建設機械の油圧駆動装置
【課題】燃費を改善することができる建設機械の油圧駆動装置を提供する。
【解決手段】メインエンジン３０によって駆動するメインポンプ３２と、サブエンジン３４によって駆動するサブポンプ３６と、メインポンプ３２及びサブポンプ３６から吐出された圧油を、方向切換弁を介し油圧アクチュエータに供給する建設機械の油圧駆動装置であって、いずれかの油圧アクチュエータが操作状態にある場合、メインエンジン３０を定常回転数に、全ての油圧アクチュエータが非操作状態であって所定時間が経過した場合、メインエンジン３０を低速回転数に制御するメインエンジン制御装置３１と、走行用油圧モータ１２Ａ及び１２Ｂが操作状態にある場合、サブエンジン３４を定常回転数に、走行用油圧モータ１２Ａ又は１２Ｂが非操作状態であって所定時間が経過した場合、サブエンジン３４を低速回転数に制御するサブエンジン制御装置３５とを備える。
【解決手段】メインエンジン３０によって駆動するメインポンプ３２と、サブエンジン３４によって駆動するサブポンプ３６と、メインポンプ３２及びサブポンプ３６から吐出された圧油を、方向切換弁を介し油圧アクチュエータに供給する建設機械の油圧駆動装置であって、いずれかの油圧アクチュエータが操作状態にある場合、メインエンジン３０を定常回転数に、全ての油圧アクチュエータが非操作状態であって所定時間が経過した場合、メインエンジン３０を低速回転数に制御するメインエンジン制御装置３１と、走行用油圧モータ１２Ａ及び１２Ｂが操作状態にある場合、サブエンジン３４を定常回転数に、走行用油圧モータ１２Ａ又は１２Ｂが非操作状態であって所定時間が経過した場合、サブエンジン３４を低速回転数に制御するサブエンジン制御装置３５とを備える。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、油圧ショベル等の建設機械に係り、特に、エンジン及びこのエンジンによって駆動する油圧ポンプを備えた建設機械の油圧駆動装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
油圧ショベル等の建設機械に搭載された油圧駆動装置は、一般に、エンジンと、このエンジンによって駆動する油圧ポンプと、複数の油圧アクチュエータ（詳細には、例えば左右の走行用油圧モータ、旋回用油圧モータ、ブーム用油圧シリンダ、アーム用油圧シリンダ、及びバケット用油圧シリンダ等）と、これら油圧アクチュエータの動作をそれぞれ指示する複数の操作手段（詳細には、例えば操作レバーの操作量に対応したパイロット圧を出力する操作手段）と、これら操作手段の操作に応じて油圧ポンプから複数の油圧アクチュエータへの圧油の流れをそれぞれ制御する複数の方向切換弁とを備えている。
【０００３】
ここで、エンジンの燃料消費（燃費）の低減を図るため、全ての油圧アクチュエータが非操作状態になると、エンジン回転数を所定の定常回転数から所定の低速回転数（例えばアイドル回転数）に低下させ、その後、いずれかの油圧アクチュエータが操作状態になると、エンジン回転数を所定の定常回転数に復帰させるオートアイドル制御が提唱されている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１に記載の従来技術では、全ての操作手段の操作位置若しくは全ての方向切換弁の切換位置が中立位置にあるか否かを検出・判定し、中立位置にある場合は、エンジン回転数が所定の低速回転数となるようにガバナを制御するようになっている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開平６−２５７１８４号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、上記従来技術には以下のような改善の余地がある。
すなわち、例えば運転質量６トン未満の小型油圧ショベル（いわゆるミニショベル）においては、一般的に１つのエンジンを搭載しており、このエンジンの定格出力馬力は、油圧ポンプの必要吸収馬力が最大となる走行操作時（言い換えれば、走行用油圧モータの操作時）を考慮し、その走行操作時の油圧ポンプの必要吸収馬力に対し余裕をみて少し大きくなるように設定されている。これにより、所望の走行性能が得られるようになっている。しかし、走行操作以外の例えば旋回操作や作業機の操作時（言い換えれば、例えば旋回用油圧モータ、ブーム用油圧シリンダ、アーム用油圧シリンダ、又はバケット用油圧シリンダの操作時）における油圧ポンプの必要吸収馬力は、前述した走行操作時より小さい。そのため、このような操作時に、油圧ポンプの必要吸収馬力に対しエンジンの定格出力馬力が大幅に大きくなるので、燃費が悪くなってしまうという課題がある。
【０００６】
本発明の目的は、燃費を改善することができる建設機械の油圧駆動装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、メインエンジンと、前記メインエンジンによって駆動するメインポンプと、サブエンジンと、前記サブエンジンによって駆動するサブポンプと、走行用油圧モータを含む複数の油圧アクチュエータと、前記複数の油圧アクチュエータへの圧油の流れをそれぞれ制御する複数の方向切換弁とを備え、前記メインポンプ及び前記サブポンプから吐出された圧油を、前記方向切換弁を介し前記油圧アクチュエータに供給する建設機械の油圧駆動装置であって、前記複数の油圧アクチュエータが全て非操作状態にあるかどうかを検出する第１の操作検出手段と、前記走行用油圧モータが非操作状態にあるかどうかを検出する第２の操作検出手段と、前記複数の油圧アクチュエータのうちのいずれかが操作状態にある場合、前記メインエンジンを所定の定常回転数となるように制御し、前記複数の油圧アクチュエータが全て非操作状態であって予め設定された所定時間が経過した場合、前記メインエンジンを所定の低速回転数となるように制御するメインエンジン制御手段と、前記走行用油圧モータが操作状態にある場合、前記サブエンジンを所定の定常回転数となるように制御し、前記走行用油圧モータが非操作状態であって予め設定された所定時間が経過した場合、前記サブエンジンを所定の低速回転数となるように制御するか若しくは停止するサブエンジン制御手段とを備える。
【０００８】
このように本発明においては、例えばミニショベルに適用する場合のように、油圧ポンプの必要吸収馬力が最大となる走行操作時（言い換えれば、走行用油圧モータの操作状態）を考慮し、その走行操作時の油圧ポンプの必要吸収馬力を１つのエンジンの定格出力馬力で補えることが可能な場合であっても、メインエンジンとサブエンジンを搭載する。このとき、メインエンジンの定格出力馬力は、走行以外の他の操作時（言い換えれば、走行用油圧モータ以外の他の油圧アクチュエータの操作状態）における油圧ポンプの必要吸収馬力（詳細には、メインポンプの最大吸収馬力）に対し余裕をみて少し大きくなるように設定され、サブエンジンの定格出力馬力は、走行操作時の油圧ポンプの必要吸収馬力（詳細には、メインポンプの最大吸収馬力とサブポンプの最大吸収馬力との総和）に対しメインエンジンの定格出力馬力だけでは不足する分を補うように設定される。すなわち、メインエンジンの定格出力馬力とサブエンジンの定格出力馬力との総和は、メインポンプの最大吸収馬力とサブポンプの最大吸収馬力との総和に対し余裕をみて少し大きくなるように設定される。
【０００９】
そして、走行操作時は、メインエンジン及びサブエンジンを所定の定常回転数に制御する。これにより、所望の走行性能を得ることができる。一方、走行以外の他の操作時は、メインエンジンを所定の定常回転数に制御し、サブエンジンを所定の低速回転数に制御するか若しくは停止する。これにより、燃費を改善することができる。
【００１０】
（２）上記（１）において、好ましくは、前記メインポンプは、スプリットフロー型であって、同じ吐出流量としつつ異なる吐出圧力を保持可能な第１出力ポート及び第２出力ポートを有し、前記サブポンプは、スプリットフロータイプ型であって、同じ吐出流量としつつ異なる吐出圧力を保持可能な第３出力ポート及び第４出力ポートを有しており、前記メインポンプの第１出力ポート及び前記サブポンプの第３出力ポートからそれぞれ吐出された圧油を合流させて左走行用方向切換弁を介し左の走行用油圧モータに供給し、且つ前記メインポンプの第２出力ポート及び前記サブポンプの第４出力ポートからそれぞれ吐出された圧油を合流させて右走行用方向切換弁を介し右の走行用油圧モータに供給するように構成する。
【００１１】
（３）上記（２）において、好ましくは、前記メインポンプは、ポンプ吸収トルクが制限値を超えないように、前記第１出力ポートの吐出圧力及び前記第２出力ポートの吐出圧力に応じてポンプ容量を制御する吸収トルク制御機構を有し、前記サブポンプは、ポンプ吸収トルクが制限値を超えないように、前記第３出力ポートの吐出圧力及び前記第４出力ポートの吐出圧力に応じてポンプ容量を制御する吸収トルク制御機構を有する。
【発明の効果】
【００１２】
本発明によれば、燃費を改善することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】本発明の適用対象であるミニショベルの全体構造を表す側面図である。
【図２】本発明の一実施形態における油圧駆動装置の要部の構成を表す油圧回路図である。
【図３】本発明の一実施形態における油圧駆動装置のパイロット部の構成を表す油圧回路図である。
【図４】本発明の一実施形態におけるメインポンプの吸収トルク制御特性、サブポンプの吸収トルク制御特性、並びにメインポンプ及びサブポンプ全体の吸収トルク制御特性を表す、ポンプ吐出圧力（Ｐ）−ポンプ容量（ｑ）の特性図である。
【図５】本発明の一実施形態におけるメインエンジン制御装置及びサブエンジン制御装置を関連機器とともに表すブロック図である。
【図６】本発明の一実施形態におけるエンジン回転数が定格最大回転数にある場合のメインポンプの吸収馬力特性とメインエンジンの定格出力馬力との関係、並びにメインポンプ及びサブポンプ全体の吸収馬力特性とメインエンジン及びサブエンジン全体の定格出力馬力との関係を表す図である。
【図７】比較例における油圧駆動装置の要部の構成を表す油圧回路図である。
【図８】走行ステアリング時の負荷圧を説明するための図である。
【図９】比較例及び本発明の一実施形態におけるポンプ供給流量をそれぞれ説明するためのポンプ吸収馬力特性図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
以下、本発明の一実施形態を、図面を参照しつつ説明する。
【００１５】
図１は、本発明の適用対象であるミニショベルの全体構造を表す側面図である。なお、以降、ミニショベルが図１に示す状態にて運転者が運転席に着座した場合における運転者の前側（図１中左側）、後側（図１中右側）、左側（図１中紙面に向かって手前側）、右側（図１中紙面に向かって奥側）を、単に前側、後側、左側、右側と称する。
【００１６】
この図１において、ミニショベルは、クローラ式の下部走行体１と、この下部走行体１上に旋回可能に設けた上部旋回体２と、この上部旋回体２の基礎下部構造をなす旋回フレーム３と、この旋回フレーム３の前側に左右方向に回動可能に設けられたスイングポスト４と、このスイングポスト４に上下方向に回動可能（俯仰可能）に連結された多関節型の作業機５と、旋回フレーム４上に設けたキャノピータイプの運転室６と、旋回フレーム４上の運転室６以外の大部分を覆う外装カバー７とを備えている。
【００１７】
下部走行体１は、上方から見て略Ｈ字形状のトラックフレーム８と、このトラックフレーム８の左右両側の後端近傍に回転可能に支持された左右の駆動輪９，９と、トラックフレーム８の左右両側の前端近傍に回転可能に支持された左右の従動輪（アイドラ）１０，１０と、左右それぞれの駆動輪９と従動輪１０とで掛けまわされた左右の履帯（クローラ）１１，１１とを備えており、左右の走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂ（後述の図２参照）により左右の駆動輪９，９が回転するようになっている。
【００１８】
トラックフレーム８の前側には排土用のブレード１３が上下動可能に設けられており、このブレード１３はブレード用油圧シリンダ（図示せず）により上下動するようになっている。
【００１９】
