トル弁 1 3 6で取り出され た最大負荷圧力が管路 1 9 0を介して溝 3 0 8 Cと通路 3 0 9で 構成される切り換え通路 1 4 1、 及び溝 4 0 8 Cと通路 4 0 9で 構成される切り換え通路 1 4 1 aに導かれる。 この場合、 左走行 用方向切換弁 4 7 C側では、 溝 3 0 8 Cに対して通路 3 0 9が開 口すると同時に溝 3 1 0 と通路 3 1 1が閉塞するため、 第 1の圧 力調整器 1 4 2のばね室 3 0 7内の圧力は上述の最大負荷圧力と なる。 また、 右走行用方向切換弁 4 9 C側も同様に、 溝 4 0 8 C に対して通路 4 0 9が開口すると同時に溝 4 1 0 と通路 4 1 1が 閉塞するため、 第 2の圧力調整器 1 4 3のばね室 4 0 7内の圧力 は上述の最大負荷圧力となる。
したがって、 走行と作業機の複合操作時に左走行モータ 5 7 と 右走行モータ 5 8 との間の負荷圧力が異なっていたと しても、 高 い方の負荷圧力が最大負荷圧力として第 1の圧力調整器 1 4 2、 第 2の圧力調整器 1 4 3の双方に与えられ、 左走行用方向切換弁
4 7 C側の第 1の可変絞り 1 0 7の前後差圧と、 右走行用方向切 換弁 4 9 C側の第 2の可変絞り 1 0 8の前後差圧とが等しく なり、 前述したように、 左走行モータ 5 7、 右走行モータ 5 8の双方に 最大開口面積に応じた等しい流量の圧油を供給でき、 直進走行を 確実に実現するこ とができる。
産業上の利用可能性
本発明は以上のように構成してあることから、 走行と作業機の 複合操作時に、 2つの走行モータの間の負荷圧力の大きさの相違 に伴って生じる走行不能を防止し、 直進走行を確実に実現させる こ とができ、 従来に比べて走行と作業機の複合操作時の優れた走 行操作性が得られる効果がある。

Claims

請求の範囲
1 . 第 1及び第 2の油圧ポンプ（35， 36) と ； 前記第 1及び第 2 の油圧ポンプから吐出される圧油により駆動される複数の油圧ァ クチユエ一夕 （53-5 &) と； 前記第 1の油圧ポンプの吐出管路 U 1) に接続され、 関連する油圧ァクチユエ一夕 （53-57) に供給される 圧油の流量を制御する第 1の弁グループ（39)と ； 前記第 2の油圧 ポンプの吐出管路（42)に接続され、 阔連する油圧ァクチユエ一夕 (54-58) に供給される圧油の流量を制御する第 2の弁グループ 0)とを有し ； 前記複数の油圧ァクチユエ一夕は 1対の走行装置（2 04， 25)をそれぞれ駆動する第 1及び第 2の走行モータ （57， 58) と、 複数の作業機（200- 2 ) をそれぞれ駆動する複数の作業機ァクチ ユエ一夕 （53-56) とを含み、 前記第 1の弁グループは、 前記第 1 の走行モータに供給される圧油の流量を制御する第 1の走行用方 向切換弁（47)と、 前記複数の作業機ァクチユエ一夕の少なく とも —部（53-56) に供給される圧油の流量を制御する複数の第 1の方 向切換弁（43 -46) とを含み、 かつ前記複数の第 1の方向切換弁は 前記第 1の走行用方向切換弁よりも優先的に前記第 1の油圧ポン プからの圧油を関連する作業機ァクチユエ一夕 （53-56) に供給す るように接続され、 前記第 2の弁グループは、 前記第 2の走行モ ータに供給される圧油の流量を制御する第 2の走行甩方向切換弁 (49)と、 前記複数の作業機ァクチユエ一夕の少なく とも一部（54 - 56) に供給される圧油の流量を制御する複数の第 2の方向切換弁 (50 -52) とを含み、 かつ前記第 2の走行用方向切換弁は前記複数 の第 2の方向切換弁より も優先的に前記第 2の涵圧ポンプからの 圧油を前記第 2の走行モータに供給するように接続され、 前記第 1及び第 2の走行用方向切換弁（47, 49) はそれぞれ第 1及び第 2 の操作手段（165, 166) の操作量に応じて開口面積を変化させ前記 圧油の流量制御を行なう第 1及び第 2の可変絞り （107, ina ; 108, 108a) を備え ； 前記複数の作業機ァクチユエ一夕の少なく とも 1 つの作動に伴って前記第 2の走行用方向切換弁の圧油供給回路（1 04) を前記第 1の走行用方向切換弁の圧油供給回路（103) に連通 させる連通回路（110) を更に有する土木 ·建設機械の油圧回路装 置において、
( a ) 前記第 1の可変絞り （107, 107 a) と前記第 1 の走行モータ
(57)との間に配置され、 第 1の可変絞りの下流圧力を第 1 の信号圧力に応じた値に制御する第 1の圧力調整手段 (130) と ；
( b ) 前記第 2の可変絞り （108, 108 a)と前記第 2の走行モータ
