风扇驱动系统.pdf

在将来自利用容量控制装置(2)控制斜板角度的可变容量泵(1)的油供给于液压马达(35)的油路中，配设基于冷却介质温度来控制的流量控制阀(37)。经由负荷压力分离阀(45)将检测液压马达(35)的负荷压力的液压控制油路(83)与梭形滑阀(29)连接。另外，作业机回路(33)中的最高负荷压力和液压控制油路(80)的负荷压力被引导至梭形滑阀(29)，由梭形滑阀(29)选择的高压侧的负荷压力经由液压控制油路(85)引导至容量控制装置(2)。负荷压力分离阀(45)被来自液压控制油路(79)的负荷压力控制，在作业机中发生了负荷压力时，隔断液压控制油路(83)和梭形滑阀(29)的连通，向梭形滑阀(29)供给罐压力。

1.  一种风扇驱动系统，其特征在于，具备：
负荷压力感应型可变容量泵；
被供给来自所述可变容量泵的喷出流量的作业机回路及流量控制阀；
被所述作业机回路中的最高负荷压力控制的负荷压力分离阀；
驱动冷却风扇的液压马达；
连接所述可变容量泵和所述作业机回路的第一喷出油路；
从所述第一喷出油路分支，并与所述流量控制阀连接的第二喷出油路；
连接所述流量控制阀和所述液压马达的供给油路；
取出所述作业机回路中的最高负荷压力的第一液压控制油路；
取出驱动所述液压马达的负荷压力的第二液压控制油路；以及
选择所述第一液压控制油路中的最高负荷压力和所述第二液压控制油路中的负荷压力中的高压侧的负荷压力的梭形滑阀，
根据由所述梭形滑阀选择的高压侧的负荷压力和所述可变容量泵的泵压的压差，控制所述可变容量泵的泵容量，
所述负荷压力分离阀配设于所述第二液压控制油路，根据由所述第一液压控制油路取出的所述最高负荷压力引起的按压力和作用于所述负荷压力分离阀的弹簧的推顶力的压差，控制所述负荷压力分离阀，
在所述最高负荷压力引起的按压力大于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀从使所述第二液压控制油路与所述梭形滑阀连通的位置切换至与罐连通的位置，将罐压力引导至所述梭形滑阀，
在所述最高负荷压力引起的按压力小于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀从使所述第二液压控制油路与罐连通的位置切换至与所述梭形滑阀连通的位置，将驱动所述液压马达的负荷压力引导至所述梭形滑阀。

2.  一种风扇驱动系统，其特征在于，具备：
负荷压力感应型可变容量泵；
被供给来自所述可变容量泵的喷出流量的作业机回路及流量控制阀；
被所述作业机回路中的最高负荷压力控制的负荷压力分离阀；
驱动冷却风扇的液压马达；
连接所述可变容量泵和所述作业机回路的第一喷出油路；
从所述第一喷出油路分支，并与所述流量控制阀连接的第二喷出油路；
连接所述流量控制阀和所述液压马达的供给油路；
取出所述作业机回路中的最高负荷压力的第一液压控制油路；
取出驱动所述液压马达的负荷压力的第二液压控制油路；
配设于所述第二液压控制油路的节流部；以及
选择所述第一液压控制油路中的最高负荷压力和所述第二液压控制油路中的负荷压力中的高压侧的负荷压力的梭形滑阀，
根据由所述梭形滑阀选择的高压侧的负荷压力和所述可变容量泵的泵压的压差，控制所述可变容量泵的泵容量，
所述第二液压控制油路在所述节流部的下游分支为两个油路，
所述分支的一方的油路与所述梭形滑阀连接，另一方的油路在中途配置所述负荷压力分离阀而与罐连接，
根据从所述第一液压控制油路取出的所述最高负荷压力引起的按压力和作用于所述负荷压力分离阀的弹簧的推顶力的压差，控制所述负荷压力分离阀，
在所述最高负荷压力引起的按压力大于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀切换至使所述另一方的油路与罐连通的位置，将罐压力引导至所述梭形滑阀，
在所述最高负荷压力引起的按压力小于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀从使所述另一方的油路与罐连通的位置切换至隔断的位置，将驱动所述液压马达的负荷压力引导至所述梭形滑阀。

3.  一种风扇驱动系统，其特征在于，具备：
负荷压力感应型可变容量泵；
被供给来自所述可变容量泵的喷出流量的转向回路、作业机回路及流量控制阀；
相对于所述作业机回路，将所述转向回路作为优先回路，将来自所述可变容量泵的喷出流量向所述转向回路优先供给的优先阀；
被所述作业机回路中的最高负荷压力控制的负荷压力分离阀；
驱动冷却风扇的液压马达；
连接所述可变容量泵和所述优先阀的第三喷出油路；
连接所述优先阀和所述转向回路的第四喷出油路；
连接所述优先阀和所述作业机回路的第五喷出油路；
从所述第三喷出油路分支，并与所述流量控制阀连接的第六喷出油路；
连接所述流量控制阀和所述液压马达的供给油路；
取出所述作业机回路中的最高负荷压力的第一液压控制油路；
取出驱动所述液压马达的负荷压力的第二液压控制油路；
取出所述转向回路中的负荷压力的第三液压控制油路；
选择所述第一液压控制油路中的最高负荷压力和所述第三液压控制油路中的负荷压力中的高压侧的负荷压力的第一梭形滑阀；以及
选择由所述第一梭形滑阀选择的高压侧的负荷压力和所述第二液压控制油路中的负荷压力中的高压侧的负荷压力的第二梭形滑阀，
根据由所述第二梭形滑阀选择的高压侧的负荷压力和所述可变容量泵的泵压的压差，控制所述可变容量泵的泵容量，
所述负荷压力分离阀配设于所述第二液压控制油路，根据从所述第一液压控制油路取出的所述最高负荷压力引起的按压力和作用于所述负荷压力分离阀的弹簧的推顶力的压差，控制所述负荷压力分离阀，
在所述最高负荷压力引起的按压力大于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀从使所述第二液压控制油路与所述第二梭形滑阀连通的位置切换至与罐连通的位置，将罐压力引导至所述第二梭形滑阀，
在所述最高负荷压力引起的按压力小于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀从使所述第二液压控制油路与罐连通的位置切换至与所述第二梭形滑阀连通的位置，将驱动所述液压马达的负荷压力引导至所述第二梭形滑阀。

4.  一种风扇驱动系统，其特征在于，具备：
负荷压力感应型可变容量泵；
被供给来自所述可变容量泵的喷出流量的转向回路、作业机回路及流量控制阀；
相对于所述作业机回路，将所述转向回路作为优先回路，将来自所述可变容量泵的喷出流量向所述转向回路优先供给的优先阀；
被所述作业机回路中的最高负荷压力控制的负荷压力分离阀；
驱动冷却风扇的液压马达；
连接所述可变容量泵和所述优先阀的第三喷出油路；
连接所述优先阀和所述转向回路的第四喷出油路；
连接所述优先阀和所述作业机回路的第五喷出油路；
从所述第三喷出油路分支，并与所述流量控制阀连接的第六喷出油路；
连接所述流量控制阀和所述液压马达的供给油路；
取出所述作业机回路中的最高负荷压力的第一液压控制油路；
取出驱动所述液压马达的负荷压力的第二液压控制油路；
取出所述转向回路中的负荷压力的第三液压控制油路；
配设于所述第二液压控制油路的节流部；
选择所述第一液压控制油路中的最高负荷压力和所述第三液压控制油路中的负荷压力中的高压侧的负荷压力的第一梭形滑阀；以及
