JP5622563B2 - Working machine hydraulic system - Google Patents

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Description

本発明は、油圧ポンプの吐出油の一部をタンクに戻すことなく該吐出油を油圧アクチュエータに送るように制御する作業機の油圧システムに関するものである。   The present invention relates to a hydraulic system for a working machine that performs control so as to send a discharge oil to a hydraulic actuator without returning a part of the discharge oil of a hydraulic pump to a tank.

従来、油圧ショベル等の作業機の油圧システムとして、油圧ポンプの吐出油の一部をタンクに戻すことなく該吐出油を油圧アクチュエータに送るように制御することにより、エネルギーロスを抑制した油圧システムが特許文献１に開示されている。
この油圧システムは、油圧アクチュエータを制御するクローズドセンター型方向制御バルブからなる制御バルブと、可変容量型油圧ポンプによって構成されたポンプと、該ポンプ及び前記制御バルブを制御するコントローラとを備え、
コントローラにおいて、ポンプの仮定の吐出流量である設定吐出流量からポンプの実際の吐出流量を減算した流量値と、制御バルブの操作量から算出される予定のブリードオフ面積値とからポンプの目標吐出圧を算出し、該目標吐出圧とポンプの実際の吐出圧との偏差に基づいて算出される指令信号によってポンプの吐出流量を制御している。 Conventionally, as a hydraulic system of a work machine such as a hydraulic excavator, a hydraulic system that suppresses energy loss by controlling the discharge oil to be sent to a hydraulic actuator without returning a part of the discharge oil of the hydraulic pump to the tank is known. It is disclosed in Patent Document 1.
The hydraulic system includes a control valve composed of a closed center type directional control valve for controlling a hydraulic actuator, a pump configured by a variable displacement hydraulic pump, and a controller for controlling the pump and the control valve.
In the controller, the target discharge pressure of the pump from the flow rate value obtained by subtracting the actual discharge flow rate of the pump from the set discharge flow rate, which is the assumed discharge flow rate of the pump, and the bleed-off area value calculated from the operation amount of the control valve The discharge flow rate of the pump is controlled by a command signal calculated based on the deviation between the target discharge pressure and the actual discharge pressure of the pump.

また、油圧ショベルは、クローラ式走行装置からなる左右一対の走行装置と、機体の前部に設けられた掘削装置を有する。
左右の走行装置の各々には、該走行装置を駆動するための油圧モータからなる走行モータが装備され、この走行モータを制御する走行用の制御バルブは左右走行装置の各々に対して設けられている。 Further, the hydraulic excavator has a pair of left and right traveling devices made up of a crawler traveling device and an excavating device provided at the front of the machine body.
Each of the left and right traveling devices is equipped with a traveling motor composed of a hydraulic motor for driving the traveling device, and a traveling control valve for controlling the traveling motor is provided for each of the left and right traveling devices. Yes.

掘削装置は、基部が機体の前部に上下揺動自在に枢支連結されたブームと、このブームの先端側に上下揺動自在に枢支連結されたアームと、このアームの先端側に揺動自在に枢支連結されたバケットとを有し、これらブーム、アーム、バケットは、油圧シリンダからなるブームシリンダ、アームシリンダ、バケットシリンダによって揺動駆動され、これらブームシリンダ、アームシリンダ、バケットシリンダは、ブーム用制御バルブ、アーム用制御バルブ、バケット用制御バルブによって制御される。   The excavator includes a boom whose base is pivotally connected to the front of the fuselage so as to be swingable up and down, an arm pivotally connected to the tip of the boom so as to be swingable up and down, and a boom swinging toward the tip of the arm. The boom, the arm, and the bucket are swingably driven by a boom cylinder, an arm cylinder, and a bucket cylinder that are hydraulic cylinders. The boom cylinder, the arm cylinder, and the bucket cylinder are The control valve is controlled by a boom control valve, an arm control valve, and a bucket control valve.

特許第３７４５０３８号公報Japanese Patent No. 3745038

前記従来の油圧システムにおいて、第１・第２の２つのポンプを設け、左右の走行装置の直進性を確保するために、掘削装置用の制御バルブを操作しないで走行用の制御バルブを操作したときに、第１ポンプの吐出油を一方の走行用の制御バルブに、第２ポンプの吐出油を他方の走行用の制御バルブに、それぞれ独立して供給可能とする第１切替位置と、走行用制御バルブと掘削装置用の制御バルブの内の少なくとも１つとを同時操作したときに、第１ポンプの吐出油を走行用の制御バルブに供給すると共に第２ポンプの吐出油を掘削装置用の制御バルブに供給する第２切替位置とに切替自在な走行直進弁を設けた場合、走行装置と掘削装置とを同時操作したときに、走行用の制御バルブの操作量に応じた圧油が第１ポンプから走行モータに供給され、掘削装置用の制御バルブの操作量に応じた圧油が第２ポンプから掘削装置用の油圧シリンダに供給されるので、走行モータには第１ポンプからの圧油しか流れず、また、掘削装置用の油圧シリンダには第２ポンプからの圧油しか流れない。   In the conventional hydraulic system, the first and second pumps are provided, and the traveling control valve is operated without operating the excavator control valve in order to ensure the straightness of the left and right traveling devices. A first switching position that allows the oil discharged from the first pump to be supplied to one traveling control valve and the oil discharged from the second pump to the other traveling control valve independently; When the control valve for operation and at least one of the control valves for the excavator are operated simultaneously, the discharge oil of the first pump is supplied to the control valve for traveling and the discharge oil of the second pump is used for the excavator When a traveling straight valve that can be switched to the second switching position supplied to the control valve is provided, when the traveling device and the excavator are operated simultaneously, the pressure oil corresponding to the amount of operation of the traveling control valve is the first. From one pump to a traveling motor Since the pressure oil is supplied and pressure oil corresponding to the operation amount of the control valve for the excavator is supplied from the second pump to the hydraulic cylinder for the excavator, only the pressure oil from the first pump flows to the travel motor, Only the hydraulic oil from the second pump flows into the hydraulic cylinder for the excavator.

したがって、前記作業機の油圧システムに、第１・第２ポンプを設けると共に前記走行直進弁を設けた場合、走行装置と掘削装置とを同時操作する場合の、掘削装置又は走行装置の動作が遅い場合がある。
そこで、本発明は、前記問題点に鑑み、ポンプの吐出油の一部をタンクに戻すことなく該吐出油を油圧アクチュエータに送るように制御した作業機の油圧システムにおいて、油圧アクチュエータの動作速度の改善を図った作業機の油圧システムを提供することを課題とする。 Therefore, when the first and second pumps are provided in the hydraulic system of the working machine and the travel straight valve is provided, the operation of the excavator or the travel device when the travel device and the excavator are operated simultaneously is slow. There is a case.
Therefore, in view of the above problems, the present invention provides a hydraulic system for a working machine in which the discharge oil is controlled to be sent to the hydraulic actuator without returning a part of the discharge oil of the pump to the tank. It is an object of the present invention to provide a hydraulic system for a work machine that is improved.

前記技術的課題を解決するために本発明が講じた技術的手段は、以下に示す点を特徴とする。
請求項１に係る発明では、油圧アクチュエータを制御する制御バルブと、可変容量型油圧ポンプによって構成されたポンプと、該ポンプ及び前記制御バルブを制御するコントローラとを備え、
前記ポンプの吐出油の一部をタンクに戻すことなく該吐出油を油圧アクチュエータに送るべく、コントローラにおいて、ポンプの仮定の吐出流量である設定吐出流量からポンプの実際の吐出流量を減算した流量値と、制御バルブの操作量から算出される予定のブリードオフ面積値とからポンプの目標吐出圧を算出し、該目標吐出圧とポンプの実際の吐出圧との偏差に基づいて算出される指令信号によってポンプの吐出流量を制御する作業機の油圧システムにおいて、
左右の走行装置の各々に装備された走行駆動用油圧アクチュエータを制御する走行用の制御バルブを左右走行装置の各々に対して備え、前記走行装置以外の被駆動体を駆動すべく装備された他の油圧アクチュエータを制御する他の制御バルブを備え、第１・第２の２つのポンプを備え、
前記他の制御バルブを操作しないで走行用の制御バルブを操作したときに、第１ポンプの吐出油を一方の走行用の制御バルブに、第２ポンプの吐出油を他方の走行用の制御バルブに、それぞれ独立して供給可能とする第１切替位置と、
走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作したときに、第１ポンプの吐出油を走行用の制御バルブに供給すると共に、第２ポンプの吐出油を他の制御バルブに供給する第２切替位置とに切替自在な走行直進弁を設け、
前記コントローラにおいて、走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際であって且つ走行駆動用油圧アクチュエータ又は他の油圧アクチュエータの一方を微速操作する際に、該微速操作される側の制御バルブに供給される吐出油を微速操作されない側の制御バルブに供給すべく、微速操作される側の制御バルブの操作量に応じた吐出流量以上の圧油を吐出するように微速操作される油圧アクチュエータに圧油を供給するポンプの吐出流量を制御すると共に、走行駆動用油圧アクチュエータ及び他の油圧アクチュエータを微速操作しない場合には、前記指令信号によって第１ポンプ及び第２ポンプの吐出流量を制御することを特徴とする。 The technical means taken by the present invention to solve the technical problems are characterized by the following points.
The invention according to claim 1 includes a control valve that controls the hydraulic actuator, a pump configured by a variable displacement hydraulic pump, and a controller that controls the pump and the control valve.
In order to send the discharge oil to the hydraulic actuator without returning a part of the discharge oil of the pump to the tank, a flow rate value obtained by subtracting the actual discharge flow rate of the pump from the set discharge flow rate that is the assumed discharge flow rate of the pump in the controller And a command signal that is calculated based on a deviation between the target discharge pressure and the actual discharge pressure of the pump. In the hydraulic system of the work machine that controls the discharge flow rate of the pump by
Each of the left and right traveling devices has a traveling control valve for controlling a hydraulic actuator for traveling driving provided in each of the left and right traveling devices, and is equipped to drive a driven body other than the traveling device. Including other control valves for controlling the hydraulic actuator of the first and second pumps,
When the travel control valve is operated without operating the other control valve, the discharge oil from the first pump is used as one travel control valve, and the discharge oil from the second pump is used as the other travel control valve. And a first switching position that can be supplied independently,
When the traveling control valve and the other control valve are operated simultaneously, the first pump discharge oil is supplied to the traveling control valve, and the second pump discharge oil is supplied to the other control valve. There is a travel straight valve that can be switched between 2 switching positions,
In the controller, when the traveling control valve and another control valve are operated simultaneously, and when one of the traveling drive hydraulic actuator or the other hydraulic actuator is operated at a very low speed, the speed-controlled side of the controller is controlled. In order to supply the discharge oil supplied to the control valve to the control valve on the side that is not operated at a fine speed, it is operated at a low speed so as to discharge the pressure oil at a discharge flow rate or higher according to the operation amount of the control valve on the side that is operated at a low speed. When the discharge flow rate of the pump that supplies the hydraulic oil to the hydraulic actuator is controlled and the travel drive hydraulic actuator and other hydraulic actuators are not operated at a very low speed, the discharge flow rates of the first pump and the second pump are controlled by the command signal. It is characterized by controlling .

請求項２に係る発明では、油圧アクチュエータを制御する制御バルブと、可変容量型油圧ポンプによって構成されたポンプと、該ポンプ及び前記制御バルブを制御するコントローラとを備え、
前記ポンプの吐出油の一部をタンクに戻すことなく該吐出油を油圧アクチュエータに送るべく、コントローラにおいて、ポンプの仮定の吐出流量である設定吐出流量からポンプの実際の吐出流量を減算した流量値と、制御バルブの操作量から算出される予定のブリードオフ面積値とからポンプの目標吐出圧を算出し、該目標吐出圧とポンプの実際の吐出圧との偏差に基づいて算出される指令信号によってポンプの吐出流量を制御する作業機の油圧システムにおいて、
左右の走行装置の各々に装備された走行駆動用油圧アクチュエータを制御する走行用の制御バルブを左右走行装置の各々に対して備え、前記走行装置以外の被駆動体を駆動すべく装備された他の油圧アクチュエータを制御する他の制御バルブを備え、第１・第２の２つのポンプを備え、
前記他の制御バルブを操作しないで走行用の制御バルブを操作したときに、第１ポンプの吐出油を一方の走行用の制御バルブに、第２ポンプの吐出油を他方の走行用の制御バルブに、それぞれ独立して供給可能とする第１切替位置と、
走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作したときに、第１ポンプの吐出油を走行用の制御バルブに供給すると共に、第２ポンプの吐出油を他の制御バルブに供給する第２切替位置とに切替自在な走行直進弁を設け、
走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際であって且つ走行駆動用油圧アクチュエータ又は他の油圧アクチュエータの一方を微速操作する際に、該微速操作される側の制御バルブに供給される吐出油を微速操作されない側の制御バルブに供給するよう構成し、
走行直進弁を各走行用の制御バルブの上流側に配置すると共に各走行用の制御バルブの下流側にそれぞれ他の制御バルブを配置し、走行直進弁に第１ポンプ及び第２ポンプの吐出路を接続し、
走行直進弁を第２切替位置に切り替えた状態で第２ポンプから圧油が供給される圧油供給路を設け、この圧油供給路から他の制御バルブの各々に圧油を供給可能とし、
走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際に、第１ポンプの吐出油を一方の走行用の制御バルブ及び該制御バルブの下流側の他の制御バルブを通して下流側に流す第１センターバイパス油路と、第２ポンプの吐出油を他方の走行用の制御バルブ及び該制御バルブの下流側の他の制御バルブを通して下流側に流す第２センターバイパス油路とを設け、
各走行用制御バルブの下流側で各センターバイパス油路と圧油供給路とを接続すると共に圧油供給路から各センターバイパス油路への圧油の逆流を阻止するチェック弁が介装された連通油路を設け、
走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際であって且つ走行駆動用油圧アクチュエータを微速操作する際に、第１ポンプの吐出油を第１・第２センターバイパス油路から連通油路を介して圧油供給路に流すように制御することを特徴とする。 The invention according to claim 2 includes a control valve for controlling the hydraulic actuator, a pump configured by a variable displacement hydraulic pump, and a controller for controlling the pump and the control valve.
In order to send the discharge oil to the hydraulic actuator without returning a part of the discharge oil of the pump to the tank, a flow rate value obtained by subtracting the actual discharge flow rate of the pump from the set discharge flow rate that is the assumed discharge flow rate of the pump in the controller And a command signal that is calculated based on a deviation between the target discharge pressure and the actual discharge pressure of the pump. In the hydraulic system of the work machine that controls the discharge flow rate of the pump by
Each of the left and right traveling devices has a traveling control valve for controlling a hydraulic actuator for traveling driving provided in each of the left and right traveling devices, and is equipped to drive a driven body other than the traveling device. Including other control valves for controlling the hydraulic actuator of the first and second pumps,
When the travel control valve is operated without operating the other control valve, the discharge oil from the first pump is used as one travel control valve, and the discharge oil from the second pump is used as the other travel control valve. And a first switching position that can be supplied independently,
When the traveling control valve and the other control valve are operated simultaneously, the first pump discharge oil is supplied to the traveling control valve, and the second pump discharge oil is supplied to the other control valve. There is a travel straight valve that can be switched between 2 switching positions,
When the travel control valve and another control valve are operated simultaneously and one of the travel drive hydraulic actuator and the other hydraulic actuator is operated at a very low speed, the control valve is supplied to the control valve on the side operated at a very low speed. Configured to supply the discharged oil to the control valve on the side that is not operated at a slow speed,
A travel straight valve is disposed upstream of each travel control valve, and another control valve is disposed downstream of each travel control valve. Discharge paths of the first pump and the second pump are disposed in the travel straight valve. Connect the
A pressure oil supply passage is provided in which pressure oil is supplied from the second pump in a state where the traveling straight valve is switched to the second switching position, and pressure oil can be supplied to each of the other control valves from the pressure oil supply passage,
When simultaneously operating the control valve for traveling and the other control valve, the discharge oil of the first pump flows downstream through one control valve for traveling and the other control valve downstream of the control valve. A first center bypass oil passage, and a second center bypass oil passage that causes the discharge oil of the second pump to flow downstream through the other control valve for traveling and the other control valve downstream of the control valve,
A check valve is provided to connect each center bypass oil passage and the pressure oil supply passage downstream of each traveling control valve and prevent backflow of pressure oil from the pressure oil supply passage to each center bypass oil passage. Establish a communication oil passage,
When the travel control valve and other control valves are operated simultaneously and when the travel drive hydraulic actuator is operated at a low speed, the discharged oil of the first pump is communicated from the first and second center bypass oil passages. Control is performed so as to flow through the oil passage to the pressure oil supply passage.

請求項３に係る発明では、各センターバイパス油路の油路終端はタンクに連通していると共に該油路終端側に該油路を開閉する切替弁を設けたことを特徴とする。
請求項４に係る発明では、各センターバイパス油路の油路終端側に、走行用の制御バルブ及び他の制御バルブの中立時における該センターバイパス油路の圧よりも高い設定圧に設定された低圧リリーフ弁を設けたことを特徴とする。 The invention according to claim 3 is characterized in that an oil passage end of each center bypass oil passage communicates with a tank and a switching valve for opening and closing the oil passage is provided on the oil passage end side.
In the invention according to claim 4, a set pressure higher than the pressure of the center bypass oil passage when the traveling control valve and other control valves are neutral is set on the oil passage end side of each center bypass oil passage. A low-pressure relief valve is provided.