トラックフレーム８の中央部には旋回輪１４が設けられ、この旋回輪１４を介し上部旋回体２が旋回可能に設けられており、上部旋回体２は旋回用油圧モー１５により旋回するようになっている。
【００２０】
スイングポスト４は、上部旋回体２の前側に左右方向に回動可能に設けられ、スイング用油圧シリンダ（図示せず）により左右方向に回動するようになっている。これにより、作業機５が左右にスイングするようになっている。
【００２１】
作業機５は、スイングポスト４に上下方向に回動可能に連結されたブーム１６と、このブーム１６に上下方向に回動可能に連結されたアーム１７と、このアーム１７に上下方向に回動可能に連結されたバケット１８とを備えている。ブーム１６、アーム１７、及びバケット１８は、ブーム用油圧シリンダ１９、アーム用油圧シリンダ２０、及びバケット用油圧シリンダ２１により上下方向に回動するようになっている。なお、バケット１８は、例えばオプション用油圧アクチュエータが組み込まれたアタッチメント（図示せず）と交換可能になっている。
【００２２】
運転室６には、運転者が着座する運転席（座席）２２が設けられている。運転席２２の前方には、手または足で操作可能とし前後方向に操作することで左の旋回用油圧モータ１２Ａの動作を指示する左走行用操作レバー２３Ａと、手または足で操作可能とし前後方向に操作することで右の旋回用油圧モータ１２Ｂの動作を指示する右走行用操作レバー２３Ｂ（後述の図３参照）が設けられている。
【００２３】
左走行用操作レバー２３Ａのさらに左側の足元部分には、オプション用アクチュエータの動作を指示するオプション用操作ペダル（図示せず）が設けられている。右走行用操作レバー２３Ｂのさらに右側の足元部分には、左右方向に操作することでスイング用油圧シリンダの動作を指示するスイング用操作ペダル（図示せず）が設けられている。
【００２４】
運転席２２の左側には、前後方向に操作することでアーム用油圧シリンダ２０の動作を指示し、左右方向に操作することで旋回用油圧モータ１５の動作を指示する十字操作式のアーム・旋回用操作レバー２４Ａが設けられている。また、運転席２２の左側（言い換えれば、運転室６の乗降口）には、ロック解除位置（詳細には、運転者の乗降を妨げる下降位置）とロック位置（詳細には、運転者の乗降を許容する上昇位置）に操作されるロックレバー２５が設けられている。
【００２５】
運転席２２の右側には、前後方向に操作することでブーム用油圧シリンダ１９の動作を指示し、左右方向に操作することバケット用油圧シリンダ２１の動作を指示する十字操作式のブーム・バケット用操作レバー２４Ｂ（後述の図３参照）が設けられている。また、運転席２２の右側には、ブレード用油圧シリンダの動作を指示するブレード用操作レバー（図示せず）が設けられている。また、運転席２２の右側には、エンジンの目標回転数を指示する回転数指示手段としての回転数ダイヤル２６（後述の図５参照）設けられている。
【００２６】
上述した左右の履帯１１、ブレード１４、上部旋回体２、スイングポスト５、ブーム１５、アーム１６、及びバケット１７は、ミニショベルに搭載された油圧駆動装置により駆動される被駆動部材を構成している。図２は、この油圧駆動装置の要部の構成を表す油圧回路図であり、図３は、油圧駆動装置のパイロット部の構成を表す油圧回路図である。なお、図２においては、便宜上、旋回用油圧モータ１５及びブーム用油圧シリンダ１９等の図示を省略している。
【００２７】
これら図２及び図３において、油圧駆動装置は、メインエンジン３０と、このメインエンジン３０を制御するメインエンジン制御装置３１と、メインエンジン３０によって駆動する可変容量型のメインポンプ３２及び固定容量型のパイロットポンプ３３と、サブエンジン３４と、このサブエンジン３４を制御するサブエンジン制御装置３５と、サブエンジン３４によって駆動する可変容量型のサブポンプ３６と、メインポンプ３２及びサブポンプ３６から吐出された圧油が供給されるセンタバイパス形の第１方向切換弁群３７及び第２方向切換弁群３８とを備えている。
【００２８】
第１方向切換弁群３７は、左走行用油圧モータ１２Ａへの圧油の流れを制御する左走行用方向切換弁３９Ａを含み、その他、例えば旋回用油圧モータ１５への圧油の流れを制御する旋回用方向切換弁４０やアーム用油圧シリンダ２０への圧油の流れを制御するアーム用方向切換弁等（図示せず）を含んでいる。第２方向切換弁群３８は、右走行用油圧モータ１２Ｂへの圧油の流れを制御する右走行用方向切換弁３９Ｂを含み、その他、例えばブーム用油圧シリンダ１９への圧油の流れを制御するブーム用方向切換弁４１やバケット用油圧シリンダ２１への圧油の流れを制御するバケット用方向切換弁等（図示せず）を含んでいる。
【００２９】
メインポンプ３２は、いわゆるスプリットフロー型であって、同じ吐出流量としつつ異なる吐出圧力を保持可能な２つの吐出ポート３２ａ，３２ｂを有している。同様に、サブポンプ３６は、いわゆるスプリットフロー型であって、同じ吐出流量としつつ異なる吐出圧力を保持可能な２つの吐出ポート３６ａ，３６ｂを有している。
【００３０】
そして、メインポンプ３２の吐出ポート３２ａ及びサブポンプ３６の吐出ポート３６ａからそれぞれ吐出された圧油を合流して第１方向切換弁群３７に供給する第１吐出ライン４２が設けられている。この第１吐出ライン４２には、第１方向切換弁群３７への供給圧力（言い換えれば、メインポンプ３２の吐出ポート３２ａ及びサブポンプ３６の吐出ポート３６ａの吐出圧力）Ｐａの上限を規定する第１リリーフ弁４３が設けられている。また、メインポンプ３２の吐出ポート３２ｂ及びサブポンプ３６の吐出ポート３６ｂからそれぞれ吐出された圧油を合流して第２方向切換弁群３８に供給する第２吐出ライン４４が設けられている。この第２吐出ライン４４には、第２方向切換弁群３８への供給圧力（言い換えれば、メインポンプ３２の吐出ポート３２ｂ及びサブポンプ３６の吐出ポート３６ｂの吐出圧力）Ｐｂの上限を規定する第２リリーフ弁４５が設けられている。
【００３１】
また、メインポンプ３２には、ポンプ吸収トルクが制限値（最大吸収トルク）を超えないように、吐出ポート３２ａの吐出圧力Ｐａ及び吐出ポート３２ｂの吐出圧力Ｐｂに応じて斜板の傾転量（ポンプ容量）を制御する吸収トルク制御機構４６が設けられている。吸収トルク制御機構４６は、吐出ポート３２ａの吐出圧力Ｐａが導かれて斜板の傾転量の減少方向に作用するアクチュエータ４６ａと、吐出ポート３２ｂの吐出圧力Ｐｂが導かれて斜板の傾転量の減少方向に作用するアクチュエータ４６ｂと、斜板の傾転量の増大方向に作用するバネ４６ｃとを有している。バネ４６ｃは、メインポンプ３２の最大吸収トルクを設定する手段として機能する。
【００３２】
同様に、サブポンプ３６には、ポンプ吸収トルクが制限値（最大吸収トルク）を超えないように、吐出ポート３６ａの吐出圧力Ｐａ及び吐出ポート３６ｂの吐出圧力Ｐｂに応じて斜板の傾転量（ポンプ容量）を制御する吸収トルク制御機構４７が設けられている。吸収トルク制御機構４７は、吐出ポート３６ａの吐出圧力Ｐａが導かれて斜板の傾転量の減少方向に作用するアクチュエータ４７ａと、吐出ポート３６ｂの吐出圧力Ｐｂが導かれて斜板の傾転量の減少方向に作用するアクチュエータ４７ｂと、斜板の傾転量の増大方向に作用するバネ４７ｃとを有している。バネ４７ｃは、サブポンプ３６の最大吸収トルクを設定する手段として機能する。
【００３３】
吸収トルク制御機構４６，４７の機能を、図４（ａ）及び図４（ｂ）を用いて説明する。図４（ａ）及び図４（ｂ）は、メインポンプ３２の吸収トルク制御特性、サブポンプ３６の吸収トルク制御特性、並びにメインポンプ３２及びサブポンプ３６全体の吸収トルク制御特性を表す、ポンプ吐出圧力−ポンプ容量の特性図である。なお、これら図４（ａ）及び図４（ｂ）において、横軸のポンプ吐出圧力は、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値をとっている。
【００３４】
メインポンプ３２は、吐出ポート３２ａの吐出圧力Ｐａ及び吐出ポート３２ｂの吐出圧力Ｐｂの平均値がＰ１以下である場合、吸収トルク制御機構４６によってポンプ容量が最大値ｑａ＿maxに維持される。このとき、ポンプ吸収トルクは、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値の上昇に従って増加し、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１になると最大吸収トルクＴａとなる。そして、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１を超えると、吸収トルク制御機構４６によってポンプ容量が減少させられ、ポンプ吸収トルクが最大吸収トルクＴａを超えないように制御される。なお、図中のＰ２は、リリーフ弁４３，４５によって設定される吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値の最大値である。
【００３５】
サブポンプ３６は、吐出ポート３６ａの吐出圧力Ｐａ及び吐出ポート３６ｂの吐出圧力Ｐｂの平均値がＰ１以下である場合、吸収トルク制御機構４７によってポンプ容量が最大値ｑｂ＿max（本実施形態では、ｑｂ＿max＜ｑａ＿max）に維持される。このとき、ポンプ吸収トルクは、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値の上昇に従って増加し、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１になると最大吸収トルクＴｂ（本実施形態では、Ｔｂ＜Ｔａ）となる。そして、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１を超えると、吸収トルク制御機構４６によってポンプ容量が減少させられ、ポンプ吸収トルクが最大吸収トルクＴｂを超えないように制御される。
【００３６】
したがって、メインポンプ３２及びサブポンプ３６を総合してみれば、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１以下である場合、メインポンプ３２及びサブポンプ３６全体のポンプ容量が最大値ｑｔ＿max（＝ｑａ＿max＋ｑｂ＿max）に維持される。このとき、メインポンプ３２及びサブポンプ３６全体のポンプ吸収トルクは、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値の上昇に従って増加し、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１になると最大吸収トルクＴｔ（＝Ｔａ＋Ｔｂ）となる。そして、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１を超えると、全体のポンプ容量が減少させられ、全体のポンプ吸収トルクが最大吸収トルクＴｔを超えないように制御される。
【００３７】
前述の図２及び図３に戻り、左走行用方向切換弁３９Ａは、操作装置４８Ａの操作によって切り換えられるようになっている。操作装置４８Ａは、左走行用操作レバー２３Ａと、この操作レバー２３Ａの前後方向の操作に応じパイロットポンプ３３の吐出圧を元圧としてパイロット圧を生成する一対のパイロット弁（図示せず）とを有している。そして、例えば操作レバー２３Ａを中立位置から前側に操作すると、その操作量に応じて一方のパイロット弁で生成されたパイロット圧が左走行用方向切換弁３９Ａの図２中左側の受圧部へ出力され、これによって左走行用方向切換弁３９Ａが図２中左側の切換位置に切換えられる。これにより、左の走行用油圧モータ１２Ａが前方向に回転し、左の駆動輪９及び履帯１１が前方向に回転するようになっている。一方、例えば操作レバー２３Ａを中立位置から後側に操作すると、その操作量に応じて他方のパイロット弁で生成されたパイロット圧が左走行用方向切換弁３９Ａの図２中右側の受圧部へ出力され、これによって左走行用方向切換弁３９Ａが図２中右側の切換位置に切換えられる。これにより、左の走行用油圧モータ１２Ａが後方向に回転し、左の駆動輪９及び履帯１１が後方向に回転するようになっている。
【００３８】
