(57)【特許請求の範囲】
【請求項２】
両方向吐出が可能な２つの吐出ポートを有する少なくとも１つの閉回路用油圧ポンプと、少なくとも１つの片ロッド式油圧シリンダとを備え、前記閉回路用油圧ポンプの２つの吐出ポートを前記油圧シリンダのヘッド側室及びロッド側室にそれぞれ接続した作業機械の油圧システムにおいて、
油タンクから作動油を吸入する吸入ポートと作動油を吐出する吐出ポートを有する少なくとも１つの開回路用油圧ポンプと、
前記油圧シリンダのヘッド側室と前記開回路用油圧ポンプの吐出ポートとの間に配置された第１開閉弁と、
前記油圧シリンダのヘッド側室と前記油タンクとの間に配置された比例制御弁と、
前記油圧シリンダの伸長時は、前記閉回路用油圧ポンプと前記開回路用油圧ポンプの両方の吐出流量が前記油圧シリンダのヘッド側室に送り込まれるよう前記閉回路用油圧ポンプと前記開回路用油圧ポンプと前記第１開閉弁を制御し、前記油圧シリンダの引込時は、前記油圧シリンダのヘッド側室からの流出流量の一部が前記閉回路用油圧ポンプに戻され、前記油圧シリンダのヘッド側室からの流出流量の他の一部が前記油タンクに戻されるよう前記閉回路用油圧ポンプと前記比例制御弁を制御する制御装置とを備え、
前記比例制御弁は前記開回路用油圧ポンプの吐出ポートを前記油タンクに接続する油路に配置され、
前記制御装置は、前記油圧シリンダの伸長時は、前記第１開閉弁を開位置に切り換えかつ前記比例制御弁を閉位置に制御し、前記油圧シリンダの引込時は、前記第１開閉弁を開位置に切り換えかつ前記比例制御弁を開位置に制御することを特徴とする作業機械の油圧システム。
【請求項３】
請求項２に記載の作業機械の油圧システムにおいて、
前記制御装置は、前記油圧シリンダの伸長時は、前記開回路用油圧ポンプから前記油圧シリンダのヘッド側室に送り込まれる流量が前記油圧シリンダのヘッド側室とロッド側室の受圧面積差に起因するヘッド側室流量とロッド側室流量との差分に基づいて定められるように前記開回路用油圧ポンプの吐出流量を制御することを特徴とする作業機械の油圧システム。
【請求項４】
請求項２に記載の作業機械の油圧システムにおいて、
前記制御装置は、前記油圧シリンダの引込時は、前記油タンクに戻される前記油圧シリンダのヘッド側室からの流出流量の他の一部が前記油圧シリンダのヘッド側室とロッド側室の受圧面積差に起因するヘッド側室流量とロッド側室流量との差分に基づいて定められるように前記比例制御弁を制御することを特徴とする作業機械の油圧システム。
【請求項５】
請求項２に記載の作業機械の油圧システムにおいて、
前記制御装置は、前記油圧シリンダの引込時でかつ前記油圧シリンダの回生動作時に、前記油圧シリンダのヘッド側室からの流出流量の一部を前記閉回路用油圧ポンプに戻すことにより前記閉回路用油圧ポンプを介して回生されるエネルギが前記作業機械の許容回生量を超える場合は、前記閉回路用油圧ポンプに戻される流量の一部を前記油タンクに戻すよう前記比例制御弁を制御することを特徴とする作業機械の油圧システム。
【請求項６】
請求項２に記載の作業機械の油圧システムにおいて、
前記比例制御弁は、圧力補償機能を備えた流量制御弁であることを特徴とする作業機械の油圧システム。
【請求項７】
請求項２に記載の作業機械の油圧システムにおいて、
前記作業機械は旋回油圧モータとブームシリンダとを有する油圧ショベルであり、
前記片ロッド式油圧シリンダは前記ブームシリンダであり、
前記開回路用油圧ポンプとは別に開回路用油圧ポンプを設け、この別の開回路用油圧ポンプをコントロールバルブを介して前記旋回油圧モータに接続したことを特徴とする作業機械の油圧システム。
【請求項８】
請求項２に記載の作業機械の油圧システムにおいて、
前記閉回路用油圧ポンプを含む複数の閉回路用油圧ポンプと、
前記開回路用油圧ポンプを含む複数の開回路用油圧ポンプと、
前記片ロッド式油圧シリンダを含む複数の片ロッド式油圧シリンダとその他の油圧アクチュエータとを含む複数のアクチュエータと、
前記第１開閉弁を含む複数の第１開閉弁と、
前記比例制御弁を含む複数の比例制御弁とを備え、
前記複数の閉回路用油圧ポンプは、それぞれ、前記複数のアクチュエータのうち少なくとも前記複数の片ロッド式油圧シリンダに複数の第２開閉弁を介して接続され、
前記複数の開回路用油圧ポンプの少なくとも一部は、それぞれ、前記複数の片ロッド式油圧シリンダのヘッド側室に前記複数の第１開閉弁を介して接続され、かつ前記複数の開回路用油圧ポンプの少なくとも他の一部は、前記その他の油圧アクチュエータに第３開閉弁を介して接続され、
前記複数の比例制御弁は、それぞれ、前記複数の片ロッド式油圧シリンダのヘッド側室と前記油タンクとの間に位置する油路に配置されることを特徴とする作業機械の油圧システム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、作業機械の油圧システムに関わり、特に油圧ポンプにより直接に油圧アクチュエータを駆動する油圧閉回路を用いた作業機械の油圧システムに関する。
【背景技術】
【０００２】
近年、油圧ショベルやホイールローダなどの建設機械において、省エネ化が重要な開発項目になっている。建設機械の省エネ化には油圧システム自体の省エネ化が不可欠であり、両方向吐出が可能な２つの吐出ポートを有する油圧ポンプ（以下両方向吐出型の油圧ポンプという）を油圧アクチュエータに閉回路接続して油圧アクチュエータを直接に駆動する油圧閉回路の適用が検討されている。油圧閉回路では、制御弁による圧損がなく、必要な流量のみを油圧ポンプから吐出するため流量損失もない。更に、アクチュエータの位置エネルギや減速時のエネルギを回生することもできる。そのため、油圧閉回路を適用することにより油圧システムの省エネ化が可能となる。【０００３】
通常、建設機械では油圧シリンダとして片ロッド式の油圧シリンダが用いられている。この片ロッド式の油圧シリンダと油圧ポンプとを閉回路接続するためには、油圧シリンダのヘッド側室とロッド側室の受圧面積差に伴う流量差を吸収する必要がある。従来、一般的には、この流量差を吸収するため、チャージポンプや低圧選択弁（フラッシング弁）が用いられている（例えば、特許文献１の図２）。また、チャージポンプあるいは低圧選択弁によらず流量差を吸収する油圧システムを開示するものとして特許文献１の図１及び図３、特許文献２，３がある。【０００４】
特許文献１には、その図１及び図３に、駆動軸が互いに接続された２つの両方向吐出型の油圧ポンプを設け、一方の油圧ポンプの両吐出ポートを油圧シリンダのヘッド側室とロッド側室にそれぞれ接続し、他方の油圧ポンプの一方の吐出ポートをヘッド側室に接続、他方の吐出ポートを油タンクに接続した油圧システムが開示されている。【０００５】
特許文献２には、油圧シリンダと油圧ポンプを閉回路接続した油圧閉回路を開回路と接続し、油圧シリンダの伸長時に開回路側の油圧ポンプからヘッド側室に油を補充し、油圧シリンダの引込時は従来通り低圧選択弁を介して油圧シリンダの低圧側油路から余剰油を油タンクに戻す油圧システムが開示されている。【０００６】
特許文献３（図２、図７）には、ブームシリンダと油圧ポンプを閉回路接続した油圧閉回路を開回路に接続し、ブーム上げ時（油圧シリンダの伸長時）は開回路側の油圧ポンプからヘッド側室（高圧側）に油を補給すると共に、油圧閉回路のロッド側（低圧側）油路を開閉弁とリリーフ弁を介して油タンクに接続し、ブーム下げ時（油圧シリンダの引込時）にこれらの開閉弁とリリーフ弁を介して余剰油を油タンクに戻す油圧システムが開示されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特開２００２−５４６０２号公報
【特許文献２】特開２００５−７６７８１号公報
【特許文献３】特開２００４−１９０８４５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
特許文献１の図２に示すような従来の一般的な油圧システムでは、油圧シリンダの伸長時にヘッド側室とロッド側室の受圧面積差分の流量をチャージポンプから油圧閉回路にチャージする。例えばヘッド側室とロッド側室の受圧面積比が２：１のシリンダを用いた場合、ヘッド側室に送る流量の５０％の流量をチャージする。しかし、油圧ショベルで考えると、メインとなる油圧ポンプの最大流量の５０％もの大流量をチャージポンプから供給することとなり、省エネ性、搭載性の点で大きな課題がある。【０００９】
また、低圧選択弁を介して油圧シリンダの低圧側に接続されている油路から余剰油を油タンクに戻すように構成されているため、油圧シリンダの負荷方向が反転し、油圧シリンダの低圧側と高圧側が切り替わると、ロッド側室への流入流量及びヘッド側室からの流出流量がロッド側室及びヘッド側室の受圧面積比に応じて変化する。その結果、油圧シリンダの速度が大きく変動することにより、ショックや振動が発生し、操作性の悪化につながる可能性がある。特に建設機械では作業機を駆動するシリンダの負荷方向が頻繁に変化する。例えば油圧ショベルのアームを駆動するアームシリンダの場合、アームを伸ばした状態ではアーム重量がシリンダを伸長する方向に作用するためロッド側室が高圧になり、アームを畳んだ状態では逆にシリンダを引っ込める方向に作用するためヘッド側室が高圧になるという具合に負荷方向が変化する。従って、シリンダ速度が負荷方向反転時に大きく変動しないことが操作性上は好ましい。【００１０】
特許文献１の図１及び図３に示す油圧システムでは、両方向吐出型の油圧ポンプにより油圧シリンダのヘッド側室と油タンクの間で余剰流量と不足流量を吸排し、ヘッド側室とロッド側室の受圧面積差に伴う流量差を吸収する。その結果、チャージポンプの必要流量が抑えられることで、チャージポンプの小容量化が可能となり、また、フラッシング弁が不要となることで、シリンダの円滑な作動が可能となる。しかし、両方向吐出型の油圧ポンプの２つのポートは、共に吐出ポートとしても機能するため、開回路ポンプの吸入ポートに比べてポート面積が小さく、自吸性能が悪い。従って、このようにポート面積が小さく自吸性能が悪い油圧ポンプを用いて油タンクから油を吸入するように構成した場合、特に油圧シリンダを高速で伸長させるときに、油圧ポンプにキャビテーションが発生し、油圧シリンダが円滑に動作しなくなる、もしくは速度が上がらなくなるという課題がある。また、この課題を解決しようとすると、大容量のチャージポンプが別途必要になるため、結果としてチャージポンプを小型化できないという課題が生じる。【００１１】
