(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
油圧によって作動する少なくとも１つの第１のアクチュエータに接続された第１の油圧回路に圧油を吐出する第１の可変容量ポンプと、
油圧によって作動する少なくとも１つの第２のアクチュエータに接続された第２の油圧回路と前記第１の油圧回路に圧油を吐出する第２の可変容量ポンプと、
第１の可変容量ポンプ及び第２の可変容量ポンプを同時に駆動するエンジンと、
第１の可変容量ポンプの吐出圧のみを検知し、第１の可変容量ポンプの吐出圧が第１の設定値を越えると、第１の可変容量ポンプの吐出圧と吐出量との積である入力トルクがほぼ一定となるように第１の可変容量ポンプの吐出量を増減させる定トルク制御を行なう第１の定トルク制御手段と、
第１の可変容量ポンプの吐出圧と第２の可変容量ポンプの吐出圧とを検知し、第１の可変容量ポンプの吐出圧と第２の可変容量ポンプの吐出圧との和が第２の設定値を越えると、第１の可変容量ポンプの入力トルクと第２の可変容量ポンプの入力トルクとの和がほぼ一定となるように第２の可変容量ポンプの吐出量を増減させる定トルク制御を行なう第２の定トルク制御手段と、
を具備し、
前記第２の定トルク制御手段は、更に第１の定トルク制御手段による定トルク制御が開始されると、この第１の定トルク制御開始時における第１の可変容量ポンプの吐出圧を保持し、この保持圧と第２の可変容量ポンプの吐出圧との和が第２の設定値を越えると、第１の可変容量ポンプの入力トルクと第２の可変容量ポンプの入力トルクとの和がほぼ一定となるように第２の可変容量ポンプの吐出量を増減させる定トルク制御を行なうことを特徴とする可変容量ポンプの入力トルク制御回路。
【請求項２】
前記第１及び第２の設定値を変更する設定値可変手段を備えていることを特徴とする請求項１に記載の可変容量ポンプの入力トルク制御回路。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、クレーン装置等にアクチュエータ駆動用として設けられた可変容量ポンプの入力トルクを制御するための入力トルク制御回路に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、圧油によってアクチュエータを動作させる場合には、アクチュエータの作動状態やアクチュエータにかかる負荷の変動に対応するため、アクチュエータ駆動用として可変容量ポンプが使用される。
【０００３】
例えばクレーン装置のように、油圧シリンダや油圧モータ等の数多くのアクチュエータを駆動させる場合には、アクチュエータの数に応じて可変容量ポンプの個数も増大される。特に、１つのエンジンによって複数の可変容量ポンプを同時駆動させる例えばクレーン車の場合には、エンジンの過負荷等を防止するため、ある一定以上の負荷が生じた場合に、ポンプの吐出圧の増大に伴ってポンプの吐出流量を減少させる制御が一般に行なわれる。
【０００４】
ところで、１つのエンジンによって複数の可変容量ポンプを同時駆動させる場合には、エンジン出力を有効に利用することが必要である。すなわち、一方のポンプにかかる負荷が小さい場合には、他方のポンプに多くの負荷をかけられるようにすることが必要である。その一例を図８に示す。
【０００５】
図８は、クレーン装置の各アクチュエータを作動させるための油圧回路１の従来例を示している。なお、この回路１は後述する本発明の一実施形態に係る油圧回路１ａの基本をなすものであるため、以下、詳細に説明することとする。
【０００６】
図示のように、油圧回路１は、１つのエンジン２によって同時駆動される同等の２つの可変容量ポンプ（アキシャルプランジャポンプ）４，６の吐出量（入力トルク）を制御するための制御回路Ａを有している。
【０００７】
第１ポンプ４は、その吸引側がタンクＴに接続され、その吐出側が第１の吐出管路１０に接続されている。また、第２ポンプ６は、その吸引側がタンクＴに接続され、その吐出側が第２の吐出管路１２に接続されている。第１の吐出管路１０は、タンクＴに通じる戻し管路１６と、各種のアクチュエータ３０，３２，３４のための作動油を流す供給管路１４とに分岐している。なお、供給管路１４は、下流側で戻し管路１６に合流して、タンクＴに連通している。また、戻し管路１６にはリリーフ弁２１が介装されている。
【０００８】
供給管路１４には３つの方向切換弁５０，５２，５４が介装されている。最も上流側に位置する第１の方向切換弁５０は３方向３位置の方向切換弁であり、この第１の方向切換弁５０には、クレーン装置のブームを起伏させる起伏シリンダ３０を作動させるための作動回路４０と、戻し管路１６に接続する管路３６と、供給管路１４を通じて流れる圧油を逆止弁を介して作動回路４０側に流すための流入管路３１とが接続している。そして、この第１の方向切換弁５０は、対応する操作レバーがニュートラルポジションにあるその中立位置では、供給管路１４に流入する圧油の全て（あるいは作動回路４０中の圧油）をその下流側（あるいは戻し管路１６）に流すが、レバー操作によってその弁位置が切換えられると、供給管路１４の下流側への圧油の流れを遮断し、流入管路３１を作動回路４０側に接続する。これにより、流入管路３１の逆止弁のクラッキング圧を越えて立ち上がった圧油が流入管路３１から作動回路４０に流入し、また、作動回路４０からの戻り油が管路３６を通じて戻し管路１６に吐き出される。
【０００９】
また、第１の方向切換弁５０の下流側に位置する第２の方向切換弁５２は３方向３位置の方向切換弁であり、この第２の方向切換弁５２には、クレーン装置のブームを伸縮させる伸縮シリンダ３２を作動させるための作動回路４２と、戻し管路１６に接続する管路３７と、第１の方向切換弁５０を介して流れる供給管路１４中の圧油を逆止弁を介して作動回路４２側に流すための流入管路３３とが接続している。そして、この第２の方向切換弁５２は、対応する操作レバーがニュートラルポジションにあるその中立位置では、第１の方向切換弁５０を介して流れる供給管路１４中の圧油の全て（あるいは作動回路４２中の圧油）をその下流側（あるいは戻し管路１６）に流すが、レバー操作によってその弁位置が切換えられると、供給管路１４の下流側への圧油の流れを遮断し、流入管路３３を作動回路４２側に接続する。これにより、流入管路３３の逆止弁のクラッキング圧を越えて立ち上がった圧油が流入管路３３から作動回路４２に流入し、また、作動回路４２からの戻り油が管路３７を通じて戻し管路１６に吐き出される。
【００１０】
また、第２の方向切換弁５２の下流側に位置する第３の方向切換弁５４は３方向５位置の方向切換弁であり、この第３の方向切換弁５４には、第２の吐出管路１２と、クレーン装置のウインチを駆動させる油圧モータ３４を作動させるための作動回路４４と、戻し管路１６に接続する管路３８とが接続している。また、第１および第２の方向切換弁５０，５２を介して流れる供給管路１４中の圧油を逆止弁３９を介して作動回路４４側に流すための流入管路３５が第２の吐出管路１２に接続している。