請求項５に係る発明では、油圧アクチュエータを制御する制御バルブと、可変容量型油圧ポンプによって構成されたポンプと、該ポンプ及び前記制御バルブを制御するコントローラとを備え、
前記ポンプの吐出油の一部をタンクに戻すことなく該吐出油を油圧アクチュエータに送るべく、コントローラにおいて、ポンプの仮定の吐出流量である設定吐出流量からポンプの実際の吐出流量を減算した流量値と、制御バルブの操作量から算出される予定のブリードオフ面積値とからポンプの目標吐出圧を算出し、該目標吐出圧とポンプの実際の吐出圧との偏差に基づいて算出される指令信号によってポンプの吐出流量を制御する作業機の油圧システムにおいて、
左右の走行装置の各々に装備された走行駆動用油圧アクチュエータを制御する走行用の制御バルブを左右走行装置の各々に対して備え、前記走行装置以外の被駆動体を駆動すべく装備された他の油圧アクチュエータを制御する他の制御バルブを備え、第１・第２の２つのポンプを備え、
前記他の制御バルブを操作しないで走行用の制御バルブを操作したときに、第１ポンプの吐出油を一方の走行用の制御バルブに、第２ポンプの吐出油を他方の走行用の制御バルブに、それぞれ独立して供給可能とする第１切替位置と、
走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作したときに、第１ポンプの吐出油を走行用の制御バルブに供給すると共に、第２ポンプの吐出油を他の制御バルブに供給する第２切替位置とに切替自在な走行直進弁を設け、
走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際であって且つ走行駆動用油圧アクチュエータ又は他の油圧アクチュエータの一方を微速操作する際に、該微速操作される側の制御バルブに供給される吐出油を微速操作されない側の制御バルブに供給するよう構成し、
走行直進弁を各走行用の制御バルブの上流側に配置すると共に各走行用の制御バルブの下流側にそれぞれ他の制御バルブを配置し、走行直進弁に第１ポンプ及び第２ポンプの吐出路を接続し、
他の制御バルブの各々に圧油を供給可能な圧油供給路を設け、
走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際に、第１ポンプの吐出油を一方の走行用の制御バルブ及び該制御バルブの下流側の他の制御バルブを通して下流側に流す第１センターバイパス油路と、第２ポンプの吐出油を他方の走行用の制御バルブ及び該制御バルブの下流側の他の制御バルブを通して下流側に流す第２センターバイパス油路とを設け、
各制御バルブを中立位置から操作した際に、油圧アクチュエータに対して圧油を給排するアクチュエータポートが開く前に各センターバイパス油路が閉じるように該各制御バルブを構成し、
走行直進弁に第１ポンプと第２ポンプの吐出油を合流する第３切替位置を設け、走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際であって且つ走行駆動用油圧アクチュエータを微速操作する際に、走行直進弁を第３切替位置に切り替えて第１ポンプの吐出油を圧油供給路に流すように制御することを特徴とする。 The invention according to claim 5 includes a control valve that controls the hydraulic actuator, a pump configured by a variable displacement hydraulic pump, and a controller that controls the pump and the control valve.
In order to send the discharge oil to the hydraulic actuator without returning a part of the discharge oil of the pump to the tank, a flow rate value obtained by subtracting the actual discharge flow rate of the pump from the set discharge flow rate that is the assumed discharge flow rate of the pump in the controller And a command signal that is calculated based on a deviation between the target discharge pressure and the actual discharge pressure of the pump. In the hydraulic system of the work machine that controls the discharge flow rate of the pump by
Each of the left and right traveling devices has a traveling control valve for controlling a hydraulic actuator for traveling driving provided in each of the left and right traveling devices, and is equipped to drive a driven body other than the traveling device. Including other control valves for controlling the hydraulic actuator of the first and second pumps,
When the travel control valve is operated without operating the other control valve, the discharge oil from the first pump is used as one travel control valve, and the discharge oil from the second pump is used as the other travel control valve. And a first switching position that can be supplied independently,
When the traveling control valve and the other control valve are operated simultaneously, the first pump discharge oil is supplied to the traveling control valve, and the second pump discharge oil is supplied to the other control valve. There is a travel straight valve that can be switched between 2 switching positions,
When the travel control valve and another control valve are operated simultaneously and one of the travel drive hydraulic actuator and the other hydraulic actuator is operated at a very low speed, the control valve is supplied to the control valve on the side operated at a very low speed. Configured to supply the discharged oil to the control valve on the side that is not operated at a slow speed,
A travel straight valve is disposed upstream of each travel control valve, and another control valve is disposed downstream of each travel control valve. Discharge paths of the first pump and the second pump are disposed in the travel straight valve. Connect
A pressure oil supply path capable of supplying pressure oil to each of the other control valves is provided,
When simultaneously operating the control valve for traveling and the other control valve, the discharge oil of the first pump flows downstream through one control valve for traveling and the other control valve downstream of the control valve. A first center bypass oil passage, and a second center bypass oil passage that causes the discharge oil of the second pump to flow downstream through the other control valve for traveling and the other control valve downstream of the control valve,
When each control valve is operated from the neutral position, each control valve is configured so that each center bypass oil passage is closed before an actuator port for supplying and discharging pressure oil to and from the hydraulic actuator is opened.
The travel straight valve is provided with a third switching position for joining the oil discharged from the first pump and the second pump, and when the travel control valve and other control valves are operated simultaneously, the travel drive hydraulic actuator is When performing the slow speed operation, the straight traveling valve is switched to the third switching position, and control is performed so that the discharge oil of the first pump flows into the pressure oil supply path.

請求項６に係る発明では、各センターバイパス油路の油路終端はタンクに連通していると共に該油路終端側に走行用の制御バルブ及び他の制御バルブの中立時におけるセンターバイパス油路の圧よりも高い設定圧に設定された低圧リリーフ弁を設けたことを特徴とする。
請求項７に係る発明では、走行用の制御バルブの上流側において、圧油供給路とセンターバイパス油路とを接続し且つセンターバイパス油路から圧油供給路への圧油の逆流を阻止するチェック弁と該チェック弁の上流側に設けた絞りとが介装された流通油路を設け、
走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際であって且つ他の油圧アクチュエータを微速操作する際に、第２ポンプの吐出油を圧油供給路から流通油路を介してセンターバイパス油路に流すように制御することを特徴とする。 In the invention according to claim 6, the oil passage end of each center bypass oil passage communicates with the tank, and the center bypass oil passage at the neutral time of the control valve for traveling and the other control valves is connected to the oil passage end side. A low-pressure relief valve set to a set pressure higher than the pressure is provided.
In the invention according to claim 7, on the upstream side of the traveling control valve, the pressure oil supply path and the center bypass oil path are connected and the backflow of the pressure oil from the center bypass oil path to the pressure oil supply path is prevented. A flow oil passage provided with a check valve and a throttle provided upstream of the check valve is provided;
When simultaneously operating the control valve for traveling and another control valve and operating the other hydraulic actuator at a slow speed, the discharged oil of the second pump is centered from the pressure oil supply path via the distribution oil path. Control is performed so that the oil flows through the bypass oil passage.

請求項８に係る発明では、各走行用の制御バルブを操作しないで他の制御バルブを操作したときには、走行直進弁は第１切替位置に切り替えられて、第１ポンプの吐出油が第１センターバイパス油路及び連通油路を介して圧油供給路に流れると共に第２ポンプの吐出油が第２センターバイパス油路及び連通油路を介して圧油供給路に流れるよう構成したことを特徴とする。 In the invention according to claim 8 , when the other control valves are operated without operating the respective control valves for traveling, the traveling straight valve is switched to the first switching position, and the discharge oil of the first pump is changed to the first center. It is characterized in that it flows into the pressure oil supply passage through the bypass oil passage and the communication oil passage, and the discharge oil of the second pump flows into the pressure oil supply passage through the second center bypass oil passage and the communication oil passage. To do.

本発明によれば、以下の効果を奏する。
請求項１に係る発明によれば、走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際であって且つ走行駆動用油圧アクチュエータ又は他の油圧アクチュエータの一方を微速操作する際に、該微速操作される側の制御バルブに供給される吐出油を微速操作されない側の制御バルブに供給するよう構成することで、走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際における、走行装置又は他の被駆動体の動作速度の向上を図ることができる。 The present invention has the following effects.
According to the first aspect of the present invention, when simultaneously operating the traveling control valve and another control valve and operating one of the traveling drive hydraulic actuator or the other hydraulic actuator at a slow speed, The configuration is such that the discharge oil supplied to the control valve on the side operated at the slow speed is supplied to the control valve on the side not operated at the slow speed, so that the traveling when the control valve for traveling and other control valves are operated simultaneously. The operating speed of the apparatus or other driven body can be improved.

請求項２に係る発明によれば、走行駆動用油圧アクチュエータを微速操作する際に、第１ポンプの吐出油を第１・第２センターバイパス油路から連通油路を介して圧油供給路に流すように制御することにより、走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際における、他の被駆動体の動作速度の向上を図ることができる。
請求項３に係る発明によれば、各センターバイパス油路の油路終端に設けた切替弁を閉じることにより、ポンプの吐出油の一部をタンクに戻すことなく該吐出油を油圧アクチュエータに送る制御をすることができると共に、必要な場合にセンターバイパス油路を開くことができる。 According to the second aspect of the invention, when the traveling drive hydraulic actuator is operated at a low speed, the discharge oil of the first pump is transferred from the first and second center bypass oil passages to the pressure oil supply passage through the communication oil passage. By controlling to flow, it is possible to improve the operating speed of the other driven body when simultaneously operating the control valve for traveling and the other control valve.
According to the invention of claim 3, by closing a switching valve provided at the end of each center bypass oil passage, the discharge oil is sent to the hydraulic actuator without returning a part of the pump discharge oil to the tank. The center bypass oil passage can be opened when necessary.

請求項４に係る発明によれば、切替弁を開位置にしておくと、圧油を各センターバイパス油路を介してタンクにブリードさせたいときに、低圧リリーフ弁の設定圧よりも高い圧で該低圧リリーフ弁が自動的に開くので至便である。
請求項５に係る発明によれば、走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際における、他の被駆動体の動作速度の向上を図ることができる。 According to the fourth aspect of the present invention, when the switching valve is in the open position, when it is desired to bleed the pressure oil to the tank via each center bypass oil passage, the pressure is higher than the set pressure of the low pressure relief valve. This is convenient because the low pressure relief valve opens automatically.
According to the fifth aspect of the present invention, it is possible to improve the operating speed of the other driven body when simultaneously operating the control valve for traveling and the other control valve.

また、走行用の制御バルブ及び他の制御バルブの中立時において圧油をセンターバイパス油路を介してタンクにブリードさせたいときには低圧リリーフ弁の設定圧よりも高い圧で低圧リリーフ弁が自動的に開き、制御バルブを操作すればセンターバイパス油路が閉じるので至便である。
請求項６に係る発明によれば、走行用の制御バルブと他の制御バルブとを同時操作する際における、走行装置の動作速度の向上を図ることができる。 In addition, when the control valve for traveling and other control valves are neutral, the low pressure relief valve is automatically set at a pressure higher than the set pressure of the low pressure relief valve to bleed the pressure oil to the tank via the center bypass oil passage. Opening and operating the control valve is convenient because the center bypass oil passage is closed.
According to the invention which concerns on Claim 6, when operating the control valve for driving | running | working and another control valve simultaneously, the improvement of the operating speed of a traveling apparatus can be aimed at.

請求項７に係る発明によれば、他の制御バルブのみを操作したときに、第１・２センターバイパス油路及び連通油路を介して圧油供給路に流れる用に構成したので、油圧システムの簡素化を図ることができる。   According to the invention of claim 7, when only the other control valve is operated, the hydraulic system is configured to flow to the pressure oil supply path via the first and second center bypass oil paths and the communication oil path. Can be simplified.

作業機の側面図である。It is a side view of a working machine. 第１実施形態の油圧システムの概略構成図である。It is a schematic block diagram of the hydraulic system of 1st Embodiment. 第１実施形態の油圧システムの要部の構成図である。It is a block diagram of the principal part of the hydraulic system of 1st Embodiment. ポンプ圧力制御部の概略構成図である。It is a schematic block diagram of a pump pressure control part. 油圧システムのブロック図である。It is a block diagram of a hydraulic system. 油圧システムの制御バルブにおけるスプールストロークと各油路の開口面積を表すグラフである。It is a graph showing the spool stroke in the control valve of a hydraulic system, and the opening area of each oil path. 第２実施形態の油圧システムの要部の構成図である。It is a block diagram of the principal part of the hydraulic system of 2nd Embodiment. 油圧システムの制御バルブにおけるスプールストロークと各油路の開口面積を表すグラフ図である。It is a graph showing the spool stroke in the control valve of a hydraulic system, and the opening area of each oil passage. 変形例に係る回路図である。It is a circuit diagram concerning a modification.

以下、本発明の実施の形態を図面を参照して説明する。
図１〜図６は第１実施形態を示しており、図１において、１はバックホー（作業機）であり、該バックホー１は下部の走行体２と、この走行体２上に上下方向の旋回軸心回りに旋回可能に搭載された上部の旋回体３とから主構成されている。
走行体２は、油圧モータ（走行駆動用油圧アクチュエータ）からなる走行モータＭ１によって無端帯状のクローラベルト４を周方向に循環回走させるように構成したクローラ式の走行装置５をトラックフレーム６の左右両側に備えている。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
1 to 6 show a first embodiment. In FIG. 1, reference numeral 1 denotes a backhoe (work machine), and the backhoe 1 is a lower traveling body 2 and a vertical turn on the traveling body 2. It is mainly composed of an upper swing body 3 mounted so as to be pivotable about an axis.
The traveling body 2 includes a crawler-type traveling device 5 configured to circulate and rotate an endless belt-like crawler belt 4 in a circumferential direction by a traveling motor M1 including a hydraulic motor (traveling drive hydraulic actuator). Provided on both sides.

前記トラックフレーム６の前部にはドーザ装置７が設けられ、油圧シリンダ(油圧アクチュエータ）からなるドーザシリンダＣ１の伸縮によって上下揺動駆動される。
旋回体３は、トラックフレーム６上に旋回軸心回りに回動自在に搭載された旋回台８と、この旋回台８の前部に装備された掘削装置９と、旋回台８上に搭載されたキャビン１０とを備えている。 A dozer device 7 is provided at the front portion of the track frame 6 and is driven to swing up and down by expansion and contraction of a dozer cylinder C1 composed of a hydraulic cylinder (hydraulic actuator).
The swivel body 3 is mounted on the swivel base 8, a swivel base 8 that is mounted on the track frame 6 so as to be rotatable about a swivel axis, an excavation device 9 that is mounted on the front of the swivel base 8, and the swivel base 8. The cabin 10 is provided.

旋回台８には、エンジンＥ、作動油タンクＴ(以下、単にタンクＴという)、バッテリーＢａ、第１ポンプＰ１、第２ポンプＰ２、第３ポンプＰ３、ラジエータ、燃料タンク等が設けられている。
前記旋回台８（被駆動体）は、油圧モータ(油圧アクチュエータ)からなる旋回モータＭ２によって旋回駆動される。 The swivel base 8 is provided with an engine E, a hydraulic oil tank T (hereinafter simply referred to as a tank T), a battery Ba, a first pump P1, a second pump P2, a third pump P3, a radiator, a fuel tank, and the like. .
The swivel base 8 (driven body) is swiveled by a swivel motor M2 composed of a hydraulic motor (hydraulic actuator).

この旋回台８の前部には、該旋回台８から前方突出状に支持ブラケット１１が設けられ、この支持ブラケット１１には、スイングブラケット１２が上下方向の軸心回りに左右揺動自在に支持されている。このスイングブラケット１２は、油圧シリンダ(油圧アクチュエータ)からなるスイングシリンダＣ２によって左右に揺動駆動される。
掘削装置９は、基部側がスイングブラケット１２の上部に左右軸回りに回動自在に枢支連結されて上下揺動自在とされたブーム１３（被駆動体）と、このブーム１３の先端側に左右軸回りに回動自在に枢支連結されて上下揺動自在とされたアーム１４（被駆動体）と、このアーム１４の先端側に左右軸回りに回動自在に枢支連結されて前後揺動自在とされたバケット１５（被駆動体）とから主構成されている。 A support bracket 11 is provided at a front portion of the swivel base 8 so as to protrude forward from the swivel base 8. A swing bracket 12 is supported on the support bracket 11 so as to be swingable left and right around a vertical axis. Has been. The swing bracket 12 is driven to swing left and right by a swing cylinder C2 including a hydraulic cylinder (hydraulic actuator).
The excavator 9 includes a boom 13 (driven body) whose base side is pivotally connected to the upper part of the swing bracket 12 so as to be rotatable about a left and right axis, and is vertically swingable. An arm 14 (driven body) that is pivotally connected so as to be pivotable about an axis, and can be swung up and down, and is pivotally connected to a front end side of this arm 14 so as to be rotatable about a left and right axis. It is mainly composed of a movable bucket 15 (driven body).

ブーム１３は該ブーム１３とスイングブラケット１２との間に介装されたブームシリンダＣ３によって上下揺動駆動され、アーム１４は該アーム１４とブーム１３との間に介装されたアームシリンダＣ４によって上下揺動駆動され、バケット１５は該バケット１５とアーム１４との間に介装されたバケットシリンダＣ５によって揺動駆動される。
前記ブームシリンダＣ３、アームシリンダＣ４及びバケットシリンダＣ５は油圧シリンダ(油圧アクチュエータ)によって構成されている。 The boom 13 is driven to swing up and down by a boom cylinder C3 interposed between the boom 13 and the swing bracket 12, and the arm 14 is moved up and down by an arm cylinder C4 interposed between the arm 14 and the boom 13. The bucket 15 is driven to swing, and the bucket 15 is driven to swing by a bucket cylinder C <b> 5 interposed between the bucket 15 and the arm 14.
The boom cylinder C3, arm cylinder C4 and bucket cylinder C5 are constituted by hydraulic cylinders (hydraulic actuators).

また、当該バックホー１にあっては、アーム１４の先端側に、例えば、バケット１５の代わりに油圧ブレーカ等の油圧アクチュエータを有する油圧アタッチメント（被駆動体）を取り付けて使用することが可能とされている。
次に、図２〜図５を参照してバックホー１に装備された各種油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ１〜Ｃ５を作動させる油圧システム１６について説明する。 Further, in the backhoe 1, for example, a hydraulic attachment (driven body) having a hydraulic actuator such as a hydraulic breaker can be attached to the distal end side of the arm 14 instead of the bucket 15. Yes.
Next, the hydraulic system 16 that operates the various hydraulic actuators M1, M2, C1 to C5 installed in the backhoe 1 will be described with reference to FIGS.

油圧システム１６は、図２に示すように、前記第１ポンプＰ１、第２ポンプＰ２及び第３ポンプＰ３と、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出圧Ｐｐ（吐出量Ｑ）を制御すべく第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の各々について設けられたポンプ圧力制御部１７と、前記各種油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ１〜５を制御する制御バルブＶ１〜１１と、制御バルブＶ１〜９を操作する操作手段１８と、走行直進弁Ｖ１２と、ポンプ圧力制御部１７（第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２）及び制御バルブＶ１〜９等を電子制御するコントローラ１９等を有する。   As shown in FIG. 2, the hydraulic system 16 controls the discharge pressure Pp (discharge amount Q) of the first pump P1, the second pump P2, the third pump P3, and the first and second pumps P1, P2. Accordingly, the pump pressure control unit 17 provided for each of the first and second pumps P1, P2, the control valves V1-11 for controlling the various hydraulic actuators M1, M2, C1-5, and the control valves V1-9 are provided. An operating means 18 for operating, a straight traveling valve V12, a pump pressure control unit 17 (first and second pumps P1, P2), a controller 19 for electronically controlling the control valves V1 to 9 and the like are provided.

前記第１ポンプＰ１、第２ポンプＰ２及び第３ポンプＰ３はエンジンＥ（等の駆動源）によって回転駆動される。また、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２は、斜板等のポンプ容量制御機構を備えた可変容量型油圧ポンプ（斜板形可変容量アキシャルポンプ）で構成され、第３ポンプは定容量型油圧ポンプによって構成されている。
次に、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出油制御系の構造を図４を参照して説明するが、第１ポンプＰ１と第２ポンプＰ２の吐出油制御系の構造は同様に構成されているので、一方を図示し他方の図示は省略する。 The first pump P1, the second pump P2, and the third pump P3 are rotationally driven by an engine E (such as a drive source). The first and second pumps P1 and P2 are constituted by a variable displacement hydraulic pump (swash plate variable displacement axial pump) having a pump displacement control mechanism such as a swash plate, and the third pump is a constant displacement hydraulic pressure. It is composed of a pump.
Next, the structure of the discharge oil control system of the first and second pumps P1 and P2 will be described with reference to FIG. 4, but the structure of the discharge oil control system of the first pump P1 and the second pump P2 is configured similarly. Therefore, one is shown and the other is not shown.

図４に示すように、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の斜板２０の一端にはポンプバネ２１が内蔵された押圧ピストン２２のピストンロッド２２ａが連結され、該斜板２０の他端にはポンプアクチュエータ２３のピストンロッド２３ａが連結されており、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の各斜板２０を自己圧及びポンプバネ２１によって押圧ピストン２２を介してポンプ流量を増加する方向に押圧させるよう構成されていると共に、この押圧ピストン２２の押圧力に対抗する力をポンプアクチュエータ２３によって斜板２０に作用させるよう構成され、ポンプアクチュエータ２３のピストンロッド２３ａを出退させることで、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出量Ｑを調節することができる。   As shown in FIG. 4, a piston rod 22 a of a pressing piston 22 incorporating a pump spring 21 is connected to one end of the swash plate 20 of the first and second pumps P 1 and P 2, and the other end of the swash plate 20 is connected to the other end. The piston rod 23a of the pump actuator 23 is connected, and the swash plates 20 of the first and second pumps P1 and P2 are pressed by the self-pressure and the pump spring 21 through the pressing piston 22 in the direction of increasing the pump flow rate. The pump actuator 23 is configured to apply a force against the pressing force of the pressing piston 22 to the swash plate 20, and the piston rod 23 a of the pump actuator 23 is moved back and forth. The discharge amount Q of the two pumps P1, P2 can be adjusted.

