WO2009123047A1 - 建設機械の油圧回路 - Google Patents

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WO2009123047A1
WO2009123047A1 PCT/JP2009/056266 JP2009056266W WO2009123047A1 WO 2009123047 A1 WO2009123047 A1 WO 2009123047A1 JP 2009056266 W JP2009056266 W JP 2009056266W WO 2009123047 A1 WO2009123047 A1 WO 2009123047A1
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pressure
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control pressure
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慎一 池生
均 瀬川
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株式会社不二越
ナブテスコ株式会社
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    • F15B2211/7741—Control of direction of movement of the output member with floating mode, e.g. using a direct connection between both lines of a double-acting cylinder

Definitions

  • the unloading valve communicates the first unloading passage with the tank by connecting the first unloading passage with the neutral position for blocking the connection between the first unloading passage and the second unloading passage and the tank.
  • the first negative control pressure is input to one chamber of the unload valve
  • the second negative control pressure is input to the other chamber of the unload valve
  • the first negative control pressure is the first negative control pressure.
  • the first switching position is established when the pressure is higher than the two negative control pressures
  • the second switching position is achieved when the second negative control pressure is higher than the first negative control pressure.
  • the discharge flow rate of the split pump will increase and the excess flow rate of oil flowing through the first unloading passage will increase.
  • the unload valve moves to the first switching position.
  • the excess oil which is going to flow through the first unloading passage can be released from the unloading valve to the tank, and the energy loss at the first throttle can be reduced.
  • a second pilot passage one end of which is connected to the non-operation signal generating valve and the other end of which is connected to the low pressure selection valve, is provided in the second pilot passage, and the output of the non-operation signal generating valve And a shuttle valve that selects the higher oil pressure of the third negative control pressure and outputs the oil pressure to the regulator.
  • a hydraulic pressure signal input to one of the chambers of the non-operation signal generating valve as an auto idle signal for idle control of the engine.
  • the second switching position is set.
  • a first nonreturn valve provided between a first branch point on the upstream side of the first throttle and one chamber of the unload valve, the direction from the first branch point toward the unload valve being a forward direction;
  • a second check valve provided in parallel with the first check valve and having a forward direction from the unload valve toward the first branch point, and a second upstream side of the second throttle
  • a third check valve provided between the branch point and the other chamber of the unload valve and having a forward direction from the second branch point toward the unload valve; and the third check valve
  • a fourth check valve provided in parallel and having a forward direction from the unload valve toward the second branch point, the second check valve including a discharge flow rate of the split pump (discharge volume Pressure when the first negative control pressure is higher than the pressure that maximizes the Check valve is preferably open when the second negative control pressure is in a pressure higher than the pressure that maximizes the discharge flow rate of the split pump (discharge capacity).
  • the unload valve shutoff position holding mechanism can be formed with a simple configuration of four check valves.
  • FIG. 16 is a discharge pressure-flow rate characteristic diagram of the pump when the horsepower characteristic is changed according to the pilot pressure.
  • FIG. 6 is a discharge pressure-flow rate characteristic diagram of the pump when changing the pump displacement in accordance with the pilot pressure.
  • It is a circuit diagram showing a hydraulic circuit of a construction machine concerning a 2nd embodiment of the present invention. It is a circuit diagram showing a hydraulic circuit of a construction machine concerning a 3rd embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit of a construction machine according to a first embodiment of the present invention.
  • the pump 111 is a split flow in which an even number of pistons are fitted in one cylinder block connected to the input shaft by a spline, discharges an equal volume of liquid, and has one swash plate 112 Type variable displacement piston pump (split pump), which includes a constant torque control mechanism 142 for effectively utilizing engine horsepower.
  • split pump Type variable displacement piston pump
  • the pump discharge flow rates Q1 and Q2 indicate the discharge flow rates of the pumps 111 and 111a
  • the pump pressures P1 and P2 indicate the pump pressures of the pumps 111 and 111a.
  • the pump 111 and the pump 111a constitute a pump 111 (one-cylinder two-port discharge split pump) having one swash plate 112.
  • the control valves 115 and 116 are roughly divided into two in order to drive a plurality of actuators 119, 120, 125, 126 and 127 for each discharge flow rate of the pump 111, and a plurality of switches disposed in each valve 115 and 116 Valves 118 and 124 (in other words, the plurality of switching valves 118 are the first direction switching valve of the first system, and the plurality of switching valves 124 are the second direction switching valve of the second system)
  • the openings (not shown) of the center bypass passages 13 and 14 are reduced in size according to the amount of operation of the valves 118 and 124, and the flow is led to the actuators 119, 120, 125, 126 and 127.
  • the center bypass passage 13 is, in other words, the first unloading passage connected to one of the discharge ports of the split pump
  • the center bypass passage 14 is, in other words, connected to the other discharge port of the split pump Second unloading passage.
  • the swash plate 112 of the pump 111 is one. Because the pump 111 always discharges an approximately equal volume of oil from the two discharge ports of the pump 111, each pump according to the flow rate passing through the tank ports 121, 128 of the two control valves 115, 116, For example, the discharge amount of the pump 111, 111a could not be reduced optimally.
  • Energy saving can be achieved by reducing the discharge flow rate of the pump 111 only when surplus oil is generated in any of the control valves 115 and 116 at the time of standby without lever operation or at the time of slight operation or the like. .
  • the low pressure selection valve 131 even when the back pressures of the control valves 115 and 116 are equal, one of the pressures is led to the external pilot port of the pump 111.
  • the hydraulic pressure of the center bypass passage 13 between the fixed throttle 9 and the switching valve 118 disposed at the most downstream side (the most downstream side in the direction of the oil flowing through the center bypass passage 13) among the plurality of switching valves 118 Is the first negative control pressure, and between the fixed throttle 10 and the switching valve 124 disposed on the most downstream side (the most downstream side in the direction of the oil flowing through the center bypass passage 14) among the plurality of switching valves 124
  • the hydraulic pressure of the center bypass passage 14 is the second negative control pressure.
  • the first negative control pressure is introduced to the low pressure selection valve 131 via the negative control pressure line 123
  • the second negative control pressure is introduced to the low pressure selection valve 131 via the negative control pressure line 130.
  • the minimum pressure (the lower one of the first negative control pressure and the second negative control pressure) selected by the low pressure selection valve 131 and output to the constant torque control mechanism 142 is the third negative control pressure.
  • the hydraulic circuit 201 includes three first direction switching valves 6x to 6z of the first system connected to the first unload passage 13 and three third of the second system connected to the second unload passage 14. Two-way switching valves 7x to 7z are provided.
  • the first direction switching valves 6x to 6z and the second direction switching valves 7x to 7z are all center bypass type and hydraulic pilot type direction switching valves. Further, the first direction switching valves 6x to 6z are arranged in series in the first unloading passage 13, and the second direction switching valves 7x to 7z are arranged in series in the second unloading passage 14.
  • the second direction switching valve 7x is a valve that controls the supply of pressure oil to the right traveling motor 60
  • the second direction switching valve 7y is a valve that controls the supply of pressure oil to the swing hydraulic motor 59
  • the second direction switching valve 7z is a valve that controls the supply of pressure oil to the arm hydraulic cylinder 58 that operates the arm.
  • the hydraulic circuit 201 is configured to set the lower one of the first negative control pressure which is the hydraulic pressure on the upstream side of the first throttle 9 and the second negative control pressure which is the hydraulic on the upstream side of the second throttle 10 to a third negative control pressure.
  • the first negative pressure which is the hydraulic pressure of the first unloading passage 13 between the first direction switching valve 6 z and the first throttle 9
  • the second negative pressure which is the hydraulic pressure of the second unloading passage 14 between the second direction switching valve 7 z and the second throttle 10 is input to the other chamber 82 of the selection valve 8.
  • a regulator pilot passage 16 connecting the low pressure selection valve 8 and the regulator 52 is provided.
  • the third negative control pressure output from the low pressure selection valve 8 is input to the regulator 52 through the regulator pilot passage 16.
  • a second unload valve 3 is provided for releasing the tank 54 from the second unload passage 14 upstream of the second direction switching valve 7x.
  • the upstream passage 75 of the second unload valve 3 is connected to the second unload passage 14 upstream of the second direction switching valve 7 x, and the downstream passage 73 of the second unload valve 3 is connected to the discharge passage 71. It is connected.
  • FIG. 10 is a graph showing the discharge flow rate characteristic of the split pump 51 and the opening characteristic of the unload valves 2 and 3.
  • the turning hydraulic motor 59 is operated by operating the second direction switching valve 7y.
  • the second negative control pressure becomes lower than the first negative control pressure.
  • the second negative control pressure is selected by the low pressure selection valve 8 and output as the third negative control pressure, and is input to the regulator 52 through the regulator pilot passage 16.
  • the discharge flow rate from the discharge port 51 a and the discharge port 51 b of the split pump 51 both increases to the necessary flow rate of the second system.
  • FIG. 7 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit 202 according to a third embodiment of the present invention.
  • the present embodiment will be described focusing on differences from the second embodiment.
  • the same components as those of the second embodiment are denoted by the same reference numerals (the same applies to the other embodiments).
  • the hydraulic circuit 202 includes the unload flow control valves 4 and 5.
  • the hydraulic circuit 202 includes a first unloading flow control valve 4 provided in the downstream passage 72 of the first unloading valve 2 between the first unloading valve 2 and the tank 54. ing.
  • the first unload flow control valve 4 has a shutoff position 4b and a communication position 4a, and the pressure on the downstream side of the first unload control valve 2 is input to one chamber 41 and the first flow control valve spring 43 is disposed.
  • the pressure in the first unloading passage 13 upstream of the first direction switching valve 6x (the pressure on the upstream side of the first unloading valve 2) is input to the other chamber 42.
  • the hydraulic circuit 203 according to the fourth embodiment includes the non-operation signal generation valve 15.
  • a first pilot passage 18 upstream of the most upstream sub valve 11 x is connected to one chamber 61 of the non-operation signal generation valve 15 via a passage 77.
  • a spring 62 is disposed in the chamber 61.
  • a first pilot passage 18 on the upstream side of the most upstream sub valve 11 x is connected to the other chamber 63 of the non-operation signal generation valve 15 via a passage 78.
  • a throttle 19 is provided in the first pilot passage 18 between the passage 78 and the sub valve 11x.
  • the passage 78 corresponds to the pressing means disposed in the other chamber 63 of the present invention, and the pressure of the pilot pump 53 is input to the chamber 63 via the passage 78.
  • a spring may be disposed in the chamber 63 and the spring may be used as a pressing unit. Also, the spring and the passage 78 may be used in combination.
  • the first unload valve 2 and the second unload valve 3 release the oil from the unload passages 13 and 14 upstream of the first direction switching valve 6x and the second direction switching valve 7x to the tank 54, respectively.
  • excess oil which is going to flow through the unloading passages 13 and 14 can be released from the unloading valves 2 and 3 to the tank 54 even when all the directional control valves 6x to 7z are not operated.
  • the energy loss at the first aperture 9 and the second aperture 10 can be further reduced.
  • any one direction switching valve when any one direction switching valve is operated, the corresponding sub valve switches to the shut off position.
  • the pressures before and after the throttle 19 become almost equal, and the non-operation signal generating valve 15 switches to the position 15a.
  • one second chamber 22 of the first unloading valve 2 and one second chamber 32 of the second unloading valve 3 are both connected to the tank 54.
  • the non-operation signal generating valve 15 when all the direction switching valves 6x to 7z of the first system and the second system are not operated, the non-operation signal generating valve 15 is in the state of the position 15b. At this time, the pressure from the pilot pump 53 that is higher than the discharge pressure of the split pump 51 acts on the second pilot passage 20. Thereby, the shuttle valve 17 selects the high pressure from the pilot pump 53 and outputs the high pressure to the regulator 52. As a result, the discharge flow rate of the split pump 51 decreases to Qmin. That is, the non-operation signal generation valve 15 outputs an oil pressure signal for reducing the discharge flow rate of the split pump 51 when all the direction switching valves 6x to 7z are not operated.
  • the hydraulic circuit can be simplified by using the signal from the non-operation signal generation valve 15 in combination with the signal for regulator and the signal for unload valve.
  • the negative control pressure is set to a pressure lower than 3 MPa, and the pressure of the pilot pump 53 is set to 3 MPa or more.
  • the hydraulic pressure signal (pilot pressure signal) from the first pilot passage 18 input to one chamber 61 of the non-operation signal generation valve 15 is sent to the control unit of the engine (not shown) via the port 79, It is used as an auto idle signal for idle control of the engine.
  • the hydraulic circuit can be simplified by using the signal for the non-operation signal generation valve 15 and the auto idle signal in combination.
  • FIG. 9 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit 204 according to a fifth embodiment of the present invention.
  • the hydraulic circuit 204 of this embodiment is a combination of the hydraulic circuit 202 of the third embodiment and the hydraulic circuit 203 of the fourth embodiment.
  • FIG. 11 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit 205 according to a sixth embodiment of the present invention.
  • the present embodiment will be described focusing on differences from the third embodiment.
  • the same components as those of the third embodiment are denoted by the same reference numerals.
  • the main difference between the sixth embodiment and the third embodiment is that the hydraulic circuit 205 according to the sixth embodiment includes the unload valve shutoff position holding mechanism 94.
  • the hydraulic circuit 205 holds the first unload valve 2 at the shutoff position 2b when the first negative control pressure maximizes the discharge flow rate of the split pump 51, and the second negative control pressure maximizes the discharge flow rate of the split pump 51.
  • the unload valve shutoff position holding mechanism 94 is provided to hold the second unload valve 3 in the shutoff position 3b.
  • the first negative control pressure makes the discharge flow rate of the split pump 51 maximum, it means that the first negative control pressure is 0 to Pf in FIG. 10A.
  • the second negative control pressure maximizes the discharge flow rate of the split pump 51 it means that the second negative control pressure is 0 to Pf in FIG. 10 (a).
  • the unload valve shutoff position holding mechanism 94 configured by the two check valves 91 and 92 is configured such that the pressure in the other chambers 23 and 33 of the first unload valve 2 and the second unload valve 3 is Pf. Don't get lower pressure than that.
  • FIG. 13 is a graph showing the relationship between the first negative control pressure and the second negative control pressure when the direction switching valve is operated.
  • the discharge flow rate of the split pump 51 is small (see FIG. 10A).
  • the discharge flow rate from the discharge port 51a and the discharge port 51b of the split pump 51 is Qmin.
  • the pressure in the other chambers 23 and 33 of the first unload valve 2 and the second unload valve 3 is maintained at Pf by the unload valve shutoff position holding mechanism 94.
  • the second unload valve 3 switches (moves) from the blocking position 3b to the communication position 3a by a stroke amount corresponding to the negative control differential pressure (Pb1-Pf), and responds to the negative control differential pressure (Pb1-Pf).
  • the excess oil (the amount of oil corresponding to the pressure of Pb1-Pf) of the second system flows through the downstream passage 73 and escapes to the tank 54 (FIG. 10 (b)). reference).
  • the first unload valve 2 is at the shutoff position 2b.
  • the second direction switching valve 7y and the second direction switching valve 7z of the second system are further operated, and as a result, as shown in FIG. 13 (b), the second negative control pressure Pb1 is higher than Pa1. Suppose that the pressure is low Pb2.
  • FIG. 12 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit 206 according to a seventh embodiment of the present invention.
  • the hydraulic circuit 206 of this embodiment is a combination of the hydraulic circuit 205 of the sixth embodiment and the hydraulic circuit 203 of the fourth embodiment.
  • FIG. 14 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit 301 according to an eighth embodiment of the present invention.