右走行用方向切換弁３９Ｂは、操作装置４８Ｂの操作によって切り換えられるようになっている。操作装置４８Ｂは、右走行用操作レバー２３Ｂと、この操作レバー２３Ｂの前後方向の操作に応じパイロットポンプ３３の吐出圧を元圧としてパイロット圧を生成する一対のパイロット弁（図示せず）とを有している。そして、例えば操作レバー２３Ｂを中立位置から前側に操作すると、その操作量に応じて一方のパイロット弁で生成されたパイロット圧が右走行用方向切換弁３９Ｂの図２中左側の受圧部へ出力され、これによって右走行用方向切換弁３９Ｂが図２中左側の切換位置に切換えられる。これにより、右の走行用油圧モータ１２Ｂが前方向に回転し、右の駆動輪９及び履帯１１が前方向に回転するようになっている。一方、例えば操作レバー２３Ｂを中立位置から後側に操作すると、その操作量に応じて他方のパイロット弁で生成されたパイロット圧が右走行用方向切換弁３９Ｂの図２中右側の受圧部へ出力され、これによって右走行用方向切換弁３９Ｂが図２中右側の切換位置に切換えられる。これにより、右の走行用油圧モータ１２Ｂが後方向に回転し、右の駆動輪９及び履帯１１が後方向に回転するようになっている。
【００３９】
旋回用方向切換弁４０は、操作装置４９Ａの操作によって切り換えられるようになっている。操作装置４９Ａは、アーム・旋回用操作レバー２４Ａと、この操作レバー２４Ａの左右方向の操作に応じパイロットポンプ３３の吐出圧を元圧としてパイロット圧を生成する一対のパイロット弁（図示せず）等を有している。そして、例えば操作レバー２４Ａを中立位置から左側に操作すると、その操作量に応じて一方のパイロット弁で生成されたパイロット圧が旋回用方向切換弁４０の図２中左側の受圧部へ出力され、これによって旋回用方向切換弁４０が図２中左側の切換位置に切換えられる。これにより、旋回用油圧モータ１５が左方向に回転し、上部旋回体２が左方向に旋回するようになっている。一方、例えば操作レバー２４Ａを右側に操作すると、その操作量に応じて他方のパイロット弁で生成されたパイロット圧が旋回用方向切換弁４０の図２中右側の受圧部へ出力され、これによって旋回用方向切換弁４０が図２中右側の切換位置に切換えられる。これにより、旋回用油圧モータ１５が右方向に回転し、上部旋回体２が右方向に旋回するようになっている。
【００４０】
ブーム用方向切換弁４１は、操作装置４９Ｂの操作によって切り換えられるようになっている。操作装置４９Ｂは、ブーム・バケット用操作レバー２４Ｂと、この操作レバー２４Ｂの前後方向の操作に応じパイロットポンプ３３の吐出圧を元圧としてパイロット圧を生成する一対のパイロット弁（図示せず）等を有している。そして、例えば操作レバー２４Ｂを中立位置から前側に操作すると、その操作量に応じて一方のパイロット弁で生成されたパイロット圧がブーム用方向切換弁４１の図２中左側の受圧部へ出力され、これによってブーム用方向切換弁４１が図２中左側の切換位置に切換えられる。これにより、ブーム用油圧シリンダ１９が縮短し、ブーム１６が下がるようになっている。一方、例えば操作レバー２４Ｂを後側に操作すると、その操作量に応じて他方のパイロット弁で生成されたパイロット圧がブーム用方向切換弁４１の図２中右側の受圧部へ出力され、これによってブーム用方向切換弁４１が図２中右側の切換位置に切換えられる。これにより、ブーム用油圧シリンダ１９が伸張し、ブーム１６が上がるようになっている。
【００４１】
パイロットポンプ３３の吐出ライン５０には、パイロットポンプ３３の吐出圧を一定に保持するパイロットリリーフ弁５１が設けられている。また、パイロットポンプ３３の吐出ライン５０にはロック弁５２が設けられており、このロック弁５２は、ロックレバー２５の操作に応じて切換えられるようになっている。詳細には、ロックレバー２５がロック解除位置（下降位置）にある場合に開き状態、ロック位置（上昇位置）にある場合に閉じ状態となるロックスイッチ（図示せず）が設けられている。そして、例えばロックスイッチが閉じ状態になると、このロックスイッチを介してロック弁５２のソレノイド部が通電されて、ロック弁５２が図３中下側の切換位置に切換えられる。これにより、パイロットポンプ３３の吐出ライン５０を連通して、パイロットポンプ３３の吐出圧が操作装置４８Ａ，４８Ｂ，４９Ａ，４９Ｂ等に導入される。一方、ロックスイッチが開き状態になると、ロック弁５２のソレノイド部が通電されず、バネの付勢力で、ロック弁５２が図３中上側の切換位置に切換えられる。これにより、パイロットポンプ３３の吐出ライン５０を遮断する。その結果、操作装置４８Ａ，４８Ｂ，４９Ａ，４９Ｂ等を操作してもパイロット圧が生成されず、油圧アクチュエータが作動しないようになっている。
【００４２】
また、操作装置４８Ａから出力されるパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５３Ａと、操作装置４８Ｂから出力されるパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５３Ｂと、これらシャトル弁５３Ａ，５３Ｂで抽出されたパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５３Ｃと、このシャトル弁５３Ｃで抽出されたパイロット圧を検出する圧力センサ５４が設けられている。すなわち、圧力センサ５４は、操作装置４８Ａ，４８Ｂから出力されるパイロット圧のうちの最高圧を検出しており、その検出信号をメインエンジン制御装置３１及びサブエンジン制御装置３５に出力するようになっている。
【００４３】
また、操作装置４９Ａから出力されるパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５５Ａと、操作装置４９Ｂから出力されるパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５５Ｂと、これらシャトル弁５５Ａ，５５Ｂで抽出されたパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５５Ｃとが設けられている。すなわち、シャトル弁５５Ｃは、操作装置４９Ａ，４９Ｂから出力されるパイロット圧のうちの最高圧を抽出するようになっている。また、操作装置４８Ａ，４８Ｂ，４９Ａ，４９Ｂ以外の残りの操作装置（図示せず）から出力されるパイロット圧のうちの最高圧を出力するためにシャトル弁群（図示せず）が設けられ、このシャトル弁群及びシャトル弁５５Ｃで抽出されたパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５５Ｄと、このシャトル弁５５Ｄで抽出されたパイロット圧を検出する圧力センサ５６が設けられている。すなわち、圧力センサ５６は、操作装置４８Ａ，４８Ｂ以外の残り操作装置４９Ａ，４９Ｂ等から出力されるパイロット圧のうちの最高圧を検出しており、その検出信号をメインエンジン制御装置３１に出力するようになっている。
【００４４】
図５は、メインエンジン制御装置３１及びサブエンジン制御装置３５を関連機器とともに表すブロック図である。
【００４５】
この図５において、メインエンジン制御装置３１は、圧力センサ５４，５６からの検出信号に基づき、全ての油圧アクチュエータ（詳細には、上述した走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂ、ブレード用油圧シリンダ、旋回用油圧モータ１５、スイング用油圧シリンダ、ブーム用油圧シリンダ１９、アーム用油圧シリンダ２０、及びバケット用油圧シリンダ２１等）が非操作状態にあるかどうかを判定する。詳細には、圧力センサ５４の検出値及び圧力センサ５６の検出値が共に閾値以下であれば、全ての油圧アクチュエータが非操作状態にあると判定し、圧力センサ５４の検出値又は圧力センサ５６の検出値が閾値を超えれば、いずれかの油圧アクチュエータが操作状態にあると判定する。
【００４６】
そして、いずれかの油圧アクチュエータが操作状態にある場合は、メインエンジン３０を所定の定常回転数となるように制御する。詳細には、回転数センサ５７で検出されるメインエンジン３０の実回転数が回転数ダイヤル２６で指示された目標回転数（言い換えれば、所定の定常回転数）となるように、電子ガバナ５８を制御する。ここで、所定の定常回転数とは、目標回転数が定格の最高回転数である場合、例えば２２００ｒｐｍ程度である。
【００４７】
一方、全ての油圧アクチュエータが非操作状態にある場合は、予め設定された所定時間（例えば４秒）が経過するかどうかを判定する。そして、全ての油圧アクチュエータが非操作状態にあって所定時間が経過した場合は、メインエンジン３０を所定の低速回転数となるように制御する。ここで、所定の低速回転数とは、例えばアイドリング回転数（例えば１０００ｒｐｍ程度）である。
【００４８】
サブエンジン制御装置３５は、圧力センサ５４からの検出信号に基づき、走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂが非操作状態にあるかどうかを判定する。詳細には、圧力センサ５４の検出値が閾値以下であれば、走行用油圧モータ１２Ａ及び１２Ｂが非操作状態にあると判定し、圧力センサ５４の検出値が閾値を超えれば、走行用油圧モータ１２Ａ又は１２Ｂが操作状態にあると判定する。
【００４９】
そして、走行用油圧モータ１２Ａ又は１２Ｂが操作状態にある場合は、サブエンジン３４を所定の定常回転数となるように制御する。詳細には、回転数センサ５９で検出されるサブエンジン３４の実回転数が回転数ダイヤル２６で指示された目標回転数（言い換えれば、所定の定常回転数）となるように、電子ガバナ６０を制御する。ここで、所定の定常回転数とは、目標回転数が定格の最高回転数である場合、例えば２２００ｒｐｍ程度である。
【００５０】
一方、走行用油圧モータ１２Ａ及び１２Ｂが非操作状態にある場合は、予め設定された所定時間（例えば４秒でもよいし、これより長い時間であってもよい）が経過するかどうかを判定する。そして、走行用油圧モータ１２Ａ及び１２Ｂが非操作状態にあって所定時間が経過した場合は、サブエンジン３４を所定の低速回転数となるように制御する。ここで、所定の低速回転数とは、例えばアイドリング回転数（例えば１０００ｒｐｍ程度）でもよいし、中間の１５００ｒｐｍ程度であってもよい。
【００５１】
なお、上記において、圧力センサ５４，５６は、特許請求の範囲記載の複数の油圧アクチュエータが全て非操作状態にあるかどうかを検出する第１の操作検出手段を構成する。また、圧力センサ５４は、走行用油圧モータが非操作状態にあるかどうかを検出する第２の操作検出手段を構成している。
【００５２】
次に、本実施形態の作用効果を、図６を用いながら説明する。図６は、エンジン回転数が定格最大回転数にある場合のメインポンプ３２の吸収馬力特性とメインエンジン３０の定格出力馬力との関係、並びにメインポンプ３２及びサブポンプ３６全体の吸収馬力特性とメインエンジン３０及びサブエンジン３４全体の定格出力馬力との関係を表す図である。
【００５３】
図６中点線で示す走行操作時（言い換えれば、走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂの操作時）の出力範囲や、走行操作以外の例えば旋回操作や作業機の操作時（言い換えれば、例えば旋回用油圧モータ１５、ブーム用油圧シリンダ１９、アーム用油圧シリンダ２０、又はバケット用油圧シリンダ２１の操作時）の出力範囲を見て明らかなように、走行操作時の油圧ポンプの必要吸収馬力は、その他の操作時の必要吸収馬力より大きく、最大となる。そして、本実施形態においては、走行操作時の油圧ポンプの必要吸収馬力を１つのエンジンの定格出力馬力で補えることが可能な場合であっても、メインエンジン３０とサブエンジン３４を搭載している。このとき、メインエンジン３０の定格出力馬力Ｈ１＿maxは、走行以外の他の操作時における油圧ポンプの必要吸収馬力（詳細には、メインポンプ３２の最大吸収馬力）に対し余裕をみて少し大きくなるように設定され、サブエンジン３４の定格出力馬力は、走行操作時の油圧ポンプの必要吸収馬力（詳細には、メインポンプ３２の最大吸収馬力とサブポンプ３６の最大吸収馬力との総和）に対しメインエンジン３０の定格出力馬力だけでは不足する分を補うように設定されている。すなわち、メインエンジン３０の定格出力馬力とサブエンジン３４の定格出力馬力との総和Ｈｔ＿maxは、メインポンプ３２の最大吸収馬力とサブポンプ３６の最大吸収馬力との総和に対し余裕をみて少し大きくなるように設定されている。
【００５４】