【００１１】
この第３の方向切換弁５４は、対応する操作レバーがニュートラルポジションにあるその中立位置ハでは、第１および第２の方向切換弁５０，５２を介して流れる供給管路１４中の圧油（シリンダ３０，３２の作動時はその余剰油）の全て（あるいは作動回路４４中の圧油）をその下流側（あるいは戻し管路１６）に流すが、レバー操作によってその弁位置が中間位置ロ，ニに向かって切換えられると、供給管路１４の下流側への圧油の流れを確保した状態で、第２の吐出管路１２を作動回路４４側に接続し始める。さらに、第３の方向切換弁５４は、その弁位置が中間位置ロ，ニから終端位置イ，ホへ向かって切換えられると、第２の吐出管路１２の作動回路４４側への接続を維持した状態で、供給管路１４の下流側への圧油の流れを絞り始める。そして、供給管路１４の下流側への圧油の流れが絞られることによって、第１および第２の方向切換弁５０，５２を介して流れる供給管路１４中の圧油の圧力が立ち上がって第２の吐出管路１２内の圧力に達すると、供給管路１４中の圧油が流入管路３５の逆止弁３９を介して第２の吐出管路１２内に流れ込んで合流し、供給管路１４側からの圧油と第２の吐出管路１２中の圧油の両者が作動回路４４側に流れるようになる。
【００１２】
なお、終端位置イ，ホでは、供給管路１４の下流側への圧油の流れが方向切換弁５４によって完全に遮断され、第１および第２の方向切換弁５０，５２を介して流れる供給管路１４中の圧油の全てが第２の吐出管路１２に流れる。また、作動回路４４からの戻り油は管路３８を通じて戻し管路１６に吐き出される。
【００１３】
また、第２の吐出管路１２は、その上流側が、リリーフ弁２３を有する第１のリリーフ管路１７を介して戻し管路１６に接続され、その下流側が、圧力補償用流量調整弁１９を有する第２のリリーフ管路１５を介して第３の方向切換弁５４の下流側の供給管路１４の部位（あるいは戻し管路１６）に接続されている。この場合、圧力補償用流量調整弁１９は、第２の吐出管路１２内圧と作動回路４４内圧との差圧が一定となるように第２の吐出管路１２内の圧油をタンクＴに逃がすとともに、無負荷状態における第２の吐出管路１２内圧を所定値に維持して、第２の吐出管路１２と作動回路４４との接続時における作動圧の瞬時の立上がりに寄与する。具体的には、シャトル弁４１の２つの入口側が、作動回路４４を構成する油圧モータ３４の両側の管路にそれぞれ接続され、シャトル弁４１の出口側が、パイロット管路４３を介して圧力補償用流量調整弁１９のパイロット圧ポートに接続されている。したがって、圧力補償用流量調整弁１９は、第３の方向切換弁５４の開度に応じて、第２の吐出管路１２中の余剰油をタンクＴにブリードオフする。
【００１４】
なお、各作動回路４０，４２，４４には、重力による落下を防止するため背圧を保持するカウンタバランス弁２５，２７，２９が設けられている。
一方、２つの可変容量ポンプ４，６の吐出量（入力トルク）を制御するための制御回路Ａは、ポンプ４，６の傾転角を独立に変化させる傾転角可変装置Ｓ１，Ｓ２を有している。ポンプ４（６）の傾転角を変化させる傾転角可変装置Ｓ１（Ｓ２）は、バネによって付勢されるロッドを介してポンプ４（６）の傾転盤６１ａ（６１ｂ）をその傾転角が最大（吐出量が最大）となるように常時付勢する第１のシリンダ装置６０ａ（６０ｂ）と、第１のシリンダ装置６０ａ（６０ｂ）の付勢力に抗して傾転盤６１ａ（６１ｂ）を動作させてポンプ４（６）の傾転角を減少させるロッドを有する第２のシリンダ装置６２ａ（６２ｂ）と、可変バネ７９ａ（７９ｂ）のバネ力に抗して動作するピストンユニット６９ａ（６９ｂ）の段付きピストン６５ａ（６５ｂ）からの押圧力と第２のシリンダ装置６２ａ（６２ｂ）のロッドの伸縮動作に伴って変化するバネ７７ａ（７７ｂ）のバネ力とを受けてその弁位置が切換えられる制御弁６３ａ（６３ｂ）とを備えている。  第１ポンプの吐出圧Ｐ１は、パイロット圧管路７０ａを介してピストンユニット６９ａの第１のパイロットポートＣ１に導入されて段付きピストン６５ａの第１の受圧面に作用するとともに、パイロット圧管路７２ａを介してピストンユニット６９ｂの第２のパイロットポートＣ２に導入されてピストン６５ｂの第２の受圧面に作用するようになっている。また、パイロット圧管路７０ａに作用するパイロット圧Ｐ１は、分岐管路７１ａから制御弁６３ａを介してパイロット圧管路７３ａに導入され、このパイロット圧管路７３ａを介して第２のシリンダ装置６２ａのヘッド側に導入されるようになっている。
【００１５】
また、第２ポンプの吐出圧Ｐ２は、パイロット圧管路７０ｂを介してピストンユニット６９ｂの第１のパイロットポートＣ１に導入されて段付きピストン６５ｂの第１の受圧面に作用するとともに、パイロット圧管路７２ｂを介してピストンユニット６９ａの第２のパイロットポートＣ２に導入されて段付きピストン６５ａの第２の受圧面に作用するようになっている。また、パイロット圧管路７０ｂに作用するパイロット圧Ｐ２は、分岐管路７１ｂから制御弁６３ｂを介してパイロット圧管路７３ｂに導入され、このパイロット圧管路７３ｂを介して第２のシリンダ装置６２ｂのヘッド側に導入されるようになっている。
【００１６】
以上のような構成の制御回路Ａは、各傾転角可変装置Ｓ１，Ｓ２に両方のポンプ４，６の吐出圧Ｐ１，Ｐ２を導くことにより、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が所定の値（以下、これを定トルク制御開始設定値という）に達すると、（ポンプの吐出圧）×（ポンプ１回転当たりの吐出量）＝（入力トルク）がほぼ一定となるように各ポンプ４，６の吐出量を制御する定トルク制御を行なう。すなわち、各傾転角可変装置Ｓ１（Ｓ２）は、対応するポンプ４（６）の吐出圧のみならず相手側のポンプ６（４）の吐出圧をも検知（いわゆるクロスセンシング）することにより、所定の条件下で、両ポンプ４，６の入力トルクの和がほぼ一定となるように、対応するポンプ４（６）の吐出量を制御する。
【００１７】
これについて第２ポンプ６を例にとって説明すると、例えば、第２ポンプ６の傾転角が最大（すなわち吐出量が最大）の状態で、負荷等により第１および第２ポンプ４，６の少なくともいずれか一方の吐出圧が上昇すると、ピストンユニット６９ｂのポートＣ１，Ｃ２に導入された各ポンプ４，６の吐出圧（パイロット圧）Ｐ１，Ｐ２に伴うピストン６５ｂの押圧力が増大する。そして、この押圧力が可変バネ７９ｂにより設定された値を越える（すなわち、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が定トルク制御開始設定値を越える）と、制御弁６３ｂの弁位置が切換えられて、パイロット圧管路７１ｂとパイロット圧管路７３ｂとが接続され、第２ポンプ６の吐出圧（パイロット圧）Ｐ２が第２のシリンダ装置６２ｂに作用する。
【００１８】