  • the present embodiment will be described focusing on differences from the second embodiment.
  • the same components as those of the second embodiment are denoted by the same reference numerals.
  • the hydraulic circuit 301 sets the amount of oil corresponding to the pressure difference between the first negative control pressure and the second negative control pressure in the most upstream first direction.
  • the unloading valve 25 is provided to release the tank 54 from the first unloading passage 13 upstream of the switching valve 6x.
  • the unload valve 25 sets the amount of oil corresponding to the pressure difference between the first negative control pressure and the second negative control pressure to the most upstream side. It is also a valve for releasing the tank 54 from the second unloading passage 14 upstream of the two-way switching valve 7x.
  • the unload valve 25 is connected to a first branched unload passage 13a branched from the first unload passage 13 between the split pump 51 and the first direction switching valve 6x. Further, the unload valve 25 is also connected to a second branched unload passage 14a branched from the second unload passage 14 between the split pump 51 and the second direction switching valve 7x. Further, the downstream side passages 72 and 73 of the unloading valve 25 are connected to the discharge passage 71.
  • first negative control pressure is input to one chamber 26 of the unload valve 25, and the second negative control pressure is input to the other chamber 27 of the unload valve 25.
  • the unload valve 25 is in the first switching position 25a when the first negative control pressure is higher than the second negative control pressure, and is in the second switching position 25c when the second negative control pressure is higher than the first negative control pressure. .
  • the state in which the unload valve 25 is in the first switching position 25a and the first unload passage 13 is in communication with the tank 54 means that the opening area of the unload valve 25 to be communicated is not zero. That is, it does not mean that only the state in which the opening area of the valve is maximized (the same applies to the second switching position 25c).
  • FIG. 10 (b) is also a graph showing the opening characteristic of the unloading valve 25.
  • the opening characteristic of the unloading valve 25 is linear, but the opening characteristic of the unloading valve 25 is non-linear depending on the manufacturing convenience of the unloading valve 25 and the preference of the operator. It may be For example, as shown by the alternate long and short dash line in FIG. 10B, by making the opening characteristic concave, the supply flow rate at the time of combined operation can be increased and the pressure can be increased only at the time of additional combined operation. The strength of the operation increases. Further, as shown by a two-dot chain line in FIG. 10B, by making the opening characteristic into a convex shape, the soft feeling of the operation is enhanced.
  • the operation of the hydraulic shovel (the operation of the hydraulic circuit 301) will be described with reference to FIG. First, it is assumed that all the directional control valves 6x to 7z of the first and second systems are not operated. At this time, since both the first negative control pressure and the second negative control pressure are high, the third negative control pressure selected by the low pressure selection valve 8 and input to the regulator 52 is also high. Accordingly, the discharge flow rate of the split pump 51 is small (see FIG. 10A). For example, the discharge flow rate from the discharge port 51a and the discharge port 51b of the split pump 51 is Qmin.
  • the turning hydraulic motor 59 is operated by operating the second direction switching valve 7y.
  • the second negative control pressure becomes lower than the first negative control pressure.
  • the second negative control pressure is selected by the low pressure selection valve 8 and output as the third negative control pressure, and is input to the regulator 52 through the regulator pilot passage 16.
  • the discharge flow rate from the discharge port 51 a and the discharge port 51 b of the split pump 51 both increases to the necessary flow rate of the second system.
  • the unload valve 25 switches (moves) from the neutral position 25b to the first switching position 25a by a stroke amount corresponding to the negative control differential pressure, and becomes an unload valve opening area according to the negative control differential pressure.
  • the surplus oil of the first system (the amount of oil corresponding to the negative control pressure difference) flows through the downstream passage 72 and is released to the tank 54 (see FIG. 10B).
  • FIG. 15 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit 302 according to a ninth embodiment of the present invention.
  • the present embodiment will be described focusing on differences from the eighth embodiment.
  • the same components as those in the eighth embodiment are denoted by the same reference numerals.
  • the hydraulic circuit 302 further includes a second unloading flow control valve 5 provided in the downstream passage 73 of the unloading valve 25.
  • the second unloading flow control valve 5 is provided with the shutoff position 5 b and the communication position 5 a, the pressure of the second system downstream of the unloading valve 25 is input to one chamber 51, and The pressure (pressure on the upstream side of the unloading valve 25) of the second unloading passage 14 on the upstream side of the two-way switching valve 7x is input, and the spring 54 for the second floating valve is disposed.
  • FIG. 16 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit 303 according to a tenth embodiment of the present invention. The present embodiment will be described focusing on differences from the eighth embodiment. The main difference between the tenth embodiment and the eighth embodiment is that the hydraulic circuit 303 according to the tenth embodiment includes the neutral unload valve 35 and the non-operation signal generation valve 15.
  • the neutral unload valve 35 is disposed upstream of the first unload passage 13 upstream of the first direction switching valve 6x and on the upstream side of the second direction switching valve 7x when all the direction switching valves 6x to 7z are not operated. Oil is released from the second unloading passage 14 to the tank 54. As shown in FIG. 16, the neutral unload valve 35 is connected to the first branch unload passage 13a and the second branch unload passage 14a, and is connected to the discharge passage 71 via the passage 83 on the downstream side thereof. doing. The neutral unload valve 35 also has a shutoff position 35b and a communication position 35a.
  • any one direction switching valve when any one direction switching valve is operated, the corresponding sub valve switches to the shut off position.
  • the pressures before and after the throttle 19 become almost equal, and the non-operation signal generating valve 15 switches to the position 15a.
  • all the pilot chambers 36 of the neutral unload valve 35 are connected to the tank 54, and the neutral unload valve 35 is in the shutoff position 35b.
  • the hydraulic circuit 303 is provided with a second pilot passage 20 having one end connected to the non-operation signal generation valve 15 and the other end connected to the low pressure selection valve 8.
  • the hydraulic circuit 303 includes the shuttle valve 17 provided in the second pilot passage 20.
  • the hydraulic circuit can be simplified by using the signal from the non-operation signal generation valve 15 in combination with the signal for regulator and the signal for unload valve.
  • FIG. 17 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit 304 according to an eleventh embodiment of the present invention.
  • the hydraulic circuit 304 of the present embodiment is a combination of the hydraulic circuit 302 of the ninth embodiment and the hydraulic circuit 303 of the tenth embodiment.