特許文献２に示す油圧システムは、油圧シリンダの引込時に低圧選択弁を介して油圧シリンダの低圧側に接続されている油路から余剰油を油タンクに戻すように構成されているため、特許文献１の図２に示すような従来の一般的な油圧システムと同様、油圧シリンダの引込時に負荷方向が反転すると、ショックや振動が発生し、操作性の悪化につながる可能性がある。【００１２】
特許文献３（図２、図７）に示す油圧システムの油圧閉回路は、負荷方向が変化しない（ロッド側室が常に低圧側となる）ブームシリンダを駆動するように構成されており、ブームシリンダの引込時に油圧ポンプの吐出流量のうちロッド側室（低圧側）への流入流量を超える分の流量を開閉弁とリリーフ弁を介して油タンクに戻すため、ブームシリンダの引込時は油圧ポンプの吐出圧がリリーフ弁の設定圧に抑えられる。しかし、このような構成の油圧閉回路を負荷方向が変化するアームシリンダに適用した場合、アームシリンダの引込時に負荷方向が反転してロッド側室が高圧側に切り替わると、アームシリンダの駆動に必要な吐出圧が得られず、アームシリンダを駆動できなくなる可能性がある。また、仮にリリーフ圧を超える吐出圧を得るために開閉弁を閉じた状態でアームシリンダを駆動しようとすると、ヘッド側室からの流出流量のうち油圧ポンプで吸収できない余剰流量を油タンクに戻すことができないという問題が生じる。【００１３】
本発明の目的は、両方向吐出型の油圧ポンプで片ロッド式の油圧シリンダを駆動する油圧閉回路において、チャージポンプの必要流量を抑えることによりチャージシステムを小型化して省エネ性と搭載性を向上し、シリンダの高速駆動時のキャビテーション発生や負荷方向反転時のシリンダ動作速度の変動を抑えてショックや振動を低減することで操作性を向上できる作業機械の油圧システムを提供することである。
【課題を解決するための手段】
【００１４】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、両方向吐出が可能な２つの吐出ポートを有する少なくとも１つの閉回路用油圧ポンプと、少なくとも１つの片ロッド式油圧シリンダとを備え、前記閉回路用油圧ポンプの２つの吐出ポートを前記油圧シリンダのヘッド側室及びロッド側室にそれぞれ接続した作業機械の油圧システムにおいて、油タンクから作動油を吸入する吸入ポートと作動油を吐出する吐出ポートを有する少なくとも１つの開回路用油圧ポンプと、前記油圧シリンダのヘッド側室と前記開回路用油圧ポンプの吐出ポートとの間に配置された第１開閉弁と、前記油圧シリンダのヘッド側室と前記油タンクとの間に配置された比例制御弁と、前記油圧シリンダの伸長時は、前記閉回路用油圧ポンプと前記開回路用油圧ポンプの両方の吐出流量が前記油圧シリンダのヘッド側室に送り込まれるよう前記閉回路用油圧ポンプと前記開回路用油圧ポンプと前記第１開閉弁を制御し、前記油圧シリンダの引込時は、前記油圧シリンダのヘッド側室からの流出流量の一部が前記閉回路用油圧ポンプに戻され、前記油圧シリンダのヘッド側室からの流出流量の他の一部が前記油タンクに戻されるよう前記閉回路用油圧ポンプと前記比例制御弁を制御する制御装置とを備えるものとする。【００１５】
このように構成した本発明においては、油圧シリンダの伸長時に油圧閉回路においてチャージポンプの必要流量を抑えることによりチャージポンプを含むチャージシステムを小型化して省エネ性と搭載性を向上することができる。【００１６】
また、シリンダの高速駆動時のキャビテーション発生や負荷方向反転時のシリンダ動作速度の変動を抑えてショックや振動を低減することで操作性を向上することができる。【００１７】
（２）上記（１）において、好ましくは、前記比例制御弁は前記開回路用油圧ポンプの吐出ポートを前記油タンクに接続する油路に配置され、前記制御装置は、前記油圧シリンダの伸長時は、前記第１開閉弁を開位置に切り換えかつ前記比例制御弁を閉位置に制御し、前記油圧シリンダの引込時は、前記第１開閉弁を開位置に切り換えかつ前記比例制御弁を開位置に制御する。【００１８】
これにより、油圧シリンダの引込時において、シリンダ速度を向上することができる。【００１９】
また、油圧シリンダの引込時において、負荷方向反転時の速度変動を最小限に抑えてショックや振動を低減することで操作性を向上することができる。【００２０】
（３）上記（２）において、好ましくは、前記制御装置は、前記油圧シリンダの伸長時は、前記開回路用油圧ポンプから前記油圧シリンダのヘッド側室に送り込まれる流量が前記油圧シリンダのヘッド側室とロッド側室の受圧面積差に起因するヘッド側室流量とロッド側室流量との差分に基づいて定められるように前記開回路用油圧ポンプの吐出流量を制御する。【００２１】
これにより、油圧シリンダの伸長時に油圧閉回路におけるチャージポンプの必要流量を定常速度時は実質ゼロに抑え、チャージポンプを含むチャージシステムを小型化して省エネ性と搭載性を向上することができる。【００２２】
また、油圧シリンダの伸長時における負荷方向反転時の速度変動を最小限に抑えてショックや振動を低減することで操作性を向上することができる。【００２３】
（４）上記（２）において、好ましくは、前記制御装置は、前記油圧シリンダの引込時は、前記油タンクに戻される前記油圧シリンダのヘッド側室からの流出流量の他の一部が前記油圧シリンダのヘッド側室とロッド側室の受圧面積差に起因するヘッド側室流量とロッド側室流量との差分に基づいて定められるように前記比例制御弁を制御する。【００２４】
これにより、油圧シリンダの引込時において、シリンダ速度を向上することができる。【００２５】
また、油圧シリンダの引込時において、負荷方向反転時の速度変動を最小限に抑えてショックや振動を低減することで操作性を向上することができる。【００２６】
（５）上記（２）において、好ましくは、前記制御装置は、前記油圧シリンダの引込時でかつ前記油圧シリンダの回生動作時に、前記油圧シリンダのヘッド側室からの流出流量の一部を前記閉回路用油圧ポンプに戻すことにより前記閉回路用油圧ポンプを介して回生されるエネルギが前記作業機械の許容回生量を超える場合は、前記閉回路用油圧ポンプに戻される流量の一部を前記油タンクに戻すよう前記比例制御弁を制御する。【００２７】
これにより、回生エネルギを吸収しきれない場合でも、必要なシリンダ速度を確保することができる。【００２８】
（６）上記（２）において、好ましくは、前記比例制御弁は、圧力補償機能を備えた流量制御弁である。【００２９】
これにより、油圧シリンダの引込時にヘッド側圧力が変動しても、比例制御弁の排出流量が目標の流量となるよう容易に制御することができるため、良好な操作性が得られる。【００３０】
（７）上記（１）又は（２）において、前記作業機械は旋回油圧モータとブームシリンダとを有する油圧ショベルであり、前記片ロッド式油圧シリンダは前記ブームシリンダであり、前記開回路用油圧ポンプとは別に開回路用油圧ポンプを設け、この別の開回路用油圧ポンプをコントロールバルブを介して前記旋回油圧モータに接続する。【００３１】
これにより、旋回油圧モータは別に設けた油圧開回路用油圧ポンプで駆動されるため、油圧ショベルで多用する旋回とブーム上げの複合動作においても、ブームシリンダを駆動する油圧閉回路におけるチャージポンプの必要流量を抑えることができ、チャージポンプを含むチャージシステムを小型化して省エネ性と搭載性を向上することができる。【００３２】
また、旋回モータとブームシリンダを別々の油圧ポンプで駆動するため、旋回動作とブーム上げ動作のマッチングが容易になる。【００３３】
（８）上記（１）又は（２）において、前記閉回路用油圧ポンプを含む複数の閉回路用油圧ポンプと、前記開回路用油圧ポンプを含む複数の開回路用油圧ポンプと、前記片ロッド式油圧シリンダを含む複数の片ロッド式油圧シリンダとその他の油圧アクチュエータとを含む複数のアクチュエータと、前記第１開閉弁を含む複数の第１開閉弁と、前記比例制御弁を含む複数の比例制御弁とを備え、前記複数の閉回路用油圧ポンプは、それぞれ、前記複数のアクチュエータのうち少なくとも前記複数の片ロッド式油圧シリンダに複数の第２開閉弁を介して接続され、前記複数の開回路用油圧ポンプの少なくとも一部は、それぞれ、前記複数の片ロッド式油圧シリンダのヘッド側室に前記複数の第１開閉弁を介して接続され、かつ前記複数の開回路用油圧ポンプの少なくとも他の一部は、前記その他の油圧アクチュエータの少なくとも一部に第３開閉弁を介して接続され、前記複数の比例制御弁は、それぞれ、前記複数の片ロッド式油圧シリンダのヘッド側室と前記油タンクとの間の油路に配置される。【００３４】
これにより、１つのアクチュエータに対して複数の油圧ポンプから作動油を供給することができるため、特に大型の油圧ショベルに適用した場合でも、油圧ポンプ１台当たりの容量を小さく抑えつつ必要なアクチュエータ速度を確保することができる。【００３５】
また、アクチュエータの速度に応じて合流アシストを行う油圧ポンプの台数を適切化することで、油圧ポンプをポンプ効率の高い領域で使用することができ、作業機械の省エネ性を向上することができる。
【発明の効果】
【００３６】
本発明によれば、両方向吐出型の油圧ポンプで片ロッド式の油圧シリンダを駆動する油圧閉回路におけるチャージポンプの必要流量を抑えることによりチャージシステムを小型化して省エネ性と搭載性を向上することができる。また、アクチュエータの高速駆動時のキャビテーション発生や負荷方向反転時のシリンダ動作速度の変動を抑えてショックや振動を低減することで操作性を向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【００３７】