なお、エンジンＥの停止時などには、押圧ピストン２２のポンプバネ２１の付勢力によって、斜板２０が最大角となる。
前記ポンプ圧力制御部１７は、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出圧Ｐｐが目標吐出圧ＳＰとなるように、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出量Ｑをポンプアクチュエータ２３を介してコントロールするものである。このポンプ圧力制御部１７の入力は、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出路２４ａ，２４ｂからの作動油、及び上述した目標吐出圧ＳＰに基づいてコントローラ１９から出力される圧力出力信号Ｄ１（指令信号）であり、出力として、ポンプアクチュエータ２３へ作動油を供給する。 When the engine E is stopped, the swash plate 20 has a maximum angle due to the urging force of the pump spring 21 of the pressing piston 22.
The pump pressure controller 17 controls the discharge amount Q of the first and second pumps P1 and P2 via the pump actuator 23 so that the discharge pressure Pp of the first and second pumps P1 and P2 becomes the target discharge pressure SP. Control. The input of the pump pressure controller 17 is a pressure output signal D1 output from the controller 19 based on the hydraulic oil from the discharge passages 24a and 24b of the first and second pumps P1 and P2 and the target discharge pressure SP described above. (Command signal), and hydraulic oil is supplied to the pump actuator 23 as an output.

ポンプ圧力制御部１７は、ポンプアクチュエータ２３への作動油の流れを制御するポンプ制御弁２５と、このポンプ制御弁２５のスプールの一端に所定の圧を立てるための電磁リリーフ弁２６とを備えている。
前記電磁リリーフ弁２６は、コントローラ１９から出力される比例ソレノイド２８への入力電流が上がるとポンプリリーフ圧Ｐｒが下がるネガティブ型であって、弁体を油路閉じ方向に付勢する調節バネ２７と、この調節バネ２７の付勢方向と対抗する電磁リリーフ弁２６上流側の回路圧と、コントローラ１９から出力される圧力出力信号Ｄ１によって比例ソレノイド２８が発生する力とのバランスにより制御される。 The pump pressure control unit 17 includes a pump control valve 25 that controls the flow of hydraulic oil to the pump actuator 23, and an electromagnetic relief valve 26 that establishes a predetermined pressure at one end of the spool of the pump control valve 25. Yes.
The electromagnetic relief valve 26 is a negative type in which the pump relief pressure Pr decreases when the input current to the proportional solenoid 28 output from the controller 19 increases, and the adjustment spring 27 urges the valve body in the oil passage closing direction. The circuit pressure on the upstream side of the electromagnetic relief valve 26 that opposes the biasing direction of the adjusting spring 27 is controlled by a balance between the force generated by the proportional solenoid 28 by the pressure output signal D1 output from the controller 19.

上述のポンプ制御弁２５のスプールの一端には、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出路２４ａ，２４ｂから直接届く作動油によって第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出圧Ｐｐ（自己圧）がかかり、スプールの他端には、ポンプ制御弁２５に備え付けられたバネ２９による付勢力、及び電磁リリーフ弁２６により制御されるポンプリリーフ圧Ｐｒがかかっている。   At one end of the spool of the pump control valve 25 described above, the discharge pressure Pp (self-pressure) of the first and second pumps P1 and P2 is caused by the hydraulic oil directly reaching from the discharge passages 24a and 24b of the first and second pumps P1 and P2. The other end of the spool is urged by a spring 29 provided to the pump control valve 25 and a pump relief pressure Pr controlled by the electromagnetic relief valve 26.

このポンプリリーフ圧Ｐｒを電気的に（圧力出力信号Ｄ１で）調節することによって、コントローラ１９は、ポンプアクチュエータ２３への作動油の流入・流出でポンプアクチュエータ２３のピストンロッド２３ａを出退させて斜板２０を操作でき、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２をポンプ吐出圧Ｐｐが目標吐出圧ＳＰとなるように制御できると共に、ポンプ吐出量Ｑの制御も可能となる。   By adjusting the pump relief pressure Pr electrically (by the pressure output signal D1), the controller 19 causes the piston rod 23a of the pump actuator 23 to move back and forth with the inflow / outflow of the hydraulic oil to the pump actuator 23. The plate 20 can be operated, and the first and second pumps P1, P2 can be controlled so that the pump discharge pressure Pp becomes the target discharge pressure SP, and the pump discharge amount Q can also be controlled.

なお、ポンプ圧力制御部１７は、電磁リリーフ弁２６がネガティブ型であるので、急遽バッテリＢａからの電流が途絶えた場合等の非常時でも、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２は最大圧等の所定の圧力で可動し、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２が所定のポンプ吐出量Ｑを確保して各油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ３〜５に必要な作動油を供給し、油圧システム１６をダウンさせない。   In addition, since the electromagnetic relief valve 26 is a negative type, the pump pressure control unit 17 is configured such that the first and second pumps P1 and P2 have a maximum pressure or the like even in an emergency such as when the current from the battery Ba suddenly stops. The hydraulic system 16 is moved at a predetermined pressure, and the first and second pumps P1, P2 secure a predetermined pump discharge amount Q to supply necessary hydraulic oil to the hydraulic actuators M1, M2, C3-5. Don't let it go down.

ポンプ圧力制御部１７は、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の斜板２０の傾斜角（後述の傾斜入力信号Ｈ１）を電気的に検出する傾斜センサ３０を有しており、この第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の斜板２０の傾斜角に基づいて、コントローラ１９で第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出量Ｑが換算される。
図２及び図３に示すように、各種油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ１〜Ｃ５を制御する制御バルブＶ１〜Ｖ１１は、左右一方の走行モータＭ１を制御する一方の走行用制御バルブＶ１、左右他方の走行モータＭ１を制御する他方の走行用制御バルブＶ２、旋回モータＭ２を制御する制御する旋回用制御バルブＶ３、ブームシリンダＣ３を制御する第１、第２ブーム用制御バルブＶ４，Ｖ５、アームシリンダＣ４を制御する第１、第２アーム用制御バルブＶ６，Ｖ７、バケットシリンダＣ５を制御するバケット用制御バルブＶ８、アーム１４に取り付けられる油圧アタッチメントを制御する補助用制御バルブＶ９、スイングシリンダＣ２を制御するスイング用制御バルブＶ１０及びドーザシリンダＣ１を制御するドーザ用制御バルブＶ１１が設けられている。 The pump pressure control unit 17 includes an inclination sensor 30 that electrically detects an inclination angle (an inclination input signal H1 described later) of the swash plate 20 of the first and second pumps P1 and P2. Based on the inclination angle of the swash plate 20 of the second pumps P1, P2, the controller 19 converts the discharge amounts Q of the first and second pumps P1, P2.
As shown in FIGS. 2 and 3, the control valves V1 to V11 for controlling the various hydraulic actuators M1, M2, C1 to C5 are one traveling control valve V1 for controlling one of the left and right traveling motors M1, and the other of the left and right traveling valves. The other travel control valve V2 that controls the travel motor M1, the swing control valve V3 that controls the swing motor M2, the first and second boom control valves V4 and V5 that control the boom cylinder C3, and the arm cylinder C4. The first and second arm control valves V6 and V7 for controlling the bucket, the bucket control valve V8 for controlling the bucket cylinder C5, the auxiliary control valve V9 for controlling the hydraulic attachment attached to the arm 14, and the swing cylinder C2 are controlled. A swing control valve V10 and a dozer control valve V11 for controlling the dozer cylinder C1 are provided. It has been kicked.

各制御バルブＶ１〜１１は、中立位置からスプールの軸心方向一方又は他方に摺動することで圧油の方向が切り替えられるセンターバイパス型の直動スプール形方向切替弁から構成されており、圧油を流入させるポンプポート３１と、タンクＴに連通するタンクポート３２と、油圧管路３３ａ，３３ｂを介して対応する（制御対象の）油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ１〜５に接続される一対のアクチュエータポート３４ａ，３４ｂと、バイパス通路３５とを有する。   Each of the control valves V1 to 11 is composed of a center bypass type direct acting spool type directional switching valve in which the direction of the pressure oil is switched by sliding from the neutral position to one or the other in the axial direction of the spool. A pump port 31 through which oil flows, a tank port 32 communicating with the tank T, and a pair of hydraulic actuators M1, M2, C1-5 connected to the corresponding (controlled) hydraulic actuators 33a, 33b. Actuator ports 34a and 34b and a bypass passage 35 are provided.

一方及び他方の走行用制御バルブＶ１，Ｖ２、旋回用制御バルブＶ３、第１、第２ブーム用制御バルブＶ４，Ｖ５、第１、第２アーム用制御バルブＶ６，Ｖ７と、バケット用制御バルブＶ８及び補助用制御バルブＶ９は、スプールを一端側から付勢する付勢バネ３６と、この付勢バネ３６の付勢力に抗してスプールを移動させる比例ソレノイド３７とを備えていて、比例ソレノイド３７に通電する電流値に比例させてスプールを無断階に摺動させることにより各ポート３１，３２，３４ａ，３４ｂ及びバイパス通路３５の開度を任意にとることができる電磁比例弁によって構成されている。   One and the other traveling control valves V1, V2, turning control valve V3, first and second boom control valves V4, V5, first and second arm control valves V6, V7, and bucket control valve V8 The auxiliary control valve V9 includes an urging spring 36 that urges the spool from one end side, and a proportional solenoid 37 that moves the spool against the urging force of the urging spring 36. It is constituted by an electromagnetic proportional valve which can arbitrarily take the opening degree of each port 31, 32, 34a, 34b and bypass passage 35 by sliding the spool in an unsettled floor in proportion to the current value energized to .

また、これら制御バルブＶ１〜９は、中立位置では、各ポート３１，３２，３４ａ，３４ｂが閉じていると共にバイパス通路３５が全開であり、中立位置からスプールを摺動させると、図６に示すように、ポンプポート３１から油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ３〜５に対して圧油を送る油路ＰＣ及び油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ３〜５からタンクＴへ圧油を戻す油路ＣＴが徐々に開いていくと共にバイパス通路３５が徐々に閉じていく。また、前記油路ＰＣ及び油路ＣＴが開き始める際にバイパス通路３５は、まだ閉じていない状態に構成されている。   Further, when the control valves V1 to 9 are in the neutral position, the ports 31, 32, 34a, and 34b are closed and the bypass passage 35 is fully opened, and the spool is slid from the neutral position, as shown in FIG. Thus, the oil passage PC for sending the pressure oil from the pump port 31 to the hydraulic actuators M1, M2, C3-5 and the oil passage CT for returning the pressure oil from the hydraulic actuators M1, M2, C3-5 to the tank T gradually As it opens, the bypass passage 35 gradually closes. Further, when the oil passage PC and the oil passage CT start to open, the bypass passage 35 is configured in a state in which it is not closed yet.

これら制御バルブＶ１〜９には、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２からの吐出油が供給され、左右の走行モータＭ１、旋回モータＭ２、ブームシリンダＣ３、アームシリンダＣ４、バケットシリンダ５及び油圧アタッチメントが第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出油によって駆動される。
前記第１ブーム用制御バルブＶ４と第２ブーム用制御バルブＶ５とは同時に作動してブームシリンダＣ３を駆動し、また、第１アーム用制御バルブＶ６と第２アーム用制御バルブＶ７とは同時に作動してアームシリンダＣ４を駆動する。 The control valves V1 to V9 are supplied with oil discharged from the first and second pumps P1 and P2, and the left and right traveling motors M1, swing motors M2, boom cylinders C3, arm cylinders C4, bucket cylinders 5 and hydraulic attachments. Is driven by the oil discharged from the first and second pumps P1, P2.
The first boom control valve V4 and the second boom control valve V5 operate simultaneously to drive the boom cylinder C3, and the first arm control valve V6 and the second arm control valve V7 operate simultaneously. Then, the arm cylinder C4 is driven.

前記操作手段１８は、前記電磁比例弁からなる制御バルブＶ１〜９を操作するものであり、本実施形態では、前後又は左右等に傾動操作される操作レバー１８ａを有する。
前記第１ブーム用制御バルブＶ４と第２ブーム用制御バルブＶ５とは１つの操作手段によって同時操作され、第１アーム用制御バルブＶ６と第２アーム用制御バルブＶ７も１つの操作手段によって同時操作される。また、その他の電磁比例弁からなる制御バルブＶ１、Ｖ２、Ｖ３、Ｖ８、Ｖ９各々に対して１つの操作手段１８が設けられている。 The operation means 18 operates the control valves V1 to V9 including the electromagnetic proportional valve, and in this embodiment, has an operation lever 18a that is tilted back and forth or left and right.
The first boom control valve V4 and the second boom control valve V5 are simultaneously operated by one operating means, and the first arm control valve V6 and the second arm control valve V7 are simultaneously operated by one operating means. Is done. Further, one operation means 18 is provided for each of the control valves V1, V2, V3, V8, V9, which are other electromagnetic proportional valves.

各操作手段１８には操作センサ３８が設けられ、操作レバー１８ａを中立位置から傾動方向一方又は他方に傾動操作すると、該操作レバー１８ａの操作方向及び操作レバー１８ａの操作量ｓが操作センサ３８によって電気的に検出されるよう構成されている。
この操作方向及び操作量ｓに応じた操作信号Ｈ２はコントローラ１９に入力され、コントローラ１９は、この操作信号Ｈ２に基づいて操作対象の制御バルブＶ１〜９の比例ソレノイド３７へと指令信号Ｄ２を出力する。この指令信号Ｄ２によって操作対象の制御バルブＶ１〜９のスプールが操作手段１８の操作量ｓに比例して中立位置から一方又は他方に操作される（操作手段１８の操作量ｓに比例して対応する制御バルブＶ１〜９のスプールが制御される）。 Each operation means 18 is provided with an operation sensor 38. When the operation lever 18a is tilted from the neutral position to one or the other in the tilt direction, the operation sensor 38 determines the operation direction of the operation lever 18a and the operation amount s of the operation lever 18a. It is configured to be detected electrically.
An operation signal H2 corresponding to the operation direction and the operation amount s is input to the controller 19, and the controller 19 outputs a command signal D2 to the proportional solenoids 37 of the control valves V1 to 9 to be operated based on the operation signal H2. To do. By this command signal D2, the spools of the control valves V1 to 9 to be operated are operated from the neutral position to one or the other in proportion to the operation amount s of the operation means 18 (corresponding in proportion to the operation amount s of the operation means 18). The spools of the control valves V1 to V9 are controlled).

したがって、操作レバー１８ａを中立位置から一方に傾動すると操作対象の制御バルブＶ１〜９のスプールが中立位置から一方に摺動し、操作レバー１８ａを中立位置から他方に傾動すると操作対象の制御バルブＶ１〜９のスプールが中立位置から他方に摺動し、操作レバー１８ａの中立位置からの操作量ｓが大きくなると、操作対象の制御バルブＶ１〜９の中立位置からのスプールストロークが大きくなる。   Accordingly, when the operation lever 18a is tilted from the neutral position to one side, the spools of the control valves V1 to 9 to be operated slide to one side from the neutral position, and when the operation lever 18a is tilted from the neutral position to the other, the control valve V1 to be operated. When the spool of .about.9 slides from the neutral position to the other and the operation amount s from the neutral position of the operation lever 18a increases, the spool stroke from the neutral position of the control valves V1 to 9 to be operated increases.

一方、スイング用制御バルブＶ１０と、ドーザ用制御バルブＶ１１とは、人力によってスプールを無断階に摺動させることにより各ポート３１，３２，３４ａ，３４ｂ及びバイパス通路３５の開度を任意にとることができる人力式の方向切替弁によって構成されている。これら制御バルブＶ１０，Ｖ１１には、第３ポンプＰ３からの吐出油が供給され、スイングシリンダＣ２及びドーザシリンダＣ１が第３ポンプＰ３の吐出油によって駆動される。   On the other hand, the swing control valve V10 and the dozer control valve V11 allow the ports 31, 32, 34a, and 34b and the bypass passage 35 to be arbitrarily opened by sliding the spool to the floor without permission. It is configured by a human-powered direction switching valve that can The control valves V10 and V11 are supplied with the discharge oil from the third pump P3, and the swing cylinder C2 and the dozer cylinder C1 are driven by the discharge oil of the third pump P3.

また、これら制御バルブＶ１０，Ｖ１１のスプールストロークと各ポート３１，３２，３４ａ，３４ｂ及びセンター通路３５の開口面積との関係は前記制御バルブＶ１〜９と同様に構成されている。
本実施形態の油圧回路では、一方の走行用制御バルブＶ１の下流側に旋回用制御バルブＶ３が配置され、該旋回用制御バルブＶ３の下流側に第１アーム用制御バルブＶ６が配置され、該第１アーム用制御バルブＶ６の下流側に第１ブーム用制御バルブＶ４が配置されている。 The relationship between the spool strokes of the control valves V10 and V11 and the opening areas of the ports 31, 32, 34a and 34b and the center passage 35 is the same as that of the control valves V1 to V9.
In the hydraulic circuit of the present embodiment, a turning control valve V3 is disposed on the downstream side of one traveling control valve V1, and a first arm control valve V6 is disposed on the downstream side of the turning control valve V3. A first boom control valve V4 is disposed downstream of the first arm control valve V6.

また、他方の走行用制御バルブＶ２の下流側には第２ブーム用制御バルブＶ５が配置され、該第２ブーム用制御バルブＶ５の下流側にはバケット用制御バルブＶ８が配置され、該バケット用制御バルブＶ８の下流側には第２アーム用制御バルブＶ７が配置され、該第２アーム用制御バルブＶ７の下流側には補助用制御バルブＶ９が配置されている。
また、スイング用制御バルブＶ１０の下流側にドーザ用制御バルブＶ１１が配置されている。 A second boom control valve V5 is disposed downstream of the other travel control valve V2, and a bucket control valve V8 is disposed downstream of the second boom control valve V5. A second arm control valve V7 is disposed downstream of the control valve V8, and an auxiliary control valve V9 is disposed downstream of the second arm control valve V7.
Also, a dozer control valve V11 is disposed downstream of the swing control valve V10.

なお、制御バルブＶ１〜１１の配置は、これに限定されることはない。
前記走行直進弁Ｖ１２は第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の圧油の方向を切り替えるものであり、該走行直進弁Ｖ１２は各走行用制御バルブＶ１，Ｖ２の上流側に配置されている。
この走行直進弁Ｖ１２は第１切替位置６６ａと、第２切替位置６６ｂとに切替自在な方向切替弁によって構成されていると共に、スプールを一端側から付勢する付勢バネ６７と、この付勢バネ６７の付勢力に抗してスプールを移動させるソレノイド６８とを備えており、付勢バネ６７の付勢力により第１切替位置６６ａに切り替えられ、ソレノイド６８を励磁することにより第２切替位置６６ｂに切り替えられる電磁弁によって構成されている。 In addition, arrangement | positioning of the control valves V1-11 is not limited to this.
The travel rectilinear valve V12 switches the direction of pressure oil of the first and second pumps P1, P2, and the travel rectilinear valve V12 is arranged upstream of the travel control valves V1, V2.
The straight travel valve V12 is constituted by a direction switching valve that can be switched between a first switching position 66a and a second switching position 66b, and an urging spring 67 that urges the spool from one end side. And a solenoid 68 for moving the spool against the biasing force of the spring 67. The solenoid 68 is switched to the first switching position 66a by the biasing force of the biasing spring 67, and the solenoid 68 is excited to excite the second switching position 66b. It is comprised by the solenoid valve switched to.