そして、走行操作時は、メインエンジン３０及びサブエンジン３４を所定の定常回転数に制御する。これにより、所望の走行性能を得ることができる。一方、走行以外の他の操作時は、メインエンジン３０を所定の定常回転数に制御し、サブエンジン３４を所定の低速回転数に制御する。これにより、燃費を改善することができる。
【００５５】
また、本実施形態においては、メインポンプ３２及びサブポンプ３６はスプリットフロー型を採用するので、下記の効果が得られる。
【００５６】
（１）走行蛇行の防止
図７は、比較例における油圧駆動装置の要部の構成を表す油圧回路図である。
【００５７】
この比較例では、メインエンジン３０によって駆動するシンプルフロー型の第１メインポンプ６１Ａ及び第２メインポンプ６１Ｂと、サブエンジン３４によって駆動するシンプルフロー型の第１サブポンプ６２Ａ及び第２サブポンプ６２Ｂとを備えている。そして、第１吐出ライン４２は、第１メインポンプ６１Ａ及び第１サブポンプ６２Ａからそれぞれ吐出された圧油を合流して第１方向切換弁群３７に供給し、第２吐出ライン４４は、第２メインポンプ６１Ｂ及び第１サブポンプ６２Ｂからそれぞれ吐出された圧油を合流して第２方向切換弁群３８に供給するようになっている。
【００５８】
第１メインポンプ６１Ａには、ポンプ吸収トルクが制限値（最大吸収トルク）を超えないように、吐出圧力Ｐａに応じて斜板の傾転量（ポンプ容量）を制御する吸収トルク制御機構６３Ａが設けられている。第２メインポンプ６１Ｂには、ポンプ吸収トルクが制限値（最大吸収トルク）を超えないように、吐出圧力Ｐｂに応じて斜板の傾転量（ポンプ容量）を制御する吸収トルク制御機構６３Ｂが設けられている。また、詳細は図示しないが、吸収トルク制御機構６３Ａ，６３Ｂは連動して、メインポンプ６１Ａ，６１Ｂの全馬力制御を行うようになっている。すなわち、メインポンプ６１Ａ，６１Ｂのうちの一方の吸収馬力が最大吸収馬力に達しない場合は、そのぶんだけ他方の最大吸収馬力を増加させるようになっている。
【００５９】
同様に、第１サブポンプ６２Ａには、ポンプ吸収トルクが制限値（最大吸収トルク）を超えないように、吐出圧力Ｐａに応じて斜板の傾転量（ポンプ容量）を制御する吸収トルク制御機構６４Ａが設けられている。第２サブポンプ６２Ｂには、ポンプ吸収トルクが制限値（最大吸収トルク）を超えないように、吐出圧力Ｐｂに応じて斜板の傾転量（ポンプ容量）を制御する吸収トルク制御機構６４Ｂが設けられている。また、詳細は図示しないが、吸収トルク制御機構６４Ａ，６４Ｂは連動して、サブポンプ６２Ａ，６２Ｂの全馬力制御を行うようになっている。すなわち、サブポンプ６２Ａ，６２Ｂのうちの一方の吸収馬力が最大吸収馬力に達しない場合は、そのぶんだけ他方の最大吸収馬力を増加させるようになっている。
【００６０】
ここで、左の走行用油圧モータ１２Ａの走行速度（定格回転数）は、第１メインポンプ６１Ａ及び第１サブポンプ６２Ａの吐出流量並びに左の走行用油圧モータ１２の容量により決定される。また、右の走行用油圧モータ１２Ｂの走行速度（回転数）は、第２メインポンプ６１Ｂ及び第２サブポンプ６２Ｂの吐出流量並びに右の走行用油圧モータ１２Ｂの容量により決定される。そのため、メインポンプ６１Ａ，６１Ｂの仕様は同じ、サブポンプ６２Ａ，６２Ｂの仕様は同じ、走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂの仕様は同じにする必要がある。しかし、実際の製品では加工誤差等のバラツキがあり、第１メインポンプ６１Ａの吐出流量Ｑｃと第２メインポンプ６１Ｂの吐出流量Ｑｄに差が生じたり、第１サブポンプ６２Ａの吐出流量Ｑｅと第２サブポンプ６２Ｂの吐出流量Ｑｆに差が生じたりする。
【００６１】
そして、直進走行操作時に、上述した理由から、左右の走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂに速度差が発生する。このとき、左右の走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂのうち回転数の高いほうが駆動側となり低いほうが従動側となり、駆動側の負荷圧は従動側の負荷圧より高くなる。これは、左右のクローラ１１，１１が直進性を持ち、駆動側（高圧側）と従属側（低圧側）が発生することによる。この状態で駆動側と従動側の負荷圧差が左右のクローラ１１，１１の直進性により補えない大きさになると、走行蛇行し、意図する直進走行が行えなくなる。
【００６２】
これに対し本実施形態においては、メインポンプ３２及びサブポンプ３６はスプリットフロー型を採用しており、メインポンプ３２における吐出ポート３２ａの吐出流量と吐出ポート３２ｂの吐出流量を同じ、サブポンプ３６における吐出ポート３６ａの吐出流量と吐出ポート３６ｂの吐出流量を同じとすることができる。これにより、直進走行操作時に発生する左右の走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂの速度差を抑えることができ、走行蛇行を防止することができる。
【００６３】
（２）走行ステアリング時の供給流量
例えば図８で示すような走行ステアリング時（右折時）、左の走行用油圧モータ１２Ｂが駆動側となり右の走行用油圧モータ１２Ａが従動側となり、駆動側の負荷圧は従動側の負荷圧より高くなる。このとき、左の走行用油圧モータ１２Ｂの回転数を高くすることが好ましい。このような場合における左の走行用油圧モータ１２Ｂへの供給流量として、メインポンプ及びサブポンプのうちメインポンプの吐出流量を例にとり、上記比較例と比較しながら説明する。
【００６４】
図９（ａ）は、上記比較例における第１メインポンプ６１Ａの吐出流量Ｑｃ及び第２メインポンプ６１Ｂの吐出流量Ｑｄを説明するためのポンプ吸収馬力特性図であり、図９（ｂ）は、本実施形態のメインポンプ３２における吐出ポート３２ａの吐出流量を説明するためのポンプ吸収馬力特性図である。
【００６５】
比較例においては、例えば右の走行用油圧モータ１２Ｂの負荷圧（言い換えれば、第２メインポンプ６１Ｂの吐出圧力）Ｐｂ＝Ｐ３（ただし、Ｐ３＜Ｐ１）である場合、吸収トルク制御機構６３Ｂによって第２メインポンプ６１Ｂの吐出流量ＱｄはＱ＿maxとなる。このとき、第２メインポンプ６１Ｂの吸収馬力は最大吸収馬力に達していないことから、全馬力制御によって第１メインポンプ６１Ａの最大吸収馬力が増加し、すなわち吸収馬力制御特性が図９中一点鎖線で示すように右側にシフトする。そして、例えば左の走行用油圧モータ１２Ｂの負荷圧（言い換えれば、第１メインポンプ６１Ａの吐出圧力）Ｐａ＝Ｐ４（ただし、Ｐ４＞Ｐ１）である場合、吸収トルク制御機構６３Ａによって第１メインポンプ６１Ａの吐出流量Ｑｃ＝Ｑ１（ただし、Ｑ１＜Ｑ＿max）となる。
【００６６】
このとき、メインポンプ６１Ａ，６１Ｂの吸収トルクの総和τ０は、下記の式（１）より得られる。この式（１）を変形すると、吐出流量Ｑ１の式（２）が得られる。
【００６７】
τ０＝（Ｑ＿max×Ｐ３＋Ｑ１×Ｐ４）／（２×π）・・・（１）
Ｑ１＝２×π×τ０／Ｐ４−Ｑ＿max×Ｐ３／Ｐ４・・・（２）
一方、本実施形態においては、例えば右の走行用油圧モータ１２Ｂの負荷圧（言い換えれば、メインポンプ３２の吐出ポート３２ｂの吐出圧力）Ｐｂ＝Ｐ３（ただし、Ｐ３＜Ｐ１）であって左の走行用油圧モータ１２Ｂの負荷圧（言い換えれば、メインポンプ３２の吐出ポート３２ａの吐出圧力）Ｐａ＝Ｐ４である場合、すなわち、それらの平均値（Ｐａ＋Ｐｂ）／２＝Ｐ３＋Ｐ４／２＝Ｐ５である場合、吸収トルク制御機構４６によってメインポンプ３２の吐出流量Ｑａ＝Ｑ２（ただし、Ｑ２＜Ｑ＿max）となる。
【００６８】
このとき、メインポンプ３２の吸収トルクτ０は、下記の式（３）より得られる。この式（３）を変形すると、吐出流量Ｑ２の式（４）が得られる。
【００６９】
τ０＝Ｑ２×（Ｐ３＋Ｐ４）／（２×π）・・・（３）
Ｑ２＝２×π×τ０／（Ｐ３＋Ｐ４）・・・（４）
そして、右折時の左走行用油圧モータ１２Ｂへの供給流量を比較するために、本実施形態のポンプ吐出流量Ｑａ＝Ｑ２と比較例のポンプ吐出流量Ｑｃ＝Ｑ１と差分を評価する。上記の式（２）及び（４）から下記の式（５）が得られる。
【００７０】
Ｑ２−Ｑ１＝２×π×τ０／（Ｐ３＋Ｐ４）
−（２×π×τ０／Ｐ４−Ｑ＿max×Ｐ３／Ｐ４）
＝Ｐ３／Ｐ４（Ｑ＿max−２×π×τ０／（Ｐ３＋Ｐ４））
＝Ｐ３／Ｐ４（Ｑ＿max−Ｑ２）・・・（５）
したがって、Ｑ＿max＞Ｑ２により、Ｑ２＞Ｑ１である。すなわち、本実施形態においては、上記比較例と比べて、走行ステアリング時の供給流量を高めることができる。
【００７１】
なお、上記一実施形態においては、サブエンジン制御装置３５は、走行用油圧モータ１２Ａ及び１２Ｂが非操作状態であって予め設定された所定時間が経過した場合、サブエンジン３４を所定の低速回転数となるように制御する構成を例にとって説明したが、これに限られず、サブエンジン３４を停止するように構成してもよい。この場合には、サブエンジン３４の再起動のレスポンスが若干落ちるものの、燃費をさらに改善することができる。
【００７２】
なお、以上においては、本発明の適用対象である建設機械の一例としてミニショベル（運転質量６トン未満の小型油圧ショベル）を例にとって説明したが、これに限られず、小型油圧クレーン等に適用してもよいことは言うまでもない。
【符号の説明】
【００７３】
１２Ａ 左の走行用油圧モータ
１２Ｂ 右の走行用油圧モータ
１５ 旋回用油圧モータ
１９ ブーム用油圧シリンダ
２０ アーム用油圧シリンダ
２１ バケット用油圧シリンダ
３０ メインエンジン
３１ メインエンジン制御装置（メインエンジン制御手段）
３２ メインポンプ
３４ サブエンジン
３５ サブエンジン制御装置（サブエンジン制御手段）
３６ サブポンプ
３９Ａ 左走行用方向切換弁
３９Ｂ 右走行用方向切換弁
４０ 旋回用方向切換弁
４１ ブーム用方向切換弁
５４ 圧力センサ（第１の操作検出手段、第２の操作検出手段）
５６ 圧力センサ（第２の操作検出手段）
【技術分野】
【０００１】
本発明は、油圧ショベル等の建設機械に係り、特に、エンジン及びこのエンジンによって駆動する油圧ポンプを備えた建設機械の油圧駆動装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
油圧ショベル等の建設機械に搭載された油圧駆動装置は、一般に、エンジンと、このエンジンによって駆動する油圧ポンプと、複数の油圧アクチュエータ（詳細には、例えば左右の走行用油圧モータ、旋回用油圧モータ、ブーム用油圧シリンダ、アーム用油圧シリンダ、及びバケット用油圧シリンダ等）と、これら油圧アクチュエータの動作をそれぞれ指示する複数の操作手段（詳細には、例えば操作レバーの操作量に対応したパイロット圧を出力する操作手段）と、これら操作手段の操作に応じて油圧ポンプから複数の油圧アクチュエータへの圧油の流れをそれぞれ制御する複数の方向切換弁とを備えている。
【０００３】
ここで、エンジンの燃料消費（燃費）の低減を図るため、全ての油圧アクチュエータが非操作状態になると、エンジン回転数を所定の定常回転数から所定の低速回転数（例えばアイドル回転数）に低下させ、その後、いずれかの油圧アクチュエータが操作状態になると、エンジン回転数を所定の定常回転数に復帰させるオートアイドル制御が提唱されている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１に記載の従来技術では、全ての操作手段の操作位置若しくは全ての方向切換弁の切換位置が中立位置にあるか否かを検出・判定し、中立位置にある場合は、エンジン回転数が所定の低速回転数となるようにガバナを制御するようになっている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開平６−２５７１８４号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、上記従来技術には以下のような改善の余地がある。