【図１】本発明の第１の実施の形態における作業機械の油圧システムの油圧回路図である。
【図２】作業機械の一例である油圧ショベルの外観を示す図である。
【図３】第１の実施の形態における作業機械の油圧システムを搭載した油圧ショベルにおける各動作時のポンプとバルブの制御例を表形式で示す図である。
【図４】第１の実施の形態における作業機械の油圧システムを搭載した油圧ショベルにおけるブーム動作時のレバー操作に対するポンプ流量等の時刻歴応答を示す図である。
【図５】第１の実施の形態における作業機械の油圧システムを搭載した油圧ショベルにおけるアーム動作時のレバー操作に対するポンプ流量等の時刻歴応答を示す図である。
【図６Ａ】第１の実施の形態における作業機械の油圧システムを搭載した油圧ショベルのブーム上げ時のブームレバー操作量とポンプ流量等の関係を示す図である。
【図６Ｂ】第１の実施の形態における作業機械の油圧システムを搭載した油圧ショベルのブーム下げ時のブームレバー操作量とポンプ流量等の関係を示す図である。
【図６Ｃ】第１の実施の形態における作業機械の油圧システムを搭載した油圧ショベルのアームクラウド時のアームレバー操作量とポンプ流量等の関係を示す図である。
【図６Ｄ】第１の実施の形態における作業機械の油圧システムを搭載した油圧ショベルのアームダンプ時のアームレバー操作量とポンプ流量等の関係を示す図である。
【図７】本発明の第２の実施の形態における作業機械の油圧システムの油圧回路図である。
【発明を実施するための形態】
【００３８】
以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。
【００３９】
＜第１の実施の形態＞
〜構成〜
図１は、本発明の第１の実施の形態における油圧システムの全体構成を示す図である。
【００４０】
図１において、本実施の形態における油圧システムは、油圧閉回路１００，１０１と、油圧開回路２００，２０１と、油タンク９と、アシスト回路３００，３０１と、コントローラ４１とを備えている。
【００４１】
油圧閉回路１００は、両方向吐出が可能な２つの吐出ポートを有する閉回路用油圧ポンプ（以下適宜両方向吐出型の油圧ポンプという）２ａと、片ロッド式油圧シリンダであるアームシリンダ７ａと、チェック弁３ａ，３ｂと、リリーフ弁４ａ，４ｂと、フラッシング弁６ａとを備えている。両方向吐出型の油圧ポンプ２ａは、油路１００ａ，１００ｂを介してアームシリンダ７ａに閉回路接続されている。油圧ポンプ２ａはレギュレータ２ａＲを有し、このレギュレータ２ａＲを作動させることで油圧ポンプ２ａの吐出方向と吐出流量が制御され、アームシリンダ７ａの駆動方向と速度が制御される。チェック弁３ａ，３ｂ、リリーフ弁４ａ，４ｂ、フラッシング弁６ａはそれぞれ油路１００ａ，１００ｂ間に接続されている。また、チェック弁３ａ，３ｂ、リリーフ弁４ａ，４ｂ、フラッシング弁６ａはそれぞれチャージ回路１０５（チャージシステム）に接続されている。チャージ回路１０５は、チャージポンプ５と、油路５ａと、リリーフ弁４ｅとを備え、リリーフ弁４ｅは、油路５ａに接続され、油路５ａの圧力（チャージポンプ５の吐出圧）が設定圧力以上にならないように油路５ａの圧力を制御する。チェック弁３ａ，３ｂは、油路１００ａ，１００ｂの圧力が下がるとチャージ回路１０５から油を吸い込み、キャビテーションを防止する。リリーフ弁４ａ，４ｂは、油路１００ａ，１００ｂが設定圧以上の高圧になると油をチャージ回路１０５に逃がし、油路１００ａ，１００ｂの配管や油圧ポンプ２ａ等の油圧機器の破損を防止する。フラッシング弁６ａは、アームシリンダ７ａの往復運動に伴う流量差（後述）を吸収するための低圧選択弁であり、チャージ回路１０５から油路１００ａ又は１００ｂの低圧側に不足流量を補充し、あるいは低圧側の油路からチャージ回路１０５のリリーフ弁４ｅを介して余剰流量を油タンク９に排出する役割を持つ。
【００４２】
油圧閉回路１０１は、両方向吐出が可能な２つの吐出ポートを有する閉回路用油圧ポンプ（以下両方向吐出型の油圧ポンプという）２ｂと、片ロッド式油圧シリンダであるブームシリンダ７ｂと、チェック弁３ｃ，３ｄと、リリーフ弁４ｃ，４ｄと、フラッシング弁６ｂとを備えている。両方向吐出型の油圧ポンプ２ｂは、油路１０１ａ，１０１ｂを介してブームシリンダ７ｂに閉回路接続されている。油圧ポンプ２ｂはレギュレータ２ｂＲを有し、このレギュレータ２ｂＲを作動させることで油圧ポンプ２ｂの吐出方向と吐出流量が制御され、ブームシリンダ７ｂの駆動方向と速度が制御される。チェック弁３ｃ，３ｄ、リリーフ弁４ｃ，４ｄ、フラッシング弁６ｂはそれぞれ油路１０１ａ，１０１ｂ間に接続されている。また、チェック弁３ｃ，３ｄ、リリーフ弁４ｃ，４ｄ、フラッシング弁６ｂはそれぞれチャージ回路１０５に接続されている。チェック弁３ｃ，３ｄは、油路１０１ａ，１０１ｂの圧力が下がるとチャージ回路１０５から油を吸い込み、キャビテーションを防止する。リリーフ弁４ｃ，４ｄは、油路１０１ａ，１０１ｂが設定圧以上の高圧になると油をチャージ回路１０５に逃がし、油路１０１ａ，１０１ｂの配管や油圧ポンプ２ｂ等の油圧機器の破損を防止する。フラッシング弁６ｂは、ブームシリンダ７ｂの往復運動に伴う流量差（後述）を吸収するための低圧選択弁であり、チャージ回路１０５から油路１０１ａ又は１０１ｂの低圧側に不足流量を補充し、あるいは低圧側の油路からチャージ回路１０５のリリーフ弁４ｅを介して余剰流量を油タンク９に排出する役割を持つ。
【００４３】
油圧開回路２００は、油タンク９から作動油を吸入する吸入ポートと作動油を吐出する吐出ポートを有する開回路用油圧ポンプ１ａと、スプールバルブ１１ａ〜１１ｃと、左走行油圧モータ１０ｂ及び旋回油圧モータ１０ｃとを備えている。油圧ポンプ１ａは、圧油供給油路２００ａ、スプールバルブ１１ａ，１１ｃを介して油圧アクチュエータ１０ｂ，１０ｃに接続されている。油圧ポンプ１ａはレギュレータ１ａＲを有し、このレギュレータ１ａＲを作動させることで油圧ポンプ１ａの吐出流量が制御される。また、スプールバルブ１１ａ，１１ｃが中立位置から操作されたとき、油圧ポンプ１ａから吐出された油は、圧油供給油路２００ａ及びスプールバルブ１１ａ，１１ｃを介して油圧アクチュエータ１０ｂ，１０ｃに供給される。油圧アクチュエータ１０ｃ，１０ｂからの戻り油はスプールバルブ１１ａ，１１ｃを介して油タンク９に戻される。スプールバルブ１１ａ，１１ｃを操作することで油圧アクチュエータ１０ｃ，１０ｂに供給される圧油の流れ方向と流量が制御され、油圧アクチュエータ１０ｃ，１０ｂの駆動方向と速度が制御される。スプールバルブ１１ｂは、油圧アクチュエータを追加設置した場合に用いる予備である。スプールバルブ１１ａ〜１１ｃは、オープンセンタ型の流量制御弁であり、センターバイパス油路２００ｃ上に一列に配置されている。センターバイパス油路２００ｃの上流側は圧油供給油路２００ａに接続され、下流側は圧油戻り油路２００ｂを介して油タンク９に接続されている。
【００４４】
油圧開回路２０１は、油タンク９から作動油を吸入する吸入ポートと作動油を吐出する吐出ポートを有する開回路用油圧ポンプ１ｂと、スプールバルブ１１ｄ，１１ｅと、右走行油圧モータ１０ａ及びバケットシリンダ７ｃとを備えている。油圧ポンプ１ｂは、圧油供給油路２０１ａ、スプールバルブ１１ｄ，１１ｅを介して右走行油圧モータ１０ａ、バケットシリンダ７ｃに接続されている。油圧ポンプ１ｂはレギュレータ１ｂＲを有し、このレギュレータ１ｂＲを作動させることで油圧ポンプ１ｂの吐出流量が制御される。また、スプールバルブ１１ｄ，１１ｅが中立位置から操作されたとき、油圧ポンプ１ｂから吐出された油は、圧油供給油路２０１ａ、スプールバルブ１１ｄ，１１ｅを介して油圧アクチュエータ１０ａ，７ｃに供給される。油圧アクチュエータ１０ａ，７ｃからの戻り油はスプールバルブ１１ｄ，１１ｅを介して油タンク９に戻される。スプールバルブ１１ｄ，１１ｅを操作することで油圧アクチュエータ１０ａ，７ｃに供給される圧油の流れ方向と流量が制御され、油圧アクチュエータ１０ａ，７ｃの駆動方向と速度が制御される。スプールバルブ１１ｄ，１１ｅは、オープンセンタ型の流量制御弁であり、センターバイパス油路２０１ｃ上に一列に配置されている。センターバイパス油路２０１ｃの上流側は圧油供給油路２０１ａに接続され、下流側は戻り油路２０１ｂを介して油タンク９に接続されている。
【００４５】
油圧開回路２００の圧油供給油路２００ａと油圧開回路２０１の圧油供給油路２０１ａには、共通の高圧リリーフ弁１６が配置され、この高圧リリーフ弁１６を介して油タンク９に接続されている。高圧リリーフ弁１６は、油圧ポンプ１ａ，１ｂの吐出圧が設定圧以上の高圧になると油タンク９に油を逃がし、油路２００ａ，２０１ａの配管や油圧ポンプ１ａ，１ｂ等の油圧機器の破損を防止する。また、圧油供給油路２０１ａは、合流弁１３を介して油圧開回路２００側のスプールバルブ１１ｃのメータイン側油路に接続されている。合流弁１３は、走行中に走行以外のアクチュエータを駆動する走行複合操作時に開位置から閉位置に切り換わり、油圧ポンプ１ｂの吐出油をスプールバルブ１１ｃ，１１ｄの両方に供給することで、直進走行性を保つ役割を持つ。
【００４６】
アシスト回路３００は、アームシリンダ７ａのヘッド側室に接続された油路１００ａを圧油供給油路２００ａに接続する油路３００ａと、この油路３００ａに設けられたノーマルクローズ型の開閉弁１２ａ（第１開閉弁）とを備え、アシスト回路３０１は、ブームシリンダ７ｂのヘッド側室に接続された油路１０１ａを圧油供給油路２０１ａに接続する油路３０１ａと、この油路３０１ａに設けられたノーマルクローズ型の開閉弁１２ｂ（第１開閉弁）とを備えている。開閉弁１２ａ，１２ｂは、コントローラ４１から出力される電気信号により切り換えられる電磁弁であり、開閉弁１２ａ，１２ｂが図示の閉位置から開位置に切り換えられると、油路１００ａ，１０１ａはそれぞれ圧油供給油路２００ａ，２０１ａと連通する。
【００４７】