走行直進弁Ｖ１２のソレノイド６８はコントローラ１９からの励磁信号Ｄ５によって励磁される。
この走行直進弁Ｖ１２は第１、第２入力ポート６９ａ，６９ｂと、第１、第２出力ポート７０ａ，７０ｂとを有し、第１切替位置６６ａでは第１入力ポート６９ａと第２出力ポート７０ｂとが閉鎖されると共に第２入力ポート６９ｂと第１出力ポート７０ａとが連通し、第２切替位置６６ｂでは第１入力ポート６９ａと第１出力ポート７０ａとが連通すると共に第２入力ポート６９ｂと第２出力ポート７０ｂとが連通する。 The solenoid 68 of the straight travel valve V12 is excited by an excitation signal D5 from the controller 19.
The straight travel valve V12 includes first and second input ports 69a and 69b, and first and second output ports 70a and 70b. The first input port 69a and the second output port 70b at the first switching position 66a. Are closed and the second input port 69b and the first output port 70a communicate with each other. At the second switching position 66b, the first input port 69a and the first output port 70a communicate with each other and the second input port 69b communicates with the second input port 69b. The second output port 70b communicates.

また、油圧システム１６には、走行直進弁Ｖ１２の第１入力ポート６９ａから一方の走行用制御バルブＶ１、旋回用制御バルブＶ３、第１アーム用制御バルブＶ６、第１ブーム用制御バルブＶ４の各バイパス通路３５を順に通ってタンクＴに至る第１センターバイパス油路７１と、走行直進弁Ｖ１２の第１出力ポート７０ａから他方の走行用制御バルブＶ２、第２ブーム用制御バルブＶ５、バケット用制御バルブＶ８、第２アーム用制御バルブＶ７、補助用制御バルブＶ９の各バイパス通路３５を順に通ってタンクＴに至る第２センターバイパス油路７２とが設けられている。   Further, the hydraulic system 16 includes a travel control valve V1, a swing control valve V3, a first arm control valve V6, and a first boom control valve V4 from the first input port 69a of the travel straight valve V12. A first center bypass oil passage 71 that sequentially passes through the bypass passage 35 and reaches the tank T, and the other travel control valve V2, the second boom control valve V5, and the bucket control from the first output port 70a of the travel straight valve V12. A second center bypass oil passage 72 that reaches the tank T through the bypass passages 35 of the valve V8, the second arm control valve V7, and the auxiliary control valve V9 is provided.

第１ポンプＰ１の吐出路２４ａは第１センターバイパス油路７１の、走行直進弁Ｖ１２と一方の走行用制御バルブＶ１との間に接続されている。したがって、第１ポンプＰ１の吐出路２４ａは第１センターバイパス油路７１を介して走行直進弁Ｖ１２の第１入力ポート６９ａに接続されている。
また、第２ポンプＰ２の吐出路２４ｂは走行直進弁Ｖ１２の第２入力ポート６９ｂに接続されている。 The discharge path 24a of the first pump P1 is connected to the first center bypass oil path 71 between the travel straight valve V12 and one travel control valve V1. Accordingly, the discharge passage 24a of the first pump P1 is connected to the first input port 69a of the traveling straight valve V12 via the first center bypass oil passage 71.
Further, the discharge passage 24b of the second pump P2 is connected to the second input port 69b of the traveling straight valve V12.

また、一方の走行用制御バルブＶ１のポンプポート３１は第１センターバイパス油路７１に接続路６４を介して接続され、他方の走行用制御バルブＶ２のポンプポート３１は第２センターバイパス油路７２に接続路６５を介して接続されている。
また、油圧システム１６には、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出路２４ａ，２４ｂの圧油を制御バルブＶ３〜９に供給するための圧油供給路７３が設けられていると共に、この圧油供給路７３と第１、第２センターバイパス油路７１，７２とを接続する連通油路７４ａ〜ｄ及び流通油路７５が設けられている。 The pump port 31 of one travel control valve V1 is connected to the first center bypass oil passage 71 via a connection passage 64, and the pump port 31 of the other travel control valve V2 is connected to the second center bypass oil passage 72. Are connected to each other via a connection path 65.
Further, the hydraulic system 16 is provided with a pressure oil supply path 73 for supplying the pressure oil of the discharge paths 24a and 24b of the first and second pumps P1 and P2 to the control valves V3 to V9. Communication oil passages 74 a to 74 d and a distribution oil passage 75 that connect the pressure oil supply passage 73 and the first and second center bypass oil passages 71 and 72 are provided.

前記圧油供給路７３は走行直進弁Ｖ１２の第２出力ポート７０ｂに接続油路７６を介して接続されていると共に、該圧油供給路７３の油路一端が第１ブーム用制御バルブＶ４のポンプポート３１に接続され、圧油供給路７３の油路他端が補助用制御バルブＶ９のポンプポート３１に接続されている。
また、旋回用制御バルブＶ３、第２ブーム用制御バルブＶ５、第１アーム用制御バルブＶ６、第２アーム用制御バルブＶ７及びバケット制御バルブＶ８のポンプポート３１は分岐油路７７を介して圧油供給路７３に接続されている。 The pressure oil supply path 73 is connected to the second output port 70b of the straight traveling valve V12 via a connection oil path 76, and one end of the oil path of the pressure oil supply path 73 is connected to the first boom control valve V4. The other end of the oil passage of the pressure oil supply passage 73 is connected to the pump port 31 of the auxiliary control valve V9.
Further, the pump port 31 of the turning control valve V3, the second boom control valve V5, the first arm control valve V6, the second arm control valve V7, and the bucket control valve V8 is pressurized oil through a branch oil passage 77. It is connected to the supply path 73.

圧油供給路７３の一端側及び他端側並びに各分岐油路７７に逆流防止用のチェック弁が設けられている。
連通油路７４ａ〜ｄは、一方の走行用制御バルブＶ１と旋回用制御バルブＶ３との間に設けられた第１連通油路７４ａと、旋回用制御バルブＶ３と第１アーム用制御バルブＶ６との間に設けられた第２連通油路７４ｂと、他方の走行用制御バルブＶ２と第１ブーム用制御バルブＶ５との間に設けられた第３連通油路７４ｃと、第１ブーム用制御バルブＶ５とバケット用制御バルブＶ８との間に設けられた第４連通油路７４ｄとが設けられている。 A check valve for preventing a backflow is provided on one end side and the other end side of the pressure oil supply passage 73 and on each branch oil passage 77.
The communication oil passages 74a to 74d include a first communication oil passage 74a provided between one travel control valve V1 and a turning control valve V3, a turning control valve V3, and a first arm control valve V6. A second communication oil passage 74b provided between the second traveling oil passage 74b, a third communication oil passage 74c provided between the other travel control valve V2 and the first boom control valve V5, and a first boom control valve. A fourth communication oil passage 74d provided between V5 and the bucket control valve V8 is provided.

各連通油路７４ａ〜ｄには、圧油供給路７３から第１、第２センターバイパス油路７１，７２への圧油の逆流を阻止するチェック弁７８が設けられている。
流通油路７５は、走行直進弁Ｖ１２と他方の走行用制御バルブＶ２との間に設けられ、該流通油路７５には、第２センターバイパス油路７２から圧油供給路７３への圧油の逆流を防止するチェック弁７９と、このチェック弁７９の上流側に配置された絞り８０とが設けられている。 Each communication oil passage 74a to 74d is provided with a check valve 78 that prevents the backflow of the pressure oil from the pressure oil supply passage 73 to the first and second center bypass oil passages 71 and 72.
The distribution oil path 75 is provided between the travel straight valve V12 and the other travel control valve V2, and the distribution oil path 75 includes pressure oil from the second center bypass oil path 72 to the pressure oil supply path 73. There is provided a check valve 79 for preventing the reverse flow and a throttle 80 arranged on the upstream side of the check valve 79.

圧油供給路７３には、接続油路７６の接続部ａと第１連通油路７４ａの接続部ｂとの間及び該接続部ｂと第２連通油路７４ｂの接続部ｃとの間に、前記接続部ｃから接続部ａへの圧油の逆流を阻止するチェック弁８１が設けられ、前記接続部ａと第３連通油路７４ｃの接続部ｄとの間及び該接続部ｄと第４連通油路７４ｄの接続部ｅとの間に、接続部ｅから接続部ａへの圧油の逆流を阻止するチェック弁８１が設けられている。   In the pressure oil supply path 73, between the connection part a of the connection oil path 76 and the connection part b of the first communication oil path 74a and between the connection part b and the connection part c of the second communication oil path 74b. , A check valve 81 for preventing the backflow of pressure oil from the connection part c to the connection part a is provided, between the connection part a and the connection part d of the third communication oil passage 74c, and between the connection part d and the first connection part d. A check valve 81 for preventing the backflow of pressure oil from the connection part e to the connection part a is provided between the connection part e of the four communication oil passages 74d.

また、圧油供給路７３の前記接続部ｂと該接続部ｂの下流側のチェック弁８１との間には絞り８２Ａが設けられ、圧油供給路７３の前記接続部ｄと該接続部ｄの下流側のチェック弁８１との間には絞り８２Ｂが設けられている。
前記第１センターバイパス油路７１の油路終端側で且つ最下流位置にある制御バルブである第１ブーム用制御バルブＶ４より下流側、及び、第２センターバイパス油路７２の油路終端側で且つ最下流位置にある制御バルブである補助用制御バルブＶ９より下流側には、それぞれ低圧リリーフ弁４２が設けられている。 In addition, a throttle 82A is provided between the connection portion b of the pressure oil supply path 73 and the check valve 81 on the downstream side of the connection portion b, and the connection portion d of the pressure oil supply path 73 and the connection portion d. A throttle 82 </ b> B is provided between the check valve 81 and the downstream check valve 81.
On the oil passage end side of the first center bypass oil passage 71 and on the downstream side of the first boom control valve V4 that is the control valve located at the most downstream position, and on the oil passage end side of the second center bypass oil passage 72 In addition, low pressure relief valves 42 are provided on the downstream side of the auxiliary control valve V9 that is the control valve at the most downstream position.

この低圧リリーフ弁４２の設定圧は、エンジンＥ回転中での制御バルブＶ１〜９の中立時における第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出圧Ｐｐ（中立目標吐出圧）よりも高く設定されており、エンジンＥ回転中での制御バルブＶ１〜９の中立時における第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出圧Ｐｐでは開かないように設定されている。
本実施形態においては、制御バルブＶ１〜９の中立時における第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出圧Ｐｐは、ポンプ制御弁２５のバネ２９と電磁リリーフ弁２６の調節バネ２７とによりメカ的に３５Ｋｇｆ／ｃｍ2を確保するように設定されており、低圧リリーフ弁４２の設定圧はこの制御バルブＶ１〜９の中立時における第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出圧Ｐｐより高い圧、例えば４０Ｋｇｆ／ｃｍ2とされ、通常は、制御バルブＶ１〜９の中立時において第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出油がタンクＴにブリードされない。 The set pressure of the low pressure relief valve 42 is set to be higher than the discharge pressure Pp (neutral target discharge pressure) of the first and second pumps P1 and P2 when the control valves V1 to 9 are neutral during the rotation of the engine E. Thus, it is set so that it does not open at the discharge pressure Pp of the first and second pumps P1 and P2 when the control valves V1 to 9 are in the neutral state while the engine E is rotating.
In the present embodiment, the discharge pressures Pp of the first and second pumps P1 and P2 when the control valves V1 to 9 are neutral are mechanically controlled by the spring 29 of the pump control valve 25 and the adjustment spring 27 of the electromagnetic relief valve 26. Is set to ensure 35 kgf / cm 2, and the set pressure of the low pressure relief valve 42 is higher than the discharge pressure Pp of the first and second pumps P1 and P2 when the control valves V1 to 9 are neutral, For example, the pressure is 40 kgf / cm 2. Normally, the discharge oil of the first and second pumps P1 and P2 is not bleed into the tank T when the control valves V1 to 9 are neutral.

また、第１、第２センターバイパス油路７１，７２の油路終端側の、低圧リリーフ弁４２の上流側（又は下流側）には、第１、第２センターバイパス油路７１，７２を開閉する切替弁４３が設けられている。
この切替弁４３は、圧油の流通を許容する開位置４３ａと、圧油の流通を遮断する閉位置４３ｂとに切替自在とされ、開位置４３ａに切替える方向に付勢する付勢バネ４４と、この付勢バネ４４の付勢方向と拮抗するように配備されたＯＮ／ＯＦＦソレノイド４５とを有しており、コントローラ１９からの励磁信号Ｄ３によりソレノイド４５が励磁されると閉位置４３ｂに切り替えられ、ソレノイドが消磁されると付勢バネ４４の付勢力により開位置４３ａに切り替えられる。 The first and second center bypass oil passages 71 and 72 are opened and closed on the upstream side (or downstream side) of the low pressure relief valve 42 on the oil passage end side of the first and second center bypass oil passages 71 and 72. A switching valve 43 is provided.
This switching valve 43 is switchable between an open position 43a that allows the flow of pressure oil and a closed position 43b that blocks the flow of pressure oil, and an urging spring 44 that urges in the direction of switching to the open position 43a. And an ON / OFF solenoid 45 arranged so as to antagonize the urging direction of the urging spring 44, and when the solenoid 45 is excited by the excitation signal D3 from the controller 19, it switches to the closed position 43b. When the solenoid is demagnetized, it is switched to the open position 43a by the biasing force of the biasing spring 44.

この切替弁４３は、エンジンＥ始動後、いずれの操作手段１８も操作されていないときには開位置４３ａとされ、少なくとも１つの操作手段１８を操作したときにコントローラ１９から励磁信号Ｄ３が出力されて閉位置４３ｂに切り替えられる（又は、エンジンＥの始動後直ぐにコントローラ１９から励磁信号Ｄ３が出力されて閉位置４３ｂに切り替えられるようになっていてもよい）。   This switching valve 43 is in the open position 43a when none of the operating means 18 is operated after the engine E is started, and closed when the excitation signal D3 is output from the controller 19 when at least one operating means 18 is operated. The position is switched to the position 43b (or the excitation signal D3 may be output from the controller 19 immediately after the engine E is started to switch to the closed position 43b).

したがって、操作手段１８を操作しているときに第１、第２センターバイパス油路７１，７２タンクＴへの圧油のブリードがない状態とされる。
また、油圧システム１６は、ポンプＰの吐出圧Ｐｐを電気的に検出する圧力センサ４６を有しており、前記コントローラ１９は、Ａ／Ｄ変換器、演算器、Ｄ／Ａ変換器等で構成される。 Therefore, when operating the operation means 18, the first and second center bypass oil passages 71 and 72 are not in a state where there is no bleed of oil to the tank T.
The hydraulic system 16 includes a pressure sensor 46 that electrically detects the discharge pressure Pp of the pump P, and the controller 19 includes an A / D converter, a calculator, a D / A converter, and the like. Is done.

前記コントローラ１９には、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の斜板２０の傾斜角がポテンショメータ、ロータリエンコーダ等から傾斜入力信号Ｈ１として入力され、制御バルブＶ１〜９の操作量ｓが操作センサ３８から操作信号Ｈ２として入力され、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出圧Ｐｐが圧力センサ４６から圧力入力信号Ｈ３として入力される。
また、コントローラ１９はポンプ圧力制御部１７のポンプリリーフ圧Ｐｒを圧力出力信号Ｄ１として出力する。また、コントローラ１９は切替弁４３を閉位置とする励磁信号Ｄ３も出力する。 The controller 19 receives the inclination angle of the swash plate 20 of the first and second pumps P1 and P2 as an inclination input signal H1 from a potentiometer, a rotary encoder, etc., and the operation amount s of the control valves V1 to 9 is an operation sensor 38. Is input as the operation signal H2, and the discharge pressure Pp of the first and second pumps P1, P2 is input from the pressure sensor 46 as the pressure input signal H3.
Further, the controller 19 outputs the pump relief pressure Pr of the pump pressure control unit 17 as a pressure output signal D1. The controller 19 also outputs an excitation signal D3 that closes the switching valve 43.

なお、コントローラ１９は、圧力出力信号Ｄ１の代わりに、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２に対してポンプ吐出量Ｑを指令する容量出力信号Ｄ１’を出力することとしてもよい。
コントローラ１９は、以下のポンプ制御を行う。
この制御は、第１、第２センターバイパス油路７１，７２の閉鎖時において、制御バルブＶ１〜９の操作量ｓ（スプールストローク）に応じて目標吐出圧ＳＰを算出し、必要な吐出圧Ｐｐとなるように第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２を制御する。 The controller 19 may output a capacity output signal D1 ′ for instructing the pump discharge amount Q to the first and second pumps P1 and P2 instead of the pressure output signal D1.
The controller 19 performs the following pump control.
In this control, when the first and second center bypass oil passages 71 and 72 are closed, the target discharge pressure SP is calculated according to the operation amount s (spool stroke) of the control valves V1 to V9, and the necessary discharge pressure Pp. The first and second pumps P1 and P2 are controlled so that

まずは目標吐出圧ＳＰの算出方法を以下に述べる。
目標吐出圧ＳＰは、以下の式（１）〜（４）に基づいて決定される。
ＳＱ＝Ｑａ＋Ｑｂ＋ΔＱ ・・・（１）
ＳＱ：ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の設定吐出量(ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の仮定の吐出量)
Ｑａ：アクチュエータ流量
Ｑｂ：ブリードオフ流量
ΔＱ：差流量
式（１）では、まず設定吐出量ＳＱを求めているが、この設定吐出量ＳＱとは、ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の最大吐出量Ｑｍａｘを上限とする設定値であって、作業機１の走行、ブーム１３等の揺動などの使用状態に応じて必要となるアクチュエータ流量Ｑａ及びブリードオフ流量Ｑｂと、生じうる差流量ΔＱとの和として計算される。 First, a method for calculating the target discharge pressure SP will be described below.
The target discharge pressure SP is determined based on the following formulas (1) to (4).
SQ = Qa + Qb + ΔQ (1)
SQ: Set discharge amount of pump (P1, P2) (assumed discharge amount of pump (P1, P2))
Qa: Actuator flow rate Qb: Bleed-off flow rate ΔQ: Differential flow rate In equation (1), the set discharge amount SQ is first obtained. This set discharge amount SQ is the maximum discharge amount Qmax of the pumps (P1, P2). The upper limit set value, which is the sum of the actuator flow rate Qa and the bleed-off flow rate Qb required according to the use state such as traveling of the work machine 1 and swinging of the boom 13, etc., and the possible differential flow rate ΔQ Calculated.

式（１）におけるブリードオフ流量Ｑｂは、流量係数Ｋｑと、使用状態に応じて予定されるブリードオフ面積値Ｂと、その使用状態に応じて必要な目標吐出圧ＳＰとを用いて、次の式（２）の関係式で表せる。
Ｑｂ＝Ｋｑ×Ｂ×√ＳＰ ・・・（２）
Ｑｂ：ブリードオフ流量
Ｋｐ：流量係数
Ｂ ：予定のブリードオフ面積値
ＳＰ：目標吐出圧
ここで、式（２）中のブリードオフ面積値Ｂとは、コントローラ１９内に予め用意され且つ制御バルブＶ１〜９の操作量ｓ（複数の制御バルブＶ１〜９を操作する場合は操作量ｓの総和）を入力とする関数によって算出される値であって、この関数の出力値である作動油タンクＴに連通する通路（ブリードオフ通路）の開口面積値をいう。 The bleed-off flow rate Qb in the equation (1) is obtained by using the flow coefficient Kq, the bleed-off area value B planned according to the use state, and the target discharge pressure SP required according to the use state. It can be expressed by the relational expression of Expression (2).
Qb = Kq × B × √SP (2)
Qb: Bleed-off flow rate Kp: Flow coefficient B: Planed bleed-off area value SP: Target discharge pressure Here, the bleed-off area value B in the equation (2) is prepared in the controller 19 in advance and the control valve V1 The hydraulic oil tank T, which is a value calculated by a function having as input an operation amount s of ˜9 (a sum of the operation amounts s when operating a plurality of control valves V1 to 9). Is the opening area value of the passage (bleed-off passage) communicating with.