选择由所述第一梭形滑阀选择的高压侧的负荷压力和所述第二液压控制油路中的负荷压力中的高压侧的负荷压力的第二梭形滑阀，
根据由所述第二梭形滑阀选择的高压侧的负荷压力和所述可变容量泵的泵压的压差，控制所述可变容量泵的泵容量，
所述第二液压控制油路在所述节流部的下游分支为两个油路，
所述分支的一方的油路与所述第二梭形滑阀连接，另一方的油路在中途配置所述负荷压力分离阀而与罐连接，
根据从所述第一液压控制油路取出的最高负荷压力引起的按压力和作用于所述负荷压力分离阀的弹簧的推顶力的压差，控制所述负荷压力分离阀，
在所述最高负荷压力引起的按压力大于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀切换至使所述另一方的油路与罐连通的位置，将罐压力引导至所述第二梭形滑阀，
在所述最高负荷压力引起的按压力小于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀从使所述另一方的油路与罐连通的位置切换至隔断的位置，将驱动所述液压马达的负荷压力引导至所述第二梭形滑阀。

5.  根据权利要求1～4中任一项所述的风扇驱动系统，其特征在于，
根据冷却介质的温度，控制所述流量控制阀。

风扇驱动系统
技术领域
本发明涉及在作为作业机械的例如铲车、滑移转向装载机(SSL)、履带式翻斗车等上搭载的、驱动发动机冷却风扇的风扇驱动系统。
背景技术
一直以来，在作业机械中，使用水冷式冷却装置进行发动机的冷却。即，形成为如下结构，通过使冷却介质(冷却水)在设置于发动机主体的水套中循环，进行发动机的冷却。在水套内变热的冷却介质被引导至散热器而冷却，被冷却的冷却介质再次返回水套。
形成为如下结构，即：在散热器的前方配设有冷却风扇，利用由冷却风扇产生的风，冷却在散热器内通过的冷却介质。通常，冷却风扇形成为在发动机的作用下带式驱动的结构。因此，冷却风扇的转速成为与发动机转速对应的转速。
若形成为由发动机直接驱动冷却风扇的结构，则冷却风扇的配设部位受到限定，导致对于散热器、其他设备的设计的自由度受限。因此，代替由发动机直接驱动冷却风扇的结构，还采用将液压泵作为驱动源，利用来自该液压泵的喷出流量驱动冷却风扇用液压马达的结构。
若使用冷却风扇专用液压泵，则对于液压马达、冷却风扇、散热器、其他设备的设计的自由度增大。但是，需要重新配设冷却风扇专用液压泵，因此，作为整体，导致液压泵的个数增加。
而且，为了重新配设液压泵，设计结构变复杂，且需要大量的设置空间。另外，还会发生成本变高，部件件数增加的问题。
为了解决该问题，提出了将向促动器供给油的可变容量型泵兼用作驱动冷却风扇的液压马达用液压泵的风扇驱动系统。
作为兼用该液压泵的风扇驱动系统，提出了专利文献1的驱动装置等，在专利文献1的驱动装置中公开了用兼用的液压泵液压驱动冷却风扇的冷却风扇装置。在专利文献1中记载的驱动装置是面向诸如动力铲之类的在行驶中频繁使用作业机的作业机械的装置，其使用大容量的液压泵，以能够同时向行驶装置和作业机两者供给油。
然而，作为作业机械，除了在行驶中频繁使用作业机的作业机械以外，还广泛使用如下的作业机械，即：主要用于行驶的作业机械，即使在行驶中使用作业机，使用作业机的时间也为短时间。作为这样主要在行驶中使用的作业机械，例如有铲车、滑移转向装载机(SSL)、履带式翻斗车等作业机械。
本发明涉及上述铲车之类的作业机械中的风扇驱动系统，相对于此，专利文献1的冷却风扇装置不以铲车之类的作业机械为对象。但是，专利文献1的冷却风扇装置中公开了将来自液压泵的喷出流量向促动器和驱动冷却风扇的液压泵供给的结构。因此，以下，作为本发明的以往例1，说明专利文献1的驱动装置。
图9中示出了专利文献1的驱动装置的液压回路图。如图9所示，主液压泵92构成为由发动机91驱动的可变容量泵。来自主液压泵92的喷出流量经由操作阀93供给于作业机用液压缸94。另外，来自主液压泵92的喷出流量的一部分经由流量控制阀108供给于驱动冷却风扇96的液压马达95。
主液压泵92构成为根据液压缸94中的负荷压力和液压马达95中的负荷压力中的高压侧的负荷压力，控制斜板102的角度的负荷压力感应型液压泵。形成如下结构，即：液压缸94中的负荷压力是通过负荷传感油路99(以下，将负荷传感油路简称为LS油路)取出，并且，利用止回阀100将液压马达95中的负荷压力和液压缸94中的负荷压力中的高压侧的负荷压力向负荷传感阀101引导。
另外，为了能够补充供给于液压马达95的油的流量，设置有固定容量型液压泵104。从固定容量型液压泵104经由止回阀105供给于液压马达95的油的流量由安全阀106和卸载阀(unload valve)107控制。
若固定容量型液压泵104的泵压力变得过高，则安全阀106向打开位置侧运行，来自固定容量型液压泵104的喷出流量经由安全阀106向罐97排出。另外，若主液压泵92的泵压力变高，则卸载阀107向打开位置切换。由此，来自固定容量型液压泵104的喷出流量经由卸载阀107向罐97排出。
向控制器98输入由温度传感器检测的罐97内的工作油的温度或由风扇转速传感器103检测的风扇转速等。控制器98使用输入的这些检测信号，控制流量控制阀108的开口面积。控制流量控制阀108，从而控制向液压马达95的供给流量，由此，能够将液压马达95的吸收转矩控制为预先设定的吸收转矩。
由此，在专利文献1中记载的冷却风扇的驱动装置中，即使在液压马达95的吸收转矩变动的情况下，也能够抑制冷却风扇96的转速的变动，能够使冷却风扇96的旋转稳定。另外，即使在液压马达95的负荷变动的情况下，也能够抑制冷却风扇96的转速变动的情况，能够起到可使冷却风扇96的旋转稳定等效果。
专利文献1：日本特开2000—161060号公报。
在专利文献1中记载的冷却风扇的驱动装置是面向像动力铲一样在行驶中也频繁使用作业机的作业机械的装置。因此，为了能够同时向行驶装置、作业机和冷却风扇96用液压马达95全部供给油，作为主液压泵92，使用大容量的液压泵。即使这样，也设置有固定容量型液压泵104，以在供给于使冷却风扇96旋转的液压马达95的油的流量不足时，能够进行流量的补充。
因此，本申请发明的发明人考虑，在诸如铲车、滑移转向装载机(SSL)、履带式翻斗车等作业机械主要用于行驶，即使在行驶中使用作业机，使用作业机的时间也为短时间的作业机械中，作为能够从一个液压泵喷出的最大喷出流量，是否可以不像专利文献1中记载的装置那样使用大容量的液压泵。
发明内容
深思熟虑的结果是，作为液压泵，具备能够确保可向需要最多流量的作业机供给的喷出流量的泵容量即可。还有，为了提供能够对应于运行作业机所需的最大流量而调节液压泵的泵容量，而且，能够使用泵容量小的小型可变容量型泵的风扇驱动系统，提出了以下的解决方案。
首先，(1)作为控制液压泵的泵容量的负荷压力，分离获取作业机的负荷压力和驱动冷却风扇的液压马达的负荷压力，根据条件，使用所述任一方的负荷压力，控制液压泵的泵容量。
(2)在运行作业机时，优先作业机的负荷压力，根据优先的作业机的负荷压力，控制液压泵的泵容量。(3)在作业机械的行驶中运行作业机的情况下，不能向驱动冷却风扇的液压马达供给充分流量的油，但在行驶中运行作业机的时间为短时间。因此，即使暂时降低向散热器供给的风量，也能够将散热器中的温度上升抑制得低。