また、アシスト回路３００は、センターバイパス油路２００ｃの最下流のスプールバルブ１１ｃの下流部分に配置されたノーマルオープン型の比例制御弁１４ａを備え、アシスト回路３０１は、センターバイパス油路２０１ｃの最下流のスプールバルブ１１ｅの下流部分に配置されたノーマルオープン型の比例制御弁１４ｂを備えている。比例制御弁１４ａ，１４ｂはコントローラ４１から出力される電気信号によって開口面積を連続的に変化させる電磁弁であり、比例制御弁１４ａが図示の全開位置にあり、スプールバルブ１１ａ〜１１ｃが図示の中立位置にあるとき、圧油供給油路２００ａは油路２００ｃ，２００ｂを介して油タンク９に連通し、油圧ポンプ１ａの吐出油は油タンク９に戻される。同様に比例制御弁１４ｂが図示の全開位置にあり、スプールバルブ１１ｄ，１１ｅが図示の中立位置にあるとき、圧油供給油路２０１ａは油路２０１ｃ，２０１ｂを介して油タンク９に連通し、油圧ポンプ１ｂの吐出油は油タンク９に戻される。
【００４８】
スプールバルブ１１ａ〜１１ｃ、スプールバルブ１１ｄ，１１ｅ、合流弁１３、高圧リリーフ弁１６、比例制御弁１４ａ、比例制御弁１４ｂはコントロールバルブ１１を構成している。
【００４９】
操作装置４０ａ，４０ｂは前後、左右方向に操作可能な操作レバーを備えた操作レバー方式の操作装置であり、操作装置４０ａは例えば旋回／アーム用、操作装置４０ｂは例えばブーム／バケット用である。操作装置４０ａの操作レバーを前後方向に操作すると、その操作量に応じてスプールバルブ１１ａが操作されて旋回油圧モータ１０ｃが駆動される。操作装置４０ａの操作レバーを左右方向に操作すると、その操作量に応じて閉回路用油圧ポンプ１ａのレギュレータ２ａＲが操作されてアームシリンダ７ａが駆動される。操作装置４０ｂの操作レバーを前後方向に操作すると、その操作量に応じて閉回路用油圧ポンプ１ｂのレギュレータ２ｂＲが操作されてブームシリンダ７ｂが駆動される。操作装置４０ｂの操作レバーを左右方向に操作すると、その操作量に応じてスプールバルブ１１ｅが操作されてバケットシリンダ７ｃが駆動される。なお、操作装置４０ａ，４０ｂの各操作レバーの操作方向と駆動する油圧アクチュエータとの対応関係は、他の方式によるものであっても構わない。
【００５０】
操作装置４０ｃ，４０ｄは操作ペダル方式の走行用操作装置である。操作装置４０ｃ，４０ｄの各ペダルを操作すると、それぞれの操作量に応じてスプールバルブ１１ｄ，１１ｃが操作されて右左走行油圧モータ１０ａ，１０ｂが駆動される。
【００５１】
コントローラ４１は、操作装置４０ａ〜４０ｄから操作信号を入力して所定の演算処理を行い、演算処理後の電気信号を制御信号として油圧ポンプ１ａ，１ｂ，２ａ，２ｂの各レギュレータ１ａＲ，１ｂＲ，２ａＲ，２ｂＲ、スプールバルブ１１ａ〜１１ｅ、開閉弁１２ａ，１２ｂ、合流弁１３、比例制御弁１４ａ，１４ｂに出力し、これらを制御する。
【００５２】
本実施の形態における油圧システムは、動力系統として、エンジン２０と、エンジン２０に接続された動力伝達装置１５とを備えている。エンジン２０は、動力伝達装置１５を介して油圧ポンプ１ａ，１ｂ，２ａ，２ｂ及びチャージポンプ５を駆動する。
【００５３】
図２に、本実施の形態における油圧システムを搭載した作業機械の一例である油圧ショベルの外観を示す。図中、図１に示した部材と同等のものには同じ符号を付している。油圧ショベルは、上部旋回体３０ｄ、下部走行体３０ｅ、フロント装置３０Ａを有し、下部走行体３０ｅは右左走行油圧モータ１０ａ，１０ｂ（一方のみ図示）により走行し、上部旋回体３０ｄは旋回油圧モータ１０ｃ（図１）により下部走行体３０ｅ上で旋回する。また、フロント装置３０Ａはブーム３０ａ、アーム３０ｂ、バケット３０ｃからなる多関節構造をしており、それぞれ、ブームシリンダ７ｂ、アームシリンダ７ａ、バケットシリンダ７ｃにより上下又は前後方向に駆動される。
【００５４】
〜動作〜
以上のように構成した油圧システムにおいて、各アクチュエータの動作を図３〜図６を用いて説明する。図３は油圧ショベルの各種動作を行う際の油圧ポンプ１ａ，１ｂ，２ａ，２ｂ、開閉弁１２ａ，１２ｂ、比例制御弁１４ａ，１４ｂの動作例を表形式で示す図である。例えばブーム上げ動作（単独動作１）を行う場合は、開閉弁１２ｂ（ノーマルクローズ）を開き（ＯＮ）、閉回路用油圧ポンプ１ｂと開回路用油圧ポンプ２ｂの双方を駆動（ＯＮ）し、比例制御弁１４ｂ（ノーマルオープン）の弁開度を制御（ＯＮ）する、という意味である。
【００５５】
〜〜ブーム単独動作〜〜
ブーム単独動作について図３及び図４を用いて説明する。図４は、ブーム上げ（高速）→ブーム下げ（低速）→ブーム下げ（高速）の各動作における、操作装置４０ｂの操作レバーの前後方向の操作量（以下、ブームレバー操作量という）に対する開閉弁１２ｂ、油圧ポンプ１ｂ，２ｂ、比例制御弁１４ｂ、ブームシリンダ７ｂ、チャージ回路１０５の時刻歴応答を示す図である。図中、ブームレバー操作量、油圧ポンプ２ｂの吐出流量、ブームシリンダ７ｂの速度、油圧ポンプ２ｂの動力は、ブームシリンダ７ｂの伸長時を正、引込時を負で示している。
【００５６】
〜〜〜ブーム上げ（高速）〜〜〜
ブーム上げ（高速）時は、操作装置４０ｂの操作レバーの前後方向の操作（以下、ブームレバー操作という）と同時に、開閉弁１２ｂを開き（ＯＮ）、比例制御弁１４ｂの弁開度を閉じ方向に制御（ＯＮ）し、閉回路用油圧ポンプ２ｂと開回路用油圧ポンプ１ｂを駆動（ＯＮ）し（図３の単独操作１）、ブームレバー操作量Ｘ１に応じた流量を閉回路用油圧ポンプ２ｂと開回路用油圧ポンプ１ｂの双方からブームシリンダ７ｂのヘッド側室に送り込む（合流アシスト）。これによりブームシリンダは速度Ｖ１にて伸長動作する。この際、開回路用油圧ポンプ１ｂからブームシリンダ７ｂのヘッド側室に送り込まれる流量がブームシリンダ７ｂのヘッド側室とロッド側室の受圧面積差に起因するヘッド側室流量とロッド側室流量との差分に基づいて定められるように開回路用油圧ポンプ１ｂの吐出流量をコントローラ４１により制御する。
【００５７】
ここで、一例として、開回路用油圧ポンプ１ｂからブームシリンダ７ｂのヘッド側室に送り込まれる流量がブームシリンダ７ｂのヘッド側室とロッド側室の受圧面積差に起因するヘッド側室流量とロッド側室流量との差分に等しくなるように開回路用油圧ポンプ１ｂの吐出流量をコントローラ４１により制御する場合について説明する。ブームシリンダ７ｂのヘッド側室の受圧面積をＡｈ、ロッド側室の受圧面積をＡｒ、閉回路用油圧ポンプ２ｂの吐出流量をＱｃｐ１、開回路用油圧ポンプ１ｂの吐出流量をＱｏｐ１とすると、ヘッド側室流量はＱｃｐ１＋Ｑｏｐ１、ロッド側室流量は（Ｑｃｐ１＋Ｑｏｐ１）×Ａｒ／Ａｈであるので、これらの流量の差分は（Ｑｃｐ１＋Ｑｏｐ１）×（１−Ａｒ／Ａｈ）となる。すなわち、開回路用油圧ポンプ１ｂの吐出流量Ｑｏｐ１が、
Ｑｏｐ１＝（Ｑｃｐ１＋Ｑｏｐ１）×（１−Ａｒ／Ａｈ）    （式１）
となるよう制御する。なお、（式１）を変形すると、
Ｑｃｐ１：Ｑｏｐ１＝Ａｒ：（Ａｈ−Ａｒ）                （式２）
となり、さらに変形すると、
Ｑｏｐ１＝Ｑｃｐ１×（Ａｈ／Ａｒ−１）                  （式３）
となる。すなわち、（式２）又は（式３）の関係を保つように開回路用油圧ポンプ１ｂの吐出流量Ｑｏｐ１を制御する、ということである。例えば、Ａｈ：Ａｒ＝５：３のシリンダを用いた場合、Ｑｃｐ１＝３００Ｌ／ｍｉｎとすると、Ｑｏｐ１＝２００Ｌ／ｍｉｎとなる。この時、ヘッド側室流量は５００Ｌ／ｍｉｎ、ロッド側室流量は３００Ｌ／ｍｉｎとなるので、閉回路用油圧ポンプ２ｂが吐出した流量と等しい流量がロッド側室から油圧ポンプ２ｂの吸入側に戻ってくる。このため、油圧閉回路１０１内で流量不足は発生しないため、チャージ回路１０５からのチャージ流量はゼロで済み、チャージポンプ５の容量を極めて小さくすることができる。
【００５８】
仮に、開回路用油圧ポンプ１ｂからヘッド側室への合流アシストが無い場合は、図４中の一点鎖線で示すように、ブームシリンダ７ｂの速度が低下し、チャージ回路１０５からのチャージ流量が必要になる。具体的には、ブームシリンダ７ｂのヘッド側流量が閉回路用油圧ポンプ２ｂの吐出流量Ｑｃｐ１＝３００Ｌ／ｍｉｎと等しくなるため、ブームシリンダ７ｂの伸長速度は（３／５）Ｖ１まで低下する。また、油圧ポンプ２ｂの吐出流量Ｑｃｐ１＝３００Ｌ／ｍｉｎに対し、ブームシリンダ７ｂのロッド側流量は（３／５）Ｑｃｐ１＝１８０Ｌ／ｍｉｎとなるため、油圧閉回路１０１内で（２／５）Ｑｃｐ１＝１２０Ｌ／ｍｉｎの不足流量が発生し、チャージ回路１０５から同量のチャージ流量が必要になる。
【００５９】
なお、上述の例では、開回路用油圧ポンプ１ｂからのアシスト流量がヘッド側室流量とロッド側室流量との差分と等しくなるように制御する場合について説明したが、差分に対し開回路用油圧ポンプ１ｂからのアシスト流量を多く制御した場合、もしくは少なく制御した場合でも本実施の形態は成立する。この点について以下に説明する。ブーム上げ時は油路１０１ａが高圧側となるため、フラッシング弁６ｂを介して低圧側の油路１０１ｂとチャージ回路１０５とが連通する。差分に対し開回路用油圧ポンプ１ｂからのアシスト流量を多く制御した場合は、ヘッド側室への供給流量の増加に伴ってロッド側室からの排出流量が増加するが、この余剰な排出流量はフラッシング弁６ｂ及びチャージ回路１０５を介してタンク９へ排出されるため、閉回路用油圧ポンプ２ｂが吐出した流量と等しい流量がロッド側室から油圧ポンプ２ｂの吸入側に戻ってくる。この結果、油圧回路的に何ら破綻することなく、チャージ回路１０５からのチャージ流量はゼロで済む。一方、差分に対し開回路用油圧ポンプ１ｂからのアシスト流量を少なく制御した場合は、ヘッド側室への供給流量の減少に伴ってロッド側室からの排出流量が不足するが、この排出流量の不足分に相当するチャージ流量が、チャージ回路１０５及びフラッシング弁６ｂを介して油路１０１ｂに補充されるため、閉回路用油圧ポンプ２ｂが吐出した流量と等しい流量がロッド側室から油圧ポンプ２ｂの吸入側に戻ってくる。この結果、油圧回路的に何ら破綻することなく、チャージ回路１０５からのチャージ流量は、アシストしない場合に比べてはるかに少ない量で済む。このため、差分が等しい場合と同様、チャージポンプ５の容量を極めて小さくすることができる。なお、ブームシリンダ７ｂの速度は、差分に対する開回路用油圧ポンプ１ｂからのアシスト流量の増加分（もしくは減少分）に応じて、ブームレバー操作量Ｘ１に対応したブームシリンダ７ｂの速度から変化するため、差分に対する開回路用油圧ポンプ１ｂからのアシスト流量の増加分（もしくは減少分）は操作性など影響の小さい範囲で設定するのが望ましい。また、経年変化により差分に対する開回路用油圧ポンプ１ｂからのアシスト流量の増加分（もしくは減少分）が変化した場合でも、本実施の形態が成立するのは言うまでもない。
