JP2009121649A - Hydraulic circuit and working machine - Google Patents

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Shuji Shiozaki
修司 塩崎
Hiroshi Matsuyama
博志 松山
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent cavitation and a hunting phenomenon without using a charge pump or a flow control valve, in a hydraulic circuit using a one-rod double-acting type boom cylinder 16 and a variable displacement axial piston pump motor 32. <P>SOLUTION: The boom cylinder 16 and the axial piston pump motor 32 are connected in a closed loop shape via a first oil passage 33 and a second oil passage 34. The ratio of an opening S2 of a second port 39 to an opening S1 of a first port 38 is set the same as the ratio of the pressure receiving area R of a rod oil chamber to the pressure receiving area B of a bottom oil chamber. The sum of the opening sections S2 and S3 of the second port 39 and a third port 40, is set the same as the opening section S1 of the first port 38. The third port 40 is connected to a relay oil passage 68 extending from a charge relief circuit 61. An auxiliary charge oil passage 91 branching from the relay oil passage 68 is connected to an adjusting pump 45 constituting a hydraulic servo-mechanism 43. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本願発明は、片ロッド複動型の油圧シリンダ及び可変容量型のアキシャルピストン装置を使用した油圧回路、及び前記油圧回路を有する作業機械に関するものである。   The present invention relates to a hydraulic circuit using a single-rod double-acting hydraulic cylinder and a variable displacement axial piston device, and a work machine having the hydraulic circuit.

従来、バックホウのような作業機械の可動部（例えばブーム等）を駆動させるための油圧回路としては、特許文献１に記載のものがある。図５は特許文献１の第１図に開示されたものと同様の油圧回路図である。   Conventionally, as a hydraulic circuit for driving a movable part (for example, a boom or the like) of a work machine such as a backhoe, there is one described in Patent Document 1. FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram similar to that disclosed in FIG.

図５に示す従来の油圧回路１００は、片ロッド複動型の油圧シリンダ１０１と、油圧シリンダ１０１に作動油を供給する可変容量型の油圧ポンプ１０２とを備えている。油圧シリンダ１０１と油圧ポンプ１０２とは、第１油路１０３及び第２油路１０４にて閉ループ状に接続されている。   A conventional hydraulic circuit 100 shown in FIG. 5 includes a single rod double acting hydraulic cylinder 101 and a variable displacement hydraulic pump 102 that supplies hydraulic oil to the hydraulic cylinder 101. The hydraulic cylinder 101 and the hydraulic pump 102 are connected in a closed loop by a first oil passage 103 and a second oil passage 104.

この場合、油圧シリンダ１０１のボトム油室１０５が第１油路１０３を介して油圧ポンプ１０２に接続され、ロッド油室１０６が第２油路１０４を介して油圧ポンプ１０２に接続されている。なお、油圧ポンプ１０２は、駆動源１２１（例えばエンジンや電動モータ）の回転動力にて駆動するように構成されている。   In this case, the bottom oil chamber 105 of the hydraulic cylinder 101 is connected to the hydraulic pump 102 via the first oil passage 103, and the rod oil chamber 106 is connected to the hydraulic pump 102 via the second oil passage 104. The hydraulic pump 102 is configured to be driven by the rotational power of a drive source 121 (for example, an engine or an electric motor).

第１油路１０３と第２油路１０４との間には、３ポート３位置切換型の流量制御弁１０８が配置されている。流量制御弁１０８は、油圧シリンダ１０１における両油室１０５，１０６の受圧面積差に起因して、一方の油室１０５から流出する作動油量が他方の油室１０６に流入する作動油量より多い場合の余剰分を排出するためのものである。   Between the first oil passage 103 and the second oil passage 104, a three-port three-position switching flow control valve 108 is disposed. In the flow control valve 108, due to the pressure receiving area difference between the two oil chambers 105, 106 in the hydraulic cylinder 101, the amount of hydraulic oil flowing out from one oil chamber 105 is larger than the amount of hydraulic oil flowing into the other oil chamber 106. It is for discharging the surplus in the case.

流量制御弁１０８の第１入口ポート１０８ａは第１入口油路１０９を介して第１油路１０３に接続され、第２入口ポート１０８ｂは第２入口油路１１０を介して第２油路１０４に接続されている。流量制御弁１０８の出口ポート１０８ｃは出口油路１１１を介して作動油タンク１１３に接続されている。出口油路１１１中にはリリーフ弁１１２が設けられている。   The first inlet port 108 a of the flow control valve 108 is connected to the first oil passage 103 via the first inlet oil passage 109, and the second inlet port 108 b is connected to the second oil passage 104 via the second inlet oil passage 110. It is connected. The outlet port 108 c of the flow control valve 108 is connected to the hydraulic oil tank 113 via the outlet oil passage 111. A relief valve 112 is provided in the outlet oil passage 111.