(4)在不运行作业机时，根据驱动冷却风扇的液压马达的负荷压力，控制液压泵的泵容量。由此，即使暂时发生散热器中的温度上升，只要冷却风扇进行正常旋转，就可以降低上升的温度。(5)作为液压泵的最大泵容量，即使运行作业机的时间为短时间，也设为对应于运行作业机所需的最大流量的泵容量。由此，使作业机的操作稳定。(6)从而，能够减小液压泵的泵容量。
本发明的目的可以通过权利要求书的第一～第五项中记载的各发明来实现。
即，在本申请第一发明中的风扇驱动系统中，其最主要特征在于，具备：负荷压力感应型可变容量泵；被供给来自所述可变容量泵的喷出流量的作业机回路及流量控制阀；被所述作业机回路中的最高负荷压力控制的负荷压力分离阀；驱动冷却风扇的液压马达；
连接所述可变容量泵和所述作业机回路的第一喷出油路；从所述第一喷出油路分支，并与所述流量控制阀连接的第二喷出油路；连接所述流量控制阀和所述液压马达的供给油路；取出所述作业机回路中的最高负荷压力的第一液压控制油路；取出驱动所述液压马达的负荷压力的第二液压控制油路；选择所述第一液压控制油路中的最高负荷压力和所述第二液压控制油路中的负荷压力中的高压侧的负荷压力的梭形滑阀，
根据由所述梭形滑阀选择的高压侧的负荷压力和所述可变容量泵的泵压的压差，控制所述可变容量泵的泵容量，所述负荷压力分离阀配设于所述第二液压控制油路，根据由所述第一液压控制油路取出的所述最高负荷压力引起的按压力和作用于所述负荷压力分离阀的弹簧的推顶力的压差，控制所述负荷压力分离阀，
在所述最高负荷压力引起的按压力大于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀从使所述第二液压控制油路与所述梭形滑阀连通的位置切换至与罐连通的位置，将罐压力引导至所述梭形滑阀，在所述最高负荷压力引起的按压力小于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀从使所述第二液压控制油路与罐连通的位置切换至与所述梭形滑阀连通的位置，将驱动所述液压马达的负荷压力引导至所述梭形滑阀。
另外，在本申请第二发明中的风扇驱动系统中，其他最主要的特征在于，在上述第一发明的结构中，在第二液压控制油路配设节流部以代替在第二液压控制油路配设负荷压力分离阀的结构，所述第二液压控制油路在所述节流部的下游分支为两个油路，所述分支的一方的油路与所述梭形滑阀连接，另一方的油路在中途配置所述负荷压力分离阀而与罐连接，
根据从所述第一液压控制油路取出的所述最高负荷压力引起的按压力和作用于所述负荷压力分离阀的弹簧的推顶力的压差，控制所述负荷压力分离阀，在所述最高负荷压力引起的按压力大于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀切换至使所述另一方的油路与罐连通的位置，将罐压力引导至所述梭形滑阀，
在所述最高负荷压力引起的按压力小于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀从使所述另一方的油路与罐连通的位置切换至隔断的位置，将驱动所述液压马达的负荷压力引导至所述梭形滑阀。
另外，在本申请第三发明中的风扇驱动系统中，其他最主要的特征在于，具备：负荷压力感应型可变容量泵；被供给来自所述可变容量泵的喷出流量的转向回路、作业机回路及流量控制阀；相对于所述作业机回路，将所述转向回路作为优先回路，将来自所述可变容量泵的喷出流量向所述转向回路优先供给的优先阀；被所述作业机回路中的最高负荷压力控制的负荷压力分离阀；驱动冷却风扇的液压马达；
连接所述可变容量泵和所述优先阀的第三喷出油路；连接所述优先阀和所述转向回路的第四喷出油路；连接所述优先阀和所述作业机回路的第五喷出油路；从所述第三喷出油路分支，并与所述流量控制阀连接的第六喷出油路；连接所述流量控制阀和所述液压马达的供给油路；
取出所述作业机回路中的最高负荷压力的第一液压控制油路；取出驱动所述液压马达的负荷压力的第二液压控制油路；取出所述转向回路中的负荷压力的第三液压控制油路；
选择所述第一液压控制油路中的最高负荷压力和所述第三液压控制油路中的负荷压力中的高压侧的负荷压力的第一梭形滑阀；选择由所述第一梭形滑阀选择的高压侧的负荷压力和所述第二液压控制油路中的负荷压力中的高压侧的负荷压力的第二梭形滑阀，
根据由所述第二梭形滑阀选择的高压侧的负荷压力和所述可变容量泵的泵压的压差，控制所述可变容量泵的泵容量，所述负荷压力分离阀配设于所述第二液压控制油路，根据从所述第一液压控制油路取出的所述最高负荷压力引起的按压力和作用于所述负荷压力分离阀的弹簧的推顶力的压差，控制所述负荷压力分离阀，
在所述最高负荷压力引起的按压力大于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀从使所述第二液压控制油路与所述第二梭形滑阀连通的位置切换至与罐连通的位置，将罐压力引导至所述第二梭形滑阀，在所述最高负荷压力引起的按压力小于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀从使所述第二液压控制油路与罐连通的位置切换至与所述第二梭形滑阀连通的位置，将驱动所述液压马达的负荷压力引导至所述第二梭形滑阀。
进而，在本申请第四发明的风扇驱动系统中，进而其他最主要特征在于，在上述第三发明的结构中，在第二液压控制油路配设节流部以代替将负荷压力分离阀配设于第二液压控制油路的结构，所述第二液压控制油路在所述节流部的下游分支为两个油路，所述分支的一方的油路与所述第二梭形滑阀连接，另一方的油路在中途配置所述负荷压力分离阀而与罐连接，
根据从所述第一液压控制油路取出的所述最高负荷压力引起的按压力和作用于所述负荷压力分离阀的弹簧的推顶力的压差，控制所述负荷压力分离阀，在所述最高负荷压力引起的按压力大于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀切换至使所述另一方的油路与罐连通的位置，将罐压力引导至所述第二梭形滑阀，
在所述最高负荷压力引起的按压力小于所述弹簧的推顶力时，所述负荷压力分离阀从使所述另一方的油路与罐连通的位置切换至隔断的位置，将驱动所述液压马达的负荷压力引导至所述第二梭形滑阀。
另外，在本发明的第五发明的风扇驱动系统中，其主要特征在于，特定了第一发明～第四发明中的流量控制阀的控制结构。
通过本发明，当在作业机回路中发生作业机的负荷压力时，能够使用作业机回路的负荷压力中的最高负荷压力，控制可变容量泵的容量。而且，能够防止控制可变容量泵的泵容量的负荷压力在操作作业机的过程中变动之类的事态发生，能够以稳定的状态操作作业机。
而且，在作业机的操作中不使用来自可变容量泵的喷出流量，从而能够防止无端将其浪费的情况。另外，作为液压泵的容量，能够设为运行作业机所需的容量，因此，能够减小液压泵的容量。
附图说明
图1是简化的液压回路图。(实施例1)
图2是液压回路图。(实施例1)
图3是简化的液压回路图。(实施例2)
图4是液压回路图。(实施例2)
图5是不使用优先阀的情况下的液压回路图。(实施例3)
图6是使用了优先阀的情况下的液压回路图。(实施例3)
图7是液压回路图。(实施例4)
图8是液压回路图。(实施例5)
图9是液压回路图。(以往例1)