すなわち、例えば運転質量６トン未満の小型油圧ショベル（いわゆるミニショベル）においては、一般的に１つのエンジンを搭載しており、このエンジンの定格出力馬力は、油圧ポンプの必要吸収馬力が最大となる走行操作時（言い換えれば、走行用油圧モータの操作時）を考慮し、その走行操作時の油圧ポンプの必要吸収馬力に対し余裕をみて少し大きくなるように設定されている。これにより、所望の走行性能が得られるようになっている。しかし、走行操作以外の例えば旋回操作や作業機の操作時（言い換えれば、例えば旋回用油圧モータ、ブーム用油圧シリンダ、アーム用油圧シリンダ、又はバケット用油圧シリンダの操作時）における油圧ポンプの必要吸収馬力は、前述した走行操作時より小さい。そのため、このような操作時に、油圧ポンプの必要吸収馬力に対しエンジンの定格出力馬力が大幅に大きくなるので、燃費が悪くなってしまうという課題がある。
【０００６】
本発明の目的は、燃費を改善することができる建設機械の油圧駆動装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、メインエンジンと、前記メインエンジンによって駆動するメインポンプと、サブエンジンと、前記サブエンジンによって駆動するサブポンプと、走行用油圧モータを含む複数の油圧アクチュエータと、前記複数の油圧アクチュエータへの圧油の流れをそれぞれ制御する複数の方向切換弁とを備え、前記メインポンプ及び前記サブポンプから吐出された圧油を、前記方向切換弁を介し前記油圧アクチュエータに供給する建設機械の油圧駆動装置であって、前記複数の油圧アクチュエータが全て非操作状態にあるかどうかを検出する第１の操作検出手段と、前記走行用油圧モータが非操作状態にあるかどうかを検出する第２の操作検出手段と、前記複数の油圧アクチュエータのうちのいずれかが操作状態にある場合、前記メインエンジンを所定の定常回転数となるように制御し、前記複数の油圧アクチュエータが全て非操作状態であって予め設定された所定時間が経過した場合、前記メインエンジンを所定の低速回転数となるように制御するメインエンジン制御手段と、前記走行用油圧モータが操作状態にある場合、前記サブエンジンを所定の定常回転数となるように制御し、前記走行用油圧モータが非操作状態であって予め設定された所定時間が経過した場合、前記サブエンジンを所定の低速回転数となるように制御するか若しくは停止するサブエンジン制御手段とを備える。
【０００８】
このように本発明においては、例えばミニショベルに適用する場合のように、油圧ポンプの必要吸収馬力が最大となる走行操作時（言い換えれば、走行用油圧モータの操作状態）を考慮し、その走行操作時の油圧ポンプの必要吸収馬力を１つのエンジンの定格出力馬力で補えることが可能な場合であっても、メインエンジンとサブエンジンを搭載する。このとき、メインエンジンの定格出力馬力は、走行以外の他の操作時（言い換えれば、走行用油圧モータ以外の他の油圧アクチュエータの操作状態）における油圧ポンプの必要吸収馬力（詳細には、メインポンプの最大吸収馬力）に対し余裕をみて少し大きくなるように設定され、サブエンジンの定格出力馬力は、走行操作時の油圧ポンプの必要吸収馬力（詳細には、メインポンプの最大吸収馬力とサブポンプの最大吸収馬力との総和）に対しメインエンジンの定格出力馬力だけでは不足する分を補うように設定される。すなわち、メインエンジンの定格出力馬力とサブエンジンの定格出力馬力との総和は、メインポンプの最大吸収馬力とサブポンプの最大吸収馬力との総和に対し余裕をみて少し大きくなるように設定される。
【０００９】
そして、走行操作時は、メインエンジン及びサブエンジンを所定の定常回転数に制御する。これにより、所望の走行性能を得ることができる。一方、走行以外の他の操作時は、メインエンジンを所定の定常回転数に制御し、サブエンジンを所定の低速回転数に制御するか若しくは停止する。これにより、燃費を改善することができる。
【００１０】
（２）上記（１）において、好ましくは、前記メインポンプは、スプリットフロー型であって、同じ吐出流量としつつ異なる吐出圧力を保持可能な第１出力ポート及び第２出力ポートを有し、前記サブポンプは、スプリットフロータイプ型であって、同じ吐出流量としつつ異なる吐出圧力を保持可能な第３出力ポート及び第４出力ポートを有しており、前記メインポンプの第１出力ポート及び前記サブポンプの第３出力ポートからそれぞれ吐出された圧油を合流させて左走行用方向切換弁を介し左の走行用油圧モータに供給し、且つ前記メインポンプの第２出力ポート及び前記サブポンプの第４出力ポートからそれぞれ吐出された圧油を合流させて右走行用方向切換弁を介し右の走行用油圧モータに供給するように構成する。
【００１１】
（３）上記（２）において、好ましくは、前記メインポンプは、ポンプ吸収トルクが制限値を超えないように、前記第１出力ポートの吐出圧力及び前記第２出力ポートの吐出圧力に応じてポンプ容量を制御する吸収トルク制御機構を有し、前記サブポンプは、ポンプ吸収トルクが制限値を超えないように、前記第３出力ポートの吐出圧力及び前記第４出力ポートの吐出圧力に応じてポンプ容量を制御する吸収トルク制御機構を有する。
【発明の効果】
【００１２】
本発明によれば、燃費を改善することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】本発明の適用対象であるミニショベルの全体構造を表す側面図である。
【図２】本発明の一実施形態における油圧駆動装置の要部の構成を表す油圧回路図である。
【図３】本発明の一実施形態における油圧駆動装置のパイロット部の構成を表す油圧回路図である。
【図４】本発明の一実施形態におけるメインポンプの吸収トルク制御特性、サブポンプの吸収トルク制御特性、並びにメインポンプ及びサブポンプ全体の吸収トルク制御特性を表す、ポンプ吐出圧力（Ｐ）−ポンプ容量（ｑ）の特性図である。
【図５】本発明の一実施形態におけるメインエンジン制御装置及びサブエンジン制御装置を関連機器とともに表すブロック図である。
【図６】本発明の一実施形態におけるエンジン回転数が定格最大回転数にある場合のメインポンプの吸収馬力特性とメインエンジンの定格出力馬力との関係、並びにメインポンプ及びサブポンプ全体の吸収馬力特性とメインエンジン及びサブエンジン全体の定格出力馬力との関係を表す図である。
【図７】比較例における油圧駆動装置の要部の構成を表す油圧回路図である。
【図８】走行ステアリング時の負荷圧を説明するための図である。
【図９】比較例及び本発明の一実施形態におけるポンプ供給流量をそれぞれ説明するためのポンプ吸収馬力特性図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
以下、本発明の一実施形態を、図面を参照しつつ説明する。
【００１５】
図１は、本発明の適用対象であるミニショベルの全体構造を表す側面図である。なお、以降、ミニショベルが図１に示す状態にて運転者が運転席に着座した場合における運転者の前側（図１中左側）、後側（図１中右側）、左側（図１中紙面に向かって手前側）、右側（図１中紙面に向かって奥側）を、単に前側、後側、左側、右側と称する。
【００１６】
この図１において、ミニショベルは、クローラ式の下部走行体１と、この下部走行体１上に旋回可能に設けた上部旋回体２と、この上部旋回体２の基礎下部構造をなす旋回フレーム３と、この旋回フレーム３の前側に左右方向に回動可能に設けられたスイングポスト４と、このスイングポスト４に上下方向に回動可能（俯仰可能）に連結された多関節型の作業機５と、旋回フレーム４上に設けたキャノピータイプの運転室６と、旋回フレーム４上の運転室６以外の大部分を覆う外装カバー７とを備えている。
【００１７】
下部走行体１は、上方から見て略Ｈ字形状のトラックフレーム８と、このトラックフレーム８の左右両側の後端近傍に回転可能に支持された左右の駆動輪９，９と、トラックフレーム８の左右両側の前端近傍に回転可能に支持された左右の従動輪（アイドラ）１０，１０と、左右それぞれの駆動輪９と従動輪１０とで掛けまわされた左右の履帯（クローラ）１１，１１とを備えており、左右の走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂ（後述の図２参照）により左右の駆動輪９，９が回転するようになっている。
【００１８】
トラックフレーム８の前側には排土用のブレード１３が上下動可能に設けられており、このブレード１３はブレード用油圧シリンダ（図示せず）により上下動するようになっている。
【００１９】
トラックフレーム８の中央部には旋回輪１４が設けられ、この旋回輪１４を介し上部旋回体２が旋回可能に設けられており、上部旋回体２は旋回用油圧モー１５により旋回するようになっている。
【００２０】
スイングポスト４は、上部旋回体２の前側に左右方向に回動可能に設けられ、スイング用油圧シリンダ（図示せず）により左右方向に回動するようになっている。これにより、作業機５が左右にスイングするようになっている。
【００２１】
作業機５は、スイングポスト４に上下方向に回動可能に連結されたブーム１６と、このブーム１６に上下方向に回動可能に連結されたアーム１７と、このアーム１７に上下方向に回動可能に連結されたバケット１８とを備えている。ブーム１６、アーム１７、及びバケット１８は、ブーム用油圧シリンダ１９、アーム用油圧シリンダ２０、及びバケット用油圧シリンダ２１により上下方向に回動するようになっている。なお、バケット１８は、例えばオプション用油圧アクチュエータが組み込まれたアタッチメント（図示せず）と交換可能になっている。
【００２２】
運転室６には、運転者が着座する運転席（座席）２２が設けられている。運転席２２の前方には、手または足で操作可能とし前後方向に操作することで左の旋回用油圧モータ１２Ａの動作を指示する左走行用操作レバー２３Ａと、手または足で操作可能とし前後方向に操作することで右の旋回用油圧モータ１２Ｂの動作を指示する右走行用操作レバー２３Ｂ（後述の図３参照）が設けられている。
【００２３】
左走行用操作レバー２３Ａのさらに左側の足元部分には、オプション用アクチュエータの動作を指示するオプション用操作ペダル（図示せず）が設けられている。右走行用操作レバー２３Ｂのさらに右側の足元部分には、左右方向に操作することでスイング用油圧シリンダの動作を指示するスイング用操作ペダル（図示せず）が設けられている。
【００２４】
運転席２２の左側には、前後方向に操作することでアーム用油圧シリンダ２０の動作を指示し、左右方向に操作することで旋回用油圧モータ１５の動作を指示する十字操作式のアーム・旋回用操作レバー２４Ａが設けられている。また、運転席２２の左側（言い換えれば、運転室６の乗降口）には、ロック解除位置（詳細には、運転者の乗降を妨げる下降位置）とロック位置（詳細には、運転者の乗降を許容する上昇位置）に操作されるロックレバー２５が設けられている。
【００２５】
運転席２２の右側には、前後方向に操作することでブーム用油圧シリンダ１９の動作を指示し、左右方向に操作することバケット用油圧シリンダ２１の動作を指示する十字操作式のブーム・バケット用操作レバー２４Ｂ（後述の図３参照）が設けられている。また、運転席２２の右側には、ブレード用油圧シリンダの動作を指示するブレード用操作レバー（図示せず）が設けられている。また、運転席２２の右側には、エンジンの目標回転数を指示する回転数指示手段としての回転数ダイヤル２６（後述の図５参照）設けられている。
【００２６】
上述した左右の履帯１１、ブレード１４、上部旋回体２、スイングポスト５、ブーム１５、アーム１６、及びバケット１７は、ミニショベルに搭載された油圧駆動装置により駆動される被駆動部材を構成している。図２は、この油圧駆動装置の要部の構成を表す油圧回路図であり、図３は、油圧駆動装置のパイロット部の構成を表す油圧回路図である。なお、図２においては、便宜上、旋回用油圧モータ１５及びブーム用油圧シリンダ１９等の図示を省略している。
【００２７】
これら図２及び図３において、油圧駆動装置は、メインエンジン３０と、このメインエンジン３０を制御するメインエンジン制御装置３１と、メインエンジン３０によって駆動する可変容量型のメインポンプ３２及び固定容量型のパイロットポンプ３３と、サブエンジン３４と、このサブエンジン３４を制御するサブエンジン制御装置３５と、サブエンジン３４によって駆動する可変容量型のサブポンプ３６と、メインポンプ３２及びサブポンプ３６から吐出された圧油が供給されるセンタバイパス形の第１方向切換弁群３７及び第２方向切換弁群３８とを備えている。
【００２８】