第１油路１０３と第２油路１０４とをつなぐバイパス油路１１４中には、第１油路１０３の方向にのみ開く第１逆止弁１１５と、第２油路１０４の方向にのみ開く第２逆止弁１１６とが設けられている。バイパス油路１１４における両逆止弁１１５，１１６の間は、チャージ油路１１７を介して作動油タンク１１３に接続されている。   In a bypass oil passage 114 that connects the first oil passage 103 and the second oil passage 104, a first check valve 115 that opens only in the direction of the first oil passage 103 and opens only in the direction of the second oil passage 104. A second check valve 116 is provided. Between the check valves 115 and 116 in the bypass oil passage 114, the hydraulic oil tank 113 is connected via a charge oil passage 117.

チャージ油路１１７中には、作動油の不足分を第１又は第２油路１０３，１０４に補給するためのチャージポンプ１１８が設けられている。チャージ油路１１７におけるチャージポンプ１１８より上流側から分岐したドレイン油路１１９も作動油タンク１１３に接続されている。ドレイン油路１１９中にはリリーフ弁１２０が設けられている。   A charge pump 118 is provided in the charge oil passage 117 to replenish the first or second oil passage 103, 104 with a shortage of hydraulic oil. A drain oil passage 119 branched from the upstream side of the charge pump 118 in the charge oil passage 117 is also connected to the hydraulic oil tank 113. A relief valve 120 is provided in the drain oil passage 119.

かかる構成において、まず外部からの負荷がＸ１方向に作用している場合に、油圧ポンプ１０２から第１油路１０３に作動油を供給すると、作動油がボトム油室１０５に流入して、油圧シリンダ１０１が伸長動する。これに伴い、ロッド油室１０６からは作動油が流出し、流出した作動油は第２油路１０４を介して油圧ポンプ１０２に戻る。   In such a configuration, first, when hydraulic fluid is supplied from the hydraulic pump 102 to the first oil passage 103 when an external load is acting in the X1 direction, the hydraulic fluid flows into the bottom oil chamber 105, and the hydraulic cylinder 101 extends. Along with this, the hydraulic oil flows out from the rod oil chamber 106, and the discharged hydraulic oil returns to the hydraulic pump 102 via the second oil passage 104.

ここで、ロッド油室１０６の受圧面積（断面積）は、ボトム油室１０５の受圧面積と比べて油圧シリンダ１０１におけるピストンロッド１０７の断面積分だけ小さいから、このままでは、ロッド油室１０６から流出して油圧ポンプ１０２に戻る作動油量が油圧ポンプ１０２から吐出してボトム油室１０５に流入する作動油量より少なく、油圧ポンプ１０２の吸入側でキャビテーションが生ずることになる。   Here, the pressure receiving area (cross-sectional area) of the rod oil chamber 106 is smaller than the pressure receiving area of the bottom oil chamber 105 by the cross-sectional integral of the piston rod 107 in the hydraulic cylinder 101. Thus, the amount of hydraulic oil returning to the hydraulic pump 102 is smaller than the amount of hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 102 and flowing into the bottom oil chamber 105, and cavitation occurs on the suction side of the hydraulic pump 102.

そこで、キャビテーション防止のために、チャージポンプ１１８の駆動にて、不足分の作動油が作動油タンク１１３からチャージ油路１１７、バイパス油路１１４及び第２逆止弁１１６を介して第２油路１０４に補給される。   Therefore, in order to prevent cavitation, when the charge pump 118 is driven, a shortage of hydraulic oil flows from the hydraulic oil tank 113 through the charge oil passage 117, the bypass oil passage 114, and the second check valve 116 to the second oil passage. 104 is replenished.

同様の負荷状態で油圧ポンプ１０２から第２油路１０４に作動油を供給すると、作動油がロッド油室１０６に流入して、油圧シリンダ１０１が短縮動する。これに伴い、ボトム油室１０５からは作動油が流出し、流出した作動油は第１油路１０３を介して油圧ポンプ１０２に戻る。   When the hydraulic oil is supplied from the hydraulic pump 102 to the second oil passage 104 in the same load state, the hydraulic oil flows into the rod oil chamber 106 and the hydraulic cylinder 101 is shortened. Along with this, the hydraulic oil flows out from the bottom oil chamber 105, and the discharged hydraulic oil returns to the hydraulic pump 102 via the first oil passage 103.