图中：1—可变容量泵；2—容量控制装置；3—优先阀；4—电磁切换控制阀；8—第一方向切换阀；13A、13B—提升缸；17—第二方向切换阀；20A、20B—倾倒缸(tilt cylinder)；27～29—梭形滑阀；30—转向驱动装置；31—促动器；33—作业机回路；34—转向回路；35—液压马达；36—冷却风扇；37—流量控制阀；38—微型热电组件；39—可变节流阀；40—正反转用切换阀；41—正反转用电磁阀；42—压力补偿阀；43—减压阀；45—负荷压力分离阀；46—负荷压力分离阀；92—主液压泵；95—液压马达；96—冷却风扇；98—控制器；101—LS阀；104—固定容量型液压泵；106—安全阀；107—卸载阀；108—流量控制阀。
具体实施方式
基于附图，具体说明本发明的优选实施方式。作为本申请发明的铲车用风扇驱动系统的结构，不限定于以下进行说明的具备风扇驱动系统的液压回路结构，只要是可以满足本申请发明的技术思想的液压回路结构，就可以形成为其他液压回路结构。
实施例1
使用图1及图2，说明具备本发明的第一实施方式的风扇驱动系统的液压回路。图1中示出了简化的液压回路图，图2中示出了详细的液压回路图。首先，使用图1，概略说明具备本发明的第一实施方式的风扇驱动系统的液压回路，然后使用图2，说明具备本发明的第一实施方式的风扇驱动系统的液压回路。还有，在图1及图2中共通的部件编号使用相同的部件编号来进行说明。
如图1所示，来自由未图示的发动机驱动的负荷压力感应型可变容量泵1的喷出流量向作为第一喷出油路的喷出油路51喷出。喷出油路51与作为第二喷出油路的油路57分支。喷出油路51与作业机回路33连接，油路57与流量控制阀37连接。被流量控制阀37控制的来自可变容量泵1的喷出流量经由作为供给油路的油路58，作为驱动液压马达35的运行流量被供给。
来自可变容量泵1的喷出流量由容量控制装置2控制，通过操作容量控制装置2，控制可变容量泵1的泵容量。对容量控制装置2的操作可以根据作业机回路33中的最高负荷压力及液压马达35的负荷压力中的高压侧的负荷压力和喷出油路51中的泵压的压差来进行。
作业机回路33中的最高负荷压力由作为第一液压控制油路的液压控制油路77取出。液压控制油路77分支为与梭形滑阀29的一侧连接的液压控制油路78和与负荷压力分离阀45连接的液压控制油路79。
液压马达35的负荷压力由作为第二液压控制油路的液压控制油路83取出。在液压控制油路83配设有负荷压力分离阀45，液压控制油路83通过负荷压力分离阀45切换为向与梭形滑阀29的另一侧连接的液压控制油路80的连接或向罐50的连接。
由液压控制油路77取出的作业机回路33中的最高负荷压力经由液压控制油路79引导至负荷压力分离阀45，弹簧的弹力作用于与引导作业机回路33中的最高负荷压力的端面相反的端面。在作业机回路33中发生了负荷压力时，负荷压力分离阀45克服弹簧的弹力而切换，将液压控制油路83与罐50连接，并且，将液压控制油路80的负荷压力作为罐压力。在作业机回路33中未发生负荷压力时，负荷压力分离阀45利用弹簧的弹力来切换，将液压控制油路83与液压控制油路80连接，并且，将液压马达35的负荷压力作为液压控制油路80的负荷压力。
还有，在作业机回路33设置有多个作业机，在作业机回路33内存在多个负荷压力时，由液压控制油路77取出存在的多个负荷压力中最高压的负荷压力。另外，当在作业机回路33配设有多个作业机，但在作业机回路33内只存在一个作业机中的负荷压力时，也由液压控制油路77取出该负荷压力。
由梭形滑阀29取出的高压侧的负荷压力经由液压控制油路85引导至容量控制装置2。将喷出油路51中的泵压向容量控制装置2引导，根据梭形滑阀29取出的高压侧的负荷压力和泵压的压差，操作容量控制装置2，控制可变容量泵1的泵容量。
流量控制阀37中的开口面积由微型热电组件38调节，所述微型热电组件38根据由未图示的散热器冷却的冷却介质温度而变位。关于微型热电组件38的结构的说明在关于后述的图2的说明中进行。
由于这样构成，因此，在作业机回路33中未发生负荷压力时，可变容量泵1的泵容量可以根据液压马达35的负荷压力来控制。另外，在作业机回路33中发生了负荷压力时，可变容量泵1的泵容量可以根据作业机回路33的最高负荷压力来控制。
其次，使用图2，详述具备第一实施方式的风扇驱动系统的液压回路。对于图1和图2中相同的结构部件，使用相同的部件符号。如图2所示，来自由发动机M驱动的负荷压力感应型可变容量泵1的喷出流量供给于喷出油路51。
喷出油路51经由止回阀48与第一方向切换阀8的泵端口24E连接，并且，经由止回阀49与第二方向切换阀17的泵端口25D连接。
方向控制阀8经由油路54与一对提升缸13A、13B的底侧连接。在油路54配设有液压控制止回阀12，液压控制止回阀12由电磁切换阀15控制。来自一对提升缸13A、13B中的头侧的返回油经由引流油路69排出到罐50，来自一对提升缸13A、13B中的底侧的返回油经由油路54被排出控制。
方向切换阀17经由油路55、56与一对倾倒缸20A、20B连接。
一对提升缸13A、13B中的底侧的负荷压力由液压控制油路74取出，并被引导至梭形滑阀27的一端侧。一对倾倒缸20A、20B中的负荷压力由液压控制油路76取出，并被引导至梭形滑阀27的另一端侧。
由梭形滑阀27选择的高压侧的负荷压力由液压控制油路77取出，并经由液压控制油路78引导至梭形滑阀29的一端侧，并且，经由液压控制油路79引导至负荷压力分离阀45。
第一方向切换阀8可以通过操作杆9的操作来切换，构成为具有7端口24A～24G的切换阀。另外，第一方向切换阀8具有分割为第一阀柱8A和第二阀柱8B这两部分的阀柱结构。第一阀柱8A能够通过操作杆9的操作，从VII位置切换至IX位置。第二阀柱8B能够通过弹簧10a的推顶力随动于第一阀柱8A的活动，从IV位置切换至VI位置。弹簧10b构成为使第一方向切换阀8返回至作为中立位置的V、VIII位置的中立弹簧。
端口24C、24D经由止回阀12通过油路54，与提升缸13A、13B的底侧连接。端口24A构成为对使未图示的铲斗升降移动的提升缸13A、13B的底侧的负荷压力进行检测的端口，并形成为将提升缸13A、13B的底侧的负荷压力经由液压控制油路74向梭形滑阀27供给的端口。端口24B经由电磁切换阀15与液压控制止回阀12的液压室连接。
泵端口24E构成为将通过了油路52的可变容量泵1的喷出流量经由止回阀48供给的端口。罐端口24F、24G构成为将从提升缸13A、13B的底侧排出的流量经由引流油路63向罐50排出的端口。在引流油路63配设有节流部86，节流部86的上游侧的压力作为液压控制压力作用于所述第二阀柱8B。还有，根据节流部86的上游侧的压力和罐压的压差，独立于第一阀柱8A而控制第二阀柱8B。
第一方向切换阀8的VIII位置为第一方向切换阀8的中立位置，第一方向切换阀8位于中立位置时，第二阀柱8B切换至作为中立位置的V位置。第一方向切换阀8通过操作杆9的操作而切换至IX位置时，能够将来自油路52的油从端口24C通过止回阀12，经由油路54供给于提升缸13A、13B的底侧。此时，第二阀柱8B通过来自第一方向切换阀8的按压力，切换至VI位置。
由此，能够提升未图示的铲斗。此时，第二阀柱8B通过第一阀柱8A的运行，切换至VI位置侧，因此，端口24D形成为隔断的状态。另外，提升缸13A、13B的头侧的油经由引流油路69向罐50排出。