第１方向切換弁群３７は、左走行用油圧モータ１２Ａへの圧油の流れを制御する左走行用方向切換弁３９Ａを含み、その他、例えば旋回用油圧モータ１５への圧油の流れを制御する旋回用方向切換弁４０やアーム用油圧シリンダ２０への圧油の流れを制御するアーム用方向切換弁等（図示せず）を含んでいる。第２方向切換弁群３８は、右走行用油圧モータ１２Ｂへの圧油の流れを制御する右走行用方向切換弁３９Ｂを含み、その他、例えばブーム用油圧シリンダ１９への圧油の流れを制御するブーム用方向切換弁４１やバケット用油圧シリンダ２１への圧油の流れを制御するバケット用方向切換弁等（図示せず）を含んでいる。
【００２９】
メインポンプ３２は、いわゆるスプリットフロー型であって、同じ吐出流量としつつ異なる吐出圧力を保持可能な２つの吐出ポート３２ａ，３２ｂを有している。同様に、サブポンプ３６は、いわゆるスプリットフロー型であって、同じ吐出流量としつつ異なる吐出圧力を保持可能な２つの吐出ポート３６ａ，３６ｂを有している。
【００３０】
そして、メインポンプ３２の吐出ポート３２ａ及びサブポンプ３６の吐出ポート３６ａからそれぞれ吐出された圧油を合流して第１方向切換弁群３７に供給する第１吐出ライン４２が設けられている。この第１吐出ライン４２には、第１方向切換弁群３７への供給圧力（言い換えれば、メインポンプ３２の吐出ポート３２ａ及びサブポンプ３６の吐出ポート３６ａの吐出圧力）Ｐａの上限を規定する第１リリーフ弁４３が設けられている。また、メインポンプ３２の吐出ポート３２ｂ及びサブポンプ３６の吐出ポート３６ｂからそれぞれ吐出された圧油を合流して第２方向切換弁群３８に供給する第２吐出ライン４４が設けられている。この第２吐出ライン４４には、第２方向切換弁群３８への供給圧力（言い換えれば、メインポンプ３２の吐出ポート３２ｂ及びサブポンプ３６の吐出ポート３６ｂの吐出圧力）Ｐｂの上限を規定する第２リリーフ弁４５が設けられている。
【００３１】
また、メインポンプ３２には、ポンプ吸収トルクが制限値（最大吸収トルク）を超えないように、吐出ポート３２ａの吐出圧力Ｐａ及び吐出ポート３２ｂの吐出圧力Ｐｂに応じて斜板の傾転量（ポンプ容量）を制御する吸収トルク制御機構４６が設けられている。吸収トルク制御機構４６は、吐出ポート３２ａの吐出圧力Ｐａが導かれて斜板の傾転量の減少方向に作用するアクチュエータ４６ａと、吐出ポート３２ｂの吐出圧力Ｐｂが導かれて斜板の傾転量の減少方向に作用するアクチュエータ４６ｂと、斜板の傾転量の増大方向に作用するバネ４６ｃとを有している。バネ４６ｃは、メインポンプ３２の最大吸収トルクを設定する手段として機能する。
【００３２】
同様に、サブポンプ３６には、ポンプ吸収トルクが制限値（最大吸収トルク）を超えないように、吐出ポート３６ａの吐出圧力Ｐａ及び吐出ポート３６ｂの吐出圧力Ｐｂに応じて斜板の傾転量（ポンプ容量）を制御する吸収トルク制御機構４７が設けられている。吸収トルク制御機構４７は、吐出ポート３６ａの吐出圧力Ｐａが導かれて斜板の傾転量の減少方向に作用するアクチュエータ４７ａと、吐出ポート３６ｂの吐出圧力Ｐｂが導かれて斜板の傾転量の減少方向に作用するアクチュエータ４７ｂと、斜板の傾転量の増大方向に作用するバネ４７ｃとを有している。バネ４７ｃは、サブポンプ３６の最大吸収トルクを設定する手段として機能する。
【００３３】
吸収トルク制御機構４６，４７の機能を、図４（ａ）及び図４（ｂ）を用いて説明する。図４（ａ）及び図４（ｂ）は、メインポンプ３２の吸収トルク制御特性、サブポンプ３６の吸収トルク制御特性、並びにメインポンプ３２及びサブポンプ３６全体の吸収トルク制御特性を表す、ポンプ吐出圧力−ポンプ容量の特性図である。なお、これら図４（ａ）及び図４（ｂ）において、横軸のポンプ吐出圧力は、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値をとっている。
【００３４】
メインポンプ３２は、吐出ポート３２ａの吐出圧力Ｐａ及び吐出ポート３２ｂの吐出圧力Ｐｂの平均値がＰ１以下である場合、吸収トルク制御機構４６によってポンプ容量が最大値ｑａ＿maxに維持される。このとき、ポンプ吸収トルクは、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値の上昇に従って増加し、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１になると最大吸収トルクＴａとなる。そして、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１を超えると、吸収トルク制御機構４６によってポンプ容量が減少させられ、ポンプ吸収トルクが最大吸収トルクＴａを超えないように制御される。なお、図中のＰ２は、リリーフ弁４３，４５によって設定される吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値の最大値である。
【００３５】
サブポンプ３６は、吐出ポート３６ａの吐出圧力Ｐａ及び吐出ポート３６ｂの吐出圧力Ｐｂの平均値がＰ１以下である場合、吸収トルク制御機構４７によってポンプ容量が最大値ｑｂ＿max（本実施形態では、ｑｂ＿max＜ｑａ＿max）に維持される。このとき、ポンプ吸収トルクは、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値の上昇に従って増加し、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１になると最大吸収トルクＴｂ（本実施形態では、Ｔｂ＜Ｔａ）となる。そして、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１を超えると、吸収トルク制御機構４６によってポンプ容量が減少させられ、ポンプ吸収トルクが最大吸収トルクＴｂを超えないように制御される。
【００３６】
したがって、メインポンプ３２及びサブポンプ３６を総合してみれば、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１以下である場合、メインポンプ３２及びサブポンプ３６全体のポンプ容量が最大値ｑｔ＿max（＝ｑａ＿max＋ｑｂ＿max）に維持される。このとき、メインポンプ３２及びサブポンプ３６全体のポンプ吸収トルクは、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値の上昇に従って増加し、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１になると最大吸収トルクＴｔ（＝Ｔａ＋Ｔｂ）となる。そして、吐出圧力Ｐａ，Ｐｂの平均値がＰ１を超えると、全体のポンプ容量が減少させられ、全体のポンプ吸収トルクが最大吸収トルクＴｔを超えないように制御される。
【００３７】
前述の図２及び図３に戻り、左走行用方向切換弁３９Ａは、操作装置４８Ａの操作によって切り換えられるようになっている。操作装置４８Ａは、左走行用操作レバー２３Ａと、この操作レバー２３Ａの前後方向の操作に応じパイロットポンプ３３の吐出圧を元圧としてパイロット圧を生成する一対のパイロット弁（図示せず）とを有している。そして、例えば操作レバー２３Ａを中立位置から前側に操作すると、その操作量に応じて一方のパイロット弁で生成されたパイロット圧が左走行用方向切換弁３９Ａの図２中左側の受圧部へ出力され、これによって左走行用方向切換弁３９Ａが図２中左側の切換位置に切換えられる。これにより、左の走行用油圧モータ１２Ａが前方向に回転し、左の駆動輪９及び履帯１１が前方向に回転するようになっている。一方、例えば操作レバー２３Ａを中立位置から後側に操作すると、その操作量に応じて他方のパイロット弁で生成されたパイロット圧が左走行用方向切換弁３９Ａの図２中右側の受圧部へ出力され、これによって左走行用方向切換弁３９Ａが図２中右側の切換位置に切換えられる。これにより、左の走行用油圧モータ１２Ａが後方向に回転し、左の駆動輪９及び履帯１１が後方向に回転するようになっている。
【００３８】
右走行用方向切換弁３９Ｂは、操作装置４８Ｂの操作によって切り換えられるようになっている。操作装置４８Ｂは、右走行用操作レバー２３Ｂと、この操作レバー２３Ｂの前後方向の操作に応じパイロットポンプ３３の吐出圧を元圧としてパイロット圧を生成する一対のパイロット弁（図示せず）とを有している。そして、例えば操作レバー２３Ｂを中立位置から前側に操作すると、その操作量に応じて一方のパイロット弁で生成されたパイロット圧が右走行用方向切換弁３９Ｂの図２中左側の受圧部へ出力され、これによって右走行用方向切換弁３９Ｂが図２中左側の切換位置に切換えられる。これにより、右の走行用油圧モータ１２Ｂが前方向に回転し、右の駆動輪９及び履帯１１が前方向に回転するようになっている。一方、例えば操作レバー２３Ｂを中立位置から後側に操作すると、その操作量に応じて他方のパイロット弁で生成されたパイロット圧が右走行用方向切換弁３９Ｂの図２中右側の受圧部へ出力され、これによって右走行用方向切換弁３９Ｂが図２中右側の切換位置に切換えられる。これにより、右の走行用油圧モータ１２Ｂが後方向に回転し、右の駆動輪９及び履帯１１が後方向に回転するようになっている。
【００３９】
旋回用方向切換弁４０は、操作装置４９Ａの操作によって切り換えられるようになっている。操作装置４９Ａは、アーム・旋回用操作レバー２４Ａと、この操作レバー２４Ａの左右方向の操作に応じパイロットポンプ３３の吐出圧を元圧としてパイロット圧を生成する一対のパイロット弁（図示せず）等を有している。そして、例えば操作レバー２４Ａを中立位置から左側に操作すると、その操作量に応じて一方のパイロット弁で生成されたパイロット圧が旋回用方向切換弁４０の図２中左側の受圧部へ出力され、これによって旋回用方向切換弁４０が図２中左側の切換位置に切換えられる。これにより、旋回用油圧モータ１５が左方向に回転し、上部旋回体２が左方向に旋回するようになっている。一方、例えば操作レバー２４Ａを右側に操作すると、その操作量に応じて他方のパイロット弁で生成されたパイロット圧が旋回用方向切換弁４０の図２中右側の受圧部へ出力され、これによって旋回用方向切換弁４０が図２中右側の切換位置に切換えられる。これにより、旋回用油圧モータ１５が右方向に回転し、上部旋回体２が右方向に旋回するようになっている。
【００４０】
ブーム用方向切換弁４１は、操作装置４９Ｂの操作によって切り換えられるようになっている。操作装置４９Ｂは、ブーム・バケット用操作レバー２４Ｂと、この操作レバー２４Ｂの前後方向の操作に応じパイロットポンプ３３の吐出圧を元圧としてパイロット圧を生成する一対のパイロット弁（図示せず）等を有している。そして、例えば操作レバー２４Ｂを中立位置から前側に操作すると、その操作量に応じて一方のパイロット弁で生成されたパイロット圧がブーム用方向切換弁４１の図２中左側の受圧部へ出力され、これによってブーム用方向切換弁４１が図２中左側の切換位置に切換えられる。これにより、ブーム用油圧シリンダ１９が縮短し、ブーム１６が下がるようになっている。一方、例えば操作レバー２４Ｂを後側に操作すると、その操作量に応じて他方のパイロット弁で生成されたパイロット圧がブーム用方向切換弁４１の図２中右側の受圧部へ出力され、これによってブーム用方向切換弁４１が図２中右側の切換位置に切換えられる。これにより、ブーム用油圧シリンダ１９が伸張し、ブーム１６が上がるようになっている。
【００４１】
パイロットポンプ３３の吐出ライン５０には、パイロットポンプ３３の吐出圧を一定に保持するパイロットリリーフ弁５１が設けられている。また、パイロットポンプ３３の吐出ライン５０にはロック弁５２が設けられており、このロック弁５２は、ロックレバー２５の操作に応じて切換えられるようになっている。詳細には、ロックレバー２５がロック解除位置（下降位置）にある場合に開き状態、ロック位置（上昇位置）にある場合に閉じ状態となるロックスイッチ（図示せず）が設けられている。そして、例えばロックスイッチが閉じ状態になると、このロックスイッチを介してロック弁５２のソレノイド部が通電されて、ロック弁５２が図３中下側の切換位置に切換えられる。これにより、パイロットポンプ３３の吐出ライン５０を連通して、パイロットポンプ３３の吐出圧が操作装置４８Ａ，４８Ｂ，４９Ａ，４９Ｂ等に導入される。一方、ロックスイッチが開き状態になると、ロック弁５２のソレノイド部が通電されず、バネの付勢力で、ロック弁５２が図３中上側の切換位置に切換えられる。これにより、パイロットポンプ３３の吐出ライン５０を遮断する。その結果、操作装置４８Ａ，４８Ｂ，４９Ａ，４９Ｂ等を操作してもパイロット圧が生成されず、油圧アクチュエータが作動しないようになっている。