この場合は、ボトム油室１０５から流出して油圧ポンプ１０２に戻る作動油量が油圧ポンプ１０２から吐出してロッド油室１０６に流入する作動油量より多くなるから、このままでは、油圧ポンプ１０２が余剰分の作動油を吸引できず、第１油路１０３及びボトム油室１０５内の圧力が上昇してピストンロッド１０７の動きを止めることになる。   In this case, the amount of hydraulic oil that flows out from the bottom oil chamber 105 and returns to the hydraulic pump 102 is larger than the amount of hydraulic oil that is discharged from the hydraulic pump 102 and flows into the rod oil chamber 106. Excess hydraulic fluid cannot be sucked, and the pressure in the first oil passage 103 and the bottom oil chamber 105 rises to stop the movement of the piston rod 107.

そこで、ピストンロッド１０７の動きを止めないために、第２油路１０４内の圧力にて流量制御弁１０８のスプールを図５の右位置に切り換えることにより、余剰分の作動油が第１油路１０３から第１入口油路１０９、出口油路１１１及びリリーフ弁１１２を介して作動油タンク１１３に排出される。
特開昭５９−１３３８０４号公報 Therefore, in order not to stop the movement of the piston rod 107, the spool of the flow control valve 108 is switched to the right position in FIG. 103 is discharged to the hydraulic oil tank 113 through the first inlet oil passage 109, the outlet oil passage 111 and the relief valve 112.
JP 59-133804 A

しかし、従来の油圧回路１００では、第１油路１０３と第２油路１０４との間に配置された流量制御弁１０８にハンチング現象が生じて、油圧シリンダ１０１がスムーズに作動しなくなる場合があった。   However, in the conventional hydraulic circuit 100, a hunting phenomenon may occur in the flow control valve 108 disposed between the first oil passage 103 and the second oil passage 104, and the hydraulic cylinder 101 may not operate smoothly. It was.

すなわち、油圧シリンダ１０１が短縮動する場合において、外部の負荷がＸ２方向に作用している場合は、油圧シリンダ１０１のロッド油室の圧力がボトム油室寄りも高くなるため、先に述べたように油圧ポンプ１０２から供給される作動油はロッド油室１０６に流入する一方、ボトム油室１０５からは作動油が流入し、油圧シリンダ１０１の断面積差によって生ずる余剰分の作動油を流量制御弁１０８を介して排出しつつ、必要流量を油圧ポンプ１０２に戻す。   That is, when the hydraulic cylinder 101 is shortened and the external load is acting in the X2 direction, the pressure in the rod oil chamber of the hydraulic cylinder 101 becomes higher near the bottom oil chamber, so that it is described above. The hydraulic oil supplied from the hydraulic pump 102 flows into the rod oil chamber 106, while the hydraulic oil flows from the bottom oil chamber 105, and surplus hydraulic oil generated by the cross-sectional area difference of the hydraulic cylinder 101 is supplied to the flow control valve. The required flow rate is returned to the hydraulic pump 102 while discharging through 108.

この状態のシリンダ速度は、油圧ポンプ１０２の流出側流量によって制御される。すなわち、油圧ポンプ１０２の流量をＱ、油圧シリンダ１０１のロッド油室の受圧面積をＡＲとすると、シリンダ速度はＱ／ＡＲとなる。 The cylinder speed in this state is controlled by the outflow side flow rate of the hydraulic pump 102. That is, the flow rate of the hydraulic pump 102 Q, a pressure receiving area of the rod oil chamber of the hydraulic cylinder 101 when the A R, cylinder speed becomes Q / A R.

一方、外部の負荷がＸ１方向に作用している場合は、油圧シリンダ１０１のボトム油室の圧力がロッド油室の圧力よりも高くなり、油圧シリンダ１０１から排出される作動油は、そのまま油圧ポンプ１０２に戻され、油圧ポンプ１０２から吐出される作動油は、油圧シリンダ１０１の断面積差によって生ずる不足分の作動油をチェック弁１１６から吸入しつつ、必要流量を油圧シリンダ１０１に供給する。   On the other hand, when an external load is acting in the X1 direction, the pressure in the bottom oil chamber of the hydraulic cylinder 101 is higher than the pressure in the rod oil chamber, and the hydraulic oil discharged from the hydraulic cylinder 101 remains as it is in the hydraulic pump. The hydraulic fluid returned to 102 and discharged from the hydraulic pump 102 supplies a necessary flow rate to the hydraulic cylinder 101 while sucking in insufficient hydraulic fluid caused by the cross-sectional area difference of the hydraulic cylinder 101 from the check valve 116.

この状態のシリンダ速度は、油圧ポンプ１０２の吸入側流量によって制御される。すなわち、油圧ポンプ１０２の流量をＱ、油圧シリンダ１０１のボトム油室の受圧面積をＡＢとすると、シリンダ速度はＱ／ＡＢとなる。 The cylinder speed in this state is controlled by the suction side flow rate of the hydraulic pump 102. That is, the flow rate of the hydraulic pump 102 Q, a pressure receiving area of the bottom oil chamber of the hydraulic cylinder 101 when the A B, cylinder speed becomes Q / A B.