第２のシリンダ装置６２ｂに作用するパイロット圧Ｐ２は第２のシリンダ装置６２ｂのロッドを伸長させ（シリンダ装置６０ｂの受圧面積に対してシリンダ装置６２ｂの受圧面積を大きくしてあるため）、これにより、第２ポンプ６の傾転角（吐出量）が減少し始める（定トルク制御が開始される）。これにより、バネ７７ｂが撓められていき、このバネ力と可変バネ７９ｂのバネ力との和がピストン６５ｂの押圧力に釣り合うと制御弁６３ｂの弁位置は戻されシンボルの概ね中間位置でバランスし、第２ポンプ６の傾転角位置がその位置で保持される（定トルク制御が停止される）。その後は、傾転角可変装置Ｓ２を構成するこれら構成要素間の力のバランスの崩れ（圧力Ｐ１，Ｐ２の変化）によって、第２ポンプ６の傾転角が増減される新たな定トルク制御が行なわれるか、あるいは、定トルク制御を外れて（制御弁６３ｂが元の閉位置に切換わって）第２ポンプ６の吐出量が最大（傾転角が最大）に復帰される。無論、以上の動作は、第１ポンプ４側においても同様である。
【００１９】
このように、図８に示された制御回路Ａは、各傾転角可変装置Ｓ１，Ｓ２に両方のポンプ４，６の吐出圧Ｐ１，Ｐ２を導くクロスセンシング方式を採用することにより、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が定トルク制御開始設定値に達する（パイロット圧Ｐ１，Ｐ２に伴うピストン６５ｂの押圧力によって制御弁６３ｂが切換えられ始める）までの間は、両方のポンプ４，６の吐出量を最大流量に確保して、エンジン出力を有効に利用する。すなわち、例えば一方のポンプ４の吐出圧Ｐ１が低く、したがってポンプ４の入力トルクが低い場合には、その分だけ他方のポンプ６の吐出圧Ｐ２が高くなっても、ポンプ６の流量を最大に確保して、ポンプ６の入力トルクを増大させることができる。つまり、一方のポンプにかかる負荷が小さい場合には、他方のポンプに多くの負荷をかけられる。そして、制御回路Ａは、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が定トルク制御開始設定値に達すると、両ポンプ４，６の定トルク制御（吐出量制御）を同時に開始する。すなわち、ポンプ４，６の吐出圧の増減に伴ってポンプ４，６の吐出流量を変化させて、両ポンプ４，６の入力トルクの和をほぼ一定に保持し、エンジンの過負荷等を防止する。
【００２０】
ところで、最近のクレーン車などでは、エンジンがアイドリング状態にある時でも、各アクチュエータの作動を確保することができるようになっている。そして、こうした場合でも、前述した定トルク制御を行なうことができるようにしている。図９にそのための回路構成が示されている。
【００２１】
すなわち、図９の回路は、各傾転角可変装置Ｓ１，Ｓ２のピストンユニット６９ａ，６９ｂにパイロット圧ＰＳを作用させて定トルク制御開始設定値を変化させる機構を図８の回路構成に付加した構成となっており、アイドリング時（減馬力時）におけるポンプ４，６の小さい吐出圧でも定トルク制御を行なえるようになっている。
【００２２】
具体的には、各傾転角可変装置Ｓ１，Ｓ２のピストンユニット６９ａ，６９ｂが３つのパイロットポートＣ１，Ｃ２，Ｃ３を有しており、ポートＣ１，Ｃ２には前述したように各ポンプ４，６の吐出圧が導入され、ポートＣ３にはパイロット圧ＰＳが導入されるようになっている。そして、エンジンがアイドリング状態にある時には、ピストンユニット６９ａ，６９ｂに導入されるパイロット圧Ｐ１，Ｐ２にパイロット圧ＰＳを加算してやることで、ポンプ４，６の小さい吐出圧Ｐ１，Ｐ２でも、制御弁６３ａ，６３ｂを切換えるために必要なピストン６５ａ，６５ｂの押圧力が生起されるようにしている。つまり、定トルク制御開始設定値を下げ、ポンプ４，６の小さい吐出圧で制御弁６３ａ，６３ｂが切換わって定トルク制御が開始されるようにしている。
【００２３】
【発明が解決しようとする課題】
前述したように、クロスセンシング方式を採用した図８の回路構成では、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が定トルク制御開始設定値に達するまでの間は、両方のポンプ４，６の吐出量を最大流量に確保して、エンジン出力を有効に利用することができる。つまり、第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１が低く、したがってポンプ４の入力トルクが低い場合には、その分だけ第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２が高くなっても、ポンプ６の流量を最大に確保して、ポンプ６の入力トルクを増大させることができる。しかし、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が定トルク制御開始設定値に達すると、両ポンプ４，６の定トルク制御（吐出量制御）が同時に開始され、両方のポンプ４，６の吐出量が減少し始める。
【００２４】
したがって、このような制御形態では、特に、両方のポンプ４，６を使用してウインチを単独で操作する場合に、以下の状況下で、１つの問題が生じる。
すなわち、順を追って説明すると、まず、ウインチを駆動させる油圧モータ３４を作動させるために第３の方向切換弁５４に対応する操作レバーを操作して方向切換弁５４を中間位置ロ，ニへ向かって切換える（無論、ウインチ単独操作であるため、方向切換弁５０，５２は中立位置に保持されている）と、図１０の（ａ）に示すように、操作レバーのストロークに応じて、負荷の作用により第２ポンプの吐出圧Ｐ２が大きくなる。なお、この時の第２ポンプ６の吐出量は最大に確保されている。
【００２５】
そして、操作レバーのストロークがＬ１に達し、第３の方向切換弁５４が中間位置ロ，ニから終端位置イ，ホへ向かって切換えられると、第１および第２の方向切換弁５０，５２を介して流れる供給管路１４中の圧油の圧力すなわち第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１が立ち上がってくる。クロスセンシング方式では、この吐出圧Ｐ１の立ち上がりによって、各傾転角可変装置Ｓ１，Ｓ２のピストンユニット６９ａ，６９ｂに導入される吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が定トルク制御開始設定値Ｐt に達する（この時の操作レバーのストロークをＬ２とする）場合があり、その場合には、定トルク制御が開始されて、両方のポンプ４，６の吐出量が減少し始める（図１０の（ａ）のＰＱ線図の曲線部Ｑ参照）。
【００２６】