【００６０】
以上の説明は、ブーム上げ（高速）を行う際の動作及び制御についてであるが、低速の場合も同様である。
【００６１】
〜〜〜ブーム下げ（低速）〜〜〜
ブーム下げ（低速）時は、ブームレバー操作と同時に、閉回路用油圧ポンプ２ｂのみを駆動（ＯＮ）し（図３の単独動作２）、ブームレバー操作量−Ｘ２に応じた流量−Ｑｃｐ２をブームシリンダ７ｂのヘッド側室から吸入してロッド側に吐出する。閉回路用油圧ポンプ２ｂの吐出流量−Ｑｃｐ２とブームシリンダ７ｂのロッド側室に供給される流量との差分はフラッシング弁６ｂから排出されて油タンク９に戻される。これによりブームシリンダは速度−Ｖ２にて引込動作する。また、ブーム下げ時は、閉回路用油圧ポンプ２ｂがブームシリンダ７ｂのヘッド側室からの流出流量によりモータ駆動されてブームの位置エネルギを回生するためポンプ動力はマイナスとなる。このマイナスの動力（回生動力）が動力伝達装置１５を介してエンジン２０に伝達されることにより、エンジン負荷が低下する。一般的にエンジン制御では、エンジン回転数を一定に保つためにエンジン負荷に応じて燃料消費量を増減するよう制御しているため、このようにエンジン負荷を低下させることにより燃料消費量を減らすことができる。
【００６２】
〜〜〜ブーム下げ（高速）〜〜〜
ブーム下げ（高速）時は、ブームレバー操作と同時に開閉弁１２ｂを開き（ＯＮ）、また、ブームレバー操作量が所定量に到達したときに比例制御弁１４ｂの弁開度を開き方向に制御（ＯＮ）し（図６Ｂ参照）、閉回路用油圧ポンプ２ｂのみを駆動（ＯＮ）し（図３の単独動作３）、ブームシリンダ７ｂのヘッド側室から閉回路油圧ポンプ２ｂで最大吐出流量−Ｑｃｐｍａｘを吸入してロッド側に吐出しつつ、ブームレバー操作量−Ｘ１に応じた流量−Ｑｐｖ１を比例制御弁１４ｂから排出して油タンク９に戻すこと（排出アシスト）でシリンダ速度を増加させる。これによりブームシリンダ７ｂは速度−Ｖ１にて引込動作する。この際、比例制御弁１４ｂがブームレバー操作量−Ｘ１に応じた流量を排出するようコントローラ４１により比例制御弁１４ｂの弁開度を制御する。ここで、比例制御弁１４ｂの排出流量はブームシリンダ７ｂのヘッド側圧力により変動するので、ヘッド側圧力に応じて弁開度を調整するか、あるいは比例制御弁１４ｂとして圧力補償機能を備えた流量制御弁を用いるのがよい。これにより、ブームの負荷状態が変動してもブームレバー操作量に応じた流量を安定して油タンク９に排出することができるので、高速かつ良好な操作性を得られる。
【００６３】
なお、比例制御弁１４ｂによる排出アシストが無い場合は、ブームシリンダ７ｂのヘッド側室からの流出流量は閉回路用油圧ポンプ２ｂの最大吐出流量−Ｑｃｐｍａｘまでに制限され、図４中の点線で示すように、ブームシリンダ７ｂの引込速度を−Ｖ１’＝−Ｖ１×（Ｑｃｐｍａｘ／（Ｑｃｐｍａｘ＋Ｑｐｖ１））までしか上げることができず、ブーム下げ速度が制限されてしまう。
【００６４】
ここで、ブーム上げは、閉回路油圧ポンプ２ｂと開回路用油圧ポンプ１ｂの吐出流量を合流して行うのに対し、ブーム下げ（低速）は、閉回路用油圧ポンプ２ｂのみで行うため、ブームレバー操作量に対する閉回路用油圧ポンプ２ｂの吐出流量をブーム上げ時とブーム下げ時で同じ比率に設定すると、ブームレバー操作量が同じでもブーム上げ時とブーム下げ時でシリンダ速度が変わることになり、操作性の点で好ましくない。この点を解消するには、ブーム下げ時のブームレバー操作量に対する閉回路用油圧ポンプ２ｂの吐出流量の比率を、ブーム上げ時の比率より高く設定すればよい。
【００６５】
ブーム上げ時のブームレバー操作量と油圧ポンプ１ｂ，２ｂの吐出流量の関係を示したのが図６Ａであり、ブーム下げ時のブームレバー操作量と油圧ポンプ１ｂ，２ｂの吐出流量及び比例制御弁１４ｂの排出流量の関係を示したのが図６Ｂである。図６Ａのブーム上げ時は、閉回路油圧ポンプ２ｂの吐出流量と開回路用油圧ポンプ１ｂの吐出流量をＡｒ：（Ａｈ−Ａｒ）の比率を保ちながらブームレバー操作量に比例して増加させるのに対し、図６Ｂのブーム下げ時は、ブームレバー操作量が小さい低速駆動時は、同レバー操作量でブーム上げを行う際に油圧ポンプ１ｂ，２ｂから吐出する流量の合計流量と等しい流量を閉回路用油圧ポンプ２ｂで吐出する。ブームレバー操作量が増え、閉回路用油圧ポンプ２ｂの吐出流量が最大吐出流量Ｑｃｐｍａｘに達して以降（高速駆動時）は、比例制御弁１４ｂを開き（ＯＮ）、ブームレバー操作量に対するヘッド側室からの流出流量（＝閉回路用油圧ポンプ２ｂの吐出流量＋比例制御弁１４ｂの排出流量）の傾きが一定になるよう各流量を制御する。これにより、ブームレバー操作量に対するシリンダ速度をブーム上げ時とブーム下げ時の双方において低速駆動時（操作量小）から高速駆動時（操作量大）まで同じにすることができ、良好な操作性を得ることができる。
【００６６】
なお、上記の実施の形態においては、ブーム下げを行う際に閉回路用油圧ポンプ２ｂの吐出流量が最大吐出流量−Ｑｃｐｍａｘを超えた場合に比例制御弁１４ｂによる排出アシストを行うこととしたが、ブーム下げ時の回生エネルギが大きく、エンジンの燃料噴射量低下だけでは吸収しきれずにエンジン回転が増速して逸走してしまうような場合は、閉回路用油圧ポンプ２ｂの吐出流量が最大流量−Ｑｃｐｍａｘ以下であっても開閉弁１２ｂと比例制御弁１４ｂを開けて排出アシストを行い、閉回路用油圧ポンプ２ｂで回生される油圧エネルギを減らすようにする。
【００６７】
これにより、エンジンの逸走を防止しつつ最大限のエネルギ回生ができ、また必要なブーム下げ速度を確保することもできる。あるいは、エネルギ蓄積手段として、閉回路用油圧ポンプで発電機を回して得た電気エネルギをバッテリやキャパシタに溜める場合でも本実施の形態は有効であり、バッテリやキャパシタが満充電になっても、ブーム下げ速度を制限する必要はない。
【００６８】
〜〜アーム単独動作〜〜
次に、アーム単独動作について図３及び図５を用いて説明する。図５は、アームクラウド（高速）→アームダンプ（低速）→アームダンプ（高速）の各動作における、操作装置４０ａの操作レバーの左右方向の操作量（以下、アームレバー操作量という）に対する開閉弁１２ａ、油圧ポンプ１ａ，２ａ、比例制御弁１４ａ、アームシリンダ７ａ、チャージ回路１０５の時刻歴応答を示す図である。図中、アームレバー操作量、油圧ポンプ２ａの吐出流量、アームシリンダ７ａの速度は、アームシリンダ７ａの伸長時を正、引込時を負で示している。
【００６９】
〜〜〜アームクラウド〜〜〜
アームクラウド時は、ブーム上げ時と同様に、操作装置４０ａの操作レバーの左右方向の操作（以下、アームレバー操作という）と同時に、開閉弁１２ａを開き（ＯＮ）、比例制御弁１４ａを閉じ方向に制御（ＯＮ）し、開回路用油圧ポンプ１ａと閉回路用油圧ポンプ２ａを駆動（ＯＮ）し（図３の単独動作５）、アームレバー操作量Ｘ１に応じた流量を閉回路用油圧ポンプ２ａと開回路用油圧ポンプ１ａの双方からアームシリンダ７ａのヘッド側室に送り込む（合流アシスト）。この際、開回路用油圧ポンプ１ａからアームシリンダ７ａのヘッド側室に送り込まれる流量がアームシリンダ７ａのヘッド側室とロッド側室の受圧面積差に起因するヘッド側室流量とロッド側室流量との差分に基づいて定められるように開回路用油圧ポンプ１ａの吐出流量をコントローラ４１により制御する。これにより、アームシリンダ７ａはアームレバー操作量Ｘ１に応じた速度Ｖ１にて伸長動作し、ブーム上げ時と同様にチャージ回路１０５からのチャージ流量をゼロにできることに加え、負荷反転時の速度変動も抑制することができる。ここで、ブーム上げの動作説明と同様、開回路用油圧ポンプ１ａからの吐出流量がヘッド側室流量とロッド側室流量との差分と等しくなるように制御する場合を例に説明する。
【００７０】
図５中の二点鎖線は、アームクラウドとアームダンプのそれぞれにおいてアームシリンダ７ａの負荷方向が反転する時点を示しており、アームクラウド前半（負荷方向反転前）のアームを伸ばした状態ではアーム重量がシリンダを引っ張る方向に作用するためロッド側室が高圧側になり、アームクラウド後半（負荷方向反転後）のアームを畳んだ状態では逆にシリンダを押す方向に作用するためヘッド側室が高圧側になる。仮に、開回路用油圧ポンプ１ａによる合流アシストが無い場合、図５中の一点鎖線で示すように、負荷方向反転時にシリンダ速度が大きく変動する上、シリンダ速度に応じてチャージ流量が必要になる。具体的には、アームクラウド前半のシリンダ速度はロッド側室の受圧面積Ａｒとロッド側室からの流出流量（＝Ｑｃｐ１）で決まるため、シリンダ速度＝Ｑｃｐ１／Ａｒとなり、アームクラウド後半のシリンダ速度はヘッド側室の受圧面積Ａｈとヘッド側室への流入流量（＝Ｑｃｐ１）で決まるため、シリンダ速度＝Ｑｃｐ１／Ａｈとなる。例えばＡｈ：Ａｒ＝５：３のシリンダを用いた場合、アームクラウドにおける負荷方向反転時にシリンダ速度が４０％も低下することになり、操作性が大きく低下してしまう。
【００７１】
これに対し、本実施の形態のように開回路用油圧ポンプ１ａによる合流アシストがある場合、アームクラウド前半はシリンダ速度＝Ｑｃｐ１／Ａｒとなり合流アシストが無い場合と変わらないが、アームクラウド後半は、閉回路用油圧ポンプ２ａと開回路用油圧ポンプ１ａの双方の吐出流量がヘッド側室に送り込まれることで、シリンダ速度＝（Ｑｃｐ１＋Ｑｏｐ１）／Ａｈとなる。これに（式３）を代入すると、シリンダ速度＝Ｑｃｐ１／Ａｒとなる。つまり、負荷方向反転の前後でシリンダ速度＝Ｑｃｐ１／Ａｒと等しくなるため、負荷方向反転時の速度変動をほぼ完全に抑えることができる。