【００４２】
また、操作装置４８Ａから出力されるパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５３Ａと、操作装置４８Ｂから出力されるパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５３Ｂと、これらシャトル弁５３Ａ，５３Ｂで抽出されたパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５３Ｃと、このシャトル弁５３Ｃで抽出されたパイロット圧を検出する圧力センサ５４が設けられている。すなわち、圧力センサ５４は、操作装置４８Ａ，４８Ｂから出力されるパイロット圧のうちの最高圧を検出しており、その検出信号をメインエンジン制御装置３１及びサブエンジン制御装置３５に出力するようになっている。
【００４３】
また、操作装置４９Ａから出力されるパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５５Ａと、操作装置４９Ｂから出力されるパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５５Ｂと、これらシャトル弁５５Ａ，５５Ｂで抽出されたパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５５Ｃとが設けられている。すなわち、シャトル弁５５Ｃは、操作装置４９Ａ，４９Ｂから出力されるパイロット圧のうちの最高圧を抽出するようになっている。また、操作装置４８Ａ，４８Ｂ，４９Ａ，４９Ｂ以外の残りの操作装置（図示せず）から出力されるパイロット圧のうちの最高圧を出力するためにシャトル弁群（図示せず）が設けられ、このシャトル弁群及びシャトル弁５５Ｃで抽出されたパイロット圧のうちの最高圧を抽出するシャトル弁５５Ｄと、このシャトル弁５５Ｄで抽出されたパイロット圧を検出する圧力センサ５６が設けられている。すなわち、圧力センサ５６は、操作装置４８Ａ，４８Ｂ以外の残り操作装置４９Ａ，４９Ｂ等から出力されるパイロット圧のうちの最高圧を検出しており、その検出信号をメインエンジン制御装置３１に出力するようになっている。
【００４４】
図５は、メインエンジン制御装置３１及びサブエンジン制御装置３５を関連機器とともに表すブロック図である。
【００４５】
この図５において、メインエンジン制御装置３１は、圧力センサ５４，５６からの検出信号に基づき、全ての油圧アクチュエータ（詳細には、上述した走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂ、ブレード用油圧シリンダ、旋回用油圧モータ１５、スイング用油圧シリンダ、ブーム用油圧シリンダ１９、アーム用油圧シリンダ２０、及びバケット用油圧シリンダ２１等）が非操作状態にあるかどうかを判定する。詳細には、圧力センサ５４の検出値及び圧力センサ５６の検出値が共に閾値以下であれば、全ての油圧アクチュエータが非操作状態にあると判定し、圧力センサ５４の検出値又は圧力センサ５６の検出値が閾値を超えれば、いずれかの油圧アクチュエータが操作状態にあると判定する。
【００４６】
そして、いずれかの油圧アクチュエータが操作状態にある場合は、メインエンジン３０を所定の定常回転数となるように制御する。詳細には、回転数センサ５７で検出されるメインエンジン３０の実回転数が回転数ダイヤル２６で指示された目標回転数（言い換えれば、所定の定常回転数）となるように、電子ガバナ５８を制御する。ここで、所定の定常回転数とは、目標回転数が定格の最高回転数である場合、例えば２２００ｒｐｍ程度である。
【００４７】
一方、全ての油圧アクチュエータが非操作状態にある場合は、予め設定された所定時間（例えば４秒）が経過するかどうかを判定する。そして、全ての油圧アクチュエータが非操作状態にあって所定時間が経過した場合は、メインエンジン３０を所定の低速回転数となるように制御する。ここで、所定の低速回転数とは、例えばアイドリング回転数（例えば１０００ｒｐｍ程度）である。
【００４８】
サブエンジン制御装置３５は、圧力センサ５４からの検出信号に基づき、走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂが非操作状態にあるかどうかを判定する。詳細には、圧力センサ５４の検出値が閾値以下であれば、走行用油圧モータ１２Ａ及び１２Ｂが非操作状態にあると判定し、圧力センサ５４の検出値が閾値を超えれば、走行用油圧モータ１２Ａ又は１２Ｂが操作状態にあると判定する。
【００４９】
そして、走行用油圧モータ１２Ａ又は１２Ｂが操作状態にある場合は、サブエンジン３４を所定の定常回転数となるように制御する。詳細には、回転数センサ５９で検出されるサブエンジン３４の実回転数が回転数ダイヤル２６で指示された目標回転数（言い換えれば、所定の定常回転数）となるように、電子ガバナ６０を制御する。ここで、所定の定常回転数とは、目標回転数が定格の最高回転数である場合、例えば２２００ｒｐｍ程度である。
【００５０】
一方、走行用油圧モータ１２Ａ及び１２Ｂが非操作状態にある場合は、予め設定された所定時間（例えば４秒でもよいし、これより長い時間であってもよい）が経過するかどうかを判定する。そして、走行用油圧モータ１２Ａ及び１２Ｂが非操作状態にあって所定時間が経過した場合は、サブエンジン３４を所定の低速回転数となるように制御する。ここで、所定の低速回転数とは、例えばアイドリング回転数（例えば１０００ｒｐｍ程度）でもよいし、中間の１５００ｒｐｍ程度であってもよい。
【００５１】
なお、上記において、圧力センサ５４，５６は、特許請求の範囲記載の複数の油圧アクチュエータが全て非操作状態にあるかどうかを検出する第１の操作検出手段を構成する。また、圧力センサ５４は、走行用油圧モータが非操作状態にあるかどうかを検出する第２の操作検出手段を構成している。
【００５２】
次に、本実施形態の作用効果を、図６を用いながら説明する。図６は、エンジン回転数が定格最大回転数にある場合のメインポンプ３２の吸収馬力特性とメインエンジン３０の定格出力馬力との関係、並びにメインポンプ３２及びサブポンプ３６全体の吸収馬力特性とメインエンジン３０及びサブエンジン３４全体の定格出力馬力との関係を表す図である。
【００５３】
図６中点線で示す走行操作時（言い換えれば、走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂの操作時）の出力範囲や、走行操作以外の例えば旋回操作や作業機の操作時（言い換えれば、例えば旋回用油圧モータ１５、ブーム用油圧シリンダ１９、アーム用油圧シリンダ２０、又はバケット用油圧シリンダ２１の操作時）の出力範囲を見て明らかなように、走行操作時の油圧ポンプの必要吸収馬力は、その他の操作時の必要吸収馬力より大きく、最大となる。そして、本実施形態においては、走行操作時の油圧ポンプの必要吸収馬力を１つのエンジンの定格出力馬力で補えることが可能な場合であっても、メインエンジン３０とサブエンジン３４を搭載している。このとき、メインエンジン３０の定格出力馬力Ｈ１＿maxは、走行以外の他の操作時における油圧ポンプの必要吸収馬力（詳細には、メインポンプ３２の最大吸収馬力）に対し余裕をみて少し大きくなるように設定され、サブエンジン３４の定格出力馬力は、走行操作時の油圧ポンプの必要吸収馬力（詳細には、メインポンプ３２の最大吸収馬力とサブポンプ３６の最大吸収馬力との総和）に対しメインエンジン３０の定格出力馬力だけでは不足する分を補うように設定されている。すなわち、メインエンジン３０の定格出力馬力とサブエンジン３４の定格出力馬力との総和Ｈｔ＿maxは、メインポンプ３２の最大吸収馬力とサブポンプ３６の最大吸収馬力との総和に対し余裕をみて少し大きくなるように設定されている。
【００５４】
そして、走行操作時は、メインエンジン３０及びサブエンジン３４を所定の定常回転数に制御する。これにより、所望の走行性能を得ることができる。一方、走行以外の他の操作時は、メインエンジン３０を所定の定常回転数に制御し、サブエンジン３４を所定の低速回転数に制御する。これにより、燃費を改善することができる。
【００５５】
また、本実施形態においては、メインポンプ３２及びサブポンプ３６はスプリットフロー型を採用するので、下記の効果が得られる。
【００５６】
（１）走行蛇行の防止
図７は、比較例における油圧駆動装置の要部の構成を表す油圧回路図である。
【００５７】
この比較例では、メインエンジン３０によって駆動するシンプルフロー型の第１メインポンプ６１Ａ及び第２メインポンプ６１Ｂと、サブエンジン３４によって駆動するシンプルフロー型の第１サブポンプ６２Ａ及び第２サブポンプ６２Ｂとを備えている。そして、第１吐出ライン４２は、第１メインポンプ６１Ａ及び第１サブポンプ６２Ａからそれぞれ吐出された圧油を合流して第１方向切換弁群３７に供給し、第２吐出ライン４４は、第２メインポンプ６１Ｂ及び第１サブポンプ６２Ｂからそれぞれ吐出された圧油を合流して第２方向切換弁群３８に供給するようになっている。
【００５８】
第１メインポンプ６１Ａには、ポンプ吸収トルクが制限値（最大吸収トルク）を超えないように、吐出圧力Ｐａに応じて斜板の傾転量（ポンプ容量）を制御する吸収トルク制御機構６３Ａが設けられている。第２メインポンプ６１Ｂには、ポンプ吸収トルクが制限値（最大吸収トルク）を超えないように、吐出圧力Ｐｂに応じて斜板の傾転量（ポンプ容量）を制御する吸収トルク制御機構６３Ｂが設けられている。また、詳細は図示しないが、吸収トルク制御機構６３Ａ，６３Ｂは連動して、メインポンプ６１Ａ，６１Ｂの全馬力制御を行うようになっている。すなわち、メインポンプ６１Ａ，６１Ｂのうちの一方の吸収馬力が最大吸収馬力に達しない場合は、そのぶんだけ他方の最大吸収馬力を増加させるようになっている。
【００５９】
同様に、第１サブポンプ６２Ａには、ポンプ吸収トルクが制限値（最大吸収トルク）を超えないように、吐出圧力Ｐａに応じて斜板の傾転量（ポンプ容量）を制御する吸収トルク制御機構６４Ａが設けられている。第２サブポンプ６２Ｂには、ポンプ吸収トルクが制限値（最大吸収トルク）を超えないように、吐出圧力Ｐｂに応じて斜板の傾転量（ポンプ容量）を制御する吸収トルク制御機構６４Ｂが設けられている。また、詳細は図示しないが、吸収トルク制御機構６４Ａ，６４Ｂは連動して、サブポンプ６２Ａ，６２Ｂの全馬力制御を行うようになっている。すなわち、サブポンプ６２Ａ，６２Ｂのうちの一方の吸収馬力が最大吸収馬力に達しない場合は、そのぶんだけ他方の最大吸収馬力を増加させるようになっている。
【００６０】
ここで、左の走行用油圧モータ１２Ａの走行速度（定格回転数）は、第１メインポンプ６１Ａ及び第１サブポンプ６２Ａの吐出流量並びに左の走行用油圧モータ１２の容量により決定される。また、右の走行用油圧モータ１２Ｂの走行速度（回転数）は、第２メインポンプ６１Ｂ及び第２サブポンプ６２Ｂの吐出流量並びに右の走行用油圧モータ１２Ｂの容量により決定される。そのため、メインポンプ６１Ａ，６１Ｂの仕様は同じ、サブポンプ６２Ａ，６２Ｂの仕様は同じ、走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂの仕様は同じにする必要がある。しかし、実際の製品では加工誤差等のバラツキがあり、第１メインポンプ６１Ａの吐出流量Ｑｃと第２メインポンプ６１Ｂの吐出流量Ｑｄに差が生じたり、第１サブポンプ６２Ａの吐出流量Ｑｅと第２サブポンプ６２Ｂの吐出流量Ｑｆに差が生じたりする。
【００６１】
そして、直進走行操作時に、上述した理由から、左右の走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂに速度差が発生する。このとき、左右の走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂのうち回転数の高いほうが駆動側となり低いほうが従動側となり、駆動側の負荷圧は従動側の負荷圧より高くなる。これは、左右のクローラ１１，１１が直進性を持ち、駆動側（高圧側）と従属側（低圧側）が発生することによる。この状態で駆動側と従動側の負荷圧差が左右のクローラ１１，１１の直進性により補えない大きさになると、走行蛇行し、意図する直進走行が行えなくなる。