両方のポンプ４，６の吐出量が減少し始めると、ウインチモータ３４の作動回路４４に流れ込む圧油の量は第２ポンプ６の吐出量の減少に伴って減少するが、この定トルク制御開始時に第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１が第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２（ウインチ作動圧）に達していない場合には、供給管路１４中の圧油が流入管路３５の逆止弁３９を介して第２の吐出管路１２内に流れ込まないため、作動回路４４への流量の落ち込みは非常に激しくなる（図１０の（ｂ）のＲ部参照）。すなわち、操作レバーのストロークが増していくにもかかわらず、ウインチモータ３４への流量が急激に減り、  ウインチモータ３４の速度が急激に落ちてしまう。これは、非常な違和感を伴い、また、ショックも生じる。
【００２７】
なお、その後、操作レバーのさらなる操作によって供給管路１４が絞られて、第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１が第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２（ウインチ作動圧）に達する（操作レバーのストロークがＬ３に達する）場合には、供給管路１４中の圧油（第１ポンプ４からの圧油）が流入管路３５の逆止弁３９を介して第２の吐出管路１２内に流れ込むため、ウインチモータ３４の作動回路４４に流れ込む圧油の量が上昇し始める（図１０の（ｂ）のＵ部参照）。
【００２８】
このように、図８のクロスセンシング方式の制御形態では、第１ポンプ４の吐出圧の上昇によって第２ポンプ６側の定トルク制御が影響を受けてしまうため、前述した状況下においては、レバー操作の途中（弁位置ロから弁位置イへの移行段階）で定トルク制御がなされてしまい、レバーを操作してもウインチモータ３４への流量が減ってウインチモータ３４の速度が落ちてしまうといった不具合が生じる。
【００２９】
また、図８のクロスセンシング方式による制御形態では、以下のような問題も生じる。
図１１は、図８のクロスセンシング方式において定トルク制御開始設定値Ｐt が３００kgf/cm2 に設定された場合を示しており、図１１の（ａ）は第１ポンプ４の吐出圧と吐出量との関係を表したＰＱ線図であり、図１１の（ｂ）は第２ポンプ６の吐出圧と吐出量との関係を表したＰＱ線図である。なお、図中、一点鎖線は第２ポンプ６のみによってウインチを動作させた際（１ポンプ単独負荷時）の線図であり、実線は両方のポンプ４，６を使用してウインチを単独で操作した際（２ポンプ同時負荷時）の線図である。
【００３０】
図示のように、両方のポンプ４，６を使用してウインチを単独で操作する２ポンプ同時負荷時の場合、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が定トルク制御開始設定値である３００kgf/cm2 に達するまでの間は、両方のポンプ４，６の吐出量が最大流量に確保され、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が３００kgf/cm2 （Ｐ１＝Ｐ２＝１５０kgf/cm2 …この２ポンプ同時負荷時の線図は、第１ポンプ４からの圧油が第２ポンプ６からの圧油に合流した後に定トルク制御が行なわれた場合を示している…以下同様）に達すると、それ以後降は、両ポンプ４，６とも定トルク制御がなされ、両ポンプ４，６の入力トルクの和がほぼ一定に保持される（この場合、両ポンプ４，６の入力トルクは共に等しい）。
【００３１】
また、第２ポンプ６のみによってウインチを動作させる１ポンプ単独負荷時の場合も、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が３００kgf/cm2 に達するまでの間は、両方のポンプ４，６の吐出量が最大流量に確保される。しかし、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が３００kgf/cm2 に達する前のこの段階では、最大吐出量を確保できる吐出圧の範囲が相手側の吐出圧によって影響を受ける。すなわち、例えば第２ポンプ６の吐出圧が２００kgf/cm2 の場合、第１ポンプ４は、吐出圧が１００kgf/cm2 までの間では最大吐出量を確保して入力トルクを増大できるが、吐出圧が１００kgf/cm2 を越えると定トルク制御によって吐出量が減少されてしまう（図１１の（ａ）参照）。また、第１ポンプ４を１００kgf/cm2 で操作している時に、ウインチを負荷圧３００kgf/cm2 で操作し始める（第２ポンプ６の吐出圧が３００kgf/cm2 に達する）と、第１ポンプ４は、その流量が最大値からＱ１まで急激に減少してしまうとともに、ウインチの操作が停止されると最大流量に急激に復帰される。これは、ウインチ作動回路４４に作動圧の瞬時の立上がりに寄与する圧力補償用流量調整弁が設けられているためであり、ウインチの操作のＯＮ／ＯＦＦによって第２ポンプ６の吐出圧が瞬時に昇降されるためである。したがって、流量も瞬時に変化することとなり、非常に危険である。
【００３２】
なお、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が３００kgf/cm2 に達した後は、両ポンプ４，６の入力トルクの和がほぼ一定に保持されるが、やはり、その吐出量は相手側の吐出圧の影響を受けることとなる。
【００３３】
このように、図８のクロスセンシング方式の回路構成では、吐出量が相手側の吐出圧の影響を受けるため、エンジン出力を限られた範囲でしか有効に利用できない。特に、エンジン出力を有効に利用したい定トルク制御開始前は、最大吐出量を確保できる吐出圧の範囲が相手側の吐出圧によって影響を受けるため、最大流量を確保し得る吐出圧範囲が極めて小さい状況下では問題である。
【００３４】
また、図１２は、図９のクロスセンシング方式において、エンジンがアイドリング状態（減馬力時）での定トルク制御開始設定値Ｐt を１００kgf/cm2 に設定し、アクチュエータを駆動させるためにエンジンを所定の回転数に保持する通常の状態（基本馬力時）での定トルク制御開始設定値Ｐt を３００kgf/cm2 に設定した場合を示しており、図１２の（ａ）は第１ポンプ４の吐出圧と吐出量との関係を表したＰＱ線図であり、図１２の（ｂ）は第２ポンプ６の吐出圧と吐出量との関係を表したＰＱ線図である。なお、図中、一点鎖線は１ポンプ単独負荷時の線図であり、実線は２ポンプ同時負荷時の線図である。また、定トルク制御時のポンプ４，６の合計入力トルクは図１１の場合と同じである。
【００３５】
図１１と比較すれば分かるように、図９のクロスセンシング方式では、減馬力時において、図８の回路構成の欠点がさらに浮き彫りになっている。例えば、第１ポンプ４を５０kgf/cm2 の負荷で操作中に、ウインチ側（第２ポンプ６側）を３００kgf/cm2 で操作すると、第１ポンプ４の吐出量が急激に減少してしまう。こうした不具合は、特にブームを伏せる場合に問題となる。
【００３６】