式（１）における差流量ΔＱはほとんど０に近いので無視すると、目標吐出圧ＳＰは、以下の式（３）によって静的に求めることができる。
ＳＰ＝｛（ＳＱ−Ｑａ）／（Ｋｑ×Ｂ）｝2 ・・・（３）
ＳＰ：目標吐出圧
ＳＱ：ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の設定吐出量
Ｑａ：アクチュエータ流量
Ｋｐ：流量係数
Ｂ ：予定のブリードオフ面積値
式（３）において、第１、第２センターバイパス油路７１，７２を閉じている際には作動油がタンクＴに排油されないのであるから、回路上のわずかな漏れを無視すれば、ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出量Ｑ（つまり、斜板２０の傾斜入力信号Ｈ１）を、式（１）、（３）中のアクチュエータ流量Ｑａを表す信号として代替できる。 If the differential flow rate ΔQ in the equation (1) is almost zero and ignored, the target discharge pressure SP can be obtained statically by the following equation (3).
SP = {(SQ−Qa) / (Kq × B)} 2 (3)
SP: Target discharge pressure SQ: Set discharge amount of pumps (P1, P2) Qa: Actuator flow rate Kp: Flow coefficient B: Plane bleed-off area value In the equation (3), the first and second center bypass oil passages 71, Since the hydraulic oil is not discharged into the tank T when the 72 is closed, the discharge amount Q of the pumps (P1, P2) (that is, the inclination of the swash plate 20) is ignored if slight leakage on the circuit is ignored. The input signal H1) can be replaced with a signal representing the actuator flow rate Qa in the equations (1) and (3).

ＳＰ＝｛（ＳＱ−Ｑ）／（Ｋｑ×Ｂ）｝2 ・・・（４）
ＳＰ：目標吐出圧
ＳＱ：ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の設定吐出量
Ｑ ：ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の実際の吐出量
Ｋｐ：流量係数
Ｂ ：予定のブリードオフ面積値
次に、式（４）における右辺中の分子を流量値Ｘａ（＝ＳＱ−Ｑ）と、分母をブリードオフ特性値Ｘｂ（＝Ｋｑ×Ｂ）として、図５のブロック図を参照して、油圧システムの制御を説明する。 SP = {(SQ−Q) / (Kq × B)} 2 (4)
SP: target discharge pressure SQ: set discharge amount of pump (P1, P2) Q: actual discharge amount of pump (P1, P2) Kp: flow coefficient B: expected bleed-off area value Next, in equation (4) The control of the hydraulic system will be described with reference to the block diagram of FIG. 5 where the numerator in the right side is the flow rate value Xa (= SQ-Q) and the denominator is the bleed-off characteristic value Xb (= Kq × B).

図５に示すように、コントローラ１９は、設定吐出量算出部５１で使用状態に応じて設定した設定吐出量ＳＱから、ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）からの傾斜入力信号Ｈ１をポンプ吐出量換算部５２によって換算したポンプ吐出量Ｑを減算して流量値Ｘａを算出する。
次にコントローラ１９は、操作手段１８の操作量ｓ（操作信号Ｈ２）に応じた予定のブリードオフ面積値Ｂに対して、流量係数Ｋｐを乗じてブリードオフ特性値Ｘｂを算出する。 As shown in FIG. 5, the controller 19 uses the set discharge amount SQ set according to the use state by the set discharge amount calculation unit 51 to generate the gradient input signal H1 from the pumps (P1, P2) as the pump discharge amount conversion unit 52. The flow rate value Xa is calculated by subtracting the pump discharge amount Q converted by.
Next, the controller 19 calculates a bleed-off characteristic value Xb by multiplying the scheduled bleed-off area value B corresponding to the operation amount s (operation signal H2) of the operating means 18 by the flow coefficient Kp.

上述した流量値Ｘａを、ブリードオフ特性値Ｘｂで除し、その値を２乗する演算を行い、目標吐出圧ＳＰを求める（式（４）参照）。
そして、この目標吐出圧ＳＰに基づき、ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出圧Ｐｐのクローズドループ制御を行う。つまり、目標吐出圧ＳＰからポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出圧Ｐｐ（圧力入力信号Ｈ３）を減算し、目標吐出圧ＳＰとフィードバックされた吐出圧Ｐとの偏差に対して位相補償機能を持ったゲイン（Ｇｃ）を掛けた圧力出力信号Ｄ１(指令信号)を、ポンプ圧力制御部１７へ出力する。 The flow rate value Xa described above is divided by the bleed-off characteristic value Xb, and the value is squared to obtain the target discharge pressure SP (see formula (4)).
Based on this target discharge pressure SP, closed loop control of the discharge pressure Pp of the pumps (P1, P2) is performed. That is, the discharge pressure Pp (pressure input signal H3) of the pump (P1, P2) is subtracted from the target discharge pressure SP, and a phase compensation function is provided for the deviation between the target discharge pressure SP and the fed back discharge pressure P. The pressure output signal D1 (command signal) multiplied by the gain (Gc) is output to the pump pressure control unit 17.

ポンプ圧力制御部１７は、圧力出力信号Ｄ１に従って電磁リリーフ弁２６のポンプリリーフ圧Ｐｒを調節して、ポンプアクチュエータ２３を介して斜板２０を操作することによって、ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出圧Ｐｐが目標吐出圧ＳＰに収束するように制御する。
なお、前記クローズドループ制御を行うことで、式（１）における差流量ΔＱに影響するポンプ配管ボリューム及び漏れ分を補償し、打ち消すことができる。 The pump pressure control unit 17 adjusts the pump relief pressure Pr of the electromagnetic relief valve 26 in accordance with the pressure output signal D1 and operates the swash plate 20 via the pump actuator 23 to thereby discharge the pump (P1, P2). Control is performed so that Pp converges to the target discharge pressure SP.
By performing the closed loop control, it is possible to compensate and cancel out the pump pipe volume and the leakage that affect the differential flow rate ΔQ in the equation (1).

全制御バルブＶ１〜９の中立時には、コントローラ１９へ操作信号Ｈ２として０が入力される。この場合、コントローラ１９で計算されるブリードオフ面積値Ｂは最大、つまり式（４）における右辺中の分母であるブリードオフ特性値Ｘｂが、分子である流量値Ｘａに比べて相対的に大きくなって、目標吐出圧ＳＰの値は小さくなる。
実際には、ポンプ吐出量Ｑは回路のわずかな漏れ分しか必要とせず、アクチュエータ速度（つまり、アクチュエータ流量Ｑａ）もほとんど０と入力されるため、ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）は、最低限必要な中立目標吐出圧（＝（ＳＱ／Ｋｑ×Ｂ）2）分だけの圧を保てばよく、エネルギーの浪費が低減される。 When all the control valves V1 to 9 are neutral, 0 is input to the controller 19 as the operation signal H2. In this case, the bleed-off area value B calculated by the controller 19 is the maximum, that is, the bleed-off characteristic value Xb, which is the denominator in the right side of Equation (4), is relatively larger than the numerator flow value Xa. Thus, the value of the target discharge pressure SP becomes small.
Actually, the pump discharge amount Q requires only a small amount of leakage in the circuit, and the actuator speed (that is, the actuator flow rate Qa) is almost zero, so the pumps (P1, P2) are the minimum required. It is only necessary to maintain a pressure corresponding to the neutral target discharge pressure (= (SQ / Kq × B) 2 ), and energy waste is reduced.

制御バルブＶ１〜９の中立時には、ポンプリリーフ圧Ｐｒが電磁リリーフ弁２６の調節バネ２７の圧と同等の圧となるように電磁リリーフ弁２６の比例ソレノイド２８に圧力出力信号Ｄ１がコントローラ１９から出力される。したがって、中立目標吐出圧の値は、電磁リリーフ弁２６による圧損分や漏れ分を考慮して、ポンプ制御弁２５のバネ２９と電磁リリーフ弁２６の調節バネ２７とによりメカ的に３５Ｋｇｆ／ｃｍ2とされる。 When the control valves V1 to 9 are neutral, the pressure output signal D1 is output from the controller 19 to the proportional solenoid 28 of the electromagnetic relief valve 26 so that the pump relief pressure Pr becomes equal to the pressure of the adjustment spring 27 of the electromagnetic relief valve 26. Is done. Therefore, the value of the neutral target discharge pressure is mechanically determined to be 35 kgf / cm 2 by the spring 29 of the pump control valve 25 and the adjustment spring 27 of the electromagnetic relief valve 26 in consideration of the pressure loss and leakage due to the electromagnetic relief valve 26. It is said.

制御バルブＶ１〜９を中立位置から操作位置に移動すると、コントローラ１９上のブリードオフ面積値Ｂが小さくなって、目標吐出圧ＳＰの値はいったん大きくなる。
しかし、目標吐出圧ＳＰが油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ３〜５にかかる負荷圧よりも高くなり、油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ３〜５の油室へ作動油が流入し始めると、目標吐出圧ＳＰの値を保持すべくポンプＰの吐出量Ｑ（アクチュエータ流量Ｑａ）が増大して、油圧アクチュエータの作動速度Ｍ１，Ｍ２，Ｃ１〜５が上がる。 When the control valves V1 to 9 are moved from the neutral position to the operation position, the bleed-off area value B on the controller 19 is decreased and the target discharge pressure SP is once increased.
However, when the target discharge pressure SP becomes higher than the load pressure applied to the hydraulic actuators M1, M2, C3-5, and the working oil starts to flow into the oil chambers of the hydraulic actuators M1, M2, C3-5, the target discharge pressure SP. The discharge amount Q (actuator flow rate Qa) of the pump P is increased so as to maintain this value, and the operating speeds M1, M2, C1 to 5 of the hydraulic actuator are increased.

ポンプ吐出量Ｑが増大するということは、式（４）における右辺中の分子である流量値Ｘａ（＝ＳＱ−Ｑ）が、分母であるブリードオフ特性値Ｘｂに比べて相対的に小さくなるから、目標吐出圧ＳＰの値は逆に小さくなる。
このように、目標吐出圧ＳＰが上下して徐々に操作手段１８の操作量ｓに見合ったアクチュエータ速度を維持するポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出圧Ｐｐ、ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出量Ｑに収束して、操作手段１８の操作量ｓから算出した予定のブリードオフ面積値Ｂに応じた必要なだけの目標吐出圧ＳＰとすべくポンプＰが流量制御される。 An increase in the pump discharge amount Q means that the flow rate value Xa (= SQ-Q), which is the numerator in the right side of the equation (4), is relatively smaller than the bleed-off characteristic value Xb that is the denominator. On the contrary, the value of the target discharge pressure SP becomes smaller.
Thus, the discharge pressure Pp of the pumps (P1, P2) and the discharge amount Q of the pumps (P1, P2) that maintain the actuator speed corresponding to the operation amount s of the operation means 18 as the target discharge pressure SP rises and falls. The flow rate of the pump P is controlled so that the target discharge pressure SP is as much as necessary according to the scheduled bleed-off area value B calculated from the operation amount s of the operation means 18.

よって、実際のポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出量Ｑは、回路上の漏れを無視すれば、油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ３〜５に供給された分に限られ、エネルギーの無駄が減る。
前記実施形態の油圧システム１６にあっては、走行直進弁は、以下の（Ａ）又は（Ｂ）の場合に第１切替位置６６ａに切り替えられ、（Ｃ）の場合に第２切替位置６６ｂに切り替えられる。
（Ａ）ブーム１３（第１及び第２ブーム用制御バルブＶ４，Ｖ５）、アーム１４（第１及び第２アーム用制御バルブＶ６，Ｖ７）、バケット１５（バケット用制御バルブＶ８）、旋回台８（旋回用制御バルブＶ３）、油圧アタッチメント（補助用制御バルブＶ９）を操作しないで左右走行装置５（一方・他方の走行用制御バルブＶ１，Ｖ２）のうちの少なくとも１つを操作する場合。
（Ｂ）左右走行装置５（一方及び他方の走行用制御バルブＶ１，Ｖ２）を操作しないでブーム１３（第１及び第２ブーム用制御バルブＶ４，Ｖ５）、アーム１４（第１及び第２アーム用制御バルブＶ６，Ｖ７）、バケット１５（バケット用制御バルブＶ８）、旋回台８（旋回油圧制御バルブＶ３）、油圧アタッチメント（補助用制御バルブＶ９）のうちの少なくとも１つを操作する場合。
（Ｃ）ブーム１３（第１及び第２ブーム用制御バルブＶ４，Ｖ５）、アーム１４（第１・第２アーム用制御バルブＶ６，Ｖ７）、バケット１５（バケット用制御バルブＶ８）、旋回台８（旋回油圧制御バルブＶ３）、油圧アタッチメント（補助用制御バルブＶ９）のうちの少なくとも１つと、左右走行装置５（一方・他方の走行用制御バルブＶ１，Ｖ２）のうちの少なくとも１つとを同時操作する場合。 Therefore, the actual discharge amount Q of the pumps (P1, P2) is limited to the amount supplied to the hydraulic actuators M1, M2, C3-5 if the leakage on the circuit is ignored, and the waste of energy is reduced.
In the hydraulic system 16 of the above embodiment, the traveling straight valve is switched to the first switching position 66a in the following case (A) or (B), and to the second switching position 66b in the case (C). Can be switched.
(A) Boom 13 (first and second boom control valves V4, V5), arm 14 (first and second arm control valves V6, V7), bucket 15 (bucket control valve V8), swivel 8 When operating at least one of the left and right traveling devices 5 (one and the other traveling control valves V1, V2) without operating the (turning control valve V3) and the hydraulic attachment (auxiliary control valve V9).
(B) Boom 13 (first and second boom control valves V4, V5) and arm 14 (first and second arms) without operating left and right traveling device 5 (one and the other traveling control valves V1, V2). When operating at least one of the control valves V6, V7), the bucket 15 (the bucket control valve V8), the swivel base 8 (the swing hydraulic control valve V3), and the hydraulic attachment (the auxiliary control valve V9).
(C) Boom 13 (first and second boom control valves V4, V5), arm 14 (first and second arm control valves V6, V7), bucket 15 (bucket control valve V8), swivel 8 (Swivel hydraulic control valve V3), at least one of the hydraulic attachments (auxiliary control valve V9) and at least one of the left and right traveling devices 5 (one and the other traveling control valves V1, V2) are operated simultaneously. If you want to.

先ず、前記（Ａ）の場合について説明する。
この場合、第１ポンプＰ１の吐出油が第１センターバイパス油路７１、接続路６４を介して一方の走行用制御バルブＶ１に供給され、第２ポンプＰ２の吐出油が第２センターバイパス油路７２、接続路６５を介して一方の走行用制御バルブＶ１に供給される。これによって、走行の直進性が確保される。 First, the case (A) will be described.
In this case, the discharge oil of the first pump P1 is supplied to one traveling control valve V1 via the first center bypass oil passage 71 and the connection passage 64, and the discharge oil of the second pump P2 is supplied to the second center bypass oil passage. 72, and is supplied to one traveling control valve V1 via the connection path 65. As a result, traveling straightness is ensured.

また、一方の走行用制御バルブＶ１を操作する操作手段１８の操作量ｓに基づいて第１ポンプＰ１が流量制御され、他方の走行用制御バルブＶ２を操作する操作手段１８の操作量ｓに基づいて第２ポンプＰ２が流量制御される。
次に、前記（Ｂ）の場合について説明する。
この場合、第１ポンプＰ１の吐出油が第１センターバイパス油路７１、第１、第２連通油路７４ａ，７４ｂを介して圧油供給路７３に流れ、該圧油供給路７３から旋回用制御バルブＶ３、第１アーム用制御バルブＶ６、第１ブーム用制御バルブＶ４に供給され、第２ポンプＰ２の吐出油が第２センターバイパス油路７２、第３，第４連通油路７４ｃ，７４ｄを介して圧油供給路７３に流れ、該圧油供給路７３から第２ブーム用制御バルブＶ５、バケット用制御バルブＶ８、第２アーム用制御バルブＶ７、補助用制御バルブＶ９に供給される。 Further, the flow rate of the first pump P1 is controlled based on the operation amount s of the operation means 18 that operates one travel control valve V1, and the operation amount s of the operation means 18 that operates the other travel control valve V2 is controlled. Thus, the flow rate of the second pump P2 is controlled.
Next, the case (B) will be described.
In this case, the discharge oil of the first pump P1 flows into the pressure oil supply path 73 via the first center bypass oil path 71, the first and second communication oil paths 74a and 74b, and turns from the pressure oil supply path 73. Supplyed to the control valve V3, the first arm control valve V6, and the first boom control valve V4, the discharge oil of the second pump P2 is the second center bypass oil passage 72, the third and fourth communication oil passages 74c, 74d. To the pressure oil supply path 73 and supplied from the pressure oil supply path 73 to the second boom control valve V5, the bucket control valve V8, the second arm control valve V7, and the auxiliary control valve V9.

また、ブーム１３、アーム１４を操作する場合は、第１及び第２ブーム用制御バルブＶ４，Ｖ５、第１及び第２アーム用制御バルブＶ６，Ｖ７を操作する操作手段１８の操作量ｓに基づいて第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２が流量制御され、旋回台８を操作する場合は、旋回用制御バルブＶ３を操作する操作手段１８の操作量ｓに基づいて第１ポンプＰ１が流量制御され、バケット１５、油圧アタッチメントを操作する場合は、バケット用制御バルブＶ８、補助用制御バルブＶ９を操作する操作手段１８の操作量ｓに基づいて第２ポンプＰ２が流量制御される。   When the boom 13 and the arm 14 are operated, the operation amount s of the operating means 18 for operating the first and second boom control valves V4 and V5 and the first and second arm control valves V6 and V7 is used. Thus, when the flow rates of the first and second pumps P1 and P2 are controlled and the swivel base 8 is operated, the flow rate of the first pump P1 is controlled based on the operation amount s of the operating means 18 that operates the control valve V3 for rotation. When the bucket 15 and the hydraulic attachment are operated, the flow rate of the second pump P2 is controlled based on the operation amount s of the operation means 18 for operating the bucket control valve V8 and the auxiliary control valve V9.

次に、（Ｃ）の場合について説明する。
この場合、基本的に、一方・他方の走行用制御バルブＶ１，Ｖ２を操作する操作手段１８の操作量ｓに基づいて第１ポンプＰ１が流量制御されて該第１ポンプＰ１の吐出油が第１センターバイパス油路７１を介して一方の走行用制御バルブＶ１に供給されると共に第２センターバイパス油路７２を介して他方の走行用制御バルブＶ２に供給される。また、旋回台８、ブーム１３、アーム１４、バケット１５、油圧アタッチメントを制御する制御バルブＶ３〜９を操作する操作手段１８の操作量ｓに基づいて第２ポンプＰ２が流量制御されて該第２ポンプＰ２の吐出油が接続油路７６を介して圧油供給路７３に流れ、該圧油供給路７３から前記制御バルブＶ３〜９に供給される。 Next, the case of (C) will be described.
In this case, basically, the flow rate of the first pump P1 is controlled based on the operation amount s of the operating means 18 for operating the one or the other traveling control valves V1, V2, and the discharge oil of the first pump P1 is the first. It is supplied to one travel control valve V1 via a 1 center bypass oil passage 71 and to the other travel control valve V2 via a second center bypass oil passage 72. Further, the flow rate of the second pump P2 is controlled based on the operation amount s of the operating means 18 for operating the swivel base 8, the boom 13, the arm 14, the bucket 15, and the control valves V3 to 9 for controlling the hydraulic attachment. Discharged oil from the pump P2 flows into the pressure oil supply path 73 via the connection oil path 76, and is supplied from the pressure oil supply path 73 to the control valves V3 to V9.