  • FIG. 18 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit 305 according to a twelfth embodiment of the present invention.
  • the present embodiment will be described focusing on differences from the ninth embodiment.
  • the same components as those of the ninth embodiment are denoted by the same reference numerals.
  • the main difference between the twelfth embodiment and the ninth embodiment is that the hydraulic circuit 305 according to the twelfth embodiment is provided with an unload valve shutoff position holding mechanism 87.
  • the hydraulic circuit 305 is at a position (neutral position 25 b or second switching position 25 c) that shuts off between the first unload passage 13 and the tank 54 when the first negative control pressure maximizes the discharge flow rate of the split pump 51.
  • the second check valve 95 and the fourth check valve 84 each have a spring 97 and a spring 86.
  • the spring 97 is designed such that the second check valve 95 opens when the first negative control pressure is higher than the pressure at which the discharge flow rate of the split pump 51 is maximized.
  • the spring 86 is designed such that the fourth check valve 84 opens when the second negative control pressure is higher than the pressure at which the discharge flow rate of the split pump 51 is maximized.
  • the pressure that maximizes the discharge flow rate of the split pump 51 refers to the pressure of Pf in FIG.
  • FIG. 13 is a graph showing the relationship between the first negative control pressure and the second negative control pressure when the direction switching valve is operated.
  • the discharge flow rate of the split pump 51 is small (see FIG. 10A).
  • the discharge flow rate from the discharge port 51a and the discharge port 51b of the split pump 51 is Qmin.
  • the actuators 55 to 57 are operated by operating the first direction switching valve 6x, the first direction switching valve 6y, the first direction switching valve 6z of the first system, and the second direction switching valve 7x of the second system.
  • the pressure oil is supplied to operate, and as a result, as shown in FIG. 13A, the first negative control pressure becomes a pressure Pa1 lower than Pf, and the second negative control pressure Pb1 (Pf ⁇ It is assumed that Pb1 ⁇ Ps).
  • the first negative control pressure (Pa1) is selected by the low pressure selection valve 8 and is output as the third negative control pressure and input to the regulator 52.
  • the discharge flow rate from the discharge port 51 a and the discharge port 51 b of the split pump 51 both become Qmax (maximum flow rate).
  • the unload valve 25 switches (moves) from the neutral position 25b to the second switching position 25c by a stroke amount corresponding to the negative control differential pressure (Pb1-Pf), and responds to the negative control differential pressure (Pb1-Pf).
  • the excess oil (the amount of oil corresponding to the pressure of Pb1-Pf) of the second system flows through the downstream passage 73 and escapes to the tank 54 (FIG. 10 (b)). reference).
  • FIG. 19 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit 306 according to a thirteenth embodiment of the present invention.
  • the hydraulic circuit 306 of the present embodiment is a combination of the hydraulic circuit 305 of the twelfth embodiment and the hydraulic circuit 303 of the tenth embodiment.
  • the back pressure of the oil flowing through the two center bypasses is the external signal pressure (the first negative control pressure and the second negative control pressure).
  • the lower one of the external signal pressures selected by the low pressure selection valve third negative control pressure
  • the back pressure of oil flowing through three or more center bypasses three or more unloading passages
  • the minimum pressure selected by the low pressure selection valve of the external signal pressure is fed back to the pump It is also good.
  • the present invention can be applied to a hydraulic circuit having three or more center bypasses.
  • Hydraulic circuit of construction machine 2 first unloading valve 3: second unloading valve 4: first unloading flow control valve 5: second unloading flow control valve 6x, 6y, 6z: first direction switching valve 7x, 7y, 7z: second direction switching valve 8: low pressure selection valve 9: first throttle 10: second throttle 13: first unloading passage (center bypass) 14: 2nd unloading passage (center bypass) 51, 111: Split pump 52: Regulator 54: Tank 112: Swash plate 115, 116: Control valve 118, 124: Switch valve 119, 120, 125, 126, 127: Actuator

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Abstract

　一個の斜板を有するスプリットポンプのネガティブ制御において、現状よりも省エネルギー化を図る。 　外部信号圧力の大きさに応じて吐出容量を小さくすることが出来るスプリットポンプ１１１を制御するための建設機械の油圧回路１である。この油圧回路１は、複数のアクチュエータ（１１９、１２０、１２５、１２６、１２７）を制御する複数の切換弁（１１８、１２４）を備え、２系統のセンタバイパス流量による背圧を外部信号圧力としてスプリットポンプ１１１へフィードバックすることができるコントロールバルブ（１１５、１１６）を有する。そして油圧回路１は、前記複数の外部信号圧力のうち低圧選択弁１３１によって選択された最小圧力（外部信号圧力１１４）がスプリットポンプ１１１にフィードバックされるように構成されている。

Description

建設機械の油圧回路
　本発明は、可変容量型の１シリンダ２ポート吐出のスプリットポンプを用いる建設機械の油圧回路に関する。特に、ミニショベルなどの小型建設機械用に好適な油圧回路に関する。
　従来から、コントロールバルブのセンタバイパス流量の大きさによって発生する背圧を利用した複数の可変容量型ピストンポンプのネガティブ制御は広く行われてきたが、この複数のポンプは各々に斜板を備え、別々にポンプ容量を制御出来るため、それぞれのポンプから吐出される作動油の消費状態によって、最適にそれぞれのポンプの斜板を制御することによって、必要な流量のみを吐出することが行われている（例えば、特許文献１参照）。
特開平５－１３２９７７号公報
　しかしながら、斜板が一つしかないスプリットフロー型可変容量ピストンポンプ（１シリンダ２ポート吐出のスプリットポンプ）を使用した建設機械の油圧回路においては、ポンプに斜板が一つしかないためこのネガティブ制御を最適に行うことができない。そのため、オープンセンタ方式の油圧システムを採用するショベルにおいては、省エネルギーを図ることが課題であった。
　本発明は前記の課題を解決するためになされたもので、係る方式（斜板が一つしかないスプリットポンプのネガティブ制御）においても現状より省エネルギーを図ることができる建設機械の油圧回路を提供することを目的とする。
　前記の課題を解決するために本発明は、一個の斜板と一個のシリンダブロックから等しい容量の２流量を吐出するスプリットポンプであって、外部信号圧力の大きさに応じて吐出容量を小さくすることが出来る当該スプリットポンプを制御するための建設機械の油圧回路において、複数のアクチュエータを制御する複数の切換弁を備え、主として２系統のセンタバイパス流量による背圧を外部信号圧力として前記スプリットポンプへフィードバックすることが出来るコントロールバルブを有し、前記複数の外部信号圧力のうち低圧選択弁によって選択された最小圧力を前記スプリットポンプにフィードバックすることができる建設機械の油圧回路を提供する。
　また上記本発明は、吐出流量（吐出容量）制御手段付き（例えば、レギュレータ付き）のスプリットポンプの一方の吐出口に接続された第１アンロード通路と、前記第１アンロード通路に接続された第１系統の第１方向切換弁と、前記スプリットポンプの他方の吐出口に接続された第２アンロード通路と、前記第２アンロード通路に接続された第２系統の第２方向切換弁と、前記第１方向切換弁の下流側における前記第１アンロード通路の油圧（背圧）である第１ネガコン圧および前記第２方向切換弁の下流側における前記第２アンロード通路の油圧（背圧）である第２ネガコン圧のうちの低い方の油圧を第３ネガコン圧として出力する低圧選択弁と、を備え、前記低圧選択弁から前記吐出流量制御手段（例えば、レギュレータ）を介して前記スプリットポンプへ前記第３ネガコン圧がフィードバックされる建設機械の油圧回路でもある。
　上記本発明の構成によると、例えばいずれのポンプ吐出口の吐出流量も少なくて良い微操作時やアクチュエータを動作させないアンロード時に、ポンプの吐出流量を少なくして、オープンセンタバイパス流量を減少させることが可能となり、しいてはポンプが吐出する余剰流量を少なくして省エネルギー化、省燃費化を図ることができる。さらには、油圧システムの温度上昇を引き下げ、作動油の劣化速度を遅くし、タンク油量を少なくすることが出来るために、資源の有効活用が可能となる。また、必要最低限の流量を吐出するので、ポンプの運転騒音が減少し、より低騒音となる。
　また本発明において、前記スプリットポンプは、吐出容量を制御するレギュレータを備え、前記２系統のセンタバイパスの一方が、前記スプリットポンプの一方の吐出口に接続された第１アンロード通路であり、前記２系統のセンタバイパスの他方が、前記スプリットポンプの他方の吐出口に接続された第２アンロード通路であり、前記複数の切換弁が、前記第１アンロード通路に接続された第１系統の第１方向切換弁および前記第２アンロード通路に接続された第２系統の第２方向切換弁であり、前記第１アンロード通路および前記第２アンロード通路に連通されたタンクと、前記第１方向切換弁と前記タンクとの間の前記第１アンロード通路に設けられた第１絞りと、前記第２方向切換弁と前記タンクとの間の前記第２アンロード通路に設けられた第２絞りと、を有し、前記外部信号圧力であって前記第１絞りの上流側の油圧である第１ネガコン圧、および前記外部信号圧力であって前記第２絞りの上流側の油圧である第２ネガコン圧、のうちの低い方の油圧を第３ネガコン圧として前記低圧選択弁は出力し、前記最小圧力は前記第３ネガコン圧であって、前記第１ネガコン圧が前記第２ネガコン圧よりも高いときに、当該第１ネガコン圧と当該第２ネガコン圧との圧力差に応じた量の油を、前記第１方向切換弁の上流側の前記第１アンロード通路から前記タンクに逃がす第１アンロード弁と、を備えることが好ましい。
　この構成によると、第１系統が使用されていないときや、第１系統の必要流量が第２系統よりも少ないときは、第１系統の第１アンロード通路を流れようとする余剰油を第１アンロード弁からタンクに逃がすことができる。
　さらに本発明において、前記第２ネガコン圧が前記第１ネガコン圧よりも高いときに、当該第１ネガコン圧と当該第２ネガコン圧との圧力差に応じた量の油を、前記第２方向切換弁の上流側の前記第２アンロード通路から前記タンクに逃がす第２アンロード弁を備えることが好ましい。
　この構成によると、第２系統においても第１系統と同様に、第２系統が使用されていないときや、第２系統の必要流量が第１系統よりも少ないときは、第２系統の第２アンロード通路を流れようとする余剰油を第２アンロード弁からタンクに逃がすことができる。
　さらに本発明において、前記第２アンロード弁は、遮断位置と連通位置とを備え、当該第２アンロード弁の一方の第１室に前記第２ネガコン圧が入力され、当該第２アンロード弁の他方の室に前記第３ネガコン圧が入力されるとともに第２アンロード弁用バネが配置され、当該第３ネガコン圧と当該第２アンロード弁用バネの押圧との和よりも当該第２ネガコン圧が高いときに、連通位置となることが好ましい。
　ここで、第１方向切換弁が操作されて第１ネガコン圧が第２ネガコン圧よりも低下すると、スプリットポンプの吐出流量が増加し、第２アンロード通路を流れる油の余剰流量が増えようとする。このとき、第１ネガコン圧の低下にともない第２アンロード弁の他方の室からの押圧力が低下して、一方の室からの押圧力が勝るようになると、当該第２アンロード弁は連通位置に移動する。これにより、第２アンロード通路を流れようとする余剰油を第２アンロード弁からタンクに逃がすことができ、第２絞りでのエネルギーロスを低減できる。
　さらに本発明において、前記第１アンロード弁は、遮断位置と連通位置とを備え、当該第１アンロード弁の一方の第１室に前記第１ネガコン圧が入力され、当該第１アンロード弁の他方の室に前記第３ネガコン圧が入力されるとともに第１アンロード弁用バネが配置され、当該第３ネガコン圧と当該第１アンロード弁用バネの押圧との和よりも当該第１ネガコン圧が高いときに、連通位置となることが好ましい。