【００６２】
これに対し本実施形態においては、メインポンプ３２及びサブポンプ３６はスプリットフロー型を採用しており、メインポンプ３２における吐出ポート３２ａの吐出流量と吐出ポート３２ｂの吐出流量を同じ、サブポンプ３６における吐出ポート３６ａの吐出流量と吐出ポート３６ｂの吐出流量を同じとすることができる。これにより、直進走行操作時に発生する左右の走行用油圧モータ１２Ａ，１２Ｂの速度差を抑えることができ、走行蛇行を防止することができる。
【００６３】
（２）走行ステアリング時の供給流量
例えば図８で示すような走行ステアリング時（右折時）、左の走行用油圧モータ１２Ｂが駆動側となり右の走行用油圧モータ１２Ａが従動側となり、駆動側の負荷圧は従動側の負荷圧より高くなる。このとき、左の走行用油圧モータ１２Ｂの回転数を高くすることが好ましい。このような場合における左の走行用油圧モータ１２Ｂへの供給流量として、メインポンプ及びサブポンプのうちメインポンプの吐出流量を例にとり、上記比較例と比較しながら説明する。
【００６４】
図９（ａ）は、上記比較例における第１メインポンプ６１Ａの吐出流量Ｑｃ及び第２メインポンプ６１Ｂの吐出流量Ｑｄを説明するためのポンプ吸収馬力特性図であり、図９（ｂ）は、本実施形態のメインポンプ３２における吐出ポート３２ａの吐出流量を説明するためのポンプ吸収馬力特性図である。
【００６５】
比較例においては、例えば右の走行用油圧モータ１２Ｂの負荷圧（言い換えれば、第２メインポンプ６１Ｂの吐出圧力）Ｐｂ＝Ｐ３（ただし、Ｐ３＜Ｐ１）である場合、吸収トルク制御機構６３Ｂによって第２メインポンプ６１Ｂの吐出流量ＱｄはＱ＿maxとなる。このとき、第２メインポンプ６１Ｂの吸収馬力は最大吸収馬力に達していないことから、全馬力制御によって第１メインポンプ６１Ａの最大吸収馬力が増加し、すなわち吸収馬力制御特性が図９中一点鎖線で示すように右側にシフトする。そして、例えば左の走行用油圧モータ１２Ｂの負荷圧（言い換えれば、第１メインポンプ６１Ａの吐出圧力）Ｐａ＝Ｐ４（ただし、Ｐ４＞Ｐ１）である場合、吸収トルク制御機構６３Ａによって第１メインポンプ６１Ａの吐出流量Ｑｃ＝Ｑ１（ただし、Ｑ１＜Ｑ＿max）となる。
【００６６】
このとき、メインポンプ６１Ａ，６１Ｂの吸収トルクの総和τ０は、下記の式（１）より得られる。この式（１）を変形すると、吐出流量Ｑ１の式（２）が得られる。
【００６７】
τ０＝（Ｑ＿max×Ｐ３＋Ｑ１×Ｐ４）／（２×π）・・・（１）
Ｑ１＝２×π×τ０／Ｐ４−Ｑ＿max×Ｐ３／Ｐ４・・・（２）
一方、本実施形態においては、例えば右の走行用油圧モータ１２Ｂの負荷圧（言い換えれば、メインポンプ３２の吐出ポート３２ｂの吐出圧力）Ｐｂ＝Ｐ３（ただし、Ｐ３＜Ｐ１）であって左の走行用油圧モータ１２Ｂの負荷圧（言い換えれば、メインポンプ３２の吐出ポート３２ａの吐出圧力）Ｐａ＝Ｐ４である場合、すなわち、それらの平均値（Ｐａ＋Ｐｂ）／２＝Ｐ３＋Ｐ４／２＝Ｐ５である場合、吸収トルク制御機構４６によってメインポンプ３２の吐出流量Ｑａ＝Ｑ２（ただし、Ｑ２＜Ｑ＿max）となる。
【００６８】
このとき、メインポンプ３２の吸収トルクτ０は、下記の式（３）より得られる。この式（３）を変形すると、吐出流量Ｑ２の式（４）が得られる。
【００６９】
τ０＝Ｑ２×（Ｐ３＋Ｐ４）／（２×π）・・・（３）
Ｑ２＝２×π×τ０／（Ｐ３＋Ｐ４）・・・（４）
そして、右折時の左走行用油圧モータ１２Ｂへの供給流量を比較するために、本実施形態のポンプ吐出流量Ｑａ＝Ｑ２と比較例のポンプ吐出流量Ｑｃ＝Ｑ１と差分を評価する。上記の式（２）及び（４）から下記の式（５）が得られる。
【００７０】
Ｑ２−Ｑ１＝２×π×τ０／（Ｐ３＋Ｐ４）
−（２×π×τ０／Ｐ４−Ｑ＿max×Ｐ３／Ｐ４）
＝Ｐ３／Ｐ４（Ｑ＿max−２×π×τ０／（Ｐ３＋Ｐ４））
＝Ｐ３／Ｐ４（Ｑ＿max−Ｑ２）・・・（５）
したがって、Ｑ＿max＞Ｑ２により、Ｑ２＞Ｑ１である。すなわち、本実施形態においては、上記比較例と比べて、走行ステアリング時の供給流量を高めることができる。
【００７１】
なお、上記一実施形態においては、サブエンジン制御装置３５は、走行用油圧モータ１２Ａ及び１２Ｂが非操作状態であって予め設定された所定時間が経過した場合、サブエンジン３４を所定の低速回転数となるように制御する構成を例にとって説明したが、これに限られず、サブエンジン３４を停止するように構成してもよい。この場合には、サブエンジン３４の再起動のレスポンスが若干落ちるものの、燃費をさらに改善することができる。
【００７２】
なお、以上においては、本発明の適用対象である建設機械の一例としてミニショベル（運転質量６トン未満の小型油圧ショベル）を例にとって説明したが、これに限られず、小型油圧クレーン等に適用してもよいことは言うまでもない。
【符号の説明】
【００７３】
１２Ａ 左の走行用油圧モータ
１２Ｂ 右の走行用油圧モータ
１５ 旋回用油圧モータ
１９ ブーム用油圧シリンダ
２０ アーム用油圧シリンダ
２１ バケット用油圧シリンダ
３０ メインエンジン
３１ メインエンジン制御装置（メインエンジン制御手段）
３２ メインポンプ
３４ サブエンジン
３５ サブエンジン制御装置（サブエンジン制御手段）
３６ サブポンプ
３９Ａ 左走行用方向切換弁
３９Ｂ 右走行用方向切換弁
４０ 旋回用方向切換弁
４１ ブーム用方向切換弁
５４ 圧力センサ（第１の操作検出手段、第２の操作検出手段）
５６ 圧力センサ（第２の操作検出手段）
【特許請求の範囲】
【請求項１】
メインエンジンと、
前記メインエンジンによって駆動するメインポンプと、
サブエンジンと、
前記サブエンジンによって駆動するサブポンプと、
走行用油圧モータを含む複数の油圧アクチュエータと、
前記複数の油圧アクチュエータへの圧油の流れをそれぞれ制御する複数の方向切換弁とを備え、
前記メインポンプ及び前記サブポンプから吐出された圧油を、前記方向切換弁を介し前記油圧アクチュエータに供給する建設機械の油圧駆動装置であって、
前記複数の油圧アクチュエータが全て非操作状態にあるかどうかを検出する第１の操作検出手段と、
前記走行用油圧モータが非操作状態にあるかどうかを検出する第２の操作検出手段と、
前記複数の油圧アクチュエータのうちのいずれかが操作状態にある場合、前記メインエンジンを所定の定常回転数となるように制御し、前記複数の油圧アクチュエータが全て非操作状態であって予め設定された所定時間が経過した場合、前記メインエンジンを所定の低速回転数となるように制御するメインエンジン制御手段と、
前記走行用油圧モータが操作状態にある場合、前記サブエンジンを所定の定常回転数となるように制御し、前記走行用油圧モータが非操作状態であって予め設定された所定時間が経過した場合、前記サブエンジンを所定の低速回転数となるように制御するか若しくは停止するサブエンジン制御手段とを備えたことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
【請求項２】
請求項１記載の建設機械の油圧駆動装置において、
前記メインポンプは、スプリットフロー型であって、同じ吐出流量としつつ異なる吐出圧力を保持可能な第１出力ポート及び第２出力ポートを有し、
前記サブポンプは、スプリットフロータイプ型であって、同じ吐出流量としつつ異なる吐出圧力を保持可能な第３出力ポート及び第４出力ポートを有しており、
前記メインポンプの第１出力ポート及び前記サブポンプの第３出力ポートからそれぞれ吐出された圧油を合流させて左走行用方向切換弁を介し左の走行用油圧モータに供給し、且つ前記メインポンプの第２出力ポート及び前記サブポンプの第４出力ポートからそれぞれ吐出された圧油を合流させて右走行用方向切換弁を介し右の走行用油圧モータに供給するように構成したことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
【請求項３】
請求項２記載の建設機械の油圧駆動装置において、
前記メインポンプは、ポンプ吸収トルクが制限値を超えないように、前記第１出力ポートの吐出圧力及び前記第２出力ポートの吐出圧力に応じてポンプ容量を制御する吸収トルク制御機構を有し、
前記サブポンプは、ポンプ吸収トルクが制限値を超えないように、前記第３出力ポートの吐出圧力及び前記第４出力ポートの吐出圧力に応じてポンプ容量を制御する吸収トルク制御機構を有することを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
【請求項１】
メインエンジンと、
前記メインエンジンによって駆動するメインポンプと、
サブエンジンと、
前記サブエンジンによって駆動するサブポンプと、
走行用油圧モータを含む複数の油圧アクチュエータと、
前記複数の油圧アクチュエータへの圧油の流れをそれぞれ制御する複数の方向切換弁とを備え、
前記メインポンプ及び前記サブポンプから吐出された圧油を、前記方向切換弁を介し前記油圧アクチュエータに供給する建設機械の油圧駆動装置であって、
前記複数の油圧アクチュエータが全て非操作状態にあるかどうかを検出する第１の操作検出手段と、
前記走行用油圧モータが非操作状態にあるかどうかを検出する第２の操作検出手段と、
前記複数の油圧アクチュエータのうちのいずれかが操作状態にある場合、前記メインエンジンを所定の定常回転数となるように制御し、前記複数の油圧アクチュエータが全て非操作状態であって予め設定された所定時間が経過した場合、前記メインエンジンを所定の低速回転数となるように制御するメインエンジン制御手段と、
前記走行用油圧モータが操作状態にある場合、前記サブエンジンを所定の定常回転数となるように制御し、前記走行用油圧モータが非操作状態であって予め設定された所定時間が経過した場合、前記サブエンジンを所定の低速回転数となるように制御するか若しくは停止するサブエンジン制御手段とを備えたことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
【請求項２】
請求項１記載の建設機械の油圧駆動装置において、
前記メインポンプは、スプリットフロー型であって、同じ吐出流量としつつ異なる吐出圧力を保持可能な第１出力ポート及び第２出力ポートを有し、
前記サブポンプは、スプリットフロータイプ型であって、同じ吐出流量としつつ異なる吐出圧力を保持可能な第３出力ポート及び第４出力ポートを有しており、
前記メインポンプの第１出力ポート及び前記サブポンプの第３出力ポートからそれぞれ吐出された圧油を合流させて左走行用方向切換弁を介し左の走行用油圧モータに供給し、且つ前記メインポンプの第２出力ポート及び前記サブポンプの第４出力ポートからそれぞれ吐出された圧油を合流させて右走行用方向切換弁を介し右の走行用油圧モータに供給するように構成したことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
【請求項３】
請求項２記載の建設機械の油圧駆動装置において、
前記メインポンプは、ポンプ吸収トルクが制限値を超えないように、前記第１出力ポートの吐出圧力及び前記第２出力ポートの吐出圧力に応じてポンプ容量を制御する吸収トルク制御機構を有し、
前記サブポンプは、ポンプ吸収トルクが制限値を超えないように、前記第３出力ポートの吐出圧力及び前記第４出力ポートの吐出圧力に応じてポンプ容量を制御する吸収トルク制御機構を有することを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【公開番号】特開２０１２−３１７５３（Ｐ２０１２−３１７５３Ａ）
【公開日】平成２４年２月１６日（２０１２．２．１６）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１０−１７０１２１（Ｐ２０１０−１７０１２１）
【出願日】平成２２年７月２９日（２０１０．７．２９）
【出願人】（０００００５５２２）日立建機株式会社 (2,611)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２４年２月１６日（２０１２．２．１６）
【国際特許分類】
【出願日】平成２２年７月２９日（２０１０．７．２９）
【出願人】（０００００５５２２）日立建機株式会社 (2,611)
【Ｆターム（参考）】
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