しかしながら、左右走行装置５を制御する制御バルブＶ１，Ｖ２、又は、旋回台８、ブーム１３、アーム１４、バケット１５、油圧アタッチメントを制御する制御バルブＶ３〜９の一方が微速操作される場合は、該微速操作される側の制御バルブに供給される吐出油の一部が微速操作されない側の制御バルブに供給されるように第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２が流量制御される。これによって、走行用の制御バルブＶ１，Ｖ２と他の制御バルブＶ３〜９とを同時操作する際において、左右走行装置５、又は、旋回台８、ブーム１３、アーム１４、バケット１５、油圧アタッチメントの一方の動作速度の向上を図ることができる。   However, when one of the control valves V1, V2 for controlling the left and right traveling device 5 or the control valves V3-9 for controlling the swivel 8, the boom 13, the arm 14, the bucket 15, and the hydraulic attachment is operated at a slow speed, The flow rates of the first and second pumps P1 and P2 are controlled so that a part of the discharged oil supplied to the control valve on the side operated at a slow speed is supplied to the control valve on the side not operated at a slow speed. As a result, when simultaneously operating the control valves V1 and V2 for traveling and the other control valves V3 to V9, the left and right traveling device 5, or the swivel base 8, the boom 13, the arm 14, the bucket 15, the hydraulic attachment One operating speed can be improved.

左右走行装置５を微速操作する場合は、第１ポンプＰ１の吐出油の一部が走行モータＭ１に供給され、該第１ポンプＰ１の余剰の吐出油が第１センターバイパス油路７１、第１、第２連通油路７４ａ，７４ｂを介して圧油供給路７３に流れると共に、第２センターバイパス油路７２、第３、第４連通油路７４ｃ，７４ｄを介して圧油供給路７３に流れる。
また、旋回台８、ブーム１３、アーム１４、バケット１５、油圧アタッチメントのうちの１つ以上を操作する場合であって且つ微速操作する場合は、第２ポンプＰ２の吐出油の一部が旋回モータＭ２、ブームシリンダＣ３、アームシリンダＣ４、バケットシリンダＣ５、油圧アタッチメントに供給され、該第２ポンプＰ２の余剰の吐出油が圧油供給路７３から流通油路７５を介して第１、第２センターバイパス油路７１，７２に流れる。 When the left and right traveling device 5 is operated at a slow speed, a part of the discharged oil of the first pump P1 is supplied to the traveling motor M1, and the surplus discharged oil of the first pump P1 is the first center bypass oil passage 71, the first , Flows to the pressure oil supply path 73 via the second communication oil paths 74a, 74b, and flows to the pressure oil supply path 73 via the second center bypass oil path 72, the third and fourth communication oil paths 74c, 74d. .
In addition, when one or more of the swivel base 8, the boom 13, the arm 14, the bucket 15, and the hydraulic attachment are operated and operated at a very low speed, a part of the discharged oil of the second pump P2 is a turning motor. M2, boom cylinder C3, arm cylinder C4, bucket cylinder C5, and hydraulic attachment are supplied. Excess discharged oil from the second pump P2 is supplied from the pressure oil supply path 73 via the distribution oil path 75 to the first and second centers. It flows to the bypass oil passages 71 and 72.

図７は油圧システム１６の第２実施形態を示す要部の回路図を示している。
前記第１実施形態と異なる点は、走行直進弁Ｖ１２が、第１ポンプＰ１からの圧油と第２ポンプＰ２からの圧油とを合流する第３切替位置６６ｃを有していると共に電磁比例弁で構成されている点、前記切替弁４３が設けられていなく且つ図９に示すように、制御バルブＶ１〜９が、ポンプポート３１から油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ３〜５に対して圧油を送る油路ＰＣ及び油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ１〜５からタンクＴへ圧油を戻す油路ＣＴが開く前にバイパス通路３５が閉じるように構成されていて、切替弁４３がなくても、制御バルブＶ１〜９（左右走行装置５、旋回台８、ブーム１３、アーム１４、バケット１５、油圧アタッチメント）の操作時に、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２からの圧油がタンクＴにブリードされることがない点である。 FIG. 7 is a circuit diagram of a main part showing a second embodiment of the hydraulic system 16.
The difference from the first embodiment is that the travel straight valve V12 has a third switching position 66c where the pressure oil from the first pump P1 and the pressure oil from the second pump P2 merge, and is proportional to electromagnetic force. The switch valve 43 is not provided and the control valves V1 to V9 are provided with pressure oil from the pump port 31 to the hydraulic actuators M1, M2, and C3 to 5 as shown in FIG. Even if the bypass passage 35 is configured to be closed before the oil passage CT for returning the pressure oil from the hydraulic passage PC and the hydraulic actuators M1, M2, C1 to 5 to the tank T is opened and the switching valve 43 is not provided, Pressure oil from the first and second pumps P1 and P2 is bleed into the tank T when the control valves V1 to 9 (left and right traveling device 5, swivel base 8, boom 13, arm 14, bucket 15 and hydraulic attachment) are operated. It is a point that there is no.

その他の構成については前記第１実施形態と同様に構成される。
この第２実施形態にあっては、前記（Ａ）の場合、（Ｂ）の場合は前記第１実施形態と同様に制御される。
また、（Ｃ）の場合であって、且つ左右走行装置５、旋回台８、ブーム１３、アーム１４、バケット１５、油圧アタッチメントを微速操作しない場合又は旋回台８、ブーム１３、アーム１４、バケット１５、油圧アタッチメントを微速操作する場合は、走行直進弁Ｖ１２は第２切替位置４３ｂに切り替えられて前記第１実施形態と同様に制御される。 Other configurations are the same as those in the first embodiment.
In the second embodiment, the control is performed in the same manner as in the first embodiment in the case of (A) and in the case of (B).
Further, in the case of (C) and when the left and right traveling device 5, the swivel base 8, the boom 13, the arm 14, the bucket 15, and the hydraulic attachment are not operated at a low speed, or the swivel base 8, the boom 13, the arm 14, and the bucket 15. When the hydraulic attachment is operated at a slow speed, the straight travel valve V12 is switched to the second switching position 43b and controlled in the same manner as in the first embodiment.

また、（Ｃ）の場合であって、左右走行装置５を微速操作する場合は、一方・他方の走行用制御バルブＶ１，Ｖ２の下流側に第１、第２センターバイパス油路７１，７２を介して圧油が流れないので、走行直進弁Ｖ１２は第３切替位置４３ｃに切り替えられる。これによって、第１ポンプＰ１の余剰油が圧油供給路７３に流れる。
また、第３切替位置４３ｃにおいて、合流路８３には絞りが設けられているので、走行モータＭ１に優先して圧油が流れる。 Further, in the case of (C), when the left and right traveling device 5 is operated at a low speed, the first and second center bypass oil passages 71 and 72 are provided downstream of the one and the other traveling control valves V1 and V2. Therefore, the traveling straight valve V12 is switched to the third switching position 43c. As a result, surplus oil from the first pump P <b> 1 flows into the pressure oil supply path 73.
Further, at the third switching position 43c, since the throttle is provided in the combined flow path 83, the pressure oil flows with priority over the travel motor M1.

また、本実施形態の油圧システム１６にあっては、運転者が、エンジンＥを始動させるため、エンジンキー（エンジン始動手段）を回すと、バッテリＢａが立ち上がりコントローラ１９を起動させるよう、エンジン始動手段５６から始動入力信号Ｈ４がコントローラ１９に入力される。
従来の油圧システム１６ではエンジンＥを始動させる際に、ポンプＰの吐出油をタンクＴへ逃がせず回路が高圧になり、エンジンＥ始動用のセルモータやバッテリに負荷がかかっているが、本実施形態の油圧システム１６では、エンジンＥを始動させれば、例え、ポンプ吐出量Ｑが最大で且つポンプ圧力制御部１７におけるネガティブ型電磁リリーフ弁２６の最大リリーフ圧（例えば２５０Ｋｇｆ／ｃｍ2）が高くても、低圧リリーフ弁４２のリリーフ圧が４０Ｋｇｆ／ｃｍ2であるため、第１、第２センターバイパス油路７１，７２から作動油が逃げて、小さい力でエンジンを始動できる（なお、エンジンＥ始動時には、走行直進弁Ｖ１２は第１切替位置４３ａとされる）。 Further, in the hydraulic system 16 of the present embodiment, when the driver turns the engine key (engine starting means) to start the engine E, the engine starting means is configured so that the battery Ba rises and starts the controller 19. A start input signal H 4 is input from 56 to the controller 19.
In the conventional hydraulic system 16, when starting the engine E, the discharge oil of the pump P does not escape to the tank T, the circuit becomes high pressure, and a load is applied to the cell motor and battery for starting the engine E. In the hydraulic system 16, when the engine E is started, for example, the pump discharge amount Q is maximum and the maximum relief pressure (for example, 250 kgf / cm 2 ) of the negative electromagnetic relief valve 26 in the pump pressure control unit 17 is high. However, since the relief pressure of the low pressure relief valve 42 is 40 kgf / cm 2 , the hydraulic oil escapes from the first and second center bypass oil passages 71 and 72, and the engine can be started with a small force (in addition, the engine E is started). (Sometimes, the straight travel valve V12 is set to the first switching position 43a).

したがって、セルモータにかかる負荷を減らすことができるため、バッテリＢａの電圧容量を増やしたり、エンジン始動用に別バッテリＢａを設ける必要がなくなり、バッテリＢａを小型化できる。
また、エンジン始動後、制御バルブＶ１〜９の中立時には、中立目標吐出圧は、３５Ｋｇｆ／ｃｍ2であって、低圧リリーフ弁４２のリリーフ圧の４０Ｋｇｆ／ｃｍ2より低いため、作動油が無駄にタンクＴに排油されることはない。 Therefore, since the load applied to the cell motor can be reduced, it is not necessary to increase the voltage capacity of the battery Ba or to provide another battery Ba for starting the engine, and the battery Ba can be reduced in size.
Further, after the engine start, when the neutral control valves V1～9, neutral target discharge pressure, a 35 kgf / cm 2, for less than 40 Kgf / cm 2 of the relief pressure of the low-pressure relief valve 42, hydraulic fluid is wastefully Oil is not discharged into the tank T.

制御バルブＶ１〜９の操作時においては、ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）から油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ３〜５へ至る油路及び油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ３〜５からタンクＴへ至る油路が開く前に、切替弁４３によって第１、第２センターバイパス油路７１，７２を閉じれば、上述した制御と同様に目標吐出圧ＳＰをコントロールすることができる。   When the control valves V1 to 9 are operated, an oil path from the pumps (P1, P2) to the hydraulic actuators M1, M2, C3 to 5 and an oil path from the hydraulic actuators M1, M2, C3 to 5 to the tank T are opened. If the first and second center bypass oil passages 71 and 72 are closed by the switching valve 43 before, the target discharge pressure SP can be controlled similarly to the above-described control.

また、本実施形態の油圧システム１６にあっては、作動油の温度を電気的に検出する温度センサ５７が設けられており、該温度センサ５７で検出された作動油の温度は温度入力信号Ｈ６でコントローラ１９に入力される。
そして、制御バルブＶ１〜９の中立時で且つ作動油の温度が所定温度（例えば、０℃から２０℃）以下である時に、第１、第２ポンプＰ１、Ｐ２の吐出圧Ｐｐを低圧リリーフ弁４２の設定圧よりも高くする（例えば、５０Ｋｇｆ／ｃｍ2にする）制御を行うことにより、第１、第２センターバイパス油路７１，７２を介して作動油をタンクＴにブリードさせる（この場合も、走行直進弁Ｖ１２は第１切替位置４３ａとされている）。 Further, in the hydraulic system 16 of the present embodiment, a temperature sensor 57 that electrically detects the temperature of the hydraulic oil is provided, and the temperature of the hydraulic oil detected by the temperature sensor 57 is the temperature input signal H6. Is input to the controller 19.
When the control valves V1 to 9 are neutral and the temperature of the hydraulic oil is equal to or lower than a predetermined temperature (for example, 0 ° C. to 20 ° C.), the discharge pressure Pp of the first and second pumps P1, P2 is reduced to a low pressure relief valve. By controlling the pressure to be higher than the set pressure of 42 (for example, 50 kgf / cm 2 ), the hydraulic oil is bleed into the tank T via the first and second center bypass oil passages 71 and 72 (in this case) Also, the traveling straight valve V12 is set to the first switching position 43a).

したがって、寒冷地等で作業機を使用する場合など、制御バルブＶ１〜９が低温であっても、スプールを操作する前に内部に作動油を流して制御バルブＶ１〜９をヒートアップさせることにより、制御バルブＶ１〜９のスプール動作への影響を低減できる。
さらに、当該油圧システム１６は、図４に示すように、ポンプアクチュエータ２３へ作動油を送る油路５８とタンクＴとを連通する連通油路５９に可変絞り６０が介装され、この可変絞り６０はコントローラ１９で絞り量を調整可能とされ、コントローラ１９からの遅延出力信号Ｄ４で連通油路５９からタンクＴへ排油される作動油の流量を制御することができる。 Accordingly, even when the control valve V1-9 is at a low temperature, such as when using a work machine in a cold district, etc., by operating the control oil V1-9 inside by operating the spool with fluid before operating the spool. The influence of the control valves V1 to V9 on the spool operation can be reduced.
Further, as shown in FIG. 4, the hydraulic system 16 is provided with a variable throttle 60 in a communication oil path 59 that communicates an oil path 58 that feeds hydraulic oil to the pump actuator 23 and the tank T. The throttle amount can be adjusted by the controller 19, and the flow rate of the hydraulic oil discharged from the communication oil path 59 to the tank T can be controlled by the delay output signal D4 from the controller 19.

そして、作業機１で連続くい打ちや連続バケット土落し等をする際に、ブーム用制御バルブＶ４，５やバケット用制御バルブＶ８のスプールが連続して往復操作された場合に、該スプールの中立位置への戻りに対して遅れて第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出量Ｑを減らすように、前記可変絞り６０の開度を調節する制御をする。
これによれば、例えば、操作手段１８の操作レバー１８ａを上げ１００％→中立位置０％→下げ１００％とした際に、コントローラ１９（遅延出力信号Ｄ４）でスプール１５の中立位置への戻りに対して遅れて第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出量Ｑを減らすこととなり、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出量Ｑが１００％→５０％→１００％となる。 Further, when the working machine 1 performs continuous punching or continuous bucket dropping, etc., when the boom control valves V4, 5 and the bucket control valve V8 are continuously reciprocated, Control is performed to adjust the opening of the variable throttle 60 so as to reduce the discharge amount Q of the first and second pumps P1, P2 with a delay from returning to the position.
According to this, for example, when the operating lever 18a of the operating means 18 is raised 100% → neutral position 0% → lowered 100%, the controller 19 (delayed output signal D4) returns to the neutral position of the spool 15. The discharge amounts Q of the first and second pumps P1 and P2 are reduced with a delay, and the discharge amounts Q of the first and second pumps P1 and P2 are 100% → 50% → 100%.

つまり、制御バルブＶ４，５（Ｖ８）の操作量ｓが中立位置０％であれば、これに応じた第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出量Ｑは本来０となるが、前記制御をすることによって第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出量Ｑが０まで下がりきらずに、制御バルブＶ１〜９の中立時であってもポンプ最大吐出量Ｑｍａｘの５０％の作動油が吐き出されることを意味する。   That is, if the operation amount s of the control valves V4, 5 (V8) is 0% of the neutral position, the discharge amount Q of the first and second pumps P1, P2 corresponding to this is originally 0, but the control is performed. As a result, the discharge amount Q of the first and second pumps P1 and P2 does not fall to 0, and even 50% of the pump maximum discharge amount Qmax is discharged even when the control valves V1 to 9 are neutral. Means.

これによって、連続くい打ち動作等で制御バルブＶ４，５（Ｖ８）のスプールが連続往復動作される場合に、スプールが中立位置に戻ってもポンプ吐出量Ｑが０とはならないために、往復動作の応答性が向上する。
また、このとき、制御バルブＶ４，５（Ｖ８）の操作量ｓに応じた吐出量Ｑを超えた作動油が第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２から吐き出されるが、第１、第２センターバイパス油路７１，７２を開くことにより、制御バルブＶ４，５（Ｖ８）の操作量ｓに応じた吐出量Ｑを超えた作動油が吐き出されても、該作動油をタンクＴに逃がして、油圧システム１６の回路内の昇圧を抑えることが可能となる。 As a result, when the spool of the control valves V4, 5 (V8) is continuously reciprocated by a continuous punching operation or the like, the pump discharge amount Q does not become 0 even when the spool returns to the neutral position. Responsiveness is improved.
At this time, hydraulic oil exceeding the discharge amount Q corresponding to the operation amount s of the control valves V4, 5 (V8) is discharged from the first and second pumps P1, P2, but the first and second center bypasses are discharged. By opening the oil passages 71 and 72, even if hydraulic oil exceeding the discharge amount Q corresponding to the operation amount s of the control valves V4 and 5 (V8) is discharged, the hydraulic oil is released to the tank T and hydraulic pressure is released. Boosting in the circuit of the system 16 can be suppressed.

また、バックホー１にあっては、ブーム１３（又はアーム１４）を下降動作させる際、ブームシリンダＣ３（又はアームシリンダＣ４）の圧油供給側の負荷が小さくなると、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の吐出量が増大していき、何の対策も講じていない場合は、ブーム１３等の自重降下速度に第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２の流量供給が追いつかずに、圧油供給量不足が生じ、ブーム１３等が瞬間的に停止する「息継ぎ」という現象が起こる。   Further, in the backhoe 1, when the boom 13 (or arm 14) is lowered, if the load on the pressure oil supply side of the boom cylinder C3 (or arm cylinder C4) decreases, the first and second pumps P1, When the discharge amount of P2 increases and no measures are taken, the flow rate supply of the first and second pumps P1 and P2 does not catch up with the speed of descent of the boom 13, etc., and the pressure oil supply amount is insufficient Occurs, and a phenomenon called “breathing” occurs in which the boom 13 or the like stops instantaneously.

そこで、本実施形態の油圧システム１６では、コントローラ１９に圧油供給不足検出部５３を設け、この圧油供給不足検出部５３によって圧油の供給不足の前兆を検出し、圧油供給量不足が生じる前兆が検出されると、コントローラ１９からブーム用制御バルブＶ４，５(又はアーム用制御バルブＶ６，７)にスプールを戻す指令信号Ｄ２’を出力して該スプールを戻すようにしている。   Therefore, in the hydraulic system 16 of the present embodiment, the controller 19 is provided with the pressure oil supply shortage detection unit 53, and the pressure oil supply shortage detection unit 53 detects a precursor of the pressure oil supply shortage, and the pressure oil supply amount shortage is detected. When a sign of occurrence is detected, the controller 19 outputs a command signal D2 ′ for returning the spool to the boom control valves V4, 5 (or the arm control valves V6, 7) to return the spool.

このとき、操作手段１８の操作量ｓは変わらず、該操作手段１８の操作信号Ｈ２から予定のブリードオフ面積値Ｂが算出され、また、ポンプＰの設定吐出量ＳＱは変わらないので、ブームシリンダＣ３等に対する圧油の供給流量は略保存され且つブームシリンダＣ３等からの圧油の排出量は少なくなるので、ブームシリンダＣ３等に対する圧油の供給不足が生じず、「息継ぎ」現象を防止することができる。   At this time, the operation amount s of the operation means 18 does not change, the scheduled bleed-off area value B is calculated from the operation signal H2 of the operation means 18, and the set discharge amount SQ of the pump P does not change. Since the supply flow rate of pressure oil to C3 etc. is substantially preserved and the discharge amount of pressure oil from the boom cylinder C3 etc. is reduced, there is no shortage of pressure oil supply to the boom cylinder C3 etc., preventing the “breathing” phenomenon be able to.