若第一方向切换阀8通过操作杆9的操作切换至VII位置，则隔断来自油路52的油，隔断向提升缸13A、13B的底侧的供给。此时，若控制电磁切换控制阀15，使液压控制油路75连通，则从提升缸13A、13B的底侧排出的油可以从端口24C通过罐端口24F，经由引流油路63向罐50排出。
此时，第二阀柱8B通过弹簧10a的推顶力，随动于第一方向切换阀8的向VII位置侧的切换，切换至IV位置侧。同时，从提升缸13A、13B的底侧排出的油可以从端口24D通过罐端口24G，经由引流油路63向罐50排出。由此，能够降低未图示的铲斗。
另外，此时，第二阀柱8B根据引流油路63中的节流部86的上游侧的压力和罐压力的压差，切换至V位置侧。即，从端口24D排出的油的流量根据作用于第二阀柱8B的引流油路63中的节流部86的上游侧的压力和罐压力的压差来进行控制。
还有，从提升缸13A、13B的底侧排出的返回油的总排出流量为基于第二阀柱8B的排出流量和基于第一阀柱8A的排出流量的总计流量。
由此，能够使第一方向切换阀8内具有对端口24D的流量控制特性，能够用第一方向控制阀8控制提升缸13A、13B的下降速度。
还有，在图2中，示出了使第一方向控制阀8具有控制提升缸13A、13B的下降速度的流量控制阀功能的例子，但也可以在油路54配设流量控制阀。通过在油路54配设流量控制阀，还能够防止在提升缸13A、13B的负荷压力大的状态下，使所述铲斗下降时，铲斗的下降速度变得过大的情况。
经由油路54与提升缸13A、13B的底侧连接的止回阀12由电磁切换控制阀15来控制。电磁切换控制阀15作为安全装置运行，驾驶人就坐于驾驶席时，设置于电磁切换控制阀15的螺线管可以运行而切换至连通位置。另外，在驾驶人没有就坐于驾驶席时，螺线管不运行，电磁切换控制阀15通过弹簧的推顶力，切换至隔断位置。
当第一方向切换阀8位于切换位置(IV)、(VII)，电磁切换控制阀15位于隔断位置时，即使欲降低提升缸13A、13B，液压控制止回阀12的提升缸13A、13B侧的压力即液压控制油路75的压力也不降低，因此，不打开液压控制止回阀12。
因此，来自提升缸13A、13B的返回油在液压控制止回阀12被堵住。
当第一方向切换阀8位于切换位置(IV)、(VII)，电磁切换控制阀15切换至连通位置时，液压控制油路75的压力成为从端口24B通过罐端口24F与罐50相通的压力。由此，能够将液压控制止回阀12设为连通状态。即，来自提升缸13A、13B的底侧的返回油通过液压控制止回阀12，返回促动器端口24C、24D。
在提升缸13A和提升缸13B之间配设有下降安全阀14。下降安全阀14具有下述功能：例如在油路54等破损而导致提升缸13A的底侧的压力急剧下降的情况下，防止提升缸13B的底侧的压力急剧下降的情况。由此，例如，能够防止由于油路54的破损等，导致铲斗急剧下降的情况。
第二方向切换阀17能够通过操作杆18的操作，切换至3位置，构成为具有5端口25A～25E的切换阀。作用于第二方向切换阀17的弹簧17a构成为使第二方向切换阀17恢复至作为中立位置的XI位置的中立弹簧。
端口25A经由油路56与倾倒缸20A、20B的各头侧连接，端口25C经由油路55与倾倒缸20A、20B的各底侧连接。
端口25B构成为检测倾倒缸20A、20B的负荷压力的端口，经由液压控制油路76与梭形滑阀27连接。泵端口25D构成为将通过了油路52的可变容量泵1的喷出流量经由止回阀49供给的端口。另外，罐端口25E构成为将从倾倒缸20A、20B排出的油经由引流油路64向罐50排出的端口。
另外，在第二方向切换阀17设置有如下所述的机构，即：在发动机停止时即油未在油路52中流过时，即使操作阀柱而切换至XII位置，也使倾倒缸20A、20B的头侧的油不流入罐中。
油向倾倒缸20A、20B的供给控制是通过将从油路52供给的油从第二方向切换阀17中的泵端口25D经由端口25A或端口25C向倾倒缸20A、20B供给而进行的。另外，从倾倒缸20A、20B排出的油能够通过油路55或油路56，从引流油路64向罐50返回。
从可变容量泵1向喷出油路51喷出的油通过从喷出油路51的中途分支的油路57，供给于驱动冷却风扇36的液压马达35。在油路57配设有控制向液压马达35供给的油的流量的流量控制阀37。另外，为了防止油路57中的压力成为规定压力以上，在从油路57分支的引流油路68配设有安全阀44。
流量控制阀37通过流量控制阀37的前后压差和弹簧37a的弹力来控制其开口面积。另外，弹簧37a的弹力通过微型热电组件38来调节，所述微型热电组件38根据由未图示的散热器冷却的冷却介质温度而变位。
微型热电组件38在冷却介质温度高时运行为使弹簧37a的弹力提高，在冷却介质温度低时运行为使弹簧37a的弹力减小。从而，在冷却介质温度高时，能够增大流量控制阀37的开口面积，增大向液压马达35供给的油的流量。由此，能够使冷却风扇36高速旋转，从而能够增大向散热器供给的风量，降低冷却介质温度。
另外，在冷却介质温度低时，微型热电组件38运行为使弹簧37a的弹力减小，减小流量控制阀37的开口面积，减少向液压马达35供给的油的流量。由此，能够使冷却风扇36的旋转减速，从而能够减少向散热器供给的风量，提高冷却介质温度。
在流量控制阀37和液压马达35之间配设有控制液压马达35的旋转方向的正反转用切换阀40。通过切换正反转用切换阀40，能够选择与液压马达35连接的油路58或油路59，从而能够将来自油路57的油向所选择的油路58或油路59供给。此时，从液压马达35排出的油通过油路59或油路58向引流油路67排出。
正反转用切换阀40的切换控制通过正反转用电磁阀41的运行来控制。正反转用电磁阀41能够选择与液压马达35连接的引流油路81中的罐压力和从油路57分支的油路60中的压力，并使一方的压力作用于正反转用切换阀40。根据作用于正反转用切换阀40的压力是设为罐压力还是设为油路60中的压力，而将正反转用切换阀40切换为使液压马达35正向旋转的位置和反向旋转的位置。
流量控制阀37的下游侧的液压由液压控制油路83作为作用于液压马达35的负荷压力取出。液压控制油路83与负荷压力分离阀45连接。负荷压力分离阀45构成为2位置3端口阀。作为作用于负荷压力分离阀45的弹簧，例如，可以使用具有0.5MPa的强度的弹簧。
这样，作为作用于负荷压力分离阀45的弹簧，在使用了作业机的情况下，可以使用具有直接利用作业机回路的最高负荷压力来切换负荷压力分离阀45的强度的弹簧。通过使用这样的强度的弹簧，在使用了作业机的情况下，能够直接使负荷压力分离阀45克服作用于负荷压力分离阀45的弹簧的推顶力而切换。
由此，在作业机的操作中，利用操作的作业机的负荷压力，控制可变容量泵1的泵容量。
因此，能够防止在作业机的操作中，控制可变容量泵1的泵容量的负荷压力从作业机的负荷压力变为液压马达35的负荷压力的情况，能够使对作业机的操作性稳定。
通过切换负荷压力分离阀45，能够进行将从液压控制油路80向梭形滑阀29供给的负荷压力作为液压马达35的负荷压力还是罐压力的选择。通过负荷压力分离阀45的切换而选择的一方的压力能够经由液压控制油路80引导至作为负荷压力选择机构的梭形滑阀29。
为了进行负荷压力分离阀45的切换控制，利用梭形滑阀27选择的高压侧的负荷压力由液压控制油路77取出，经由从液压控制油路77分支的液压控制油路79引导至负荷压力分离阀45。在提升缸13A、13B或倾倒缸20A、20B运行时，在作业机回路中发生的作业机的最高负荷压力经由液压控制油路79作用于负荷压力分离阀45。