　ここで、第２方向切換弁が操作されて第２ネガコン圧が第１ネガコン圧よりも低下すると、スプリットポンプの吐出流量が増加し、第１アンロード通路を流れる油の余剰流量が増えようとする。このとき、第２ネガコン圧の低下にともない第１アンロード弁の他方の室からの押圧力が低下して、一方の室からの押圧力が勝るようになると、当該第１アンロード弁は連通位置に移動する。これにより、第１アンロード通路を流れようとする余剰油を第１アンロード弁からタンクに逃がすことができ、第１絞りでのエネルギーロスを低減できる。
　さらに本発明において、前記第２アンロード弁は、前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁が操作されていないときに、前記第２方向切換弁の上流側の前記第２アンロード通路から前記タンクに油を逃がすことが好ましい。
　この構成によると、方向切換弁の非操作時にも第２アンロード通路を流れようとする余剰油を第２アンロード弁からタンクに逃がすことができ、第２絞りでのエネルギーロスをより低減できる。
　さらに本発明において、前記第１アンロード弁は、前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁が操作されていないときに、前記第１方向切換弁の上流側の前記第１アンロード通路から前記タンクに油を逃がすことが好ましい。
　この構成によると、方向切換弁の非操作時にも第１アンロード通路を流れようとする余剰油を第１アンロード弁からタンクに逃がすことができ、第１絞りでのエネルギーロスをより低減できる。
　さらに本発明において、一端がパイロットポンプに接続され他端が前記タンクに接続された第１パイロット通路と、前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁に対してそれぞれ一体的に形成されるとともに、前記第１パイロット通路に直列に配置された複数のサブバルブと、最上流の前記サブバルブよりも上流側の前記第１パイロット通路が一方の室に接続され、他方の室に押圧手段が配置された非操作信号生成弁と、を備え、前記サブバルブは、対応する前記方向切換弁が中立位置のときに連通位置になり切換位置のときに遮断位置になり、前記非操作信号生成弁は、少なくとも１つの前記サブバルブが遮断位置のときに、前記第１アンロード弁および前記第２アンロード弁の一方の第２室をいずれも前記タンクに接続し、すべての前記サブバルブが連通位置のときに、当該第２室をいずれも前記パイロットポンプに接続することが好ましい。
　この構成によると、非操作信号生成弁は、すべてのサブバルブが連通位置のときに、第１アンロード弁および第２アンロード弁の一方の第２室をいずれもパイロットポンプに接続する。これにより、第１アンロード弁および第２アンロード弁は遮断位置から連通位置へ切り換わる。したがって、第１アンロード弁および第２アンロード弁の連通位置への切り換え操作が、１つの非操作信号生成弁を付加することで可能となる。
　さらに本発明において、前記非操作信号生成弁は、前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁が操作されていないときに、前記スプリットポンプの吐出流量（吐出容量）を少なくする油圧信号を出力することが好ましい。
　この構成によると、方向切換弁の非操作時にスプリットポンプの吐出流量を少なくすることで、方向切換弁の非操作時におけるエネルギーロスを低減できる。
　さらに本発明において、一端が前記非操作信号生成弁に接続され他端が前記低圧選択弁に接続された第２パイロット通路と、前記第２パイロット通路に設けられ、前記非操作信号生成弁の出力および前記第３ネガコン圧のうちの高い方の油圧を選択し、当該油圧を前記レギュレータに出力するシャトル弁と、を備えることが好ましい。
　この構成によると、非操作信号生成弁からの信号を、レギュレータ用信号とアンロード弁用信号とに併用することで、油圧回路を簡素化できる。
　さらに本発明において、前記非操作信号生成弁の一方の室に入力される油圧信号を、エンジンのアイドル制御のオートアイドル信号として用いることが好ましい。
　この構成によると、非操作信号生成弁のための信号とオートアイドル信号とを併用することで、油圧回路を簡素化できる。
　さらに本発明において、前記第１ネガコン圧が前記スプリットポンプの吐出流量（吐出容量）を最大とするときに前記第１アンロード弁を遮断位置に保持するとともに、前記第２ネガコン圧が前記スプリットポンプの吐出流量（吐出容量）を最大とするときに前記第２アンロード弁を遮断位置に保持するアンロード弁遮断位置保持機構を備えることが好ましい。
　この構成によると、第１ネガコン圧がスプリットポンプの吐出流量を最大とするときに第１アンロード弁を遮断位置に保持するとともに、かつ第２ネガコン圧がスプリットポンプの吐出流量を最大とするときに第２アンロード弁を遮断位置に保持することにより、第１系統および第２系統のいずれにおいても、その系統においてスプリットポンプの吐出流量以上の油量を必要とする場合には、その系統のアンロード弁は遮断位置に保持される。これにより、スプリットポンプの吐出流量以上の油量を必要とする系統の流量が減ることはない。すなわち、スプリットポンプの吐出流量が最大時のときのアクチュエータの操作性を向上させることができる。
　さらに本発明において、前記第１アンロード弁は、遮断位置と連通位置とを備え、当該第１アンロード弁の一方の第１室に前記第１ネガコン圧が入力され、当該第１アンロード弁の他方の室に前記第３ネガコン圧が入力されるとともに第１アンロード弁用バネが配置され、当該第３ネガコン圧と当該第１アンロード弁用バネの押圧との和よりも当該第１ネガコン圧が高いときに、連通位置となり、前記第２アンロード弁は、遮断位置と連通位置とを備え、当該第２アンロード弁の一方の第１室に前記第２ネガコン圧が入力され、当該第２アンロード弁の他方の室に前記第３ネガコン圧が入力されるとともに第２アンロード弁用バネが配置され、当該第３ネガコン圧と当該第２アンロード弁用バネの押圧との和よりも当該第２ネガコン圧が高いときに、連通位置となり、前記アンロード弁遮断位置保持機構は、前記第１アンロード弁および前記第２アンロード弁の他方の室と前記低圧選択弁との間に設けられ、当該低圧選択弁から当該両アンロード弁へ向かう方向を順方向とする第１逆止弁と、当該両アンロード弁から当該低圧選択弁へ向かう方向を順方向とする第２逆止弁と、を備え、当該第２逆止弁は、前記スプリットポンプの吐出流量（吐出容量）を最大とする圧力よりも高い圧力に前記第３ネガコン圧がなっているときに開くことが好ましい。
　この構成によると、逆止弁が２つという簡素な構成で、アンロード弁遮断位置保持機構を形成することができる。
　さらに本発明において、前記スプリットポンプは、吐出容量を制御するレギュレータを備え、前記２系統のセンタバイパスの一方が、前記スプリットポンプの一方の吐出口に接続された第１アンロード通路であり、前記２系統のセンタバイパスの他方が、前記スプリットポンプの他方の吐出口に接続された第２アンロード通路であり、前記複数の切換弁が、前記第１アンロード通路に接続された第１系統の第１方向切換弁および前記第２アンロード通路に接続された第２系統の第２方向切換弁であり、前記第１アンロード通路および前記第２アンロード通路に連通されたタンクと、前記第１方向切換弁と前記タンクとの間の前記第１アンロード通路に設けられた第１絞りと、前記第２方向切換弁と前記タンクとの間の前記第２アンロード通路に設けられた第２絞りと、を有し、前記外部信号圧力であって前記第１絞りの上流側の油圧である第１ネガコン圧、および前記外部信号圧力であって前記第２絞りの上流側の油圧である第２ネガコン圧、のうちの低い方の油圧を第３ネガコン圧として前記低圧選択弁は出力し、前記最小圧力は前記第３ネガコン圧であって、前記第１ネガコン圧が前記第２ネガコン圧よりも高いときに、当該第１ネガコン圧と当該第２ネガコン圧との圧力差に応じた量の油を、前記第１方向切換弁の上流側の前記第１アンロード通路から前記タンクに逃がすとともに、前記第２ネガコン圧が前記第１ネガコン圧よりも高いときに、当該第１ネガコン圧と当該第２ネガコン圧との圧力差に応じた量の油を、前記第２方向切換弁の上流側の前記第２アンロード通路から前記タンクに逃がすアンロード弁と、を備えることが好ましい。
　この構成によると、第１系統が使用されていないときや、第１系統の必要流量が第２系統よりも少ないときは、第１系統の第１アンロード通路を流れようとする余剰油をアンロード弁からタンクに逃がすことができる。また、第２系統においても第１系統と同様に、第２系統が使用されていないときや、第２系統の必要流量が第１系統よりも少ないときは、第２系統の第２アンロード通路を流れようとする余剰油をアンロード弁からタンクに逃がすことができる。
　さらに、第１系および第２系に対してそれぞれアンロード弁を設けるのではなく、これら両系統に対してアンロード弁を１つ設ければよいので、弁の数を少なくでき、油圧回路を簡素化できる。
　さらに本発明において、前記アンロード弁は、前記第１アンロード通路および前記第２アンロード通路と前記タンクとの間を遮断する中立位置と、前記第１アンロード通路を前記タンクに連通し前記第２アンロード通路と当該タンクとの間を遮断する第１切換位置と、前記第１アンロード通路と前記タンクとの間を遮断し前記第２アンロード通路を当該タンクに連通する第２切換位置と、を備え、当該アンロード弁の一方の室に前記第１ネガコン圧が入力され、当該アンロード弁の他方の室に前記第２ネガコン圧が入力され、前記第１ネガコン圧が前記第２ネガコン圧よりも高いときに前記第１切換位置となり、前記第２ネガコン圧が前記第１ネガコン圧よりも高いときに前記第２切換位置となることが好ましい。
　ここで、例えば第２方向切換弁が操作されて第２ネガコン圧が第１ネガコン圧よりも低下すると、スプリットポンプの吐出流量が増加し、第１アンロード通路を流れる油の余剰流量が増えようとする。このとき、アンロード弁は第１切換位置に移動する。これにより、第１アンロード通路を流れようとする余剰油をアンロード弁からタンクに逃がすことができ、第１絞りでのエネルギーロスを低減できる。
　同様に、第１方向切換弁が操作されて第１ネガコン圧が第２ネガコン圧よりも低下すると、スプリットポンプの吐出流量が増加し、第２アンロード通路を流れる油の余剰流量が増えようとする。このとき、アンロード弁は第２切換位置に移動する。これにより、第２アンロード通路を流れようとする余剰油をアンロード弁からタンクに逃がすことができ、第２絞りでのエネルギーロスを低減できる。
　また、上記アンロード弁に接続するパイロット通路は２本のみでよいので、油圧回路は簡素化される。
　さらに本発明において、前記スプリットポンプと前記第１方向切換弁との間の前記第１アンロード通路から分岐する第１分岐アンロード通路、および前記スプリットポンプと前記第２方向切換弁との間の前記第２アンロード通路から分岐する第２分岐アンロード通路に接続された中立アンロード弁を備え、前記中立アンロード弁は、前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁が操作されていないときに、前記第１方向切換弁の上流側の前記第１アンロード通路および前記第２方向切換弁の上流側の前記第２アンロード通路から前記タンクに油を逃がすことが好ましい。
　この構成によると、方向切換弁の非操作時には、第１アンロード通路および第２アンロード通路を流れようとする余剰油を上記中立アンロード弁からタンクに逃がすことができ、第１絞りおよび第２絞りでのエネルギーロスをより低減できる。
　さらに本発明において、一端がパイロットポンプに接続され他端が前記タンクに接続された第１パイロット通路と、前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁に対してそれぞれ一体的に形成されるとともに、前記第１パイロット通路に直列に配置された複数のサブバルブと、最上流の前記サブバルブよりも上流側の前記第１パイロット通路が一方の室に接続され、他方の室に押圧手段が配置された非操作信号生成弁と、を備え、前記サブバルブは、対応する前記方向切換弁が中立位置のときに連通位置になり切換位置のときに遮断位置になり、前記非操作信号生成弁は、少なくとも１つの前記サブバルブが遮断位置のときに、前記中立アンロード弁のパイロット室を前記タンクに接続して当該中立アンロード弁を遮断位置とし、すべての前記サブバルブが連通位置のときに、当該パイロット室を前記パイロットポンプに接続して当該中立アンロード弁を連通位置とすることが好ましい。
　この構成によると、非操作信号生成弁は、すべてのサブバルブが連通位置のときに、中立アンロード弁のパイロット室をパイロットポンプに接続する。これにより、中立アンロード弁は遮断位置から連通位置へ切り換わる。したがって、方向切換弁の非操作時における第１アンロード通路および第２アンロード通路の油逃がしを、１つの中立アンロード弁および１つの非操作信号生成弁を付加することで可能となる。
　さらに本発明において、前記非操作信号生成弁は、前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁が操作されていないときに、前記スプリットポンプの吐出流量（吐出容量）を少なくする油圧信号を出力することが好ましい。
　この構成によると、方向切換弁の非操作時にスプリットポンプの吐出流量を少なくすることで、方向切換弁の非操作時におけるエネルギーロスを低減できる。
　さらに本発明において、一端が前記非操作信号生成弁に接続され他端が前記低圧選択弁に接続された第２パイロット通路と、前記第２パイロット通路に設けられ、前記非操作信号生成弁の出力および前記第３ネガコン圧のうちの高い方の油圧を選択し、当該油圧を前記レギュレータに出力するシャトル弁と、を備えることが好ましい。
　この構成によると、非操作信号生成弁からの信号を、レギュレータ用信号とアンロード弁用信号とに併用することで、油圧回路を簡素化できる。
　さらに本発明において、前記非操作信号生成弁の一方の室に入力される油圧信号を、エンジンのアイドル制御のオートアイドル信号として用いることが好ましい。
　この構成によると、非操作信号生成弁のための信号とオートアイドル信号とを併用することで、油圧回路を簡素化できる。
　さらに本発明において、前記第１ネガコン圧が前記スプリットポンプの吐出流量（吐出容量）を最大とするときに前記第１アンロード通路と前記タンクとの間を遮断する位置に前記アンロード弁を保持し、かつ前記第２ネガコン圧が前記スプリットポンプの吐出流量（吐出容量）を最大とするときに前記第２アンロード通路と前記タンクとの間を遮断する位置に前記アンロード弁を保持するアンロード弁遮断位置保持機構を備えることが好ましい。
　この構成によると、第１ネガコン圧がスプリットポンプの吐出流量を最大とするときに第１アンロード通路とタンクとの間を遮断する位置にアンロード弁を保持するとともに、第２ネガコン圧がスプリットポンプの吐出流用を最大とするときに第２アンロード通路とタンクとの間を遮断する位置にアンロード弁を保持することにより、第１系統および第２系統のいずれにおいても、その系統においてスプリットポンプの吐出流量以上の油量を必要とする場合には、その系統においてアンロード弁から油は逃げない。これにより、スプリットポンプの吐出流量以上の油量を必要とする系統の流量が不用意に減ることはない。すなわち、スプリットポンプの吐出流量が最大時のときのアクチュエータの操作性を向上させることができる。
　さらに本発明において、前記アンロード弁は、前記第１アンロード通路および前記第２アンロード通路と前記タンクとの間を遮断する中立位置と、前記第１アンロード通路を前記タンクに連通し前記第２アンロード通路と当該タンクとの間を遮断する第１切換位置と、前記第１アンロード通路と前記タンクとの間を遮断し前記第２アンロード通路を当該タンクに連通する第２切換位置と、を備え、当該アンロード弁の一方の室に前記第１ネガコン圧が入力され、当該アンロード弁の他方の室に前記第２ネガコン圧が入力され、前記第１ネガコン圧が前記第２ネガコン圧よりも高いときに前記第１切換位置となり、前記第２ネガコン圧が前記第１ネガコン圧よりも高いときに前記第２切換位置となり、前記アンロード弁遮断位置保持機構は、前記第１絞りの上流側の第１分岐点と前記アンロード弁の一方の室との間に設けられ、当該第１分岐点から当該アンロード弁へ向かう方向を順方向とする第１逆止弁と、前記第１逆止弁に並列に設けられ、前記アンロード弁から前記第１分岐点へ向かう方向を順方向とする第２逆止弁と、前記第２絞りの上流側の第２分岐点と前記アンロード弁の他方の室との間に設けられ、当該第２分岐点から当該アンロード弁へ向かう方向を順方向とする第３逆止弁と、前記第３逆止弁に並列に設けられ、前記アンロード弁から前記第２分岐点へ向かう方向を順方向とする第４逆止弁と、を備え、前記第２逆止弁は、前記スプリットポンプの吐出流量（吐出容量）を最大とする圧力よりも高い圧力に前記第１ネガコン圧がなっているときに開き、前記第４逆止弁は、前記スプリットポンプの吐出流量（吐出容量）を最大とする圧力よりも高い圧力に前記第２ネガコン圧がなっているときに開くことが好ましい。
　この構成によると、逆止弁が４つという簡素な構成で、アンロード弁遮断位置保持機構を形成することができる。
　本発明によると、スプリットポンプが吐出する余剰流量を少なくして省エネルギー化、省燃費化を図ることができる。さらには、油圧システムの温度上昇を引き下げ、作動油の劣化速度を遅くし、タンク油量を少なくすることが出来るために、資源の有効活用が可能となる。また、必要最低限の流量を吐出するので、ポンプの運転騒音が減少し、より低騒音となる。
本発明の第１実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。 馬力制御時のポンプ吐出圧力を固定した場合のパイロット圧力―流量特性線　　図である。 センタバイパス流量―パイロット圧力特性線図である。 パイロット圧力に応じて馬力特性を変化させる場合のポンプの吐出圧力―流　　量特性線図である。 パイロット圧力に応じてポンプ容量を変化させる場合のポンプの吐出圧力―　　流量特性線図である。 本発明の第２実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。 本発明の第３実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。 本発明の第４実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。 本発明の第５実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。 スプリットポンプの吐出流量特性、およびアンロード弁の開口特性を示すグラフである。 本発明の第６実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。 本発明の第７実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。 方向切換弁を操作したときの第１ネガコン圧と第２ネガコン圧との関係を示すグラフである。 本発明の第８実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。 本発明の第９実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。 本発明の第１０実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。 本発明の第１１実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。 本発明の第１２実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。 本発明の第１３実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。