また、コントローラ１９によるスプールの制御によって「息継ぎ」現象を防止することができるので、ブーム１３等の下降動作の際におけるブームシリンダＣ３等からの圧油の戻り側の回路に息継ぎ防止用の絞りを設けなくてもよいので、或いは、ブーム１３等の下降動作の際におけるブームシリンダＣ３等からの圧油の戻り側の回路に絞りを設ける場合であっても該絞りの開口面積を大きくすることができるので、エンジンＥが高回転のときには効率よくブーム１３等を操作することができる。   In addition, since the “breathing” phenomenon can be prevented by controlling the spool by the controller 19, a throttle for preventing breathing is provided in the circuit on the return side of the pressure oil from the boom cylinder C3 or the like when the boom 13 or the like is lowered. The opening area of the throttle can be increased even if the throttle is provided in the circuit on the return side of the pressure oil from the boom cylinder C3 or the like when the boom 13 or the like is lowered. Therefore, the boom 13 and the like can be efficiently operated when the engine E is rotating at a high speed.

本実施形態では、圧油供給量不足が生じる前兆を検出する第１の検出方法としては、目標吐出圧ＳＰの値が所定値よりも下がったことでブームシリンダＣ３等に対する圧油供給量不足の前兆を検出する方法を採用しており、ブーム用制御バルブＶ６等のスプールを戻すことにより、目標吐出圧ＳＰの値が所定値（例えば、５０Ｋｇｆ／ｃｍ2）未満にならないように制御している。 In the present embodiment, as a first detection method for detecting a sign that the pressure oil supply amount is insufficient, the pressure oil supply amount to the boom cylinder C3 or the like is insufficient because the value of the target discharge pressure SP falls below a predetermined value. A method of detecting a precursor is adopted, and control is performed so that the value of the target discharge pressure SP does not become less than a predetermined value (for example, 50 kgf / cm 2 ) by returning the spool such as the boom control valve V6. .

また、圧油供給量不足が生じる前兆を検出する第２の検出方法としては、前記式（４）の（ＳＱ−Ｑ）の値がゼロ近くの所定値よりも下がったことでブームシリンダＣ３等に対する圧油供給量不足の前兆を検出する方法を採用している。
なお、本発明は、前述した実施形態に限定されるものではない。作業機の油圧システム１６等の各構成又は全体の構造、形状、寸法などは、本発明の趣旨に沿って適宜変更することができる。 In addition, as a second detection method for detecting a sign that the pressure oil supply amount is insufficient, the boom cylinder C3 or the like is obtained because the value of (SQ-Q) in the equation (4) is lower than a predetermined value close to zero. The method is used to detect the precursor of insufficient supply of pressure oil.
In addition, this invention is not limited to embodiment mentioned above. Each configuration of the hydraulic system 16 of the working machine 16 or the entire structure, shape, dimensions, and the like can be appropriately changed in accordance with the spirit of the present invention.

例えば、第１実施形態の油圧システム１６において、図９（ａ）に示すように、切替弁４３を、付勢バネ４４で閉位置４３ｂに切替える方向に付勢すると共にコントローラ１９からの励磁信号Ｄ３によりソレノイド４５が励磁されると開位置４３ａに切り替えられるよう構成してもよい。
この場合、エンジン始動時に、エンジン始動手段５６からコントローラ１９に入力される始動入力信号Ｈ４によって、切替弁４３に開き出力信号（ＯＮ／ＯＦＦソレノイド４５を励磁させる電流）を送って、切替弁４３のスプールを開位置４３ａにする。 For example, in the hydraulic system 16 of the first embodiment, as shown in FIG. 9A, the switching valve 43 is urged in the direction to switch to the closed position 43b by the urging spring 44 and the excitation signal D3 from the controller 19 is applied. Therefore, the solenoid 45 may be switched to the open position 43a when excited.
In this case, when the engine is started, an opening output signal (current that excites the ON / OFF solenoid 45) is sent to the switching valve 43 by a starting input signal H4 input from the engine starting means 56 to the controller 19, and the switching valve 43 The spool is set to the open position 43a.

また、制御バルブＶ１〜９のヒートアップ制御時や、連続くい打ちや連続バケット土落し等の制御時に第１、第２センターバイパス油路７１，７２を介して圧油をブリードさせる際にも切替弁４３のスプールを開位置４３ａにする。
なお、第１、第２センターバイパス油路７１，７２を閉じる際には、切替弁４３のソレノイド４５へ送っていた励磁信号Ｄ３の出力を中断するだけでよく、中断後は、付勢バネ４４の付勢によって切替弁４３が閉位置４３ｂに移動し、第１、第２センターバイパス油路７１，７２は閉じる。 It is also switched when bleeding the pressure oil through the first and second center bypass oil passages 71 and 72 during heat-up control of the control valves V1 to 9 and during control such as continuous hammering and continuous bucket landslide. The spool of the valve 43 is set to the open position 43a.
When closing the first and second center bypass oil passages 71 and 72, it is only necessary to interrupt the output of the excitation signal D3 sent to the solenoid 45 of the switching valve 43. After the interruption, the biasing spring 44 is required. As a result, the switching valve 43 moves to the closed position 43b, and the first and second center bypass oil passages 71 and 72 are closed.

また、第１実施形態の油圧システム１６において、図９（ｂ）に示すように、低圧リリーフ弁４２を省略し、第１、第２センターバイパス油路７１，７２の油路終端側に、コントローラ１９で第１、第２センターバイパス油路７１，７２の開度を調節可能な電磁比例弁６１を設けてもよい。
この電磁比例弁６１は、エンジンＥの始動時には開き信号によって第１、第２センターバイパス油路７１，７２を開き、エンジンＥの始動後には、閉じ信号によって第１、第２センターバイパス油路７１，７２を閉じる。 Further, in the hydraulic system 16 of the first embodiment, as shown in FIG. 9B, the low pressure relief valve 42 is omitted, and a controller is provided on the oil path terminal side of the first and second center bypass oil paths 71 and 72. 19, an electromagnetic proportional valve 61 capable of adjusting the opening degree of the first and second center bypass oil passages 71 and 72 may be provided.
The electromagnetic proportional valve 61 opens the first and second center bypass oil passages 71 and 72 by an opening signal when the engine E starts, and after the engine E starts, the first and second center bypass oil passages 71 by a closing signal. , 72 is closed.

また、制御バルブＶ１〜９のヒートアップ制御時、連続くい打ちや連続バケット土落し等の制御時における中立時には開き信号によって第１、第２センターバイパス油路７１，７２を開き、また、第１、第２ポンプＰ１，Ｐ２から油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ３〜５へ至る油路及び油圧アクチュエータＭ１，Ｍ２，Ｃ３〜５からタンクＴへ至る油路が開く前に、閉じ信号によって第１、第２センターバイパス油路７１，７２を閉じる。   In addition, the first and second center bypass oil passages 71 and 72 are opened by an opening signal when the control valves V1 to 9 are in the heat-up control, and are neutral during control such as continuous hammering and continuous bucket landslide. Before the oil passages from the second pumps P1, P2 to the hydraulic actuators M1, M2, C3-5 and the oil passages from the hydraulic actuators M1, M2, C3-5 to the tank T are opened, the first, first, 2 Close the center bypass oil passages 71 and 72.

なお、第１、第２センターバイパス油路７１，７２を閉じる際に、電磁比例弁６１を徐々に閉じることによって、油圧システム１６内にサージ圧が立つことを防止できる。
また、電磁比例弁６１の代わりに、パイロット圧による比例弁や、上述した切替弁４３であってもよい。切替弁４３の場合、開き出力信号及び閉じ出力信号を受けるタイミングは、上述した電磁比例弁６１と同様である。 Note that when the first and second center bypass oil passages 71 and 72 are closed, the electromagnetic proportional valve 61 is gradually closed to prevent surge pressure from being generated in the hydraulic system 16.
Further, instead of the electromagnetic proportional valve 61, a proportional valve based on pilot pressure or the switching valve 43 described above may be used. In the case of the switching valve 43, the timing of receiving the opening output signal and the closing output signal is the same as that of the electromagnetic proportional valve 61 described above.

中立目標吐出圧は３５Ｋｇｆ／ｃｍ2とし、リリーフ弁１１の所定のリリーフ圧は４０Ｋｇｆ／ｃｍ2としていたが、中立目標吐出圧３０Ｋｇｆ／ｃｍ2に対してリリーフ圧を３５Ｋｇｆ／ｃｍ2とするなど、リリーフ圧が中立目標吐出圧ＳＰ’よりも高く設定されていればよい。 Such as neutral target discharge pressure was set to 35 kgf / cm 2, although the predetermined relief pressure of the relief valve 11 had a 40 Kgf / cm 2, and 35 kgf / cm 2 the relief pressure to the neutral target discharge pressure 30 kgf / cm 2, The relief pressure only needs to be set higher than the neutral target discharge pressure SP ′.

５ 走行装置
８ 旋回台（被駆動体）
１３ ブーム（被駆動体）
１４ アーム（被駆動体）
１５ バケット（被駆動体）
１９ コントローラ
２４ａ 吐出路
２４ｂ 吐出路
４２ 低圧リリーフ弁
４３ 切替弁
６６ａ 第１切替位置
６６ｂ 第２切替位置
６６ｃ 第３切替位置
７１ 第１センターバイパス油路
７２ 第２センターバイパス油路（７２）とを設け、
７３ 圧油供給路
７４ａ 連通油路
７４ｂ 連通油路
７４ｃ 連通油路
７４ｄ 連通油路
７５ 流通油路
７８ チェック弁
７９ チェック弁
８０ 絞り
Ｍ１ 走行モータ（油圧アクチュエータ）
Ｍ２ 旋回モータ（油圧アクチュエータ）
Ｃ３ ブームシリンダ（油圧アクチュエータ）
Ｃ４ アームシリンダ（油圧アクチュエータ）
Ｃ５ バケットシリンダ（油圧アクチュエータ）
Ｖ１ 一方の走行用の制御バルブ
Ｖ２ 他方の走行用の制御バルブ
Ｖ３ 旋回用制御バルブ（他の制御バルブ）
Ｖ４ 第１ブーム用制御バルブ（他の制御バルブ）
Ｖ５ 第２ブーム用制御バルブ（他の制御バルブ）
Ｖ６ 第１アーム用制御バルブ（他の制御バルブ）
Ｖ７ 第２アーム用制御バルブ（他の制御バルブ）
Ｖ８ バケット用制御バルブ（他の制御バルブ）
Ｖ９ 補助用制御バルブ（他の制御バルブ）
Ｖ１２ 走行直進弁
Ｐ１ 第１ポンプ
Ｐ２ 第２ポンプ
Ｔ タンク
ＳＱ 設定吐出流量
Ｑａ ポンプの実際の吐出流量
ｓ 制御バルブの操作量
Ｂ 予定のブリードオフ面積値
ＳＰ 目標吐出圧
Ｐｐ ポンプの実際の吐出圧
Ｄ１ 指令信号 5 Traveling devices 8 Turntable (driven body)
13 Boom (driven body)
14 Arm (driven body)
15 bucket (driven body)
19 controller 24a discharge path 24b discharge path 42 low pressure relief valve 43 switching valve 66a first switching position 66b second switching position 66c third switching position 71 first center bypass oil path 72 second center bypass oil path (72) ,
73 Pressure oil supply path 74a Communication oil path 74b Communication oil path 74c Communication oil path 74d Communication oil path 75 Flow oil path 78 Check valve 79 Check valve 80 Restriction M1 Travel motor (hydraulic actuator)
M2 swing motor (hydraulic actuator)
C3 Boom cylinder (hydraulic actuator)
C4 arm cylinder (hydraulic actuator)
C5 Bucket cylinder (hydraulic actuator)
V1 Control valve for one travel V2 Control valve for the other travel V3 Control valve for turning (other control valve)
V4 First boom control valve (other control valve)
V5 Second boom control valve (other control valve)
V6 1st arm control valve (other control valve)
V7 Second arm control valve (other control valve)
Control valve for V8 bucket (other control valve)
V9 Auxiliary control valve (other control valve)
V12 Traveling straight valve P1 First pump P2 Second pump T Tank SQ Set discharge flow rate Qa Actual discharge flow rate of pump s Control valve operation amount B Expected bleed-off area value SP Target discharge pressure Pp Actual discharge pressure of pump D1 Command signal

Claims (8)