すなわち、ブームを伏せ動作させる際（ブーム起伏シリンダ３０のロッドを収縮動作させる際）の伏せ圧は、ブームが長く負荷が大きい場合でも、比較的低い（カウンタバランス弁２５を開ける程度のパイロット圧があれば良い）。そのため、基本馬力時には、第１ポンプ４の吐出量が減少してもそれほど問題にはならないが、減馬力時には、ウインチ側操作の瞬時の圧力変化で第１ポンプ４の吐出量が急激に減少すると、ブームの伏せ速度が急変するため、非常に危険となる。
【００３７】
本発明は上記事情に着目してなされたものであり、その目的とするところは、エンジン出力を有効に利用しつつポンプの吐出量の急激な変化を防止し得る定トルク制御を行なう可変容量ポンプの入力トルク制御回路を提供することにある。
【００３８】
【課題を解決するための手段】
課題を解決するために、本発明は、油圧によって作動する少なくとも１つの第１のアクチュエータに接続された第１の油圧回路に圧油を吐出する第１の可変容量ポンプと、油圧によって作動する少なくとも１つの第２のアクチュエータに接続された第２の油圧回路と前記第１の油圧回路に圧油を吐出する第２の可変容量ポンプと、第１の可変容量ポンプ及び第２の可変容量ポンプを同時に駆動するエンジンと、第１の可変容量ポンプの吐出圧のみを検知し、第１の可変容量ポンプの吐出圧が第１の設定値を越えると、第１の可変容量ポンプの吐出圧と吐出量との積である入力トルクがほぼ一定となるように第１の可変容量ポンプの吐出量を増減させる定トルク制御を行なう第１の定トルク制御手段と、第１の可変容量ポンプの吐出圧と第２の可変容量ポンプの吐出圧とを検知し、第１の可変容量ポンプの吐出圧と第２の可変容量ポンプの吐出圧との和が第２の設定値を越えると、第１の可変容量ポンプの入力トルクと第２の可変容量ポンプの入力トルクとの和がほぼ一定となるように第２の可変容量ポンプの吐出量を増減させる定トルク制御を行なう第２の定トルク制御手段と、を具備し、前記第２の定トルク制御手段は、更に第１の定トルク制御手段による定トルク制御が開始されると、この第１の定トルク制御開始時における第１の可変容量ポンプの吐出圧を保持してこの保持圧と第２の可変容量ポンプの吐出圧との和が第２の設定値を越えるまではその保持圧と第２の可変容量ポンプの吐出圧との和ほぼ一定となるように第２の可変容量ポンプの吐出量を増減させる定トルク制御を行なうことを特徴とする可変容量ポンプの入力トルク制御回路である。
【００３９】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照しながら本発明の実施形態について説明する。図１は本発明の第１の実施形態に係る油圧回路１ａを示している。図示のように、油圧回路１ａは、図８に示した回路構成において、パイロット圧管路７２ｂの途中に減圧弁８０を介挿するとともに、第２ポンプ６側の傾転角可変装置Ｓ２のピストンユニット６９に第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２のみを導くように制御回路Ａ´を構成したものであり、その他の構成は図８と同一である。したがって、図８と同一部分については同一符号を付してその説明を省略する。
【００４０】
この構成では、ピストンユニット６９ｂが１つのパイロットポートＣ１のみを有し、ピストン６５ｂはパイロットポートＣ１に導入される第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２のみによって作動される。したがって、図８の構成において設けられたパイロット圧管路７２ａは具備されていない。
【００４１】
また、傾転角可変装置Ｓ２は、第２ポンプ２の吐出圧Ｐ２が所定の値（以下、これを第２定トルク制御開始設定値という）に達すると、定トルク制御を行なう。すなわち、傾転角可変装置Ｓ２は、第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２のみを検知することにより、吐出圧Ｐ２が第２定トルク制御開始設定値を越えると、第２ポンプ６の入力トルクがほぼ一定となるように第２ポンプ６の吐出量を制御する。具体的には、吐出圧Ｐ２に伴うピストン６５ｂの押圧力が可変バネ７９ｂのバネ力の設定値を越える（すなわち、吐出圧Ｐ２が第２定トルク制御開始設定値を越える）と、制御弁６３ｂの弁位置が切換えられて、パイロット圧管路７１ｂとパイロット圧管路７３ｂとが接続され、第２ポンプ６の吐出圧（パイロット圧）Ｐ２が第２のシリンダ装置６２ｂに作用する。これにより、第２ポンプ６の傾転角（吐出量）が減少し始める（定トルク制御が開始される）。
【００４２】
一方、傾転角可変装置Ｓ１は、第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１と第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２との和が所定の値（以下、これを第１定トルク制御開始設定値という）に達すると、定トルク制御を行なう。すなわち、傾転角可変装置Ｓ１は、第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１と第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２の両方を検知することにより、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が第１定トルク制御開始設定値を越えると、両ポンプ４，６の入力トルクの和がほぼ一定になるように、第１ポンプ４の吐出量を制御する。具体的には、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２とに伴うピストン６５ａの押圧力が可変バネ７９ａのバネ力の設定値を越える（すなわち、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が第１定トルク制御開始設定値を越える）と、制御弁６３ａの弁位置が切換えられて、パイロット圧管路７１ａとパイロット圧管路７３ａとが接続され、第１ポンプ４の吐出圧（パイロット圧）Ｐ１が第２のシリンダ装置６２ａに作用する。これにより、第１ポンプ４の傾転角（吐出量）が減少し始める（定トルク制御が開始される）。
【００４３】
また、減圧弁８０は、吐出圧Ｐ２が第２定トルク制御開始設定値になると、その弁位置を切換えて、パイロット圧管路７２ｂを遮断するようになっている。すなわち、減圧弁８０は、吐出圧Ｐ２が第２定トルク制御開始設定値に達するまでは吐出圧Ｐ２をピストンユニット６９ａのポートＣ２に導くが、吐出圧Ｐ２が第２定トルク制御開始設定値に達すると、パイロット圧管路７２ｂを遮断して減圧弁８０の下流側のパイロット圧管路７２ｂ内圧を第２定トルク制御開始設定値に保持する。
【００４４】