　以下、本発明を実施するための形態について図面を参照しつつ説明する。なお、建設機械の油圧回路として油圧ショベルの油圧回路を例に挙げ、その実施形態を以下に示している。
（第１実施形態）
　図１は、本発明の第１実施形態に係る建設機械の油圧回路を示す回路図である。ここで、ポンプ１１１は、入力軸とスプラインで結合された一つのシリンダブロックに、偶数本のピストンが嵌合され、等しい容量の液体を吐出し、且つ１個の斜板１１２を持ったスプリットフロー型可変容量ピストンポンプ（スプリットポンプ）であって、エンジン馬力を有効に活用するための定トルク制御機構１４２を備えている。この定トルク制御機構１４２は、複数の吐出圧力の合計、更には付属する定吐出容量型ポンプ１１３の吐出圧力に応じて斜板１１２の角度を変化させ、ポンプの軸入力トルクがある一定のトルクを超えないように制御される建設機械、特にミニショベル等で広く用いられている。
　このポンプ１１１に対し、外部信号圧力１１４に応じて、定トルク制御機構１４２（例えばレギュレータ）を追加することにより、ポンプ１１１の吐出圧力を固定とした場合の外部信号圧力１１４に対するポンプ１１１の容量特性は図２のごとき特性となる。この機構によるポンプ１１１の吐出圧力に対する流量特性は、例えば図４または図５のように外部信号圧力１１４が零であるときの特性１５１，１６１に対して、ポンプ１１１の吐出流量を減じる特性１５２，１６２にすることが可能となる。この特性１５２，１６２を達成する方法は、一般的に広く知られている可変容量型ピストンポンプの制御機構であり、詳細な説明を省略する。なお、図３は、センタバイパス流量とパイロット圧力（ネガコン圧力）との関係を示す図である。図３に示したように、センタバイパス流量が多くなるほど、パイロット圧力（ネガコン圧力）は大きくなる。
　なお、参照符号１２３、１３０はコントロールバルブ１１５，１１６のネガティブコントロール圧力ラインを示し、さらに参照符号１３２は例えば旋回モータ及びドーザシリンダ用コントロールバルブであり、１３３，１３４は、それぞれ旋回モータ、ドーザシリンダを示し、参照符号１３５はリリーフ弁である。また、参照符号１３６はメインリリーフ弁を示す。
　なお、図２、図４、および図５において、ポンプ吐出流量Ｑ１，Ｑ２はポンプ１１１，１１１ａの吐出流量を示し、ポンプ圧力Ｐ１，Ｐ２はポンプ１１１，１１１ａのポンプ圧力を示す。なお、ポンプ１１１，１１１ａというように記載しているが、全く異なる２つのポンプが存在するわけではない。ポンプ１１１とポンプ１１１ａとで、１個の斜板１１２を持ったポンプ１１１（１シリンダ２ポート吐出のスプリットポンプ）を構成する。
　コントロールバルブ１１５，１１６は、ポンプ１１１の各吐出流量につき複数のアクチュエータ１１９，１２０，１２５，１２６，１２７を駆動するために二つに大きく分けられ、各バルブ１１５，１１６に配置された複数の切換弁１１８，１２４（換言すれば、複数の切換弁１１８は第１系統の第１方向切換弁であり、複数の切換弁１２４は第２系統の第２方向切換弁である）を持ち、該切換弁１１８，１２４の操作量に応じてセンタバイパス通路１３，１４の開口（図示しない）を小さくして、アクチュエータ１１９，１２０，１２５，１２６，１２７に流量を導くようになっている。なお、センタバイパス通路１３は、換言すれば、スプリットポンプの一方の吐出口に接続された第１アンロード通路であり、センタバイパス通路１４は、換言すれば、スプリットポンプの他方の吐出口に接続された第２アンロード通路である。
　よって、例えば切換弁１1８の操作により、該当するアクチュエータ１１９に吐出流量が流れ、流量が消費される場合は、タンクポート１２１には余剰油のみが流れるようになっている。従って、全てのアクチュエータ１１９，１２０，１２５，１２６，１２７においてポンプ１１１の吐出流量全てが消費されない場合には、すべての余剰油はコントロールバルブ１１５，１１６のタンクポート１２１、１２８を介して、タンク５４へ戻ることになる。このとき、余剰油量とポンプ１１１の吐出圧力に応じた損失エネルギーが発生していることになり、この余剰油量を如何に少なくするかということが建設機械の油圧回路における省エネルギーを図る際の課題である。
　これまでは、このようなポンプ１１１（スプリットフロー型可変容量ピストンポンプ）を制御するためのオープンセンタ方式のコントロールバルブ１１５，１１６を使用した油圧回路においては、ポンプ１１１の斜板１１２が一つであるため、ポンプ１１１の２つの吐出口から常にほぼ等しい容量の油をポンプ１１１が吐出するため、二つのコントロールバルブ１１５，１１６のタンクポート１２１，１２８を通過する流量に応じて、各々のポンプ、例えばポンプ１１１，１１１ａの吐出量を最適に減ずることが出来なかった。
　しかしながら、図１に示す本発明の第１実施形態に係る建設機械の油圧回路１（なお、「建設機械の油圧回路」を、以下、単に「油圧回路」と呼ぶ）では、この二つのコントロールバルブ１１５，１１６のタンクポート１２１，１２８の下流に固定絞り９，１０を設け、かつ該固定絞り９，１０をバイパスするリリーフ弁１４０，１４１を設けている。これにより、センタバイパス通路１３，１４を通過した余剰油量に応じた背圧を発生させている。そして、これらの背圧のうち小さいほうの背圧（最小圧力）を低圧選択弁１３１により選択し、当該最小圧力がポンプ１１１の外部信号圧力１１４として定トルク制御機構１４２に取り込まれることで、例えばレバー操作がない待機時、或いは微少操作時などのいずれのコントロールバルブ１１５，１１６でも余剰油が発生した場合に限り、ポンプ１１１の吐出流量を低減することで、省エネルギ－化を図ることができる。なお、低圧選択弁１３１ではコントロールバルブ１１５，１１６の背圧が等しい場合でも、いずれかの圧力がポンプ１１１の外部パイロットポートに導かれるようにしている。
　なお、固定絞り９は、第１方向切換弁（切換弁１１８）とタンク５４との間の第１アンロード通路（センタバイパス通路１３）に設けられた第１絞りに相当し、固定絞り１０は、第２方向切換弁（切換弁１２４）とタンク５４との間の第２アンロード通路（センタバイパス通路１４）に設けられた第２絞りに相当する。また、複数の切換弁１１８のうち最下流側（センタバイパス通路１３を流れる油の向きにおける最下流側）に配置された切換弁１１８と、固定絞り９と、の間のセンタバイパス通路１３の油圧が第１ネガコン圧であり、複数の切換弁１２４のうち最下流側（センタバイパス通路１４を流れる油の向きにおける最下流側）に配置された切換弁１２４と、固定絞り１０と、の間のセンタバイパス通路１４の油圧が第２ネガコン圧である。この第１ネガコン圧は、ネガティブコントロール圧力ライン１２３を経由して低圧選択弁１３１に導入され、第２ネガコン圧は、ネガティブコントロール圧力ライン１３０を経由して低圧選択弁１３１に導入される。さらには、低圧選択弁１３１により選択され定トルク制御機構１４２へ出力される最小圧力（第１ネガコン圧および第２ネガコン圧のうちの低い方の圧力）が第３ネガコン圧である。
（第２実施形態）
　図６は、本発明の第２実施形態に係る油圧回路２０１を示す回路図である。図６に示すように、この油圧回路２０１が適用される油圧ショベルは、圧油の吐出流量（スプリットポンプの吐出容量）を制御するレギュレータ５２付きのスプリットポンプ５１と、パイロットポンプ５３と、走行用左側油圧モータ５５（左走行モータ５５）と、ブーム用油圧シリンダ５６と、バケット用油圧シリンダ５７と、アーム用油圧シリンダ５８と、旋回用油圧モータ５９と、走行用右側油圧モータ６０（右走行モータ６０）と、タンク５４とを備えている。そして、これら油圧モータ（５５、５９、６０）・油圧シリンダ（５６～５８）などのアクチュエータ、ポンプ（５１、５３）、およびレギュレータ５２に対して油圧回路２０１が組まれている。
　スプリットポンプ５１は、可変容量型の１シリンダ２ポート吐出のポンプであり、２つの吐出口５１ａ、５１ｂから同一流量の圧油を吐出する。また、スプリットポンプ５１は、エンジン（不図示）により駆動される。
（油圧回路の構成）
（アンロード通路）
　図６に示すように、油圧回路２０１は、スプリットポンプ５１の一方の吐出口５１ａに接続された第１アンロード通路１３と、スプリットポンプ５１の他方の吐出口５１ｂに接続された第２アンロード通路１４とを備えている。第１アンロード通路１３および第２アンロード通路１４は、下流側で合流して排出通路７１に接続し、タンク５４に連通している。第１アンロード通路１３は第１系統のアンロード通路であり、第２アンロード通路１４は第２系統のアンロード通路である。
（方向切換弁）
　また、油圧回路２０１は、第１アンロード通路１３に接続された第１系統の３つの第１方向切換弁６ｘ～６ｚと、第２アンロード通路１４に接続された第２系統の３つの第２方向切換弁７ｘ～７ｚとを備えている。第１方向切換弁６ｘ～６ｚおよび第２方向切換弁７ｘ～７ｚは、すべて、センターバイパス型であってかつ油圧パイロット型の方向切換弁である。また、第１方向切換弁６ｘ～６ｚは第１アンロード通路１３に直列に配置され、第２方向切換弁７ｘ～７ｚは第２アンロード通路１４に直列に配置されている。
　ここで、第１方向切換弁６ｘは、左走行モータ５５への圧油の供給を制御する弁であり、第１方向切換弁６ｙは、ブームを動作させるブーム用油圧シリンダ５６への圧油の供給を制御する弁であり、第１方向切換弁６ｚは、バケットを動作させるバケット用油圧シリンダ５７への圧油の供給を制御する弁である。
　また、第２方向切換弁７ｘは、右走行モータ６０への圧油の供給を制御する弁であり、第２方向切換弁７ｙは、旋回用油圧モータ５９への圧油の供給を制御する弁であり、第２方向切換弁７ｚは、アームを動作させるアーム用油圧シリンダ５８への圧油の供給を制御する弁である。
　ここで、第１方向切換弁６ｘ～６ｚのうち、最下流側の第１方向切換弁６ｚと、排出通路７１との間の第１アンロード通路１３には、第１絞り９が設けられている。同様に、第２方向切換弁７ｘ～７ｚのうち、最下流側の第２方向切換弁７ｚと、排出通路７１との間の第２アンロード通路１４には、第２絞り１０が設けられている。
　また、第１系統および第２系統のすべての方向切換弁６ｘ～７ｚに対して、それぞれサブバルブ１１ｘ～１２ｚが一体的に形成されている。サブバルブ１１ｘ～１２ｚはセンターバイパス型のバルブである。また、一端がパイロットポンプ５３に接続され他端が排出通路７１を介してタンク５４に接続された第１パイロット通路１８が、油圧回路１に設けられている。サブバルブ１１ｘ～１２ｚは、この第１パイロット通路１８に対して直列に配置されている。さらに、サブバルブ１１ｘ～１２ｚは、対応する方向切換弁６ｘ～７ｚが中立位置のとき（操作されていないとき）に連通位置となり、方向切換弁６ｘ～７ｚが切換位置のとき（操作されているとき）に遮断位置となるように形成されている。
（低圧選択弁）
　また、油圧回路２０１は、第１絞り９の上流側の油圧である第１ネガコン圧および第２絞り１０の上流側の油圧である第２ネガコン圧のうちの低い方の油圧を第３ネガコン圧として出力する低圧選択弁８を備えている。ここで、低圧選択弁８の一方の室８１には、第１方向切換弁６ｚと第１絞り９との間の第１アンロード通路１３の油圧である上記第１ネガコン圧が入力され、低圧選択弁８の他方の室８２には、第２方向切換弁７ｚと第２絞り１０との間の第２アンロード通路１４の油圧である上記第２ネガコン圧が入力されている。
　また、低圧選択弁８とレギュレータ５２とを接続するレギュレータ用パイロット通路１６が設けられている。このレギュレータ用パイロット通路１６により、低圧選択弁８から出力される第３ネガコン圧がレギュレータ５２に入力される。
（アンロード弁）
　また、油圧回路２０１は、第１ネガコン圧が第２ネガコン圧よりも高いときに、当該第１ネガコン圧と当該第２ネガコン圧との圧力差に応じた量の油を、最上流側の第１方向切換弁６ｘよりも上流側の第１アンロード通路１３からタンク５４に逃がす第１アンロード弁２を備えている。第１アンロード弁２の上流側通路７４は、第１方向切換弁６ｘの上流側の第１アンロード通路１３に接続され、第１アンロード弁２の下流側通路７２は、排出通路７１に接続されている。
　ここで、第１アンロード弁２は、遮断位置２ｂと連通位置２ａとを備え、当該第１アンロード弁２の一方の第１室２１に第１ネガコン圧が入力され、当該第１アンロード弁２の他方の室２３に第３ネガコン圧が入力されるとともに第１アンロード弁用バネ２４が配置されている。そして、当該第３ネガコン圧と第１アンロード弁用バネ２４の押圧との和よりも当該第１ネガコン圧が高いときに連通位置２ａとなる。ここで、連通位置２ａとなった状態とは、第１アンロード弁２の開口面積がゼロではない状態のことをいい、すなわち、弁の開口面積が最大となっている状態だけをいうものではない（下記の第２アンロード弁３についても同様）。また、第１アンロード弁２の他方の室２３と低圧選択弁８とは、第３ネガコン圧用通路７６で連通されている。
　同様に、油圧回路２０１は、第２ネガコン圧が第１ネガコン圧よりも高いときに、当該第１ネガコン圧と当該第２ネガコン圧との圧力差に応じた量の油を、最上流側の第２方向切換弁７ｘよりも上流側の第２アンロード通路１４からタンク５４に逃がす第２アンロード弁３を備えている。第２アンロード弁３の上流側通路７５は、第２方向切換弁７ｘの上流側の第２アンロード通路１４に接続され、第２アンロード弁３の下流側通路７３は、排出通路７１に接続されている。
　また、第２アンロード弁３は、遮断位置３ｂと連通位置３ａとを備え、当該第２アンロード弁３の一方の第１室３１に第２ネガコン圧が入力され、当該第２アンロード弁３の他方の室３３に第３ネガコン圧が入力されるとともに第２アンロード弁用バネ３４が配置されている。そして、当該第３ネガコン圧と第２アンロード弁用バネ３４の押圧との和よりも当該第２ネガコン圧が高いときに連通位置３ａとなる。ここで、第２アンロード弁３の他方の室３３と低圧選択弁８とは、第３ネガコン圧用通路７６で連通されている。
（油圧ショベルの作動）
　ここでは、まず、スプリットポンプ５１およびアンロード弁２，３の特性について説明する。図１０は、スプリットポンプ５１の吐出流量特性、およびアンロード弁２，３の開口特性を示すグラフである。
　図１０（ａ）にスプリットポンプ５１の吐出流量特性を示すように、スプリットポンプ５１の吐出流量は、レギュレータ５２により調整され、ネガコン圧力（第３ネガコン圧）が０～Ｐｆのとき最大流量Ｑｍａｘとなり、ネガコン圧力がＰｆ～Ｐｓのときネガコン圧力の増加に比例して下がり、ネガコン圧力がＰｓ以上のとき最小流量Ｑｍｉｎとなる。なお、Ｐｆ＜Ｐｓである。また、Ｐｆは、スプリットポンプ５１の吐出流量が最大（Ｑｍａｘ）となるときの最大のネガコン圧であり、Ｐｓは、スプリットポンプ５１の吐出流量が最小（Ｑｍｉｎ）となるときの最小のネガコン圧である。また、スプリットポンプ５１の吐出流量とは、２つの吐出口５１ａ、５１ｂのうちの一方から吐出される吐出流量のことをいうこととする。
　図１０（ｂ）にアンロード弁２，３の開口特性を実線で示すように、アンロード弁２，３の開口面積は、ネガコン差圧（第１ネガコン圧と第２ネガコン圧との差の絶対値）が０のとき０（遮断位置２ａ、３ｂ）となり、ネガコン差圧が０～（Ｐｓ－Ｐｆ）のときネガコン差圧の増加に比例して大きくなり（アンロード弁ストローク中間位置（連通位置））、ネガコン差圧がＰｓ－Ｐｆ以上のとき最大開口面積（アンロード弁ストローク最大位置（連通位置））となる。なお、アンロード弁２，３の開口面積が大きくなるほど、アンロード弁２，３を流れる油量は増加する。
　なお、図１０（ｂ）に示した例では、アンロード弁２，３の開口特性を線形としているが、アンロード弁２，３の製作上の都合やオペレータの好みにより、アンロード弁２，３の開口特性を非線形としてもよい。例えば、図１０（ｂ）に一点鎖線で示したように、開口特性を凹形状とすることで、複合操作時の供給流量が増し、追加複合操作時のみ圧力を高めることができ、その結果、操作の力強さが増す。また、図１０（ｂ）に二点鎖線で示したように、開口特性を凸形状とすることで操作のソフト感が増す。
　次に、油圧ショベルの作動（油圧回路２０１の作動）について図６を参照しつつ説明する。まず、第１系統および第２系統のすべての方向切換弁６ｘ～７ｚが操作されていない状態を仮定する。このとき、第１ネガコン圧および第２ネガコン圧はいずれも高い圧力となっているので、低圧選択弁８により選択されレギュレータ５２に入力される第３ネガコン圧も高くなっている。したがい、スプリットポンプ５１の吐出流量は少ない状態となっている（図１０（ａ）参照）。例えば、スプリットポンプ５１の吐出口５１ａおよび吐出口５１ｂからの吐出流量はいずれもＱｍｉｎとなる。
　この状態から例えば、第２方向切換弁７ｙを操作して旋回用油圧モータ５９を動作させたとする。このとき、第２アンロード通路１４から旋回用油圧モータ５９へ圧油が供給されるので、第２ネガコン圧は第１ネガコン圧よりも低くなる。第２ネガコン圧が低くなると、低圧選択弁８により、当該第２ネガコン圧が選択されて第３ネガコン圧として出力され、レギュレータ用パイロット通路１６を介してレギュレータ５２に入力される。これにより、スプリットポンプ５１の吐出口５１ａおよび吐出口５１ｂからの吐出流量は、いずれも第２系統の必要流量まで増加する。
　このとき、第１アンロード弁２は、ネガコン差圧に応じたストローク量だけ、遮断位置２ｂから連通位置２ａへ切り換わり（移動し）、ネガコン差圧に応じたアンロード弁開口面積となって、第１系統の余剰の油（ネガコン差圧に応じた量の油）は、下流側通路７２を流れてタンク５４に逃がされる（図１０（ｂ）参照）。
　このようにしてスプリットポンプ５１をネガティブ制御することにより、第１系統および第２系統のうちの必要流量が多い側にスプリットポンプ５１の吐出流量を合わせることができる。なお、油圧回路２０１では油圧パイロット型の方向切換弁を用いているが、手動型の方向切換弁を適用することもできる。