(58)との間に配置され、 第 2の可変絞りの下流圧力を第 2の信号圧力に応じた値に制御する第 2の圧力調整手段 (133) と ；
( c ) 前記第 1 の走行モータの負荷圧力と前記第 2の走行モー 夕の負荷圧力のうちの高い方の圧力を最大負荷圧力と し て検出する圧力選択手段（136) と ；
( d ) 前記第 1及び第 2の走行モータと前記複数の作業機ァク チユエ一夕 （53-56) の少なく とも 1つを同時に駆動する 複合操作時に、 前記第 1及び第 2の信号圧力と して前記 最大負荷圧力を前記第 1及び第 2の圧力調整手段に付与 する信号切換手段（1Π, 135, 170 ) と ；
を有することを特徴とする土木 · 建設機械の油圧回路装置。
2. 請求項 1記載の土木 · 建設機械の油圧回路装置において、 前記信号切換手段（131, 135, 170) は、 前記複数の作業機ァクチュ エータ （53-56) の少なく とも 1つが作動したときに前記第 1及び 第 2の信号圧力として前記最大負荷圧力を前記第 1及び第 2の圧 力調整手段（130, 133) に付与することを特徴とする土木 ·建設機 械の油圧回路装置。
3. 請求項 1記載の土木 ·建設機械の油圧回路装置において、 前記信号切換手段は、 前記複数の作業機ァクチユエ一夕 （53- 56) の少なく とも 1つの作動を検出する作動検出手段（Π0) と、 前記 作動検出手段からの信号に基づき、 当該作動が検出されないとき には前記第 1及び第 2の信号圧力としてそれぞれ関連するァクチ ユエータの負荷圧力を前記第 1及び第 2の圧力調整手段（130, 133 ) に付与し、 当該作動が検出されると前記最大負荷圧力を前記第 1及び第 2の圧力調整手段に付与する少なく とも 1つの信号切換 弁（131, 135 :155) とを有することを特徴とする土木 ·建設機械の 油圧回路装置。
4. 請求項 1記載の土木 '建設機械の油圧回路装置において、 前記信号切換手段（1ΠΒ， Π5Β， 1Π, 179) は、 前記第 1及び第 2の 可変絞り (101, 101a ; 108, 108 a) の開口面積が最大近傍の所定開口 面積よりも大きいときに前記第 1及び第 2の信号圧力として前記 最大負荷圧力を前記第 1及び第 2の圧力調整手段（U(L 133) に付 与することを特徴とする土木 ·建設機械の油圧回路装置。
5. 請求項 1記載の土木 ·建設機械の油圧回路装置において、 前記信号切換手段は、 前記第 1及び第 2の可変絞り （10?, 107a;10 8, 108 a) の開口面積が最大近傍の所定開口面積以下のときは、 前 記第 1及び第 2の信号圧力と してそれぞれ前記第 1及び第 2の走 行モータ （57， 58) の負荷圧力を前記第 1及び第 2の圧力調整手段 (130, 133 ) に付与し、 前記第 1及び第 2の可変絞りの開口面積が 最大開口面積近傍の開口面積より も大き く なると、 前記第 1及び 第 2の信号圧力と して前記最大負荷圧力を前記第 1及び第 2の圧 力調整手段に付与する少なく とも 1つの信号切換弁（131B, 135b) を有することを特徴とする土木， 建設機械の油圧回路装置。
6. 請求項 1記載の土木 ·建設機械の油圧回路装置において、 前記第 1及び第 2の圧力調整手段はそれぞれ前記第 1及び第 2の 走行用方向切換弁に内蔵された圧力調整弁（142, 142 a, 143， 143a) であることを特徴とする土木 · 建設機械の油圧回路装置。
7. 請求項 1記載の土木 ·建設機械の油圧回路装置において、 前記信号切換手段は、 前記第 1及び第 2の圧力調整手段（130， 133 ) に対してそれぞれ設けられた第 1及び第 2の信号切換弁（131, 1 35) を有することとを特徴とする土木 · 建設機械の油圧回路装置 c
8. 請求項 1記載の土木 · 建設機械の油圧回路装置において、 前記信号切換手段は、 前記第 1及び第 2の圧力調整手段（UQ, 133 ) に対して共通に設けられた単一の信号切換弁（155) を有するこ とを特徴とする土木 ·建設機械の油圧回路装置。
9. 請求項 1記載の土木 ·建設機械の油圧回路装置において、 前記第 1及び第 2の圧力調整手段はそれぞれ前記第 1及び第 2の 走行用方向切換弁（47C, 49C) に内蔵され、 前記信号切換手段は前 記第 1及び第 2の走行用方向切換弁のスプール（3G1, 401) 位置に 応じて開閉する切換通路（141, 141a)を含むことを特徴とする土木 •建設機械の油圧回路装置。
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