【００７２】
なお、上述の例では、開回路用油圧ポンプ１ａからの吐出流量がヘッド側室流量とロッド側室流量との差分と等しくなるように制御する場合について説明したが、差分に対し開回路用油圧ポンプ１ａからの流量を若干多く制御した場合、もしくは若干少なく制御した場合でも本実施の形態は成立する。仮に閉回路用油圧ポンプ２ａの流量は上述と同じくＱｃｐ１とし、開回路用油圧ポンプ１ａの流量を上述のＱｏｐ１より若干多く制御した場合、アームクラウド前半のシリンダ速度は上述と同じくＶ１（＝Ｑｃｐ１／Ａｒ）であり、アームクラウド後半は開回路用油圧ポンプ１ａの流量が増えた分だけ前半の速度Ｖ１よりも若干速くなるだけである。余剰にアシストした流量はフラッシング弁６ａを介して低圧ラインに抜けるため、油圧回路的に何ら破綻することはなく、この場合もチャージ回路からのチャージ流量はゼロで済む。逆に開回路用油圧ポンプ１ａからの流量を上述のＱｏｐ１より若干少なく制御した場合、アームクラウド前半のシリンダ速度は上述と同じくＶ１（＝Ｑｃｐ１／Ａｒ）であり、アームクラウド後半は開回路用油圧ポンプ１ａの流量が減った分だけ前半の速度Ｖ１よりも若干遅くなるだけである。アシスト流量が不足する分だけフラッシング弁６ａを介してチャージ流量が供給されるが、アシストしない場合に比べるとはるかに少ないチャージ流量で済み、やはり油圧回路的に何ら破綻することもない。しかしながら、負荷反転時の速度変動を抑えるためにはできるだけヘッド側室流量とロッド側室流量との差分に近い流量に制御するのが好ましいことは言うまでもない。
【００７３】
〜〜〜アームダンプ〜〜〜
アームダンプ時は低速、高速共に、アームレバー操作と同時に、開閉弁１２ａを開き（ＯＮ）、比例制御弁１４ａを開き方向に制御（ＯＮ）し、閉回路用油圧ポンプ２ａのみを駆動（ＯＮ）し（図３の単独動作６）、アームレバー操作量に応じた流量−Ｑｃｐ１、もしくは−Ｑｃｐ２を油圧ポンプ２ａからアームシリンダ７ａのロッド側室に送り込みつつ、比例制御弁１４ａを介してヘッド側室の作動油を油タンク９に排出する（排出アシスト）。この際、比例制御弁１４ａからの排出流量がアームシリンダ７ａのヘッド側室流量とロッド側室流量の差分に基づいて定められるようコントローラ４１により制御する。ここで、アームクラウドの動作説明と同様、比例制御弁１４ａからの排出流量がヘッド側室流量とロッド側室流量との差分と等しくなるように制御する場合を例に説明する。具体的には、シリンダ伸長時に開回路用油圧ポンプの吐出流量を制御する（式３）の場合と同様に、比例制御弁１４ａの排出流量をＱｐｖ１、もしくはＱｐｖ２とすると、
Ｑｐｖ１＝Ｑｃｐ１×（Ａｈ／Ａｒ−１）                  （式４）
もしくは、
Ｑｐｖ２＝Ｑｃｐ２×（Ａｈ／Ａｒ−１）                  （式５）
となるよう制御する。
【００７４】
これにより、閉回路用油圧ポンプ２ａのみで駆動する場合と比べてシリンダ速度を向上することができる上、負荷方向反転時の速度変動も抑制することができる。仮に、比例制御弁１４ａによる排出アシストが無い場合は、図５中の破線で示すように、負荷方向反転の前後でシリンダ速度が大きく変動し、操作性が低下する。
【００７５】
なお、比例制御弁１４ａとして圧力補償機能を備えた流量制御弁を用いることで、シリンダの圧力が大きく変動しても、比例制御弁の排出流量が目標の流量となるよう容易に制御することができ、広い運転条件で安定かつ良好な操作性能を得ることができる。
【００７６】
なお、上述の例では、比例制御弁１４ａからの排出流量がヘッド側室流量とロッド側室流量との差分と等しくなるように制御する場合について説明したが、差分に対し比例制御弁１４ａからの流量を若干多く制御した場合、もしくは若干少なく制御した場合でも本実施の形態は成立する。アームダンプ高速時で説明すると、仮に閉回路用油圧ポンプ２ａの流量は上述と同じく−Ｑｃｐ１とし、比例制御弁１４ａの流量を上述の−Ｑｐｖ１より若干多く制御した場合、アームダンプ前半のシリンダ速度が上述の−Ｖ１より若干速くなるだけであり、アームダンプ後半は上述と同じ−Ｖ１（＝−Ｑｃｐ１／Ａｒ）である。余剰に閉回路内の作動油をタンクに抜いた分は、フラッシング弁６ａを介してチャージ流量が供給されるため、油圧回路的にも何ら破綻はしない。逆に比例制御弁１４ａからの流量を上述の−Ｏｐｖ１より若干少なく制御した場合、アームダンプ前半のシリンダ速度が上述の−Ｖ１より若干遅くなるだけであり、アームダンプ後半のシリンダ速度は上述と同じ−Ｖ１である。閉回路内の余剰な作動油はフラッシング弁６ａを介して低圧ラインに抜けるため、やはり油圧回路的にも何ら破綻はしない。しかしながら、負荷反転時の速度変動を抑えるためにはできるだけヘッド側室流量とロッド側室流量との差分に近い流量に制御するのが好ましいことは言うまでもない。
【００７７】
図６Ｃはアームクラウド時のアームレバー操作量と油圧ポンプ１ａ，２ａの吐出流量の関係を示し、図６Ｄはアームダンプ時のアームレバー操作量と油圧ポンプ１ａ，２ａの吐出流量及び比例制御弁１４ａの排出流量の関係を示す。図６Ａのブーム上げ時の関係は図６Ｃのアームクラウド時の関係と同じである。図６Ｂのブーム下げでは、ブームレバー操作量が小さい低速駆動時は、閉回路用油圧ポンプ２ｂのみで駆動し、最大限動力回生を行うようにしたが、アームの場合は回生できるシリンダ位置がアームダンプ前半及びアームクラウド前半に限定されている上に回生エネルギ自体も少ないため、図６Ｄに示すように低速駆動時からアームレバー操作量に比例して比例制御弁１４ａの排出流量を増やすこととし、図６Ｂのブーム下げの場合よりも制御を簡素化している。
【００７８】
〜〜旋回とブーム上げ複動動作〜〜
次に、最も代表的な複合動作である旋回とブーム上げ複合動作について図１及び図３を用いて説明する。図３に示す通り、旋回とブーム上げ（複合動作ａ）における油圧ポンプ及び開閉弁の動作は、開回路用油圧ポンプ１ａの駆動（ＯＮ）が加わった以外は、ブーム上げ（単独動作１）と同じである。この場合のブーム上げ動作は、単独動作１と同じく開回路用油圧ポンプ１ｂと閉回路用油圧ポンプ２ｂの吐出流量を合流して行い、旋回動作は、開回路用油圧ポンプ１ａの吐出流量を旋回用スプールバルブ１１ａ（図１）を介して旋回油圧モータ１０ｃ（同）に供給することで行う。本実施の形態における油圧システムでは、ブームシリンダ７ｂに対して合流アシストを行う開回路用油圧ポンプ１ｂを、旋回油圧モータ１０ｃを駆動する開回路用油圧ポンプ１ａとは別に設けたため、油圧ショベルで多用する旋回とブーム上げの複合動作時でも開回路用ポンプ１ｂからブームシリンダ７ｂのヘッド側室に作動油を送り込むこと（合流アシスト）が可能となり、チャージ回路１０５からのチャージ流量を微小にすることができる。また、旋回動作とブーム動作を別々の油圧ポンプで行うため、旋回速度とブーム上げ速度のマッチングが容易になる。通常、油圧ショベルでは、旋回とブーム上げを同時にフルレバー操作で行った際の旋回速度とブーム上げ速度がそれぞれ適正な範囲内にある（マッチングされている）ことが求められる。例えば旋回が早過ぎると旋回停止後もブーム上げだけを継続してバケット位置を調整する必要があり、ショベルの作業効率が低下する。コントロールバルブで全てのアクチュエータを制御する通常の油圧ショベルでは、このマッチングに多大な時間を要しているが、本実施の形態における油圧システムでは、ブームシリンダ７ｂを駆動する油圧回路と旋回油圧モータを駆動する油圧回路が完全に独立しているため、ブーム上げ速度と旋回速度を互いに独立して調整することができ、マッチングを短期間で行うことができる。
【００７９】
〜効果〜
以上説明したように、本実施の形態における油圧システムによれば、以下の効果が得られる。
【００８０】
（１）ブームシリンダ７ｂ或いはアームシリンダ７ａの伸長時に開回路用油圧ポンプ１ｂ又は１ａによる合流アシストを行うことにより、チャージ回路１０５からのチャージ流量を極小化できるため、チャージポンプ５を含むチャージ回路１０５（チャージシステム）を小型化して省エネ性と搭載性を向上できる。
【００８１】
（２）また、ブームシリンダ７ｂ或いはアームシリンダ７ａの伸長時に開回路用油圧ポンプ１ｂ又は１ａによる合流アシストを行うことにより、負荷方向反転時のシリンダ速度の変動を抑えることができ、ショックや振動を抑えて良好な操作性を得ることができる。
【００８２】
（３）開回路用油圧ポンプ１ａ又は１ｂは自吸性能が高いため、高速伸長時の合流アシスト時もキャビテーションの発生を抑えることができる。
【００８３】
（４）ブームシリンダ７ｂ或いはアームシリンダ７ａの引込時に比例制御弁１４ｂ又は１４ａによる排出アシストを行うことにより、閉回路用油圧ポンプ２ａ又は２ｂの容量を増やすことなくシリンダ速度を向上して作業速度を向上できると共に、負荷方向反転時のシリンダ速度の変動を抑えることができるため、ショックや振動を抑えて良好な操作性を得ることができる。
【００８４】
（５）比例制御弁１４ｂ又は１４ａとして圧力補償機能を備えた流量制御弁を用いることにより、シリンダ引込時にシリンダのヘッド側圧力が変動しても、比例制御弁の排出流量が目標の流量となるよう容易に制御することができ、良好な操作性が得られる。
【００８５】
（６）ブームシリンダ７ｂ或いはアームシリンダ７ａの引込時に比例制御弁１４ｂ又は１４ａから作動油を油タンク９に排出することにより、回生時におけるエンジン２０の逸走を防止して安定に最大限のエネルギー回生ができる。
【００８６】