　また、第１系統が使用されていないときや、第１系統の必要流量が第２系統よりも少ないときは、第１系統を流れようとする余剰油を第１アンロード弁２からタンク５４に逃がすことができる。ここで、第１アンロード弁２から余剰油をタンク５４に逃がすことで、第１アンロード通路１３内の圧が下がり、第１絞り９でのエネルギーロスを低減できる。また、第１アンロード通路１３内の圧が必要以上に高まった状態で（余剰に高まった状態で）、第１方向切換弁を操作すると、アクチュエータが飛び出したりして微制御が行えない場合があるが、第１アンロード通路１３の余剰油をタンク５４に逃がすことで、第２方向切換弁７ｙの操作量の影響を低減させることができ、制御性は向上する。
　同様に、油圧回路２０１によると、第２系統が使用されていないときや、第２系統の必要流量が第１系統よりも少ないときは、第２系統を流れようとする余剰油を第２アンロード弁３からタンク５４に逃がすことができ、第２絞り１０でのエネルギーロスを低減できる。
（第３実施形態）
　図７は、本発明の第３実施形態に係る油圧回路２０２を示す回路図である。本実施形態については、前記第２実施形態との相違点に重点をおいて説明する。また、前記第２実施形態の構成物と同じ構成物については同一の符号を付している（他の実施形態についても同様）。
（アンロードフロコン弁）
　第３実施形態と第２実施形態との主な相違は、第３実施形態に係る油圧回路２０２がアンロードフロコン弁４，５を備えていることである。図７に示すように、油圧回路２０２は、第１アンロード弁２とタンク５４との間の当該第１アンロード弁２の下流側通路７２に設けられた第１アンロードフロコン弁４を備えている。第１アンロードフロコン弁４は、遮断位置４ｂと連通位置４ａとを備え、一方の室４１に第１アンロード弁２下流側の圧が入力されるとともに第１フロコン弁用バネ４３が配置され、他方の室４２に第１方向切換弁６ｘよりも上流側の第１アンロード通路１３の圧（第１アンロード弁２上流側の圧）が入力されている。
　同様に、油圧回路２０２は、第２アンロード弁３とタンク５４との間の当該第２アンロード弁３の下流側通路７３に設けられた第２アンロードフロコン弁５を備えている。ここで、第２アンロードフロコン弁５は、遮断位置５ｂと連通位置５ａとを備え、一方の室５１に第２アンロード弁３下流側の圧が入力されるとともに第２フロコン弁用バネ５３が配置され、他方の室５２に第２方向切換弁７ｘよりも上流側の第２アンロード通路１４の圧（第２アンロード弁３上流側の圧）が入力されている。
　このように、第１アンロード弁２の下流側通路７２および第２アンロード弁３の下流側通路７３に、それぞれ、第１アンロードフロコン弁４および第２アンロードフロコン弁５を付加することで、アクチュエータの負荷圧力に関係なく、常にアンロード弁２，３の開口（方向切換弁の操作量）に見合った余剰流量の油をタンク５４に逃がすことができ、操作性悪化を抑制できる。
（第４実施形態）
　図８は、本発明の第４実施形態に係る油圧回路２０３を示す回路図である。本実施形態については、前記第２実施形態との相違点に重点をおいて説明する。
（非操作信号生成弁）
　第４実施形態と第２実施形態との主な相違は、第４実施形態に係る油圧回路２０３が非操作信号生成弁１５を備えていることである。図８に示すように、非操作信号生成弁１５の一方の室６１には、最上流のサブバルブ１１ｘよりも上流側の第１パイロット通路１８が通路７７を介して接続されている。また、この室６１にはバネ６２が配置されている。また、非操作信号生成弁１５の他方の室６３には、最上流のサブバルブ１１ｘよりも上流側の第１パイロット通路１８が通路７８を介して接続されている。なお、通路７８とサブバルブ１１ｘとの間の第１パイロット通路１８には絞り１９が設けられている。ここで、通路７８が本発明の他方の室６３に配置された押圧手段に相当し、当該通路７８を介してパイロットポンプ５３の圧が室６３に入力される。なお、室６３にバネを配置して当該バネを押圧手段としてもよい。また、当該バネと通路７８とを併用してもよい。
　また、非操作信号生成弁１５は、少なくとも１つのサブバルブが遮断位置のときに、第１アンロード弁２の一方の第２室２２および第２アンロード弁３の一方の第２室３２をいずれもタンク５４に接続し、すべてのサブバルブ１１ｘ～１２ｚが連通位置のときに、当該第２室２２，３２をいずれもパイロットポンプ５３に接続するように形成されている。
　ここで、第１系統および第２系統のすべての方向切換弁６ｘ～７ｚが操作されていないとき、すべてのサブバルブ１１ｘ～１２ｚは連通位置となる。これにより、非操作信号生成弁１５の他方の室６３側の押圧力が、一方の室６１側の押圧力よりも大きくなり、非操作信号生成弁１５は位置１５ｂの状態となる。これにより、第１アンロード弁２の一方の第２室２２および第２アンロード弁３の一方の第２室２３がいずれもパイロットポンプ５３に接続され、第１アンロード弁２および第２アンロード弁３はいずれも遮断位置から連通位置へ切り換わる。これにより、第１アンロード弁２および第２アンロード弁３は、それぞれ第１方向切換弁６ｘおよび第２方向切換弁７ｘの上流側のアンロード通路１３，１４からタンク５４に油を逃がす。本実施形態によると、すべての方向切換弁６ｘ～７ｚが非操作時のときにもアンロード通路１３，１４を流れようとする余剰油をアンロード弁２，３からタンク５４に逃がすことができ、第１絞り９および第２絞り１０でのエネルギーロスをより低減できる。
　なお、いずれか１つの方向切換弁が操作されると、対応するサブバルブは遮断位置に切り換わる。ここで、少なくとも１つのサブバルブが遮断位置となると、絞り１９前後の（上下流の）圧がほぼ等しくなり、非操作信号生成弁１５は位置１５ａに切り換わる。これにより、第１アンロード弁２の一方の第２室２２および第２アンロード弁３の一方の第２室３２はいずれもタンク５４に接続される。
（シャトル弁）
　油圧回路２０３には、一端が非操作信号生成弁１５に接続され、他端が第３ネガコン圧用通路７６を介して低圧選択弁８に接続された第２パイロット通路２０が設けられている。そして、油圧回路２０３は、第２パイロット通路２０に設けられたシャトル弁１７を備えている。シャトル弁１７は、非操作信号生成弁１５の出力および前記第３ネガコン圧のうちの高い方の油圧を選択し、レギュレータ用パイロット通路１６を介して当該油圧をレギュレータ５２に出力する弁である。
　ここで、前記したように、第１系統および第２系統のすべての方向切換弁６ｘ～７ｚが操作されていないとき、非操作信号生成弁１５は位置１５ｂの状態となる。このとき、第２パイロット通路２０には、スプリットポンプ５１の吐出圧よりも高圧のパイロットポンプ５３からの圧が作用する。これにより、シャトル弁１７は、パイロットポンプ５３からの高圧を選択し、当該高圧をレギュレータ５２に出力する。その結果、スプリットポンプ５１の吐出流量はＱｍｉｎにまで減少する。すなわち、非操作信号生成弁１５は、すべての方向切換弁６ｘ～７ｚが操作されていないときに、スプリットポンプ５１の吐出流量を少なくする油圧信号を出力する。本実施形態によると、方向切換弁の非操作時におけるエネルギーロスをより低減できる。また、非操作信号生成弁１５からの信号を、レギュレータ用信号とアンロード弁用信号とに併用することで、油圧回路を簡素化できている。なお、一般的に、ネガコン圧は３ＭＰａより低い圧に設定され、パイロットポンプ５３の圧は３ＭＰａ以上に設定される。
（エンジンのアイドル制御）
　また、非操作信号生成弁１５の一方の室６１に入力される第１パイロット通路１８からの油圧信号（パイロット圧信号）は、ポート７９を介してエンジン（不図示）の制御部に送られ、エンジンのアイドル制御のためのオートアイドル信号として用いられている。本実施形態によると、非操作信号生成弁１５のための信号とオートアイドル信号とを併用することで、油圧回路を簡素化できている。
（第５実施形態）
　図９は、本発明の第５実施形態に係る油圧回路２０４を示す回路図である。本実施形態の油圧回路２０４は、前記第３実施形態の油圧回路２０２と、前記第４実施形態の油圧回路２０３とを合わせたものである。
（第６実施形態）
　図１１は、本発明の第６実施形態に係る油圧回路２０５を示す回路図である。本実施形態については、前記第３実施形態との相違点に重点をおいて説明する。また、前記第３実施形態の構成物と同じ構成物については同一の符号を付している。
　前記第１～第５実施形態に記載された油圧回路では、例えば、第１系統の第１ネガコン圧がＰｆ以下となると、スプリットポンプ５１の吐出量は最大となる。そして、この第１ネガコン圧がＰｆを下回った状態で油圧回路が作動しているときに、第２系統の第２ネガコン圧が、Ｐｆを下回った第１ネガコン圧よりもさらに下回る状態となると、第１アンロード弁２が連通位置となって第１系統の流量が減り、その結果、第１系統のアクチュエータの出力が不用意に低下して操作性が悪化するという問題が残されていた。しかしながら、以下に説明する本実施形態の油圧回路２０５によると、スプリットポンプ５１の吐出流量が最大時のときのアクチュエータの操作性を向上させることができる。
（アンロード弁遮断位置保持機構）
　第６実施形態と第３実施形態との主な相違は、第６実施形態に係る油圧回路２０５がアンロード弁遮断位置保持機構９４を備えていることである。油圧回路２０５は、第１ネガコン圧がスプリットポンプ５１の吐出流量を最大とするときに第１アンロード弁２を遮断位置２ｂに保持するとともに、第２ネガコン圧がスプリットポンプ５１の吐出流量を最大とするときに第２アンロード弁３を遮断位置３ｂに保持するアンロード弁遮断位置保持機構９４を備えている。ここで、第１ネガコン圧がスプリットポンプ５１の吐出流量を最大とするときとは、図１０（ａ）において、第１ネガコン圧が０～Ｐｆのときのことをいう。同様に、第２ネガコン圧がスプリットポンプ５１の吐出流量を最大とするときとは、図１０（ａ）において、第２ネガコン圧が０～Ｐｆのときのことをいう。
　ここで、アンロード弁遮断位置保持機構９４を換言すれば、アンロード弁遮断位置保持機構９４は、スプリットポンプ５１の吐出流量を最大とする圧力（０～Ｐｆ）に第３ネガコン圧がなっているときに、ネガコン圧がＰｆ以下の系統のアンロード弁を遮断位置に保持する機構である。
　本実施形態においてアンロード弁遮断位置保持機構９４は、第３ネガコン圧用通路７６に設けられ低圧選択弁８から第１アンロード弁２および第２アンロード弁３へ向かう方向を順方向とする第１逆止弁９２と、この第１逆止弁９２に対して並列に第３ネガコン圧用通路７６に設けられ両アンロード弁２，３から低圧選択弁８へ向かう方向を順方向とする第２逆止弁９１とを備えている。そして、第２逆止弁９１はバネ９３を有している。このバネ９３は、スプリットポンプ５１の吐出流量を最大とする圧力よりも高い圧力に第３ネガコン圧がなっているときに開くように設計される。ここで、スプリットポンプ５１の吐出流量を最大とする圧力とは、図１０（ａ）におけるＰｆの圧力のことをいう。
　この構成により、２つの逆止弁９１，９２で構成されるアンロード弁遮断位置保持機構９４は、第１アンロード弁２および第２アンロード弁３の他方の室２３，３３の圧力がＰｆよりも低い圧にならないようにする。
（油圧ショベルの作動）
　次に、油圧ショベルの作動（油圧回路２０５の作動）について図１１および図１３を参照しつつ説明する。図１３は、方向切換弁を操作したときの第１ネガコン圧と第２ネガコン圧との関係を示すグラフである。
　まず、第１系統および第２系統のすべての方向切換弁６ｘ～７ｚが操作されていない状態を仮定する。このとき、第１ネガコン圧および第２ネガコン圧はいずれも高い圧力となっているので、低圧選択弁８により選択されレギュレータ５２に入力される第３ネガコン圧も高くなっている。したがい、スプリットポンプ５１の吐出流量は少ない状態となっている（図１０（ａ）参照）。例えば、スプリットポンプ５１の吐出口５１ａおよび吐出口５１ｂからの吐出流量はいずれもＱｍｉｎとなる。
　この状態から例えば、第１系統の第１方向切換弁６ｘ、第１方向切換弁６ｙ、第１方向切換弁６ｚ、および第２系統の第２方向切換弁７ｘを操作して各アクチュエータ５５～５７、６０に圧油を供給して動作させ、その結果、図１３（ａ）に示したように、第１ネガコン圧がＰｆよりも低いＰａ１の圧力になり、第２ネガコン圧がＰｂ１（Ｐｆ＜Ｐｂ１＜Ｐｓ）になったとする。
　このとき、低圧選択弁８により、第１ネガコン圧（Ｐａ１）が選択されて第３ネガコン圧として出力されレギュレータ５２に入力される。これにより、スプリットポンプ５１の吐出口５１ａおよび吐出口５１ｂからの吐出流量は、いずれもＱｍａｘ（最大流量）となる。
　またこのとき、第１アンロード弁２および第２アンロード弁３の他方の室２３，３３の圧力は、アンロード弁遮断位置保持機構９４によりＰｆに維持される。そして、第２アンロード弁３は、ネガコン差圧（Ｐｂ１－Ｐｆ）に応じたストローク量だけ、遮断位置３ｂから連通位置３ａへ切り換わり（移動し）、ネガコン差圧（Ｐｂ１－Ｐｆ）に応じたアンロード弁開口面積となって、第２系統の余剰の油（Ｐｂ１－Ｐｆの圧力に応じた量の油）は、下流側通路７３を流れてタンク５４に逃がされる（図１０（ｂ）参照）。なお、第１アンロード弁２は、遮断位置２ｂとなっている。
　次に、第２系統の第２方向切換弁７ｙ、第２方向切換弁７ｚをさらに操作して、その結果、図１３（ｂ）に示したように、第２ネガコン圧Ｐｂ１が、Ｐａ１よりも低いＰｂ２の圧力になったとする。
　このとき、仮にアンロード弁遮断位置保持機構９４がなければ、第１アンロード弁２は遮断位置２ｂから連通位置２ａへ切り換わり油がタンク５４に逃げて第１系統を流れる油量がＱｍａｘを下回ってしまうようになってしまう。これにより、第１系統のアクチュエータの出力が不用意に低下して操作性が悪化してしまうことになる。
　しかしながら、本実施形態の油圧回路２０５によると、アンロード弁遮断位置保持機構９４により、第１アンロード弁２の他方の室２３の圧力は、Ｐａ１よりも高いＰｆに維持される。そのため、第１アンロード弁２は遮断位置２ｂを保持し、第１系統を流れる油量はＱｍａｘを維持することになる。すなわち、スプリットポンプ５１の吐出流量が最大時（Ｑｍａｘ）のときのアクチュエータの操作性を向上させることができる。
（第７実施形態）
　図１２は、本発明の第７実施形態に係る油圧回路２０６を示す回路図である。本実施形態の油圧回路２０６は、前記第６実施形態の油圧回路２０５と、前記第４実施形態の油圧回路２０３とを合わせたものである。
（第８実施形態）
　図１４は、本発明の第８実施形態に係る油圧回路３０１を示す回路図である。本実施形態については、前記第２実施形態との相違点に重点をおいて説明する。また、前記第２実施形態の構成物と同じ構成物については同一の符号を付している。
（油圧回路の構成）
　第８実施形態と第２実施形態との主な相違は、第２実施形態に係る油圧回路２０１においては、第１系統および第２系統に、それぞれ第１アンロード弁２および第２アンロード弁３を設けているのに対し、第８実施形態に係る油圧回路３０１では、第１系統および第２系統に共通のアンロード弁２５としていることである（後述する第９～第１３実施形態においても同様）。
（アンロード弁）
　油圧回路３０１は、第１ネガコン圧が第２ネガコン圧よりも高いときに、当該第１ネガコン圧と当該第２ネガコン圧との圧力差に応じた量の油を、最上流側の第１方向切換弁６ｘよりも上流側の第１アンロード通路１３からタンク５４に逃がすアンロード弁２５を備えている。このアンロード弁２５は、第２ネガコン圧が第１ネガコン圧よりも高いときに、当該第１ネガコン圧と当該第２ネガコン圧との圧力差に応じた量の油を、最上流側の第２方向切換弁７ｘよりも上流側の第２アンロード通路１４からタンク５４に逃がす弁でもある。
　また、アンロード弁２５は、スプリットポンプ５１と第１方向切換弁６ｘとの間の第１アンロード通路１３から分岐する第１分岐アンロード通路１３ａに接続されている。また、アンロード弁２５は、スプリットポンプ５１と第２方向切換弁７ｘとの間の第２アンロード通路１４から分岐する第２分岐アンロード通路１４ａにも接続されている。さらに、アンロード弁２５の下流側通路７２，７３は、排出通路７１に接続している。
　ここで、アンロード弁２５は、中立位置２５ｂと第１切換位置２５ａと第２切換位置２５ｃとを備えている。中立位置２５ｂは、第１アンロード通路１３とタンク５４との間を遮断し、かつ第２アンロード通路１４とタンク５４との間を遮断するバルブ位置である。第１切換位置２５ａは、第１分岐アンロード通路１３ａを介して第１アンロード通路１３をタンク５４に連通し、第２アンロード通路１４とタンク５４との間を遮断するバルブ位置である。また、第２切換位置２５ｃは、第１アンロード通路１３とタンク５４との間を遮断し、第２分岐アンロード通路１４ａを介して第２アンロード通路１４をタンク５４に連通するバルブ位置である。
　また、アンロード弁２５の一方の室２６に第１ネガコン圧が入力され、当該アンロード弁２５の他方の室２７に第２ネガコン圧が入力されている。そして、アンロード弁２５は、第１ネガコン圧が第２ネガコン圧よりも高いときに第１切換位置２５ａとなり、第２ネガコン圧が第１ネガコン圧よりも高いときに第２切換位置２５ｃとなる。
　ここで、アンロード弁２５が第１切換位置２５ａとなり、第１アンロード通路１３をタンク５４に連通した状態とは、その連通させるアンロード弁２５の開口面積がゼロではない状態のことをいい、すなわち、弁の開口面積が最大となっている状態だけをいうものではない（第２切換位置２５ｃについても同様）。
　また、第１方向切換弁６ｚと第１絞り９との間の第１アンロード通路１３には第１分岐点８９が形成され、この第１分岐点８９とアンロード弁２５の一方の室２６とは、第１ネガコン圧用通路９９で連通されている。同様に、第２方向切換弁７ｚと第２絞り１０との間の第２アンロード通路１４には第２分岐点８８が形成され、この第２分岐点８８とアンロード弁２５の他方の室２７とは、第２ネガコン圧用通路９０で連通されている。
（油圧ショベルの作動）
　ここでは、まず、アンロード弁２５の特性について説明する。図１０（ｂ）は、アンロード弁２５の開口特性を示すグラフでもある。
　図１０（ｂ）にアンロード弁２５の開口特性を実線で示すように、アンロード弁２５の開口面積は、ネガコン差圧（第１ネガコン圧と第２ネガコン圧との差の絶対値）が０のとき０（中立位置２５ｂ）となり、ネガコン差圧が０～（Ｐｓ－Ｐｆ）のときネガコン差圧の増加に比例して大きくなり（アンロード弁ストローク中間位置（第１切換位置２５ａまたは第２切換位置２５ｃ））、ネガコン差圧がＰｓ－Ｐｆ以上のとき最大開口面積（アンロード弁ストローク最大位置（第１切換位置２５ａまたは第２切換位置２５ｃ））となる。なお、アンロード弁２５の開口面積が大きくなるほど、アンロード弁２５を流れる油量は増加する。