以上のように、本実施形態の油圧管路１ａは、第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２のみをピストンユニット６９ｂに導き、第２ポンプ６の定トルク制御を第１ポンプ４側のそれとは別個に行なうようになっている。つまり、第２ポンプ６の定トルク制御が第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１の影響を受けない。
【００４５】
したがって、第２ポンプ６は、吐出圧Ｐ１とは無関係に、吐出圧Ｐ２が第２定トルク制御開始設定値に達するまでの間は、その吐出量が最大流量に確保される。一方、第１ポンプ４も、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が第１定トルク制御開始設定値に達するまでの間は、その吐出量が最大流量に確保される。なお、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が第１定トルク制御開始設定値に達するまでの間、第１ポンプ４側では、エンジン出力が有効に利用される。すなわち、例えば第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２が低く、したがってポンプ６の入力トルクが低い場合には、その分だけ第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１が高くなっても、ポンプ４の流量を最大に確保して、ポンプ４の入力トルクを増大させることができる。
【００４６】
また、第２ポンプ６は、吐出圧Ｐ１とは無関係に、吐出圧Ｐ２が第２定トルク制御開始設定値に達すると、定トルク制御（吐出量制御）が開始される。一方、第１ポンプ４も、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が第１定トルク制御開始設定値に達すると、定トルク制御（吐出量制御）が開始される。この場合、第１ポンプ４は、両ポンプ４，６の入力トルクの和がほぼ一定になるように、その吐出流量が制御される。
【００４７】
また、第２ポンプ６の定トルク制御が開始されると、減圧弁８０によってパイロット圧管路７２ｂが遮断されて減圧弁８０の下流側のパイロット圧管路７２ｂ内圧が第２定トルク制御開始設定値に保持されるため、その後は、第１ポンプ４は自己の吐出圧Ｐ１のみによって定トルク制御が行なわれる。すなわち、第２ポンプ６がその定トルク制御中に吐出圧Ｐ２を増大させても、第１ポンプ４は、その影響を受けることなく、最大流量を確保し得る許容吐出圧を高めることができる。したがって、ポンプ４は、その入力トルクを増大させてエンジン出力を有効に利用することができる。
【００４８】
以上の作用効果を具体的に示したものが図２および図３である。図２は、図１０の（ａ）と同じ状況下での流量特性を示すものである。
図８のクロスセンシング方式の回路構成では、第３の方向切換弁５４が中間位置ロ，ニから終端位置イ，ホへ向かって切換えられると、第１および第２の方向切換弁５０，５２を介して流れる供給管路１４中の圧油の圧力すなわち第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１の立ち上がりによって、各傾転角可変装置Ｓ１，Ｓ２のピストンユニット６９ａ，６９ｂに導入される吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が定トルク制御開始設定値Ｐt に達する場合があり、その場合には、定トルク制御が開始されて、両方のポンプ４，６の吐出量が減少し始め（図１０の（ａ）のＰＱ線図の曲線部Ｑ参照）、図１０の（ｂ）に示したように、操作レバーのストロークが増していくにもかかわらず、ウインチモータ３４への流量が減り、ウインチモータ３４の速度が落ちてしまうといった不具合がある。
【００４９】
しかし、本実施形態の構成では、第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１の上昇によって第２ポンプ６側の定トルク制御が影響を受けないため、方向切換弁５４を中間位置ロ，ニから終端位置イ，ホに向かって切換えて第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１を立たせても、この吐出圧Ｐ１の立上がりによって第２のポンプ６側の定トルク制御が開始されるといったことはない。したがって、図２に示すように、ウインチモータ３４への流量が減り、ウインチモータ３４の速度が落ちてしまうといったことがない。しかも、２ポンプ同時負荷時に利用できる最大流量は図８の構成の場合と同じである。
【００５０】
また、図８のクロスセンシング方式による制御形態では、第２ポンプ６のみによってウインチを動作させる１ポンプ単独負荷時の場合、図１１に示したように、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が３００kgf/cm2 に達する前の段階において、最大吐出量を確保できる吐出圧の範囲が相手側の吐出圧によって影響を受ける。また、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が３００kgf/cm2 に達した後も、その吐出量が相手側の吐出圧の影響を受けることとなる。したがって、エンジン出力を限られた範囲でしか有効に利用できない。
【００５１】
これに対して本実施形態の構成は、第１ポンプ４側には両方の吐出圧Ｐ１，Ｐ２を導くが、第２ポンプ６側には自己圧Ｐ２のみを導いて、第２ポンプ６の定トルク制御を第１ポンプ４側のそれとは別個に行なうようにしている。したがって、第１ポンプ４側は、定トルク制御前の段階で最大吐出量を確保できる吐出圧の範囲が第２ポンプ６側の吐出圧によって影響を受け、また、定トルク制御後も、吐出量が第２ポンプ６側の吐出圧の影響を受ける点で図８の構成と同様であるが、最大流量を確保し得る吐出圧の許容範囲が図８の構成に比べて広くなる。
【００５２】
これについて図３を参照しながら具体的に説明する。なお、図３は、第１定トルク制御開始設定値Ｐa が３００kgf/cm2 に設定され、第２定トルク制御開始設定値Ｐb が１５０kgf/cm2 に設定されており、また、両ポンプ４，６の入力トルクの和が図１１の場合と同じに設定されている。
【００５３】
図３の（ｂ）に示すように、第２ポンプ６は、吐出圧Ｐ１とは無関係に、吐出圧Ｐ２が第２定トルク制御開始設定値Ｐb に達するまでの間は、その吐出量が最大流量に確保される。また、図３の（ａ）に示すように、第１ポンプ４も、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が第１定トルク制御開始設定値Ｐa に達するまでの間は、その吐出量が最大流量に確保される。また、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が第１定トルク制御開始設定値Ｐa に達するまでの間、第１ポンプ４側では、エンジン出力が有効に利用される。すなわち、例えば第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２が低く、したがってポンプ６の入力トルクが低い場合には、その分だけ第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１が高くなっても、ポンプ４の流量を最大に確保して、ポンプ４の入力トルクを増大させることができる。