油圧アクチュエータ（Ｍ１，Ｍ２，Ｃ３〜５）を制御する制御バルブ（Ｖ１〜９）と、可変容量型油圧ポンプによって構成されたポンプ（Ｐ１，Ｐ２）と、該ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）及び前記制御バルブ（Ｖ１〜９）を制御するコントローラ（１９）とを備え、
前記ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出油の一部をタンク（Ｔ）に戻すことなく該吐出油を油圧アクチュエータ（Ｍ１，Ｍ２，Ｃ３〜５）に送るべく、コントローラ（１９）において、ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の仮定の吐出流量である設定吐出流量（ＳＱ）からポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の実際の吐出流量（Ｑａ）を減算した流量値と、制御バルブ（Ｖ１〜９）の操作量（ｓ）から算出される予定のブリードオフ面積値（Ｂ）とからポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の目標吐出圧（ＳＰ）を算出し、該目標吐出圧（ＳＰ）とポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の実際の吐出圧（Ｐｐ）との偏差に基づいて算出される指令信号（Ｄ１）によってポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出流量を制御する作業機の油圧システムにおいて、
左右の走行装置（５）の各々に装備された走行駆動用油圧アクチュエータ（Ｍ１）を制御する走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）を左右走行装置（５）の各々に対して備え、前記走行装置（５）以外の被駆動体（８，１３，１４，１５）を駆動すべく装備された他の油圧アクチュエータ（Ｍ２，Ｃ３〜５）を制御する他の制御バルブ（Ｖ３〜９）を備え、第１・第２の２つのポンプ（Ｐ１，Ｐ２）を備え、
前記他の制御バルブ（Ｖ３〜９）を操作しないで走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）を操作したときに、第１ポンプ（Ｐ１）の吐出油を一方の走行用の制御バルブ（Ｖ１）に、第２ポンプ（Ｐ２）の吐出油を他方の走行用の制御バルブ（Ｖ２）に、それぞれ独立して供給可能とする第１切替位置（６６ａ）と、
走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）と他の制御バルブ（Ｖ３〜９）とを同時操作したときに、第１ポンプ（Ｐ１）の吐出油を走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）に供給すると共に、第２ポンプ（Ｐ２）の吐出油を他の制御バルブ（Ｖ３〜９）に供給する第２切替位置（６６ｂ）とに切替自在な走行直進弁（Ｖ１２）を設け、
前記コントローラ（１９）において、走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）と他の制御バルブ（Ｖ３〜９）とを同時操作する際であって且つ走行駆動用油圧アクチュエータ（Ｍ１
）又は他の油圧アクチュエータ（Ｍ２，Ｃ３〜９）の一方を微速操作する際に、該微速操作される側の制御バルブに供給される吐出油を微速操作されない側の制御バルブに供給すべく、微速操作される側の制御バルブの操作量（ｓ）に応じた吐出流量以上の圧油を吐出するように微速操作される油圧アクチュエータに圧油を供給するポンプの吐出流量を制御すると共に、走行駆動用油圧アクチュエータ（Ｍ１）及び他の油圧アクチュエータ（Ｍ２，Ｃ３〜９）を微速操作しない場合には、前記指令信号（Ｄ１）によって第１ポンプ（Ｐ１）及び第２ポンプ（Ｐ２）の吐出流量を制御することを特徴とする作業機の油圧システム。 Control valves (V1-9) for controlling the hydraulic actuators (M1, M2, C3-5), pumps (P1, P2) constituted by variable displacement hydraulic pumps, the pumps (P1, P2) and the control A controller (19) for controlling the valves (V1-9),
In order to send the discharged oil to the hydraulic actuators (M1, M2, C3-5) without returning a part of the discharged oil of the pump (P1, P2) to the tank (T), the controller (19) , P2), the flow rate value obtained by subtracting the actual discharge flow rate (Qa) of the pump (P1, P2) from the set discharge flow rate (SQ), which is the assumed discharge flow rate, and the operation amount (s ) To calculate the target discharge pressure (SP) of the pumps (P1, P2) from the bleed-off area value (B) to be calculated from the actual bleed-off area value (B). In the hydraulic system of the working machine that controls the discharge flow rate of the pumps (P1, P2) by the command signal (D1) calculated based on the deviation from the discharge pressure (Pp),
Each of the left and right traveling devices (5) is provided with a traveling control valve (V1, V2) for controlling a traveling drive hydraulic actuator (M1) provided in each of the left and right traveling devices (5). Other control valves (V3 to 9) for controlling other hydraulic actuators (M2, C3 to 5) equipped to drive driven bodies (8, 13, 14, 15) other than the device (5) are provided. , Including first and second two pumps (P1, P2),
When the travel control valves (V1, V2) are operated without operating the other control valves (V3 to 9), the discharge oil of the first pump (P1) is supplied to one travel control valve (V1). In addition, a first switching position (66a) that enables the oil discharged from the second pump (P2) to be independently supplied to the other travel control valve (V2),
When the travel control valves (V1, V2) and the other control valves (V3-9) are operated simultaneously, the oil discharged from the first pump (P1) is supplied to the travel control valves (V1, V2). In addition, a travel straight travel valve (V12) that can be switched to a second switching position (66b) that supplies the discharge oil of the second pump (P2) to the other control valves (V3 to 9) is provided,
In the controller (19), when the control valves (V1, V2) for travel and the other control valves (V3 to V9) are operated simultaneously, the travel drive hydraulic actuator (M1)
) Or one of the other hydraulic actuators (M2, C3 to 9) is operated at a very low speed , in order to supply the discharge oil supplied to the control valve on the finely operated side to the control valve on the non-finely operated side , Controls the discharge flow rate of a pump that supplies pressure oil to a hydraulic actuator that is operated at a very low speed so as to discharge the pressure oil that exceeds the discharge flow rate according to the operation amount (s) of the control valve that is operated at a very low speed, and travels. When the driving hydraulic actuator (M1) and the other hydraulic actuators (M2, C3 to 9) are not operated at a very low speed, the discharge flow rates of the first pump (P1) and the second pump (P2) according to the command signal (D1). A hydraulic system of a work machine characterized by controlling the machine. 油圧アクチュエータ（Ｍ１，Ｍ２，Ｃ３〜５）を制御する制御バルブ（Ｖ１〜９）と、可変容量型油圧ポンプによって構成されたポンプ（Ｐ１，Ｐ２）と、該ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）及び前記制御バルブ（Ｖ１〜９）を制御するコントローラ（１９）とを備え、
前記ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出油の一部をタンク（Ｔ）に戻すことなく該吐出油を油圧アクチュエータ（Ｍ１，Ｍ２，Ｃ３〜５）に送るべく、コントローラ（１９）において、ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の仮定の吐出流量である設定吐出流量（ＳＱ）からポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の実際の吐出流量（Ｑａ）を減算した流量値と、制御バルブ（Ｖ１〜９）の操作量（ｓ）から算出される予定のブリードオフ面積値（Ｂ）とからポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の目標吐出圧（ＳＰ）を算出し、該目標吐出圧（ＳＰ）とポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の実際の吐出圧（Ｐｐ）との偏差に基づいて算出される指令信号（Ｄ１）によってポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出流量を制御する作業機の油圧システムにおいて、
左右の走行装置（５）の各々に装備された走行駆動用油圧アクチュエータ（Ｍ１）を制御する走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）を左右走行装置（５）の各々に対して備え、前記走行装置（５）以外の被駆動体（８，１３，１４，１５）を駆動すべく装備された他の油圧アクチュエータ（Ｍ２，Ｃ３〜５）を制御する他の制御バルブ（Ｖ３〜９）を備え、第１・第２の２つのポンプ（Ｐ１，Ｐ２）を備え、
前記他の制御バルブ（Ｖ３〜９）を操作しないで走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）を操作したときに、第１ポンプ（Ｐ１）の吐出油を一方の走行用の制御バルブ（Ｖ１）に、第２ポンプ（Ｐ２）の吐出油を他方の走行用の制御バルブ（Ｖ２）に、それぞれ独立して供給可能とする第１切替位置（６６ａ）と、
走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）と他の制御バルブ（Ｖ３〜９）とを同時操作したときに、第１ポンプ（Ｐ１）の吐出油を走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）に供給すると共に、第２ポンプ（Ｐ２）の吐出油を他の制御バルブ（Ｖ３〜９）に供給する第２切替位置（６６ｂ）とに切替自在な走行直進弁（Ｖ１２）を設け、
走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）と他の制御バルブ（Ｖ３〜９）とを同時操作する際であって且つ走行駆動用油圧アクチュエータ（Ｍ１）又は他の油圧アクチュエータ（Ｍ２，Ｃ３〜９）の一方を微速操作する際に、該微速操作される側の制御バルブに供給される吐出油を微速操作されない側の制御バルブに供給するよう構成し、
走行直進弁（Ｖ１２）を各走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）の上流側に配置すると共に各走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）の下流側にそれぞれ他の制御バルブ（Ｖ３〜９）を配置し、走行直進弁（Ｖ１２）に第１ポンプ（Ｐ１）及び第２ポンプ（Ｐ２）の吐出路（２４ａ，２４ｂ）を接続し、
走行直進弁（Ｖ１２）を第２切替位置（６６ｂ）に切り替えた状態で第２ポンプ（Ｐ２）から圧油が供給される圧油供給路（７３）を設け、この圧油供給路（７３）から他の制御バルブ（Ｖ３〜９）の各々に圧油を供給可能とし、
走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）と他の制御バルブ（Ｖ３〜９）とを同時操作する際に、第１ポンプ（Ｐ１）の吐出油を一方の走行用の制御バルブ（Ｖ１）及び該制御バルブ（Ｖ１）の下流側の他の制御バルブ（Ｖ３，４，６）を通して下流側に流す第１センターバイパス油路（７１）と、第２ポンプ（Ｐ２）の吐出油を他方の走行用の制御バルブ（Ｖ２）及び該制御バルブ（Ｖ２）の下流側の他の制御バルブ（Ｖ５，８，７，９）を通して下流側に流す第２センターバイパス油路（７２）とを設け、
各走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）の下流側で各センターバイパス油路（７１，７２）と圧油供給路（７３）とを接続すると共に圧油供給路（７３）から各センターバイパス油路（７１，７２）への圧油の逆流を阻止するチェック弁（７８）が介装された連通油路（７４ａ〜ｄ）を設け、
走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）と他の制御バルブ（Ｖ３〜９）とを同時操作する際であって且つ走行駆動用油圧アクチュエータ（Ｍ１）を微速操作する際に、第１ポンプ（Ｐ１）の吐出油を第１・第２センターバイパス油路（７１，７２）から連通油路（７４ａ〜ｄ）を介して圧油供給路（７３）に流すように制御することを特徴とする作業機の油圧システム。 Control valves (V1-9) for controlling the hydraulic actuators (M1, M2, C3-5), pumps (P1, P2) constituted by variable displacement hydraulic pumps, the pumps (P1, P2) and the control A controller (19) for controlling the valves (V1-9),
In order to send the discharged oil to the hydraulic actuators (M1, M2, C3-5) without returning a part of the discharged oil of the pump (P1, P2) to the tank (T), the controller (19) , P2), the flow rate value obtained by subtracting the actual discharge flow rate (Qa) of the pump (P1, P2) from the set discharge flow rate (SQ), which is the assumed discharge flow rate, and the operation amount (s ) To calculate the target discharge pressure (SP) of the pumps (P1, P2) from the bleed-off area value (B) to be calculated from the target bleed-off area value (B), and the actual discharge pressure (SP) and actual pump (P1, P2). In the hydraulic system of the working machine that controls the discharge flow rate of the pumps (P1, P2) by the command signal (D1) calculated based on the deviation from the discharge pressure (Pp),
Each of the left and right traveling devices (5) is provided with a traveling control valve (V1, V2) for controlling a traveling drive hydraulic actuator (M1) provided in each of the left and right traveling devices (5). Other control valves (V3 to 9) for controlling other hydraulic actuators (M2, C3 to 5) equipped to drive driven bodies (8, 13, 14, 15) other than the device (5) are provided. , Including first and second two pumps (P1, P2),
When the travel control valves (V1, V2) are operated without operating the other control valves (V3 to 9), the discharge oil of the first pump (P1) is supplied to one travel control valve (V1). In addition, a first switching position (66a) that enables the oil discharged from the second pump (P2) to be independently supplied to the other travel control valve (V2),
When the travel control valves (V1, V2) and the other control valves (V3-9) are operated simultaneously, the oil discharged from the first pump (P1) is supplied to the travel control valves (V1, V2). In addition, a travel straight travel valve (V12) that can be switched to a second switching position (66b) that supplies the discharge oil of the second pump (P2) to the other control valves (V3 to 9) is provided,
When the traveling control valves (V1, V2) and other control valves (V3-9) are operated simultaneously, the traveling drive hydraulic actuator (M1) or other hydraulic actuators (M2, C3-9) When one of the two is operated at a slow speed, the discharge oil supplied to the control valve on the side operated at a slow speed is supplied to the control valve on the side not operated at a slow speed,
The straight travel valve (V12) is disposed on the upstream side of each travel control valve (V1, V2), and the other control valves (V3-9) are disposed on the downstream side of the travel control valves (V1, V2). And connecting the discharge passages (24a, 24b) of the first pump (P1) and the second pump (P2) to the straight travel valve (V12),
A pressure oil supply path (73) through which pressure oil is supplied from the second pump (P2) in a state where the traveling straight valve (V12) is switched to the second switching position (66b) is provided, and this pressure oil supply path (73) Can supply pressure oil to each of the other control valves (V3-9),
When simultaneously operating the travel control valves (V1, V2) and the other control valves (V3-9), the discharge oil of the first pump (P1) is supplied to one travel control valve (V1) and the control valve (V1). The first center bypass oil passage (71) flowing downstream through the other control valves (V3, 4, 6) downstream of the control valve (V1) and the discharge oil of the second pump (P2) are used for the other traveling A second center bypass oil passage (72) that flows downstream through the control valve (V2) and other control valves (V5, 8, 7, 9) downstream of the control valve (V2),
The center bypass oil passages (71, 72) and the pressure oil supply passage (73) are connected to the downstream side of the control valves (V1, V2) for travel, and the center bypass oil is connected from the pressure oil supply passage (73). Communication oil passages (74a to 74d) provided with a check valve (78) for preventing the backflow of the pressure oil to the passages (71, 72) are provided,
When simultaneously operating the travel control valves (V1, V2) and the other control valves (V3-9) and operating the travel drive hydraulic actuator (M1) at a very low speed, the first pump (P1 you and controls to flow the pressure oil supply passage (73) to discharge oil) through a communicating oil passage (74A～d) from the first and second center bypass oil passage (71, 72) the hydraulic system of the work machine. 各センターバイパス油路（７１，７２）の油路終端はタンク（Ｔ）に連通していると共に該油路終端側に該油路を開閉する切替弁（４３）を設けたことを特徴とする請求項２に記載の作業機の油圧システム。   The oil passage terminal of each center bypass oil passage (71, 72) communicates with the tank (T), and a switching valve (43) for opening and closing the oil passage is provided on the oil passage terminal side. The hydraulic system for a working machine according to claim 2. 各センターバイパス油路（７１，７２）の油路終端側に、走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）及び他の制御バルブ（Ｖ３〜９）の中立時におけるセンターバイパス油路（７１，７２）の圧よりも高い設定圧に設定された低圧リリーフ弁（４２）を設けたことを特徴とする請求項３に記載の作業機の油圧システム。   Center bypass oil passages (71, 72) when the control valve (V1, V2) for traveling and other control valves (V3-9) are neutral at the end of the oil passage of each center bypass oil passage (71, 72) The hydraulic system for a working machine according to claim 3, further comprising a low-pressure relief valve (42) set to a set pressure higher than the pressure of. 油圧アクチュエータ（Ｍ１，Ｍ２，Ｃ３〜５）を制御する制御バルブ（Ｖ１〜９）と、可変容量型油圧ポンプによって構成されたポンプ（Ｐ１，Ｐ２）と、該ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）及び前記制御バルブ（Ｖ１〜９）を制御するコントローラ（１９）とを備え、
前記ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出油の一部をタンク（Ｔ）に戻すことなく該吐出油を油圧アクチュエータ（Ｍ１，Ｍ２，Ｃ３〜５）に送るべく、コントローラ（１９）において、ポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の仮定の吐出流量である設定吐出流量（ＳＱ）からポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の実際の吐出流量（Ｑａ）を減算した流量値と、制御バルブ（Ｖ１〜９）の操作量（ｓ）から算出される予定のブリードオフ面積値（Ｂ）とからポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の目標吐出圧（ＳＰ）を算出し、該目標吐出圧（ＳＰ）とポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の実際の吐出圧（Ｐｐ）との偏差に基づいて算出される指令信号（Ｄ１）によってポンプ（Ｐ１，Ｐ２）の吐出流量を制御する作業機の油圧システムにおいて、
左右の走行装置（５）の各々に装備された走行駆動用油圧アクチュエータ（Ｍ１）を制御する走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）を左右走行装置（５）の各々に対して備え、前記走行装置（５）以外の被駆動体（８，１３，１４，１５）を駆動すべく装備された他の油圧アクチュエータ（Ｍ２，Ｃ３〜５）を制御する他の制御バルブ（Ｖ３〜９）を備え、第１・第２の２つのポンプ（Ｐ１，Ｐ２）を備え、
前記他の制御バルブ（Ｖ３〜９）を操作しないで走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）を操作したときに、第１ポンプ（Ｐ１）の吐出油を一方の走行用の制御バルブ（Ｖ１）に、第２ポンプ（Ｐ２）の吐出油を他方の走行用の制御バルブ（Ｖ２）に、それぞれ独立して供給可能とする第１切替位置（６６ａ）と、
走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）と他の制御バルブ（Ｖ３〜９）とを同時操作したときに、第１ポンプ（Ｐ１）の吐出油を走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）に供給すると共に、第２ポンプ（Ｐ２）の吐出油を他の制御バルブ（Ｖ３〜９）に供給する第２切替位置（６６ｂ）とに切替自在な走行直進弁（Ｖ１２）を設け、
走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）と他の制御バルブ（Ｖ３〜９）とを同時操作する際であって且つ走行駆動用油圧アクチュエータ（Ｍ１）又は他の油圧アクチュエータ（Ｍ２，Ｃ３〜９）の一方を微速操作する際に、該微速操作される側の制御バルブに供給される吐出油を微速操作されない側の制御バルブに供給するよう構成し、
走行直進弁（Ｖ１２）を各走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）の上流側に配置すると共に各走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）の下流側にそれぞれ他の制御バルブ（Ｖ３〜９）を配置し、走行直進弁（Ｖ１２）に第１ポンプ（Ｐ１）及び第２ポンプ（Ｐ２）の吐出路
（２４ａ，２４ｂ）を接続し、
他の制御バルブ（Ｖ３〜９）の各々に圧油を供給可能な圧油供給路（７３）を設け、
走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）と他の制御バルブ（Ｖ３〜９）とを同時操作する際に、第１ポンプ（Ｐ１）の吐出油を一方の走行用の制御バルブ（Ｖ１）及び該制御バルブ（Ｖ１）の下流側の他の制御バルブ（Ｖ３，４，６）を通して下流側に流す第１センターバイパス油路（７１）と、第２ポンプ（Ｐ２）の吐出油を他方の走行用の制御バルブ（Ｖ２）及び該制御バルブ（Ｖ２）の下流側の他の制御バルブ（Ｖ５，７，８，９）を通して下流側に流す第２センターバイパス油路（７２）とを設け、
各制御バルブ（Ｖ１〜９）を中立位置から操作した際に、油圧アクチュエータ（Ｍ１，Ｍ２，Ｃ３〜９）に対して圧油を給排するアクチュエータポート（３４ａ，３４ｂ）が開く前に各センターバイパス油路（７１，７２）が閉じるように該各制御バルブ（Ｖ１〜９）を構成し、
走行直進弁（Ｖ１２）に第１ポンプ（Ｐ１）と第２ポンプ（Ｐ２）の吐出油を合流する第３切替位置（６６ｃ）を設け、走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）と他の制御バルブ（Ｖ３〜９）とを同時操作する際であって且つ走行駆動用油圧アクチュエータ（Ｍ１）を微速操作する際に、走行直進弁（Ｖ１２）を第３切替位置（６６ｃ）に切り替えて第１ポンプ（Ｐ１）の吐出油を圧油供給路（７３）に流すように制御することを特徴とする作業機の油圧システム。 Control valves (V1-9) for controlling the hydraulic actuators (M1, M2, C3-5), pumps (P1, P2) constituted by variable displacement hydraulic pumps, the pumps (P1, P2) and the control A controller (19) for controlling the valves (V1-9),
In order to send the discharged oil to the hydraulic actuators (M1, M2, C3-5) without returning a part of the discharged oil of the pump (P1, P2) to the tank (T), the controller (19) , P2), the flow rate value obtained by subtracting the actual discharge flow rate (Qa) of the pump (P1, P2) from the set discharge flow rate (SQ), which is the assumed discharge flow rate, and the operation amount (s ) To calculate the target discharge pressure (SP) of the pumps (P1, P2) from the bleed-off area value (B) to be calculated from the target bleed-off area value (B), and the actual discharge pressure (SP) and actual pump (P1, P2). In the hydraulic system of the working machine that controls the discharge flow rate of the pumps (P1, P2) by the command signal (D1) calculated based on the deviation from the discharge pressure (Pp),
Each of the left and right traveling devices (5) is provided with a traveling control valve (V1, V2) for controlling a traveling drive hydraulic actuator (M1) provided in each of the left and right traveling devices (5). Other control valves (V3 to 9) for controlling other hydraulic actuators (M2, C3 to 5) equipped to drive driven bodies (8, 13, 14, 15) other than the device (5) are provided. , Including first and second two pumps (P1, P2),
When the travel control valves (V1, V2) are operated without operating the other control valves (V3 to 9), the discharge oil of the first pump (P1) is supplied to one travel control valve (V1). In addition, a first switching position (66a) that enables the oil discharged from the second pump (P2) to be independently supplied to the other travel control valve (V2),
When the travel control valves (V1, V2) and the other control valves (V3-9) are operated simultaneously, the oil discharged from the first pump (P1) is supplied to the travel control valves (V1, V2). In addition, a travel straight travel valve (V12) that can be switched to a second switching position (66b) that supplies the discharge oil of the second pump (P2) to the other control valves (V3 to 9) is provided,
When the traveling control valves (V1, V2) and other control valves (V3-9) are operated simultaneously, the traveling drive hydraulic actuator (M1) or other hydraulic actuators (M2, C3-9) When one of the two is operated at a slow speed, the discharge oil supplied to the control valve on the side operated at a slow speed is supplied to the control valve on the side not operated at a slow speed,
The straight travel valve (V12) is disposed on the upstream side of each travel control valve (V1, V2), and the other control valves (V3-9) are disposed on the downstream side of the travel control valves (V1, V2). And connecting the discharge passages (24a, 24b) of the first pump (P1) and the second pump (P2) to the straight travel valve (V12),
A pressure oil supply path (73) capable of supplying pressure oil to each of the other control valves (V3 to 9) is provided,
When simultaneously operating the travel control valves (V1, V2) and the other control valves (V3-9), the discharge oil of the first pump (P1) is supplied to one travel control valve (V1) and the control valve (V1). The first center bypass oil passage (71) flowing downstream through the other control valves (V3, 4, 6) downstream of the control valve (V1) and the discharge oil of the second pump (P2) are used for the other traveling And a second center bypass oil passage (72) that flows downstream through the other control valves (V5, 7, 8, 9) downstream of the control valve (V2),
When each control valve (V1-9) is operated from the neutral position, before each actuator port (34a, 34b) for supplying and discharging pressure oil to the hydraulic actuator (M1, M2, C3-9) is opened, each center The control valves (V1 to 9) are configured so that the bypass oil passages (71, 72) are closed,
The travel straight valve (V12) is provided with a third switching position (66c) for joining the oil discharged from the first pump (P1) and the second pump (P2), and the travel control valves (V1, V2) and other controls. When simultaneously operating the valves (V3 to V9) and operating the traveling drive hydraulic actuator (M1) at a very low speed, the traveling straight valve (V12) is switched to the third switching position (66c) and the first work machine hydraulic system and controls to flow the discharged oil of the pump (P1) to the pressure oil supply passage (73). 各センターバイパス油路（７１，７２）の油路終端はタンク（Ｔ）に連通していると共に該油路終端側に走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）及び他の制御バルブ（Ｖ３〜９）の中立時におけるセンターバイパス油路（７１，７２）の圧よりも高い設定圧に設定された低圧リリーフ弁（４２）を設けたことを特徴とする請求項５に記載の作業機の油圧システム。 The oil passage end of each center bypass oil passage (71, 72) communicates with the tank (T), and the control valve (V1, V2) for traveling and other control valves (V3-9) are connected to the oil passage end side. 6) A hydraulic system for a working machine according to claim 5, further comprising a low-pressure relief valve (42) set to a set pressure higher than the pressure of the center bypass oil passage (71, 72) in a neutral state. . 走行用の制御バルブ（Ｖ２）の上流側において、圧油供給路（７３）とセンターバイパス油路（７２）とを接続し且つ該センターバイパス油路（７２）から圧油供給路（７３）への圧油の逆流を阻止するチェック弁（７９）と該チェック弁（７９）の上流側に設けた絞り（８０）とが介装された流通油路（７５）を設け、
走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）と他の制御バルブ（Ｖ３〜９）とを同時操作する際であって且つ他の油圧アクチュエータ（Ｍ２，Ｃ３〜５）を微速操作する際に、第２ポンプ（Ｐ２）の吐出油を圧油供給路（７３）から流通油路（７５）を介して各センターバイパス油路（７１，７２）に流すように制御することを特徴とする請求項２〜６のいずれか１項に記載の作業機の油圧システム。 On the upstream side of the control valve (V2) for travel, the pressure oil supply path (73) and the center bypass oil path (72) are connected to the pressure oil supply path (73) from the center bypass oil path (72). A flow oil passage (75) in which a check valve (79) for preventing the backflow of pressure oil and a throttle (80) provided on the upstream side of the check valve (79) are provided,
When simultaneously operating the control valves (V1, V2) for traveling and the other control valves (V3-9) and operating the other hydraulic actuators (M2, C3-5) at a low speed, the second The discharge oil of the pump (P2) is controlled to flow from the pressure oil supply passage (73) to each center bypass oil passage (71, 72) via the circulation oil passage (75). The hydraulic system for a working machine according to any one of 6 . 各走行用の制御バルブ（Ｖ１，Ｖ２）を操作しないで他の制御バルブ（Ｖ３〜９）を操作したときには、走行直進弁（Ｖ１２）は第１切替位置（６６ａ）に切り替えられて、第１ポンプ（Ｐ１）の吐出油が第１センターバイパス油路（７１）及び連通油路（７４ａ〜ｄ）を介して圧油供給路（７３）に流れると共に第２ポンプ（Ｐ２）の吐出油が第２センターバイパス油路（７２）及び連通油路（７４ａ〜ｄ）を介して圧油供給路（７３）に流れるよう構成したことを特徴とする請求項２〜７のいずれか１項に記載の作業機の油圧システム。 When the other control valves (V3 to V9) are operated without operating the control valves (V1, V2) for traveling, the straight travel valve (V12) is switched to the first switching position (66a), and the first The discharge oil of the pump (P1) flows into the pressure oil supply passage (73) through the first center bypass oil passage (71) and the communication oil passages (74a to d), and the discharge oil of the second pump (P2) The two-center bypass oil passage (72) and the communication oil passages (74a to d) are configured to flow to the pressure oil supply passage (73), according to any one of claims 2 to 7 . Hydraulic system for work equipment.
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