　なお、図１０（ｂ）に示した例では、アンロード弁２５の開口特性を線形としているが、アンロード弁２５の製作上の都合やオペレータの好みにより、アンロード弁２５の開口特性を非線形としてもよい。例えば、図１０（ｂ）に一点鎖線で示したように、開口特性を凹形状とすることで、複合操作時の供給流量が増し、追加複合操作時のみ圧力を高めることができ、その結果、操作の力強さが増す。また、図１０（ｂ）に二点鎖線で示したように、開口特性を凸形状とすることで操作のソフト感が増す。
　次に、油圧ショベルの作動（油圧回路３０１の作動）について図１４を参照しつつ説明する。まず、第１系統および第２系統のすべての方向切換弁６ｘ～７ｚが操作されていない状態を仮定する。このとき、第１ネガコン圧および第２ネガコン圧はいずれも高い圧力となっているので、低圧選択弁８により選択されレギュレータ５２に入力される第３ネガコン圧も高くなっている。したがい、スプリットポンプ５１の吐出流量は少ない状態となっている（図１０（ａ）参照）。例えば、スプリットポンプ５１の吐出口５１ａおよび吐出口５１ｂからの吐出流量はいずれもＱｍｉｎとなる。
　この状態から例えば、第２方向切換弁７ｙを操作して旋回用油圧モータ５９を動作させたとする。このとき、第２アンロード通路１４から旋回用油圧モータ５９へ圧油が供給されるので、第２ネガコン圧は第１ネガコン圧よりも低くなる。第２ネガコン圧が低くなると、低圧選択弁８により、当該第２ネガコン圧が選択されて第３ネガコン圧として出力され、レギュレータ用パイロット通路１６を介してレギュレータ５２に入力される。これにより、スプリットポンプ５１の吐出口５１ａおよび吐出口５１ｂからの吐出流量は、いずれも第２系統の必要流量まで増加する。
　このとき、アンロード弁２５は、ネガコン差圧に応じたストローク量だけ、中立位置２５ｂから第１切換位置２５ａへ切り換わり（移動し）、ネガコン差圧に応じたアンロード弁開口面積となって、第１系統の余剰の油（ネガコン差圧に応じた量の油）は、下流側通路７２を流れてタンク５４に逃がされる（図１０（ｂ）参照）。
　このようにしてスプリットポンプ５１をネガティブ制御することにより、第１系統および第２系統のうちの必要流量が多い側にスプリットポンプ５１の吐出流量を合わせることができる。
　また、第１系統が使用されていないときや、第１系統の必要流量が第２系統よりも少ないときは、第１系統を流れようとする余剰油をアンロード弁２５からタンク５４に逃がすことができる。ここで、アンロード弁２５から余剰油をタンク５４に逃がすことで、第１アンロード通路１３内の圧が下がり、第１絞り９でのエネルギーロスを低減できる。また、第１アンロード通路１３内の圧が必要以上に高まった状態で（余剰に高まった状態で）、第１方向切換弁を操作すると、アクチュエータが飛び出したりして微制御が行えない場合があるが、第１アンロード通路１３の余剰油をタンク５４に逃がすことで、第２方向切換弁７ｙの操作量の影響を低減させることができ、制御性は向上する。
　同様に、油圧回路３０１によると、第２系統が使用されていないときや、第２系統の必要流量が第１系統よりも少ないときは、第２系統を流れようとする余剰油をアンロード弁２５からタンク５４に逃がすことができ、第２絞り１０でのエネルギーロスを低減できる。
　さらに、第１系および第２系に対してそれぞれアンロード弁を設けるのではなく、これら両系統に対して１つのアンロード弁２５を設ければよいので、弁の数を少なくでき、油圧回路を簡素化できる。
（第９実施形態）
　図１５は、本発明の第９実施形態に係る油圧回路３０２を示す回路図である。本実施形態については、前記第８実施形態との相違点に重点をおいて説明する。また、前記第８実施形態の構成物と同じ構成物については同一の符号を付している。
（アンロードフロコン弁）
　第９実施形態と第８実施形態との主な相違は、第９実施形態に係る油圧回路３０２がアンロードフロコン弁４，５を備えていることである。図１５に示すように、油圧回路３０２は、アンロード弁２５の下流側通路７２に設けられた第１アンロードフロコン弁４を備えている。第１アンロードフロコン弁４は、遮断位置４ｂと連通位置４ａとを備え、一方の室４１にアンロード弁２５下流側の第１系統の圧が入力され、他方の室４２に第１方向切換弁６ｘよりも上流側の第１アンロード通路１３の圧（アンロード弁２５上流側の圧）が入力されるとともに第１フロコン弁用バネ４４が配置されている。
　また、油圧回路３０２は、アンロード弁２５の下流側通路７３に設けられた第２アンロードフロコン弁５を備えている。ここで、第２アンロードフロコン弁５は、遮断位置５ｂと連通位置５ａとを備え、一方の室５１にアンロード弁２５下流側の第２系統の圧が入力され、他方の室５２に第２方向切換弁７ｘよりも上流側の第２アンロード通路１４の圧（アンロード弁２５上流側の圧）が入力されるとともに第２フロコン弁用バネ５４が配置されている。
　このように、アンロード弁２５の下流側通路７２，７３に、それぞれ、第１アンロードフロコン弁４および第２アンロードフロコン弁５を付加することで、アクチュエータの負荷圧力に関係なく、常にアンロード弁２５の開口（方向切換弁の操作量）に見合った余剰流量の油をタンク５４に逃がすことができ、操作性悪化を抑制できる。
（第１０実施形態）
　図１６は、本発明の第１０実施形態に係る油圧回路３０３を示す回路図である。本実施形態については、前記第８実施形態との相違点に重点をおいて説明する。第１０実施形態と第８実施形態との主な相違は、第１０実施形態に係る油圧回路３０３が、中立アンロード弁３５および非操作信号生成弁１５を備えていることである。
（中立アンロード弁）
　中立アンロード弁３５は、すべての方向切換弁６ｘ～７ｚが操作されていないときに、第１方向切換弁６ｘの上流側の第１アンロード通路１３および第２方向切換弁７ｘの上流側の第２アンロード通路１４からタンク５４に油を逃がす弁である。図１６に示すように、中立アンロード弁３５は、第１分岐アンロード通路１３ａおよび第２分岐アンロード通路１４ａに接続し、その下流側のおいては通路８３を介して排出通路７１に接続している。また、中立アンロード弁３５は、遮断位置３５ｂと連通位置３５ａとを備えている。
（非操作信号生成弁）
　次に、非操作信号生成弁１５は、少なくとも１つのサブバルブが遮断位置のときに、中立アンロード弁３５のパイロット室３６をタンク５４に接続して当該中立アンロード弁３５を遮断位置３５ｂとし、すべてのサブバルブ１１ｘ～１２ｚが連通位置のときに、中立アンロード弁３５のパイロット室３６をパイロットポンプ５３に接続して当該中立アンロード弁３５を連通位置３５ａとする弁である。
　ここで、第１系統および第２系統のすべての方向切換弁６ｘ～７ｚが操作されていないとき、すべてのサブバルブ１１ｘ～１２ｚは連通位置となる。これにより、非操作信号生成弁１５の他方の室６３側の押圧力が、一方の室６１側の押圧力よりも大きくなり、非操作信号生成弁１５は位置１５ｂの状態となる。これにより、中立アンロード弁３５のパイロット室３６がパイロットポンプ５３に接続され、中立アンロード弁３５は遮断位置３５ｂから連通位置３５ａへ切り換わる。これにより、中立アンロード弁３５は、第１方向切換弁６ｘおよび第２方向切換弁７ｘの上流側のアンロード通路１３，１４からタンク５４に油を逃がす。本実施形態によると、すべての方向切換弁６ｘ～７ｚが非操作時のときにもアンロード通路１３，１４を流れようとする余剰油を中立アンロード弁３５からタンク５４に逃がすことができ、第１絞り９および第２絞り１０でのエネルギーロスをより低減できる。
　なお、いずれか１つの方向切換弁が操作されると、対応するサブバルブは遮断位置に切り換わる。ここで、少なくとも１つのサブバルブが遮断位置となると、絞り１９前後の（上下流の）圧がほぼ等しくなり、非操作信号生成弁１５は位置１５ａに切り換わる。これにより、中立アンロード弁３５のパイロット室３６はいずれもタンク５４に接続され、中立アンロード弁３５は遮断位置３５ｂとなる。
（シャトル弁）
　油圧回路３０３には、一端が非操作信号生成弁１５に接続され、他端が低圧選択弁８に接続された第２パイロット通路２０が設けられている。そして、油圧回路３０３は、第２パイロット通路２０に設けられたシャトル弁１７を備えている。
　非操作信号生成弁１５およびシャトル弁１７によると、前記したと同様に（第４実施形態での説明）、方向切換弁の非操作時におけるエネルギーロスをより低減できる。また、非操作信号生成弁１５からの信号を、レギュレータ用信号とアンロード弁用信号とに併用することで、油圧回路を簡素化できている。
（エンジンのアイドル制御）
　また、非操作信号生成弁１５の一方の室６１に入力される第１パイロット通路１８からの油圧信号（パイロット圧信号）は、ポート７９を介してエンジン（不図示）の制御部に送られ、エンジンのアイドル制御のためのオートアイドル信号として用いられている。本実施形態によると、非操作信号生成弁１５のための信号とオートアイドル信号とを併用することで、油圧回路を簡素化できている。
（第１１実施形態）
　図１７は、本発明の第１１実施形態に係る油圧回路３０４を示す回路図である。本実施形態の油圧回路３０４は、前記第９実施形態の油圧回路３０２と、前記第１０実施形態の油圧回路３０３とを合わせたものである。
　以下、本発明を実施するための最良の形態について図面を参照しつつ説明する。なお、油圧ショベルの油圧回路としての実施形態を以下に示している。
（第１２実施形態）
　図１８は、本発明の第１２実施形態に係る油圧回路３０５を示す回路図である。本実施形態については、前記第９実施形態との相違点に重点をおいて説明する。また、前記第９実施形態の構成物と同じ構成物については同一の符号を付している。
　前記第８～第１１実施形態に記載された油圧回路では、例えば、第１系統の第１ネガコン圧がＰｆ以下となると、スプリットポンプ５１の吐出量は最大となる。そして、この第１ネガコン圧がＰｆを下回った状態で油圧回路が作動しているときに、第２系統の第２ネガコン圧が、Ｐｆを下回った第１ネガコン圧よりもさらに下回る状態となると、アンロード弁２５が第１切換位置２５ａとなって第１系統の流量が減り、その結果、第１系統のアクチュエータの出力が不用意に低下して操作性が悪化するという問題が残されていた。しかしながら、以下に説明する本実施形態の油圧回路３０５によると、スプリットポンプ５１の吐出流量が最大時のときのアクチュエータの操作性を向上させることができる。
（アンロード弁遮断位置保持機構）
　第１２実施形態と第９実施形態との主な相違は、第１２実施形態に係る油圧回路３０５がアンロード弁遮断位置保持機構８７を備えていることである。油圧回路３０５は、第１ネガコン圧がスプリットポンプ５１の吐出流量を最大とするときに第１アンロード通路１３とタンク５４との間を遮断する位置（中立位置２５ｂまたは第２切換位置２５ｃ）にアンロード弁２５を保持し、かつ第２ネガコン圧がスプリットポンプ５１の吐出流量を最大とするときに第２アンロード通路１４とタンク５４との間を遮断する位置（中立位置２５ｂまたは第１切換位置２５ａ）にアンロード弁２５を保持するアンロード弁遮断位置保持機構８７を備えている。ここで、第１ネガコン圧がスプリットポンプ５１の吐出流量を最大とするときとは、図１０（ａ）において、第１ネガコン圧が０～Ｐｆのときのことをいう。同様に、第２ネガコン圧がスプリットポンプ５１の吐出流量を最大とするときとは、図１０（ａ）において、第２ネガコン圧が０～Ｐｆのときのことをいう。
　本実施形態においてアンロード弁遮断位置保持機構８７は、第１ネガコン圧用通路９９に設けられ第１分岐点８９からアンロード弁２５へ向かう方向を順方向とする第１逆止弁９６と、この第１逆止弁９６に対して並列に第１ネガコン圧用通路９９に設けられアンロード弁２５から第１分岐点８９へ向かう方向を順方向とする第２逆止弁９５と、第２ネガコン圧用通路９０に設けられ第２分岐点８８からアンロード弁２５へ向かう方向を順方向とする第３逆止弁８５と、この第３逆止弁８５に対して並列に第２ネガコン圧用通路９０に設けられアンロード弁２５から第２分岐点８８へ向かう方向を順方向とする第４逆止弁８４とを備えている。
　そして、第２逆止弁９５および第４逆止弁８４は、それぞれバネ９７およびバネ８６を有している。バネ９７は、スプリットポンプ５１の吐出流量を最大とする圧力よりも高い圧力に第１ネガコン圧がなっているときに第２逆止弁９５が開くように設計される。また、バネ８６は、スプリットポンプ５１の吐出流量を最大とする圧力よりも高い圧力に第２ネガコン圧がなっているときに第４逆止弁８４が開くように設計される。ここで、スプリットポンプ５１の吐出流量を最大とする圧力とは、図１０（ａ）におけるＰｆの圧力のことをいう。
　この構成により、４つの逆止弁８４，８５，９５，９６で構成されるアンロード弁遮断位置保持機構８７は、アンロード弁２５の室２６，２７の圧力がＰｆよりも低い圧にならないようにする。
（油圧ショベルの作動）
　次に、油圧ショベルの作動（油圧回路３０５の作動）について図１８および図１３を参照しつつ説明する。図１３は、方向切換弁を操作したときの第１ネガコン圧と第２ネガコン圧との関係を示すグラフである。
　まず、第１系統および第２系統のすべての方向切換弁６ｘ～７ｚが操作されていない状態を仮定する。このとき、第１ネガコン圧および第２ネガコン圧はいずれも高い圧力となっているので、低圧選択弁８により選択されレギュレータ５２に入力される第３ネガコン圧も高くなっている。したがい、スプリットポンプ５１の吐出流量は少ない状態となっている（図１０（ａ）参照）。例えば、スプリットポンプ５１の吐出口５１ａおよび吐出口５１ｂからの吐出流量はいずれもＱｍｉｎとなる。
　この状態から例えば、第１系統の第１方向切換弁６ｘ、第１方向切換弁６ｙ、第１方向切換弁６ｚ、および第２系統の第２方向切換弁７ｘを操作して各アクチュエータ５５～５７、６０に圧油を供給して動作させ、その結果、図１３（ａ）に示したように、第１ネガコン圧がＰｆよりも低いＰａ１の圧力になり、第２ネガコン圧がＰｂ１（Ｐｆ＜Ｐｂ１＜Ｐｓ）になったとする。
　このとき、低圧選択弁８により、第１ネガコン圧（Ｐａ１）が選択されて第３ネガコン圧として出力されレギュレータ５２に入力される。これにより、スプリットポンプ５１の吐出口５１ａおよび吐出口５１ｂからの吐出流量は、いずれもＱｍａｘ（最大流量）となる。
　またこのとき、アンロード弁２５の一方の室２６の圧力は、アンロード弁遮断位置保持機構８７によりＰｆに維持される。そして、アンロード弁２５は、ネガコン差圧（Ｐｂ１－Ｐｆ）に応じたストローク量だけ、中立位置２５ｂから第２切換位置２５ｃへ切り換わり（移動し）、ネガコン差圧（Ｐｂ１－Ｐｆ）に応じたアンロード弁開口面積となって、第２系統の余剰の油（Ｐｂ１－Ｐｆの圧力に応じた量の油）は、下流側通路７３を流れてタンク５４に逃がされる（図１０（ｂ）参照）。
　次に、第２系統の第２方向切換弁７ｙ、第２方向切換弁７ｚをさらに操作して、その結果、図１３（ｂ）に示したように、第２ネガコン圧Ｐｂ１が、Ｐａ１よりも低いＰｂ２の圧力になったとする。
　このとき、仮にアンロード弁遮断位置保持機構８７がなければ、アンロード弁２５は第２切換位置２５ｃから第１切換位置２５ａへ切り換わり油がタンク５４に逃げて第１系統を流れる油量がＱｍａｘを下回ってしまうようになってしまう。これにより、第１系統のアクチュエータの出力が不用意に低下して操作性が悪化してしまうことになる。
　しかしながら、本実施形態の油圧回路３０５によると、アンロード弁遮断位置保持機構８７により、アンロード弁２５の他方の室２７の圧力は、Ｐａ１よりも高いＰｆに維持される。そのため、アンロード弁２５の両側の室２６，２７の圧力が同圧となり、アンロード弁２５は第２切換位置２５ｃから中立位置２５ｂに戻りその状態を保持する。その結果、第１系統を流れる油量はＱｍａｘを維持することになる。すなわち、スプリットポンプ５１の吐出流量が最大時（Ｑｍａｘ）のときのアクチュエータの操作性を向上させることができる。
（第１３実施形態）
　図１９は、本発明の第１３実施形態に係る油圧回路３０６を示す回路図である。本実施形態の油圧回路３０６は、前記第１２実施形態の油圧回路３０５と、前記第１０実施形態の油圧回路３０３とを合わせたものである。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上述の実施の形態に限られるものではなく、特許請求の範囲に記載した限りにおいて様々に変更して実施することが可能なものである。
　例えば、上記実施形態においては、２系統のセンタバイパス（第１アンロード通路および第２アンロード通路）を流れる油の背圧を外部信号圧力（第１ネガコン圧および第２ネガコン圧）とし、当該外部信号圧力のうち低圧選択弁によって選択された低い方の圧力（第３ネガコン圧）をポンプにフィードバックさせる例を示した。しかしながら、３系統以上のセンタバイパス（３つ以上のアンロード通路）を流れる油の背圧を外部信号圧力とし、当該外部信号圧力のうち低圧選択弁によって選択された最小圧力をポンプにフィードバックさせてもよい。この場合、例えば２つの低圧選択弁８を直列に配置すれば、３系統のセンタバイパスを流れる油の背圧から、それらのうちの最小圧力を選択することができる。このように、低圧選択弁の数を増加させれば、３系統以上のセンタバイパスを有する油圧回路にも本発明を適用することができる。
　また、上記実施形態においては、第１方向切換弁および第２方向切換弁が、油圧回路にそれぞれ３つまたは４つ配置される例を示したが、第１方向切換弁および第２方向切換弁は、それぞれ１つだけであってもよいし、それぞれ２つでもよいし、それぞれ５つ以上配置されてもよい。
　また、上記実施形態においては、油圧パイロット型の方向切換弁を採用した例を示したが、手動型の方向切換弁を採用してもよい。さらには、手動型の方向切換弁と油圧パイロット型の方向切換弁とを混在させてもよい。
符号の説明
１、２０１：建設機械の油圧回路
２：第１アンロード弁
３：第２アンロード弁
４：第１アンロードフロコン弁
５：第２アンロードフロコン弁
６ｘ、６ｙ、６ｚ：第１方向切換弁
７ｘ、７ｙ、７ｚ：第２方向切換弁
８：低圧選択弁
９：第１絞り
１０：第２絞り
１３：第１アンロード通路（センタバイパス）
１４：第２アンロード通路（センタバイパス）
５１、１１１：スプリットポンプ
５２：レギュレータ
５４：タンク
１１２：斜板
１１５、１１６：コントロールバルブ
１１８、１２４：切換弁
１１９、１２０、１２５、１２６、１２７：アクチュエータ

Claims (22)

  1. 　一個の斜板と一個のシリンダブロックから等しい容量の２流量を吐出するスプリットポンプであって、外部信号圧力の大きさに応じて吐出容量を小さくすることが出来る当該スプリットポンプを制御するための建設機械の油圧回路において、