【００５４】
そして、ここで、重要な点は、第２ポンプ６が定トルク制御に入ったＰ２≧１５０kgf/cm2 の時には、減圧弁８０によってパイロット圧管路７２ｂが遮断されて減圧弁８０の下流側のパイロット圧管路７２ｂ内圧が第２定トルク制御開始設定値に保持されるため、その後は、第１ポンプ４は、自己の吐出圧Ｐ１が１５０kgf/cm2 になるまで定トルク制御が行なわれず、その吐出量を最大に維持することができる。すなわち、第２ポンプ６がその定トルク制御中に吐出圧Ｐ２を増大させても、第１ポンプ４は、その影響を受けることなく、最大流量を確保し得る許容吐出圧を常に１５０kgf/cm2 に維持することができる。図１１と比較すれば分かるように、Ｐ２≧１５０kgf/cm2 時において第１ポンプ４が最大流量を確保し得る許容吐出圧（１５０kgf/cm2 ）は図８の構成に比べて遥かに大きい。したがって、エンジン出力を有効に利用できる。
【００５５】
また、第２ポンプ６は、吐出圧Ｐ１とは無関係に、吐出圧Ｐ２が第２定トルク制御開始設定値Ｐb に達すると、定トルク制御（吐出量制御）が開始される。一方、第１ポンプ４も、吐出圧Ｐ１と吐出圧Ｐ２との和が第１定トルク制御開始設定値Ｐa に達すると、定トルク制御（吐出量制御）が開始される。この場合、第１ポンプ４は、両ポンプ４，６の入力トルクの和がほぼ一定になるように、その吐出流量が制御される。
【００５６】
図４は、本発明の第２の実施形態に係る油圧回路１ｂを示している。図示のように、油圧回路１ｂは、各傾転角可変装置Ｓ１，Ｓ２のピストンユニット６９ａ，６９ｂにパイロット圧ＰＳを作用させて第１および第２定トルク制御開始設定値を変化させる機構を図１の回路構成に付加した構成となっており、アイドリング時（減馬力時）におけるポンプ４，６の小さい吐出圧でも定トルク制御を行なえるようになっている。なお、その他の構成は図１と同一であり、図１と同一部分については同一符号を付してその説明を省略する。
【００５７】
具体的には、傾転角可変装置Ｓ１のピストンユニット６９ａが３つのパイロットポートＣ１，Ｃ２，Ｃ３を有し、傾転角可変装置Ｓ２のピストンユニット６９ｂが２つのパイロットポートＣ１，Ｃ３を有しており、ポートＣ１，Ｃ２には前述したように各ポンプ４，６の吐出圧が導入され、ポートＣ３にはパイロット圧ＰＳが導入されるようになっている。そして、エンジンがアイドリング状態にある時には、ピストンユニット６９ａ，６９ｂに導入されるパイロット圧Ｐ１，Ｐ２にパイロット圧ＰＳを加算してやることで、ポンプ４，６の小さい吐出圧Ｐ１，Ｐ２でも、制御弁６３ａ，６３ｂを切換えるために必要なピストン６５ａ，６５ｂの押圧力が生起されるようにしている。つまり、第１および第２定トルク制御開始設定値を下げ、ポンプ４，６の小さい吐出圧で制御弁６３ａ，６３ｂが切換わって定トルク制御が開始されるようにしている。
【００５８】
また、この場合、第２定トルク制御開始設定値が下げられることに伴い、この低い第２定トルク制御開始設定値で減圧弁８０が切換わらなければ、第２ポンプ６が定トルク制御に入った段階で第１ポンプ４の定トルク制御が第２ポンプの吐出圧の影響を受けることとなってしまう。そのため、本構成では、減圧弁８０にパイロット圧ＰＳを作用させて減圧弁８０の弁切換設定値を下げるための設定値可変機構８２が設けられている。そして、アイドリング時（減馬力時）においては、パイロット圧ＰＳによって下げられた第２定トルク制御開始設定値によって減圧弁８０が遮断されるように設定値可変機構８２を作動させて、第２ポンプＰ２が定トルク制御に入った状態で第２ポンプの吐出圧が上がっても、第１ポンプ４がその影響を受けないようにしている。これにより、第１ポンプ４はその最大流量を確保し得る許容吐出圧を高めることができ、その入力トルクを増大させてエンジン出力を有効に利用することができる。これを具体的に示したものが図５である。
【００５９】
図５は、エンジンがアイドリング状態（減馬力時）での第１定トルク制御開始設定値Ｐa が１００kgf/cm2 、第２定トルク制御開始設定値Ｐb が５０kgf/cm2 に設定され、アクチュエータを駆動させるためにエンジンを所定の回転数に保持する通常の状態（基本馬力時）での第１定トルク制御開始設定値Ｐa が３００kgf/cm2 、第２定トルク制御開始設定値Ｐb が１５０kgf/cm2 に設定された場合を示しており、また、両ポンプ４，６の入力トルクの和が図１１の場合と同じに設定されている。
【００６０】
図示のように、減馬力時においては、第２ポンプ６が定トルク制御に入ったＰ２≧５０kgf/cm2 の時、減圧弁８０によってパイロット圧管路７２ｂが遮断されて減圧弁８０の下流側のパイロット圧管路７２ｂ内圧が第２定トルク制御開始設定値に保持されるため、その後は、第１ポンプ４は、自己の吐出圧Ｐ１が５０kgf/cm2 になるまで定トルク制御が行なわれず、その吐出量を最大に維持することができる。すなわち、第２ポンプ６がその定トルク制御中に吐出圧Ｐ２を増大させても、第１ポンプ４は、その影響を受けることなく、最大流量を確保し得る許容吐出圧を常に５０kgf/cm2 に維持することができる。図１２と比較すれば分かるように、Ｐ２≧５０kgf/cm2 時において第１ポンプ４が最大流量を確保し得る許容吐出圧（５０kgf/cm2 ）は図９の構成に比べて遥かに大きい。したがって、エンジン出力を有効に利用できる。したがって、特にブームを伏せ動作させる際に生じる前述した従来の欠点を回避することができる。
【００６１】
図６および図７は、前述した第１および第２の実施形態における減圧弁８０と同じ作用を別の手段によって達成し得る制御回路を示している。
図６の（ａ）の制御回路Ｂでは、パイロット圧管路７２ｂに絞り８４が設けられるとともに、絞り８４の下流側でパイロット圧管路７２ｂから分岐してタンクＴに通じるパイロット管路にリリーフ弁８３が設けられている。なお、他の構成は図１の制御回路Ａ´と同一である。
【００６２】