（７）ブームシリンダ７ｂに対して合流アシストを行う開回路用油圧ポンプ１ｂを、旋回油圧モータ１０ｃを駆動する開回路用油圧ポンプ１ａとは別に設けることにより、旋回とブーム上げの複合動作においても、ブームシリンダ７ｂに対して合流アシストが可能となり、この点でも、チャージ回路１０５からのチャージ流量を抑えることによりチャージ回路１０５（チャージシステム）を小型化して省エネ性と搭載性を向上することができる。また、旋回モータとブームシリンダを別々の油圧ポンプで駆動するため、旋回とブーム上げのマッチングが容易になる。
【００８７】
＜第２の実施の形態＞
〜構成〜
図７は、本発明の第２の実施の形態における油圧システムの全体構成を示す図であり、大型の油圧ショベルに搭載した例を示している。図中、図１に示した部材と同等のものには同じ符号を付している。
【００８８】
図７において、本実施の形態における油圧システムは、４台の閉回路用油圧ポンプ２ａ〜２ｄと、４台の開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｄと、複数の片ロッド式油圧シリンダであるアームシリンダ７ａ、ブームシリンダ７ｂ、バケットシリンダ７ｃ、ダンプシリンダ７ｄ及び油圧モータである右走行油圧モータ１０ａ、左走行油圧モータ１０ｂ、旋回油圧モータ１０ｃを含む複数のアクチュエータとを備えている。閉回路用油圧ポンプ２ａ〜２ｄはそれぞれレギュレータ２ａＲ〜２ｄＲを有し、開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｄはそれぞれレギュレータ１ａＲ〜１ｄＲを有している。
【００８９】
エンジン２０は、動力伝達装置１５を介して４台の開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｄ及び４台の閉回路用油圧ポンプ２ａ〜２ｄとチャージポンプ（図７では図示省略）を駆動する。
【００９０】
４台の閉回路用油圧ポンプ２ａ〜２ｄと４台の開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｄは、それぞれ、オンオフ弁ユニット１２のノーマルクローズ型の対応する開閉弁（オンオフ弁）を介して複数の油圧アクチュエータに接続されている。
【００９１】
より詳細には、閉回路用油圧ポンプ２ａは、開閉弁２１ａ〜２１ｄ（第２開閉弁）を介してブームシリンダ７ｂ、アームシリンダ７ａ、バケットシリンダ７ｃ、ダンプシリンダ７ｄに接続されている。閉回路用油圧ポンプ２ｂは、開閉弁２２ａ〜２２ｄ（第２開閉弁）を介してブームシリンダ７ｂ、アームシリンダ７ａ、バケットシリンダ７ｃ、ダンプシリンダ７ｄに接続されている。閉回路用油圧ポンプ２ｃは、開閉弁２３ａ〜２３ｄ（第２開閉弁）を介してブームシリンダ７ｂ、バケットシリンダ７ｃ、旋回油圧モータ１０ｃ、アームシリンダ７ａに接続されている。閉回路用油圧ポンプ２ｄは、開閉弁２４ａ〜２４ｃ（第２開閉弁）を介してブームシリンダ７ｂ、バケットシリンダ７ｃ、旋回油圧モータ１０ｃに接続されている。このようにブームシリンダ７ｂは閉回路用油圧ポンプ２ａ〜２ｄと閉回路接続可能に構成され、アームシリンダ７ａは閉回路用油圧ポンプ２ａ〜２ｃと閉回路接続可能に構成され、バケットシリンダ７ｃは閉回路用油圧ポンプ２ａ〜２ｄと閉回路接続可能に構成され、ダンプシリンダ７ｄは閉回路用油圧ポンプ２ａ〜２ｃと閉回路接続可能に構成され、旋回油圧モータ１０ｃは閉回路用油圧ポンプ２ｃ，２ｄと閉回路接続可能に構成されている。
【００９２】
開回路用油圧ポンプ１ａは、開閉弁２５ａ〜２５ｃ（第１開閉弁）を介してブームシリンダ７ｂ、アームシリンダ７ａ、バケットシリンダ７ｃの各ヘッド側室に接続されかつ開閉弁２５ｄ（第３開閉弁）を介してコントロールバルブ１１Ａに接続されている。開回路用油圧ポンプ１ｂは、開閉弁２６ａ〜２６ｄ（第１開閉弁）を介してブームシリンダ７ｂ、アームシリンダ７ａ、バケットシリンダ７ｃ、ダンプシリンダ７ｄの各ヘッド側室に接続されかつ開閉弁２６ｅ（第３開閉弁）を介してコントロールバルブ１１Ａに接続されている。開回路用油圧ポンプ１ｃは、開閉弁２７ａ〜２７ｃ（第１開閉弁）を介してブームシリンダ７ｂ、アームシリンダ７ａ、バケットシリンダ７ｃの各ヘッド側室に接続されかつ開閉弁２７ｄ（第３開閉弁）を介してコントロールバルブ１１Ａに接続されている。開回路用油圧ポンプ１ｄは、開閉弁２８ａ，２８ｂ（第１開閉弁）を介してブームシリンダ７ｂ、バケットシリンダ７ｃの各ヘッド側室に接続されかつ開閉弁２８ｃ（第３開閉弁）を介してコントロールバルブ１１Ａに接続されている。開閉弁２５ａ〜２５ｃ、開閉弁２６ａ〜２６ｄ、開閉弁２７ａ〜２７ｃ、開閉弁２８ａ，２８ｂを含む油圧回路は、ブームシリンダ７ｂ、アームシリンダ７ａ、バケットシリンダ７ｃ、ダンプシリンダ７ｄの各ヘッド側室に作動油の補充を行うアシスト回路を構成する。これによりブームシリンダ７ｂのヘッド側室には開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｄからの作動油の補充が可能なように構成され、アームシリンダ７ａのヘッド側室には開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｃからの作動油の補充が可能なように構成され、バケットシリンダ７ｃのヘッド側室には開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｄからの作動油の補充が可能なように構成され、ダンプシリンダ７ｄのヘッド側室には開回路用油圧ポンプ１ｂからの作動油の補充が可能なように構成されている。
【００９３】
以上のように本実施の形態では、大流量を必要とするブームシリンダ７ｂには８台の油圧ポンプ１ａ〜１ｄ，２ａ〜２ｄの全てが接続可能に構成されており、小流量で済む旋回油圧モータ１０ｃには２台の油圧ポンプ２ｃ，２ｄのみが接続可能に構成されている。
【００９４】
また、ブームシリンダ７ｂ、アームシリンダ７ａ、バケットシリンダ７ｃ、ダンプシリンダ７ｄの各ヘッド側室と油タンク９との間の油路である、開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｄの圧油供給油路２００ａ〜２００ｄから分岐する圧油戻り油路２０２ａ〜２０２ｄには比例制御弁１４ｃ〜１４ｆが配置されている。これにより比例制御弁１４ｃ〜１４ｆは、ブームシリンダ７ｂ、アームシリンダ７ａ、バケットシリンダ７ｃ、ダンプシリンダ７ｄのヘッド側室から油タンク９に作動油を排出可能に構成されている。
【００９５】
コントロールバルブ１１Ａは右走行油圧モータ１０ａ及び左走行油圧モータ１０ｂに接続され、右走行油圧モータ１０ａ、左走行油圧モータ１０ｂに開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｄからの作動油がコントロールバルブ１１Ａ経由で供給可能に構成されている。
【００９６】
ブームシリンダ７ｂ、アームシリンダ７ａ、バケットシリンダ７ｃ、ダンプシリンダ７ｄのヘッド側室及びロッド側室に接続された油路には、図１に示した第１の実施の形態と同様、フラッシュ弁、補給用のチェック弁、リリーフ弁が設けられているが、図７では図示を省略している。
【００９７】
なお、上記実施の形態では、比例制御弁１４ｃ〜１４ｆを開回路油圧ポンプ１ａ〜１ｄの圧油供給油路２００ａ〜２００ｄから分岐する圧油戻り油路２０２ａ〜２０２ｄに配置したが、油圧シリンダ７ａ〜７ｄのヘッド側室に接続された油路から直接油タンク９に至る圧油戻り油路を分岐させ、この圧油戻り油路に比例制御弁１４ｃ〜１４ｆを配置してもよい。
【００９８】
〜動作〜
以上のように構成した油圧システムにおいて、各アクチュエータの動作を図７を用いて説明する。
【００９９】
〜〜ブーム上げ〜〜
低速でのブーム上げを行う場合、例えば開閉弁２２ａと、例えば開閉弁２６ａを開け、閉回路用油圧ポンプ２ｂと開回路用油圧ポンプ１ｂを駆動し、閉回路用油圧ポンプ２ｂと開回路用油圧ポンプ１ｂの双方からブームシリンダ７ｂのヘッド側室にブームレバー操作量に応じた流量を送り込む。このとき、第１の実施の形態と同様に、開回路用油圧ポンプ１ｂからブームシリンダ７ｂのヘッド側室に送り込まれる流量がブームシリンダ７ｂのヘッド側室とロッド側室の受圧面積差に起因するヘッド側室流量とロッド側室流量との差分に基づいて定められるように開回路用油圧ポンプ１ｂの吐出流量をコントローラ４１により制御する。高速でのブーム上げを行う場合は使用する油圧ポンプの台数を増やし、最大で８台の油圧ポンプからブームシリンダ７ｂのヘッド側室に圧油を送り込む。使用する油圧ポンプの台数を増やす場合も、開回路用油圧ポンプの合計吐出流量がブームシリンダ７ｂのヘッド側室流量とロッド側室流量の差分に基づいて定められるよう各油圧ポンプの吐出流量を制御する。
【０１００】
これにより、チャージ回路（図示しない）からのチャージ流量をほぼゼロにできるのでチャージシステムを小型化して省エネ性と搭載性を向上できる。特に大型の油圧ショベルではブームシリンダ７ｂの駆動に必要な流量が桁違いに多いので、開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｄによる合流アシストを行わない場合は必要チャージ流量が最大１０００Ｌ／ｍｉｎものオーダになるため、本発明による省エネ性、搭載性の効果は極めて顕著になる。また、このような大型の油圧ショベルでは油圧ポンプ１台当たりの最大吐出流量が５００Ｌ／ｍｉｎオーダの大流量であるため、吸入ポートが小さい閉回路用油圧ポンプでこれ程の流量を油タンクから吸入することは極めて困難であり、キャビテーションの発生してしまう。本実施の形態では自吸性能の高い開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｄにより油タンク９から油を吸入して合流アシストを行うため、このような大流量でも安定した吸込み性能を得ることができる。
【０１０１】
なお、極低速でのブーム上げを行う場合は、元々必要チャージ流量が少ないため、開回路用油圧ポンプによる合流アシストを行わず、閉回路用油圧ポンプ１台のみでブームシリンダ７ｂを駆動してもよい。
【０１０２】