    　複数のアクチュエータを制御する複数の切換弁を備え、主として２系統のセンタバイパス流量による背圧を外部信号圧力として前記スプリットポンプへフィードバックすることが出来るコントロールバルブを有し、
    　前記複数の外部信号圧力のうち低圧選択弁によって選択された最小圧力を前記スプリットポンプにフィードバックすることができる建設機械の油圧回路。
  2. 　請求項１に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記スプリットポンプは、吐出容量を制御するレギュレータを備え、
    　前記２系統のセンタバイパスの一方が、前記スプリットポンプの一方の吐出口に接続された第１アンロード通路であり、
    　前記２系統のセンタバイパスの他方が、前記スプリットポンプの他方の吐出口に接続された第２アンロード通路であり、
    　前記複数の切換弁が、前記第１アンロード通路に接続された第１系統の第１方向切換弁および前記第２アンロード通路に接続された第２系統の第２方向切換弁であり、
    　前記第１アンロード通路および前記第２アンロード通路に連通されたタンクと、
    　前記第１方向切換弁と前記タンクとの間の前記第１アンロード通路に設けられた第１絞りと、
    　前記第２方向切換弁と前記タンクとの間の前記第２アンロード通路に設けられた第２絞りと、を有し、
    　前記外部信号圧力であって前記第１絞りの上流側の油圧である第１ネガコン圧、および前記外部信号圧力であって前記第２絞りの上流側の油圧である第２ネガコン圧、のうちの低い方の油圧を第３ネガコン圧として前記低圧選択弁は出力し、
    　前記最小圧力は前記第３ネガコン圧であって、
    　前記第１ネガコン圧が前記第２ネガコン圧よりも高いときに、当該第１ネガコン圧と当該第２ネガコン圧との圧力差に応じた量の油を、前記第１方向切換弁の上流側の前記第１アンロード通路から前記タンクに逃がす第１アンロード弁と、
    　を備えることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  3. 　請求項２に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記第２ネガコン圧が前記第１ネガコン圧よりも高いときに、当該第１ネガコン圧と当該第２ネガコン圧との圧力差に応じた量の油を、前記第２方向切換弁の上流側の前記第２アンロード通路から前記タンクに逃がす第２アンロード弁を備えることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  4. 　請求項３に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記第２アンロード弁は、遮断位置と連通位置とを備え、当該第２アンロード弁の一方の第１室に前記第２ネガコン圧が入力され、当該第２アンロード弁の他方の室に前記第３ネガコン圧が入力されるとともに第２アンロード弁用バネが配置され、当該第３ネガコン圧と当該第２アンロード弁用バネの押圧との和よりも当該第２ネガコン圧が高いときに、連通位置となることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  5. 　請求項２に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記第１アンロード弁は、遮断位置と連通位置とを備え、当該第１アンロード弁の一方の第１室に前記第１ネガコン圧が入力され、当該第１アンロード弁の他方の室に前記第３ネガコン圧が入力されるとともに第１アンロード弁用バネが配置され、当該第３ネガコン圧と当該第１アンロード弁用バネの押圧との和よりも当該第１ネガコン圧が高いときに、連通位置となることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  6. 　請求項３に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記第２アンロード弁は、前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁が操作されていないときに、前記第２方向切換弁の上流側の前記第２アンロード通路から前記タンクに油を逃がすことを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  7. 　請求項２に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記第１アンロード弁は、前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁が操作されていないときに、前記第１方向切換弁の上流側の前記第１アンロード通路から前記タンクに油を逃がすことを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  8. 　請求項６に記載の建設機械の油圧回路において、
    　一端がパイロットポンプに接続され他端が前記タンクに接続された第１パイロット通路と、
    　前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁に対してそれぞれ一体的に形成されるとともに、前記第１パイロット通路に直列に配置された複数のサブバルブと、
    　最上流の前記サブバルブよりも上流側の前記第１パイロット通路が一方の室に接続され、他方の室に押圧手段が配置された非操作信号生成弁と、を備え、
    　前記サブバルブは、対応する前記方向切換弁が中立位置のときに連通位置になり切換位置のときに遮断位置になり、
    　前記非操作信号生成弁は、少なくとも１つの前記サブバルブが遮断位置のときに、前記第１アンロード弁および前記第２アンロード弁の一方の第２室をいずれも前記タンクに接続し、すべての前記サブバルブが連通位置のときに、当該第２室をいずれも前記パイロットポンプに接続することを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  9. 　請求項６に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記非操作信号生成弁は、前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁が操作されていないときに、前記スプリットポンプの吐出流量を少なくする油圧信号を出力することを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  10. 　請求項９に記載の建設機械の油圧回路において、
    　一端が前記非操作信号生成弁に接続され他端が前記低圧選択弁に接続された第２パイロット通路と、
    　前記第２パイロット通路に設けられ、前記非操作信号生成弁の出力および前記第３ネガコン圧のうちの高い方の油圧を選択し、当該油圧を前記レギュレータに出力するシャトル弁と、
    　を備えることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  11. 　請求項８に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記非操作信号生成弁の一方の室に入力される油圧信号を、エンジンのアイドル制御のオートアイドル信号として用いることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  12. 　請求項３に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記第１ネガコン圧が前記スプリットポンプの吐出流量を最大とするときに前記第１アンロード弁を遮断位置に保持するとともに、前記第２ネガコン圧が前記スプリットポンプの吐出流量を最大とするときに前記第２アンロード弁を遮断位置に保持するアンロード弁遮断位置保持機構を備えることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  13. 　請求項１２に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記第１アンロード弁は、遮断位置と連通位置とを備え、当該第１アンロード弁の一方の第１室に前記第１ネガコン圧が入力され、当該第１アンロード弁の他方の室に前記第３ネガコン圧が入力されるとともに第１アンロード弁用バネが配置され、当該第３ネガコン圧と当該第１アンロード弁用バネの押圧との和よりも当該第１ネガコン圧が高いときに、連通位置となり、
    　前記第２アンロード弁は、遮断位置と連通位置とを備え、当該第２アンロード弁の一方の第１室に前記第２ネガコン圧が入力され、当該第２アンロード弁の他方の室に前記第３ネガコン圧が入力されるとともに第２アンロード弁用バネが配置され、当該第３ネガコン圧と当該第２アンロード弁用バネの押圧との和よりも当該第２ネガコン圧が高いときに、連通位置となり、
    　前記アンロード弁遮断位置保持機構は、前記第１アンロード弁および前記第２アンロード弁の他方の室と前記低圧選択弁との間に設けられ、当該低圧選択弁から当該両アンロード弁へ向かう方向を順方向とする第１逆止弁と、当該両アンロード弁から当該低圧選択弁へ向かう方向を順方向とする第２逆止弁と、を備え、当該第２逆止弁は、前記スプリットポンプの吐出流量を最大とする圧力よりも高い圧力に前記第３ネガコン圧がなっているときに開くことを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  14. 　請求項１に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記スプリットポンプは、吐出容量を制御するレギュレータを備え、
    　前記２系統のセンタバイパスの一方が、前記スプリットポンプの一方の吐出口に接続された第１アンロード通路であり、
    　前記２系統のセンタバイパスの他方が、前記スプリットポンプの他方の吐出口に接続された第２アンロード通路であり、
    　前記複数の切換弁が、前記第１アンロード通路に接続された第１系統の第１方向切換弁および前記第２アンロード通路に接続された第２系統の第２方向切換弁であり、
    　前記第１アンロード通路および前記第２アンロード通路に連通されたタンクと、
    　前記第１方向切換弁と前記タンクとの間の前記第１アンロード通路に設けられた第１絞りと、
    　前記第２方向切換弁と前記タンクとの間の前記第２アンロード通路に設けられた第２絞りと、を有し、
    　前記外部信号圧力であって前記第１絞りの上流側の油圧である第１ネガコン圧、および前記外部信号圧力であって前記第２絞りの上流側の油圧である第２ネガコン圧、のうちの低い方の油圧を第３ネガコン圧として前記低圧選択弁は出力し、
    　前記最小圧力は前記第３ネガコン圧であって、
    　前記第１ネガコン圧が前記第２ネガコン圧よりも高いときに、当該第１ネガコン圧と当該第２ネガコン圧との圧力差に応じた量の油を、前記第１方向切換弁の上流側の前記第１アンロード通路から前記タンクに逃がすとともに、前記第２ネガコン圧が前記第１ネガコン圧よりも高いときに、当該第１ネガコン圧と当該第２ネガコン圧との圧力差に応じた量の油を、前記第２方向切換弁の上流側の前記第２アンロード通路から前記タンクに逃がすアンロード弁と、
    　を備えることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  15. 　請求項１４に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記アンロード弁は、
    　前記第１アンロード通路および前記第２アンロード通路と前記タンクとの間を遮断する中立位置と、
    　前記第１アンロード通路を前記タンクに連通し前記第２アンロード通路と当該タンクとの間を遮断する第１切換位置と、
    　前記第１アンロード通路と前記タンクとの間を遮断し前記第２アンロード通路を当該タンクに連通する第２切換位置と、を備え、
    　当該アンロード弁の一方の室に前記第１ネガコン圧が入力され、当該アンロード弁の他方の室に前記第２ネガコン圧が入力され、前記第１ネガコン圧が前記第２ネガコン圧よりも高いときに前記第１切換位置となり、前記第２ネガコン圧が前記第１ネガコン圧よりも高いときに前記第２切換位置となることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  16. 　請求項１４に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記スプリットポンプと前記第１方向切換弁との間の前記第１アンロード通路から分岐する第１分岐アンロード通路、および前記スプリットポンプと前記第２方向切換弁との間の前記第２アンロード通路から分岐する第２分岐アンロード通路に接続された中立アンロード弁を備え、
    　前記中立アンロード弁は、前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁が操作されていないときに、前記第１方向切換弁の上流側の前記第１アンロード通路および前記第２方向切換弁の上流側の前記第２アンロード通路から前記タンクに油を逃がすことを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  17. 　請求項１６に記載の建設機械の油圧回路において、
    　一端がパイロットポンプに接続され他端が前記タンクに接続された第１パイロット通路と、
    　前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁に対してそれぞれ一体的に形成されるとともに、前記第１パイロット通路に直列に配置された複数のサブバルブと、
    　最上流の前記サブバルブよりも上流側の前記第１パイロット通路が一方の室に接続され、他方の室に押圧手段が配置された非操作信号生成弁と、を備え、
    　前記サブバルブは、対応する前記方向切換弁が中立位置のときに連通位置になり切換位置のときに遮断位置になり、
    　前記非操作信号生成弁は、少なくとも１つの前記サブバルブが遮断位置のときに、前記中立アンロード弁のパイロット室を前記タンクに接続して当該中立アンロード弁を遮断位置とし、すべての前記サブバルブが連通位置のときに、当該パイロット室を前記パイロットポンプに接続して当該中立アンロード弁を連通位置とすることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  18. 　請求項１７に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記非操作信号生成弁は、前記第１系統および前記第２系統のすべての方向切換弁が操作されていないときに、前記スプリットポンプの吐出流量を少なくする油圧信号を出力することを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  19. 　請求項１８に記載の建設機械の油圧回路において、
    　一端が前記非操作信号生成弁に接続され他端が前記低圧選択弁に接続された第２パイロット通路と、
    　前記第２パイロット通路に設けられ、前記非操作信号生成弁の出力および前記第３ネガコン圧のうちの高い方の油圧を選択し、当該油圧を前記レギュレータに出力するシャトル弁と、
    　を備えることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  20. 　請求項１７に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記非操作信号生成弁の一方の室に入力される油圧信号を、エンジンのアイドル制御のオートアイドル信号として用いることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  21. 　請求項１４に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記第１ネガコン圧が前記スプリットポンプの吐出流量を最大とするときに前記第１アンロード通路と前記タンクとの間を遮断する位置に前記アンロード弁を保持し、かつ前記第２ネガコン圧が前記スプリットポンプの吐出流量を最大とするときに前記第２アンロード通路と前記タンクとの間を遮断する位置に前記アンロード弁を保持するアンロード弁遮断位置保持機構を備えることを特徴とする、建設機械の油圧回路。
  22. 　請求項２１に記載の建設機械の油圧回路において、
    　前記アンロード弁は、
    　前記第１アンロード通路および前記第２アンロード通路と前記タンクとの間を遮断する中立位置と、
    　前記第１アンロード通路を前記タンクに連通し前記第２アンロード通路と当該タンクとの間を遮断する第１切換位置と、
    　前記第１アンロード通路と前記タンクとの間を遮断し前記第２アンロード通路を当該タンクに連通する第２切換位置と、を備え、
    　当該アンロード弁の一方の室に前記第１ネガコン圧が入力され、当該アンロード弁の他方の室に前記第２ネガコン圧が入力され、前記第１ネガコン圧が前記第２ネガコン圧よりも高いときに前記第１切換位置となり、前記第２ネガコン圧が前記第１ネガコン圧よりも高いときに前記第２切換位置となり、
    　前記アンロード弁遮断位置保持機構は、
    　前記第１絞りの上流側の第１分岐点と前記アンロード弁の一方の室との間に設けられ、当該第１分岐点から当該アンロード弁へ向かう方向を順方向とする第１逆止弁と、
    　前記第１逆止弁に並列に設けられ、前記アンロード弁から前記第１分岐点へ向かう方向を順方向とする第２逆止弁と、
    　前記第２絞りの上流側の第２分岐点と前記アンロード弁の他方の室との間に設けられ、当該第２分岐点から当該アンロード弁へ向かう方向を順方向とする第３逆止弁と、
    　前記第３逆止弁に並列に設けられ、前記アンロード弁から前記第２分岐点へ向かう方向を順方向とする第４逆止弁と、を備え、
    　前記第２逆止弁は、前記スプリットポンプの吐出流量を最大とする圧力よりも高い圧力に前記第１ネガコン圧がなっているときに開き、前記第４逆止弁は、前記スプリットポンプの吐出流量を最大とする圧力よりも高い圧力に前記第２ネガコン圧がなっているときに開くことを特徴とする、建設機械の油圧回路。
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