此时，负荷压力分离阀45克服弹簧的推顶力而切换，将液压控制油路83与罐50连接，切换至将液压控制油路80中的负荷压力作为罐压力的位置。另外，在作业机回路中没有发生作业机的负荷压力时，负荷压力分离阀45通过弹簧的推顶力，切换至将液压控制油路83的负荷压力供给于梭形滑阀29的位置。
由梭形滑阀27选择提升缸13A、13B的底侧中的负荷压力和倾倒缸20A、20B中的负荷压力中高压侧的负荷压力，向液压控制油路77输出。即，由梭形滑阀27选择的高压侧的负荷压力作为在作业机回路中发生的作业机的负荷压力而发挥作用。
还有，由液压控制油路77取出的梭形滑阀27所选择的高压侧的负荷压力经由从液压控制油路77分支的液压控制油路78，引导至梭形滑阀29。还有，在梭形滑阀27的输出侧的液压控制油路78配置有安全阀32，以使由梭形滑阀27选择的高压侧的负荷压力不成为规定的负荷压力以上。安全阀32经由引流油路66与罐50连接。
即，由梭形滑阀27选择的高压侧的负荷压力成为作业机回路的最高负荷压力，供给于梭形滑阀29。还有，梭形滑阀29将作业机回路的最高负荷压力和由负荷压力分离阀45选择的负荷压力中高压侧的负荷压力向液压控制油路85输出。由负荷压力分离阀45选择的负荷压力是液压马达35的负荷压力或罐压力中的任一方。由梭形滑阀29选择的高压侧的负荷压力经由液压控制油路85引导至控制可变容量泵1的容量的容量控制装置2。
容量控制装置2包括：构成为3位置3端口的切换阀的切换阀5和控制可变容量泵1的斜板1a的斜板角度的驱动缸6。切换阀5根据由梭形滑阀29选择的高压侧的负荷压力和来自可变容量泵1的泵压的压差，进行切换。通过切换阀5的切换运行，能够使控制可变容量泵1的斜板1a的斜板角度的驱动缸6运行。
即，由梭形滑阀29选择的高压侧的负荷压力及作用于切换阀5的弹簧的弹簧压力和来自可变容量泵1的泵压取得平衡时，切换阀5位于图2所示的中立位置，驱动缸6将斜板1a的斜板角度维持为当前的状态。
若由梭形滑阀29选择的高压侧的负荷压力和来自可变容量泵1的泵压的压差变大，则切换阀5切换至面向图2左侧的位置，增大可变容量泵1的泵容量，从而增大来自可变容量泵1的喷出流量。若由梭形滑阀29选择的高压侧的负荷压力和来自可变容量泵1的泵压的压差变小，则切换阀5切换至面向图2右侧的位置，减小可变容量泵1的喷出流量，从而减少来自可变容量泵1的喷出流量。
由此，根据由梭形滑阀29选择的高压侧的负荷压力和油路51中的泵压的压差，操作容量控制装置2，根据所述压差，控制可变容量泵1的喷出流量。
即，运行提升缸13A、13B或倾倒缸20A、20B，提升缸13A、13B或倾倒缸20A、20B中发生负荷压力时，负荷压力分离阀45通过所述负荷压力，切换至隔断位置。由此，液压控制油路80与罐50连通，经由液压控制油路80作用于梭形滑阀29的压力成为罐压力。
这样，在作业机回路发生作业机的负荷压力时，可以将驱动冷却风扇36的液压马达35的负荷压力强制取作罐压力状态下的负荷压力，因此，能够在梭形滑阀29中进行作业机回路中的最高负荷压力和取作罐压力状态的液压马达35的负荷压力的压力比较。
由此，基于作业机回路的最高负荷压力，控制从可变容量泵1喷出的喷出量。换而言之，在提升缸13A、13B或倾倒缸20A、20B中发生负荷压力时，不通过液压马达35的负荷压力控制来自可变容量泵1的喷出流量。
这样，即使液压马达35中的负荷压力成为比提升缸13A、13B的负荷压力或倾倒缸20A、20B的负荷压力高的压力，当在作业机回路中发生负荷压力时，作为可变容量泵1的泵容量也不由液压马达35的负荷压力来控制，而是基于作业机回路的最高负荷压力来控制。从而，在作业机回路中发生了负荷压力时，能够以稳定的状态操作作业机。
这样，在作业机回路中发生了作业机的负荷压力时，例如，即使行驶中进行以空载状态使铲斗上下移动的操作，也将可变容量泵1的泵容量控制为与作业机回路中的最高负荷压力对应的泵容量。
从而，在这种情况下，即使驱动冷却风扇36的液压马达35的负荷压力为比作业机回路中的最高负荷压力高的压力，可变容量泵1的斜板角度控制也不成为与驱动冷却风扇36的液压马达35的负荷压力对应的控制，而是成为与作业机回路中的最高负荷压力对应的控制。由此，从可变容量泵1喷出与作业机回路中的最高负荷压力对应的流量，能够以稳定的状态操作作业机。
例如，在行驶中以空载状态进行铲斗的升降作业等时，不向驱动冷却风扇36的液压马达35供给为旋转冷却风扇36而得到充足风量所需的流量。但是，由于以空载状态使铲斗上下移动的作业时间为短时间，因此，供给于散热器的风量即使暂时降低，也能够将散热器中的温度上升抑制得低。
而且，在行驶中以空载状态使铲斗上下移动的作业时间结束后，根据驱动冷却风扇36的液压马达35的负荷压力，控制可变容量泵1的泵容量。
实施例2
使用图3及图4，说明具备本发明的第二实施方式的风扇驱动系统的液压回路图。在实施例2中，形成为除了实施例1的液压回路结构之外，还追加了转向驱动回路的回路结构。还有，作为引导至梭形滑阀29的作为第一液压控制油路的液压控制油路78中的负荷压力，使用转向驱动装置30、提升缸13A、13B、倾倒缸20A、20B中的各负荷压力中的最高负荷压力。在该结构中，实施例2形成为与实施例1不同的结构，但其他结构形成为与实施例1中的结构相同的结构。
因此，关于实施例2的结构中与实施例1相同的结构，使用与在实施例1中使用的部件符号相同的部件符号，省略其说明。还有，以与实施例1不同的结构为中心进行说明。还有，与梭形滑阀29连接的液压控制油路78在实施例1中构成为与液压控制油路77连接的液压控制油路，但在实施例2中构成为取出由梭形滑阀28选择的高压侧的负荷压力的液压控制油路。
图3与图1相同地，示出了实施例2的简化的液压回路图，图4与图2相同地，示出了实施例2的详细的液压回路图。
如图3所示，从由未图示的发动机驱动的负荷压力感应型可变容量泵1喷出的油通过作为第三喷出油路的喷出油路51供给于负荷压力感应型优先阀3。从优先阀3输出的油用作操作作业机及转向的工作油。
即，从优先阀3输出的油经由作为第四喷出油路的油路53供给于转向回路34，另外，经由作为第五喷出油路的油路52供给于作业机回路33。
另外，在优先阀3的上游侧中，流过从喷出油路51分支的作为第六喷出油路的油路57的油经由流量控制阀37，通过作为供给油路的油路58，用作驱动液压马达35的工作油。
来自可变容量泵1的喷出流量由容量控制装置2控制，容量控制装置2的操作可以根据作业机回路33中的最高负荷压力、转向回路34中的最高负荷压力以及液压马达35的负荷压力中最高压的负荷压力和泵压的压差来进行控制。
作业机回路33中的最高负荷压力由作为第一液压控制油路的液压控制油路77来取出，转向回路34中的负荷压力由作为第三液压控制油路的液压控制油路71来取出。液压控制油路77和液压控制油路71分别与选择高压侧的负荷压力的梭形滑阀28连接。由作为第一梭形滑阀的梭形滑阀28选择作业机回路33中的最高负荷压力和转向回路34中的负荷压力中高压侧的负荷压力，将其向液压控制油路78取出。
在液压控制油路78中取出的由梭形滑阀28选择的高压侧的负荷压力被引导至作为第二梭形滑阀的梭形滑阀29。另外，由液压控制油路77取出的作业机回路33中的最高负荷压力经由液压控制油路79被引导至负荷压力分离阀45。