この構成において、リリーフ弁８３は、第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２が第２定トルク制御開始設定値を越えると切換わってパイロット圧管路７２ｂ中の圧油をタンクＴに逃がし、絞り８４の下流側でパイロット圧管路７２ｂ内圧を常に第２定トルク制御開始設定値に維持する。したがって、第２ポンプ６の定トルク制御が開始されると、絞り８４の下流側のパイロット圧管路７２ｂ内圧が第２定トルク制御開始設定値に保持されるため、その後は、第１ポンプ４は自己の吐出圧Ｐ１のみによって定トルク制御が行なわれる。すなわち、第２ポンプ６がその定トルク制御中に吐出圧Ｐ２を増大させても、第１ポンプ４は、その影響を受けることなく、最大流量を確保し得る許容吐出圧を高めることができる。したがって、ポンプ４は、その入力トルクを増大させてエンジン出力を有効に利用することができる。したがって、図１と同様の作用効果を得ることができる。
【００６３】
図６の（ｂ）の制御回路Ｂは、各傾転角可変装置Ｓ１，Ｓ２のピストンユニット６９ａ，６９ｂにパイロット圧ＰＳを作用させて第１および第２定トルク制御開始設定値を変化させる機構を図６の（ａ）の回路構成に付加した構成となっており、リリーフ弁８３にパイロット圧ＰＳを作用させてリリーフ弁８３の弁切換設定値を下げるための設定値可変機構８２を有している。なお、他の構成は図４の制御回路Ａ´と同一である。
【００６４】
この構成では、アイドリング時（減馬力時）、パイロット圧ＰＳによって下げられた第２定トルク制御開始設定値を越えるとリリーフ弁８３によって圧油が逃げるように設定値可変機構８２を作動させて、第２ポンプＰ２が定トルク制御に入った状態で第２ポンプの吐出圧が上がっても、第１ポンプ４がその影響を受けないようにする。これにより、第１ポンプ４はその最大流量を確保し得る許容吐出圧を高めることができ、その入力トルクを増大させてエンジン出力を有効に利用することができる。したがって、図４と同様の作用効果を得ることができる。
【００６５】
図７の（ａ）の制御回路Ｃでは、パイロット圧管路７２ｂがピストンユニット６９ａのポートＣ２に接続されることなく（ピストンユニット６９ａにポートＣ２が設けられていない）絞り弁８６を作動させるパイロット圧として導かれているとともに、第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１は絞り８５を介してピストンユニット６９ａのポートＣ１に接続される。また、絞り８５の下流側でパイロット圧管路７０ａから分岐するパイロット管路が絞り弁８６に接続されている。なお、他の構成は図１の制御回路Ａ´と同一である。
【００６６】
この構成において、絞り弁８６は、第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２が第２定トルク制御開始設定値に達する前の段階ではパイロット圧管路７０ａを絞りを介してタンクＴにも接続して、ピストンユニット６９ａに吐出圧Ｐ１が直接に作用しないようにしている。すなわち、第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２が低い時には絞り弁８６の開度は大きいため、ピストンユニット６９ａに作用する吐出圧Ｐ１の影響は小さく、第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２が高くなると絞り弁８６の開度は小さくなり、ピストンユニット６９ａに作用する吐出圧Ｐ１の影響は大きくなる。すなわち、例えば第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２が低く、したがってポンプ６の入力トルクが低い場合には、その分だけ第１ポンプ４の吐出圧Ｐ１が高くなってもポンプ４の流量を最大に確保して、ポンプ４の入力トルクを増大させることができる。
【００６７】
また、絞り弁８６は、第２ポンプ６の吐出圧Ｐ２が第２定トルク制御開始設定値に達すると完全に閉じられ、ピストンユニット６９ａに吐出圧Ｐ１がそのまま作用するようになる。すなわち、第２ポンプ６がその定トルク制御中に吐出圧Ｐ２を増大させても、第１ポンプ４は、その影響を受けることがなく、最大流量を確保し得る許容吐出圧を高めることができる。したがって、絞りによる絞り具合を適切に設定することによって、  図１とほぼ同様の作用効果を得ることができる。
【００６８】
図７の（ｂ）の制御回路Ｃは、各傾転角可変装置Ｓ１，Ｓ２のピストンユニット６９ａ，６９ｂにパイロット圧ＰＳを作用させて第１および第２定トルク制御開始設定値を変化させる機構を図７の（ａ）の回路構成に付加した構成となっており、絞り弁８６にパイロット圧ＰＳを作用させて絞り弁８６の弁切換設定値を下げるための設定値可変機構８２を有している。なお、他の構成は図４の制御回路Ａ´と同一である。したがって、絞りによる絞り具合を適切に設定することによって、図４とほぼ同様の作用効果を得ることができる。
【００６９】
なお、上記実施形態のうち、設定値可変機構８２によって定トルク制御開始設定値を変化させる構成では、基本馬力線図に対してパイロット圧ＰＳを与えて定トルク制御開始設定値を下げる減馬力制御について説明したが、これに限らず、基本馬力線図を低く設定し、パイロット圧ＰＳを与えることにより定トルク制御開始設定値を上げる増馬力制御でも同様のことが可能である。
【００７０】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明の可変容量ポンプの入力トルク制御回路によれば、エンジン出力を有効に利用しつつポンプの吐出量の急激な変化を防止し得る定トルク制御を行なうことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態に係る油圧回路の回路図である。
【図２】図１の油圧回路の流量特性を示す図である。
【図３】図１の油圧回路の２つのポンプのＰＱ線図である。
【図４】本発明の第２の実施形態に係る油圧回路の構成図である。
【図５】図４の油圧回路の２つのポンプのＰＱ線図である。
【図６】（ａ）は図１の油圧回路の制御回路の第１の変形例を示す回路図、（ｂ）は図４の油圧回路の制御回路の第１の変形例を示す回路図である。
【図７】（ａ）は図１の油圧回路の制御回路の第２の変形例を示す回路図、（ｂ）は図４の油圧回路の制御回路の第２の変形例を示す回路図である。
【図８】クロスセンシング方式の従来の油圧回路の第１の例を示す回路図である。
【図９】クロスセンシング方式の従来の油圧回路の第２の例を示す回路図である。
【図１０】図８の油圧回路の流量特性等を示す図である。
【図１１】図８の油圧回路の２つのポンプのＰＱ線図である。
【図１２】図９の油圧回路の２つのポンプのＰＱ線図である。
【符号の説明】
１ａ，１ｂ…油圧回路
Ａ´，Ｂ，Ｃ…制御回路
４…第１ポンプ（第２の可変容量ポンプ）
６…第２ポンプ（第１の可変容量ポンプ）
Ｓ１…傾転角可変装置（第２の定トルク制御手段）
Ｓ２…傾転角可変装置（第１の定トルク制御手段）
８０…減圧弁
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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