このように、小流量しか必要としない低速時は、使用する油圧ポンプを１台（閉回路用油圧ポンプ１台）又は２台（閉回路用油圧ポンプ１台と開回路用油圧ポンプ１台）に減らすことにより、各油圧ポンプをポンプ効率の高い領域で使用することができ、省エネ性がさらに向上する。一般に用いられる可変容量型斜板式ピストンポンプの場合、ポンプ容量が最大ポンプ容量付近では９０％前後の高いポンプ効率を得られるが、最大の２０％容量付近ではポンプ効率が６０％程度にまで低下する。したがって、同じ流量を得るにしても、できるだけ油圧ポンプの使用数を減らして、ポンプ容量が大きい領域で使用するのが省エネ面で有効である。
【０１０３】
〜〜ブーム下げ〜〜
次に、ブーム下げを行う場合、低速時は、例えば開閉弁２１ａ〜２４ａのいずれか１個、例えば開閉弁２２ａを開け、閉回路用油圧ポンプ２ｂを駆動し、閉回路用油圧ポンプ２ｂからブームシリンダ７ｂのロッド側室にブームレバー操作量に応じた流量を送り込む。ブーム下げの速度を上げる場合は、速度に応じて使用する閉回路油圧ポンプの数を増やし、最大４台の閉回路油圧ポンプ２ａ〜２ｄまで使用する。閉回路用油圧ポンプ４台分の流量を超えるブーム下げ速度を必要とする場合は、例えば開閉弁２６ａと比例制御弁１４ｄを開け、第１の実施の形態と同様に、ブームシリンダ７ｂのヘッド室側からブームレバー操作量に応じた流量を比例制御弁１４ｄを経由して排出し油タンク９に戻す（排出アシスト）。ブーム下げの速度を更に上げる場合は、使用する比例制御弁の数を増やし、最大４個の比例電磁弁１４ｃ〜１４ｆを開けてブームシリンダ７ｂのヘッド室側から流量を油タンク９に戻す。これにより、油圧ショベルの作業速度が向上する。
【０１０４】
また、第１の実施の形態の場合と同様、ブーム下げ時の回生エネルギをエンジンの燃料噴射量低下だけでは吸収しきれない場合は、必要流量が閉回路用油圧ポンプ４台分以下であっても開閉弁と比例制御弁を開けて排出アシストを行うことで、必要なシリンダ速度を確保しつつ、エンジンの逸走を防止することができる。
【０１０５】
〜〜アームクラウド〜〜
アームクラウドを行う場合は、ブーム上げを行う場合と同様に、開閉弁２１ｂ〜２４ｂのいずれか１個又は複数個を開け、開閉弁２５ｂ〜２７ｂのいずれか１個又は複数個を開け、閉回路用油圧ポンプ２ａ〜２ｄのいずれか１台又は複数台と開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｃのいずれか１台又は複数台を駆動し、閉回路用油圧ポンプと開回路用油圧ポンプの双方からアームシリンダ７ａのヘッド側室にアームレバー操作量に応じた流量を送り込む。このとき、第１の実施の形態と同様に、開回路用油圧ポンプからアームシリンダ７ａのヘッド側室に送り込まれる流量がアームシリンダ７ａのヘッド側室とロッド側室の受圧面積差に起因するヘッド側室流量とロッド側室流量との差分に基づいて定められるように開回路用油圧ポンプの吐出流量をコントローラ４１により制御する。これにより、アームシリンダ７ａはアームレバー操作量Ｘ１に応じた速度Ｖ１にて伸長動作し、ブーム上げ時と同様にチャージ回路からのチャージ流量をゼロにできることに加え、負荷反転時の速度変動も抑制することができる。
【０１０６】
〜〜アームダンプ〜〜
次に、アームダンプを行う場合は、ブーム下げを行う場合と同様に、開閉弁２１ｂ〜２４ｂのいずれか１個又は複数個を開け、閉回路用油圧ポンプ２ａ〜２ｄのいずれか１台又は複数台を駆動し、閉回路用油圧ポンプからアームシリンダ７ａのロッド側室にアームレバー操作量に応じた流量を送り込む。閉回路用油圧ポンプ４台分の流量を超えるアームダンプ速度を必要とする場合は、開閉弁２５ｂ〜２７ｂのいずれか１個又は複数個と比例制御弁１４ｃ〜１４ｅのいずれか１個又は複数個を開け、第１の実施の形態と同様に、アームシリンダ７ａのヘッド室側からアームレバー操作量に応じた流量を比例制御弁を経由して排出し油タンク９に戻す（排出アシスト）。これにより、シリンダ速度を向上しつつ、負荷方向反転時の速度変動を抑えて操作性を向上できる。
【０１０７】
〜〜その他〜〜
ブーム上げとアームクラウドの複合動作を行う場合、両者の必要速度（必要流量）に応じてブームシリンダ７ｂ及びアームシリンダ７ａに圧油を送る油圧ポンプの台数を変える。例えば、ブームとアームを同程度の流量で高速動作させる場合は、ブームシリンダ７ｂ、アームシリンダ７ａ共に油圧ポンプを４台（閉回路用油圧ポンプ２台と開回路用油圧ポンプ２台）ずつ使用し、ブームを高速動作、アームを低速動作させる場合は、ブームシリンダ７ｂに油圧ポンプ６台（閉回路用油圧ポンプ３台と開回路用油圧ポンプ３台）、アームシリンダ７ａに油圧ポンプ２台（閉回路用油圧ポンプ１台と開回路用油圧ポンプ１台）を使用する。このように閉回路用油圧ポンプ１台と開回路用油圧ポンプ１台を１セットにして使用する油圧ポンプのセット数を変え、ブームシリンダ７ｂとアームシリンダ７ａのそれぞれに開回路用油圧ポンプによる合流アシストを行うことで、複合動作時でもチャージ回路からのチャージ流量をほぼゼロとすることができる。
【０１０８】
また、本実施の形態では，油圧ポンプが４セットあるので、油圧シリンダをブーム、アーム、バケット、ダンプの４複合まで動作可能であり、ブーム、アーム、バケット、ダンプの４複合動作時でもチャージ回路からのチャージ流量をほぼゼロにすることができる。
【０１０９】
また、比例制御弁１４ｃ〜１４ｆが設けてあるので、４つの油圧シリンダ共に伸長／引込の両方向で負荷方向反転時の速度変動を抑制して、単独動作時も複合操作時も良好な操作性を得ることができる。
【０１１０】
旋回動作を行う場合は、開閉弁２３ｃ、２４ｃを開けて、閉回路用油圧ポンプ２ｃ，２ｄの一方又は双方からの吐出油を旋回油圧モータ１０ｃに送り込む。旋回油圧モータ１０ｃは、油圧シリンダと異なり回転方向で流量差を生じないため、閉回路油圧ポンプ２ｃ、２ｄのみを使用する構成としている。
【０１１１】
走行動作を行う場合は、開閉弁２５ｄ，２６ｅ，２７ｄ、２８ｃのいずれか１個又は複数個を開けて開回路用油圧ポンプ１ａ〜１ｄのいずれか１台又は複数台を用い、コントロールバルブ１１Ａによる開回路駆動とする。走行油圧モータ１０ａ，１０ｂは使用頻度が少ないため、コントロールバルブ１１Ａによる開回路駆動とすることで複合操作性を高めている。
【０１１２】
なお、上記の実施の形態においては、８台の油圧ポンプを備えた油圧システムの例を示したが、油圧ポンプの台数をさらに増やせる場合は、右左走行油圧モータ１０ａ，１０ｂに対しても油圧閉回路接続の構成を付加してもよい。また、８台未満の油圧ポンプしか搭載できない場合は、第１の実施の形態（図１）で示したように、ブームシリンダ７ｂやアームシリンダ７ａといった大きな駆動力を必要とされる油圧シリンダのみを油圧閉回路接続の構成とし、その他のアクチュエータはコントロールバルブによる油圧開回路接続の構成としてもよい。
【０１１３】
〜効果〜
以上のように構成した本実施の形態によっても、第１の実施の形態と同様の効果が得られる。
【０１１４】
また、本実施の形態によれば、以下の効果も得られる。
【０１１５】
（１）１つの油圧アクチュエータに対して複数の油圧ポンプによる合流アシストが可能となるため、特に大型の油圧ショベルに適用した場合でも、油圧ポンプ１台当たりの容量を小さく抑えつつ必要なアクチュエータ速度を確保することができる。
【０１１６】
（２）また、アクチュエータの速度に応じて合流アシストを行う油圧ポンプの台数を適切化することで、油圧ポンプをポンプ効率の高い領域で使用することができ、作業機械の省エネ性を向上することができる。
【符号の説明】
【０１１７】
１ａ〜１ｄ  開回路用油圧ポンプ
２ａ〜２ｄ  閉回路用油圧ポンプ
４ａ〜４ｅ  リリーフ弁
５  チャージポンプ
６ａ，６ｂ  フラッシング弁
７ａ  アームシリンダ
７ｂ  ブームシリンダ
７ｃ  バケットシリンダ
７ｄ  ダンプシリンダ
９  油タンク
１０ａ  右走行油圧モータ
１０ｂ  左走行油圧モータ
１０ｃ  旋回油圧モータ
１１  コントロールバルブ
１１ａ〜１１ｅ  スプールバルブ
１２ａ，１２ｂ  開閉弁（第１開閉弁）
１３  合流弁
１４ａ，１４ｂ  比例制御弁
１４ｃ〜１４ｆ  比例制御弁  
１５  動力伝達装置
１６  高圧リリーフ弁
２０  エンジン
２１ａ〜２１ｄ  開閉弁（第２開閉弁）
２２ａ〜２２ｄ  開閉弁（第２開閉弁）
２３ａ〜２３ｄ  開閉弁（第２開閉弁）
２４ａ〜２４ｃ  開閉弁（第２開閉弁）
２５ａ〜２５ｃ  開閉弁（第１開閉弁）
２５ｄ  開閉弁（第３開閉弁）
２６ａ〜２６ｄ  開閉弁（第１開閉弁）
２６ｅ  開閉弁（第３開閉弁）
２７ａ〜２７ｃ  開閉弁（第１開閉弁）
２７ｄ  開閉弁（第３開閉弁）
２８ａ，２８ｂ  開閉弁（第１開閉弁）
２８ｃ  開閉弁（第３開閉弁）
４０ａ〜４０ｄ  操作装置
４１  コントローラ
１００，１０１  油圧閉回路
１００ａ，１０１ａ  第１油路
１００ｂ，１０１ｂ  第２油路
１０５  チャージ回路
２００，２０１  油圧開回路
２００ａ，２０１ａ  圧油供給油路
２００ｂ，２０１ｂ  圧油戻り油路
３００ａ，３０１ａ  油路
【図１】
0006053828.tif 000002
【図２】
0006053828.tif 000003
【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６Ａ】
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【図６Ｂ】
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【図６Ｃ】
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【図６Ｄ】
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【図７】
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