根据液压控制油路79中的负荷压力和作用于负荷压力分离阀45的弹簧的弹力的压差，控制负荷压力分离阀45。即，负荷压力分离阀45在作业机回路33中发生了负荷压力时，将液压控制油路80中的负荷压力作为罐压力，在作业机回路33中没有发生负荷压力时，将液压控制油路80中的负荷压力作为液压马达35的负荷压力。
通过该结构，根据由梭形滑阀29选择的液压控制油路85的负荷压力和喷出油路51中的泵压的压差来操作可变容量泵1的喷出流量。而且，在作业机回路33中发生了负荷压力时，根据作业机回路33的最高负荷压力和转向回路34的负荷压力中的高压侧的负荷压力与泵压的压差来控制可变容量泵1的喷出流量。
其次，使用图4，详述具备风扇驱动系统的液压回路。在图4和图1～图3中，对于相同结构的部件使用相同的部件符号。如图4所示，来自由发动机M驱动的负荷压力感应型可变容量泵1的喷出流量通过油路51供给于负荷压力感应型优先阀3。优先阀3构成为3位置3端口的切换阀。
优先阀3的泵端口23C经由喷出油路51与可变容量泵1连接。端口23A通过油路52，经由止回阀48，与第一方向切换阀8的端口24E连接，并且，经由止回阀49与第二方向控制阀17的端口25D连接。端口23B经由油路53与转向驱动装置30连接。
转向驱动装置30能够操作转向操作用促动器31。另外，来自转向驱动装置30的排出流量可以经由引流油路65向罐50排出。
优先阀3形成为根据向转向驱动装置30供给油的油路53的液压和经由电磁切换控制阀4从液压控制油路71取出的促动器31的负荷压力的压差来切换位置的结构。
优先阀3能够切换为从I位置至III位置的3位置。在III位置，可以停止对向提升缸13A、13B及倾倒缸20A、20B的供给油路即油路52供给来自可变容量泵1的喷出流量，且可以对向优先的转向驱动装置30的供给油路即油路53供给来自可变容量泵1的喷出流量。
在II位置，可以对油路52及油路53一同供给来自可变容量泵1的喷出流量。在I位置，可以对油路52供给来自可变容量泵1的喷出流量，并且，可以对油路53经由节流部供给来自可变容量泵1的喷出流量。
从优先阀3向油路53输出的输出压力可以由液压控制油路72来取出。另外，油路53经由油路62及配设于油路62的节流部而与液压控制油路71连通。
液压控制油路72的一部分与从液压控制油路71分支的液压控制油路73合流，并经由节流部而与优先阀3的一端连接。来自液压控制油路72及液压控制油路73的油成为第一检测压，与弹簧3a的推顶力一同作用于优先阀3。第一检测压和弹簧3a的推顶力成为第一工作压力，能够将优先阀3向III位置侧切换。液压控制油路72的其它部分引导至未配置弹簧3a的优先阀3的另一端侧，作用为将优先阀3向I位置侧切换的第二检测压。
在液压控制油路73配设有电磁切换控制阀4，通过将电磁切换控制阀4的螺线管4a励磁或非励磁，能够切换为开阀状态和闭阀状态。在图4中示出了螺线管4a成为非励磁状态，电磁切换控制阀4关闭了液压控制油路73的状态。
在电磁切换控制阀4成为开阀状态时，液压控制油路73的压力变为与液压控制油路71内的负荷压力相等。
此时，作为将优先阀3向III位置侧切换的第一工作压力，液压控制油路71内的压力和弹簧3a的推顶力发挥作用。若第二工作压力和第一工作压力的压差成为为了驱动转向操作用促动器31而预先设定的压差以上，则优先阀3根据所述压差，利用第二工作压力，从III位置切换至II位置或I位置。
由此，驱动转向驱动装置30的促动器31所需的流量能够始终向油路53输出。另外，来自可变容量泵1的喷出流量中超过驱动促动器31所需流量的量的流量可以从油路52供给于提升缸13A、13B及/或倾倒缸20A、20B。
若从该状态切换电磁切换控制阀4形成为闭阀状态，即，将液压控制油路73和液压控制油路71隔断的状态，则第一检测压及第二检测压均成为油路53内的液压控制压力，成为相等的压力。
由此，优先阀3通过弹簧3a的推顶力切换至III位置，维持切换的III位置的状态。从而，优先阀3形成为停止向提升缸13A、13B及/或倾倒缸20A、20B供油的状态。即，优先阀3仅向优先的转向驱动装置30供油，维持仅与油路53连通的状态。
作为电磁切换控制阀4的切换控制，例如，可以通过在驾驶席设置的就坐确认开关来进行切换控制。即，在由所述就坐确认开关检测到驾驶人就坐于驾驶席的情况时，电磁切换控制阀4的螺线管4a被励磁，电磁切换控制阀4维持导通状态。
由此，作为由液压控制油路73引导至优先阀3的压力，可以利用液压控制油路71中的转向驱动装置30的负荷压力，根据转向驱动装置30的负荷压力和向转向驱动装置30供给的泵压的压差，控制优先阀3。
另外，在由所述就坐确认开关检测到驾驶人从驾驶席离开的情况时，如图4所示，电磁切换控制阀4的螺线管4a形成为非励磁状态，液压控制油路71和液压控制油路73形成为隔断状态。由此，经由液压控制油路72分别引导至优先阀3的压力形成为大致等压状态。
从而，优先阀3通过弹簧3a的推顶力切换至III位置，维持该III位置状态。此时，优先阀3形成为停止对提升缸13A、13B及/或倾倒缸20A、20B供油的状态。即，在驾驶入从驾驶席离开的状态下，能够形成为不能运行作业机的状态。
作为将液压控制油路71和液压控制油路73设为导通状态及隔断状态的切换控制阀，不限定于电磁切换控制阀，还可以使用其他切换控制阀。另外，可以形成为利用打开(ON)信号将切换控制阀设为导通状态的结构，也可以形成为通过关闭(OFF)信号将切换控制阀设为导通状态的结构。
另外，控制电磁切换控制阀4的控制信号不限定于基于在驾驶席配置的就坐确认开关的控制信号，可以将基于其他检测开关的检测信号用作电磁切换控制阀用的控制信号，也可以使用其他控制信号来进行电磁切换控制阀用的控制。
由液压控制油路71检测的提升缸13A、13B的负荷压力和由液压控制油路76检测的倾倒缸20A、20B的负荷压力分别引导至梭形滑阀27。由梭形滑阀27选择的高压侧的负荷压力经由液压控制油路77引导至梭形滑阀28。另外，液压控制油路77中的负荷压力作为作业机回路33(参照图1)中的最高负荷压力引导至负荷压力分离阀45。
由液压控制油路71检测的转向驱动装置30的负荷压力引导至梭形滑阀28，在梭形滑阀28中选择作业机回路中的最高负荷压力和转向驱动装置30的负荷压力中的高压侧的负荷压力，向液压控制油路78输出。液压控制油路78与梭形滑阀29连接。在梭形滑阀29中，将由梭形滑阀28选择的高压侧的负荷压力和液压控制油路80中的负荷压力中的高压侧的负荷压力向液压控制油路85输出。
作为液压控制油路80中的负荷压力，通过控制负荷压力分离阀45，选择液压马达35的负荷压力或罐压力中任一个负荷压力。根据由梭形滑阀29选择的高压侧的负荷压力和泵压的压差，控制可变容量泵1的泵容量。
由此，在作业机回路中发生了负荷压力时，根据作业机回路中的最高负荷压力和转向驱动装置30中的负荷压力中的高压侧的负荷压力与泵压的压差，控制可变容量泵1的泵容量。另外，在作业机回路中没有发生负荷压力时，根据转向驱动装置30中的负荷压力和液压马达35的负荷压力中由梭形滑阀29选择的高压侧的负荷压力与泵压的压差，控制可变容量泵1的泵容量。
实施例3
图5、图6中均示出了具备本申请发明的第三实施方式的风扇驱动系统的液压回路图。在实施例3与实施例1或实施例2中，关于将负荷压力引导至液压控制油路80的回路结构，实施例3中的回路结构和实施例1及实施例2中的回路结构不同。其他结构在图5中形成为与作为实施例1的回路结构的图2相同的回路结构，在图6中形成为与作为实施例2的回路结构的图4相同的回路结构。
因此，在未配置有优先阀3的图5中，对于与实施例1相同的结构，通过使用与在实施例1中使用的部件符号相同的部件符号省略其说明。另外，在使用了优先阀3的图6中，对于与实施例2相同的结构，通过使用与实施例2中使用的部件符号相同的部件符号省略其说明。
如图5、图6所示，在实施例3中，负荷压力分离阀46的结构与实施例1、实施例2中的负荷压力分离阀45的结构不相同。即，如图5、图6所示，实施例3中的负荷压力分离阀46构成为2位置2端口的切换阀。另外，在流量控制阀37的下游侧连接的液压控制油路83配设有节流部87。
在该节流部87的下游侧，液压控制油路83分支为两股，向一方分支的液压控制油路80与梭形滑阀29连接。另外，向另一方分支的液压控制流路经由在中途配设的负荷压力分离阀46与罐50连接。
在提升缸13A、13B或倾倒缸20A、20B中发生了负荷压力时，作业机回路中的负荷压力经由液压控制油路79作用于负荷压力分离阀46。由此，负荷压力分离阀46切换至使液压控制油路83与罐50连通的切换位置。此时，供给于梭形滑阀29的液压控制油路80的压力也成为罐压力，作为供给于梭形滑阀29的负荷压力，供给罐压力。
即，作为从液压控制油路80向梭形滑阀29供给的负荷压力，供给罐压力。另外，在液压控制油路80的上游侧设置有节流部87，因此，液压马达35的负荷压力由节流部87保持。
从而，此时，在如图5所示的液压回路中，从梭形滑阀29向液压控制油路85输出由梭形滑阀27选择的高压侧的负荷压力。另外，在图6所示的液压回路中，从梭形滑阀29向液压控制油路85输出由梭形滑阀28选择的高压侧的负荷压力。
即，作为从梭形滑阀29向液压控制油路85输出的高压侧的负荷压力，在图5所示的液压回路中为作业机回路的最高负荷压力，在图6所示的液压回路中为作业机回路的最高负荷压力和转向驱动装置30中的负荷压力中的高压侧的负荷压力。还有，根据向液压控制油路85输出的高压侧的负荷压力和可变容量泵1的泵压的压差，控制可变容量泵1的泵容量。
另外，在提升缸13A、13B或倾倒缸20A、20B中的作业机的负荷压力没有发生时，负荷压力分离阀46切换至隔断液压控制油路83和罐50的连通状态的切换位置。此时，在图5所示的液压回路中，从梭形滑阀29向液压控制油路85输出液压马达35的负荷压力。另外，在图6所示的液压回路中，从梭形滑阀29向液压控制油路85输出由梭形滑阀28选择的高压侧的负荷压力和液压马达35的负荷压力中的高压侧的负荷压力。还有，容量控制装置2根据向液压控制油路85输出的高压侧的负荷压力和可变容量泵1的泵压的压差来进行控制。
实施例4
图7中示出了具备本申请发明的第四实施方式的风扇驱动系统的液压回路图。对于实施例4的结构中与实施例2相同的结构，通过使用与在实施例2使用的部件符号相同的部件符号省略其说明。在实施例4中，控制向液压马达35供给的油的流量的控制结构与实施例2中的控制向液压马达35供给的油的流量的控制结构不同。
其他结构形成为与实施例2中的结构相同的结构。因此，对于实施例4的结构中与实施例2相同的结构，通过使用与在实施例2中使用的部件符号相同的部件符号省略其说明。
还有，作为实施例4中的负荷压力分离阀45的结构，示出了使用了在实施例2中说明的负荷压力分离阀45的结构的例子，但也可以将使用了在实施例3中说明的节流部87和负荷压力分离阀46的结构作为实施例4中的负荷压力分离阀45的替代结构。另外，作为替代图2、图5所示的控制向液压马达35供给的油的流量的控制结构的结构，也可以使用实施例4中的控制向液压马达35供给的油的流量的控制结构。
在流量控制阀37的上游侧从油路57分支的油路61与减压阀43连接。减压阀43由微型热电组件38控制。微型热电组件38在冷却介质温度高时运行为使弹簧43a的弹力提高，在冷却介质温度低时运行为使弹簧43a的弹力减小。
从而，在冷却介质温度高时，高压的油从减压阀43作用于流量控制阀37。由此，流量控制阀37被控制为其开口面积变大，从而能够增大供给于液压马达35的油的流量。从而，能够使冷却风扇36以高速旋转，能够增大供给于散热器的风量，降低冷却介质温度。
另外，在冷却介质温度低时，微型热电组件38运行为使弹簧43a的弹力减小，被减压的油从减压阀43作用于流量控制阀37。流量控制阀37被控制为其开口面积变小，从而能够减少供给于液压马达35的油的流量。由此，能够使冷却风扇36的旋转减速，减少供给于散热器的风量，提高冷却介质温度。
实施例5
图8中示出了具备本申请发明的第五实施方式的风扇驱动系统的液压回路图。对于实施例5的结构中与实施例2相同的结构，通过使用与在实施例2使用的部件符号相同的部件符号省略其说明。在实施例5中，作为控制向液压马达35供给的油的流量的控制结构，形成为使用了可变节流阀39的结构。另外，形成为如下的结构：在可变节流阀39的下游侧配设有压力补偿阀42，作为检测压力补偿阀42的下游侧的液压的第二液压控制油路的液压控制油路84与负荷压力分离阀45连接。在这些结构中，实施例5形成为与实施例2不同的结构。
其他结构形成为与实施例1中的结构相同的结构。因此，对于实施例4的结构中与实施例2相同的结构，通过使用与在实施例2使用的部件符号相同的部件符号省略其说明。
还有，作为实施例5中的负荷压力分离阀的结构，示出了使用了在实施例2中说明的负荷压力分离阀45的结构的例子，但也可以将使用了在实施例3中说明的节流部87和负荷压力分离阀46的结构作为实施例5中的负荷压力分离阀45的替代结构。另外，作为替代图2、图5所示的控制向液压马达35供给的油的流量的控制结构的结构，也可以使用实施例5中的控制向液压马达35供给的油的流量的控制结构。
可变节流阀39由微型热电组件38控制。微型热电组件38在冷却介质温度高时克服弹簧39a的弹力，将可变节流阀39向全通状态侧控制。另外，在冷却介质温度低时，根据由微型热电组件38检测出的冷却介质温度来控制可变节流阀39的可变节流量。
从而，在冷却介质温度高时，能够从可变节流阀39向压力补偿阀42大量地供给油路57的油。另外，在冷却介质温度低时，能够从可变节流阀39以节流的状态向压力补偿阀42供给油路57的油。
根据液压控制油路78中的压力即提升缸13A、13B中的负荷压力、倾倒缸20A、20B中的负荷压力及转向驱动装置30中的各自的负荷压力中的最高的负荷压力和由液压控制油路82取出的可变节流阀39的下游侧的液压的压差，切换控制压力补偿阀42。
液压控制油路78中的压力比油路57中的压力高时，压力补偿阀42隔断油路57的油向液压马达35的供给。即，当液压控制油路78中的压力比可变容量泵1中的泵压高时，暂时停止液压马达35的运行，以能够将来自可变容量泵1的喷出流量全部向作为作业机的提升缸13A、13B或倾倒缸20A、20B供给。由此，在作业机中能够使用大量的油。
在液压控制油路78中的压力与油路57中的压力大致相等，或油路57中的压力比液压控制油路78中的压力高时，压力补偿阀42能够将油路57的油向液压马达35供给。
产业上的可利用性
可以将本申请发明的技术思想适用于如下的液压系统中，即，在该液压系统中，需要对负荷传感类型的可变容量泵进行考虑了驱动冷却风扇的液压马达中的负荷压力的控制。