このように外部負荷の方向変化が激しい場合、ロッド油室のボトム油室に対する断面積比ＡＲ／ＡＢに相当する速度変化がシリンダ速度に対して生ずるため、ハンチング現象が生ずるという問題があった。 When the direction change of the external load is severe as described above, a speed change corresponding to the cross-sectional area ratio A R / A B with respect to the bottom oil chamber of the rod oil chamber is generated with respect to the cylinder speed. It was.

また、前述の通り、従来の油圧回路１００では、キャビテーション防止のために、油圧ポンプ１０２に対する作動油の不足分を補給するチャージポンプ１１８が必要である。しかし、油圧ポンプ１０２とは別にチャージポンプ１１８が存在するため、油圧回路１００の構造全体が大型化して配置スペースを取るという問題や、部品点数増加に伴って製造コストが増大するという問題があった。   Further, as described above, in the conventional hydraulic circuit 100, the charge pump 118 that replenishes the shortage of hydraulic oil to the hydraulic pump 102 is necessary to prevent cavitation. However, since the charge pump 118 exists separately from the hydraulic pump 102, there is a problem that the entire structure of the hydraulic circuit 100 is enlarged and arrangement space is required, and a manufacturing cost increases as the number of parts increases. .

更に、油圧ポンプ１０２に対する作動油の不足量は両油室１０５，１０６の受圧面積の関係で決まるものであり、例えばピストンロッド１０７の直径が大きいほど受圧面積の差が大きく、油圧ポンプ１０２に対する作動油の不足量が増えることになる。従って、両油室１０５，１０６の受圧面積の差が大きい場合は、大容量のチャージポンプ１１８を採用せざるを得ず、製造コストが更に嵩んでしまうという問題もあった。   Further, the shortage of hydraulic oil with respect to the hydraulic pump 102 is determined by the relationship between the pressure receiving areas of both the oil chambers 105 and 106. For example, the larger the diameter of the piston rod 107, the larger the difference in pressure receiving area. The shortage of oil will increase. Therefore, when the difference between the pressure receiving areas of the oil chambers 105 and 106 is large, a large capacity charge pump 118 has to be adopted, and there is a problem that the manufacturing cost is further increased.

そこで、本願発明を以上の問題を解消することを技術的課題とするものである。   Accordingly, it is a technical problem to solve the above-described problems of the present invention.

本願発明は、片ロッド複動型の油圧シリンダ及び可変容量型のアキシャルピストン装置を使用した油圧回路、及び前記油圧回路を有する作業機械を含んでいる。   The present invention includes a hydraulic circuit using a single-rod double-acting hydraulic cylinder and a variable displacement axial piston device, and a work machine having the hydraulic circuit.

請求項１の発明に係る油圧回路は、ボトム油室及びロッド油室を有する片ロッド複動型の油圧シリンダと、第１〜第３ポートが形成されたバルブプレートを有する可変容量型のアキシャルピストン装置とを備えており、前記油圧シリンダと前記アキシャルピストン装置とは、前記ボトム油室と前記第１ポートとをつなぐ第１油路、及び前記ロッド油室と前記第２ポートとをつなぐ第２油路とを介して、閉ループ状に接続されており、前記第１ポートと前記第２ポートとの開口面積比が前記ボトム油室と前記ロッド油室との受圧面積比と同じで、且つ、前記第２ポートと前記第３ポートとの開口面積の和が前記第１ポートの開口面積と同じに設定されており、前記第３ポートは、前記第１油路と前記第２油路との間をつなぐチャージリリーフ回路から延びる中継油路に接続されており、前記中継油路から分岐した補助チャージ油路が、前記アキシャルピストン装置からの作動油の吐出方向及び吐出量を制御するための油圧サーボ機構を構成する調整ポンプに接続されているというものである。   A hydraulic circuit according to a first aspect of the present invention is a variable displacement axial piston having a single-rod double acting hydraulic cylinder having a bottom oil chamber and a rod oil chamber, and a valve plate having first to third ports. The hydraulic cylinder and the axial piston device include a first oil passage that connects the bottom oil chamber and the first port, and a second oil passage that connects the rod oil chamber and the second port. Via an oil passage, is connected in a closed loop shape, the opening area ratio of the first port and the second port is the same as the pressure receiving area ratio of the bottom oil chamber and the rod oil chamber, and The sum of the opening areas of the second port and the third port is set to be the same as the opening area of the first port, and the third port includes the first oil passage and the second oil passage. Charge relief times to connect An auxiliary charge oil passage that is connected to a relay oil passage extending from the relay oil passage, and that constitutes a hydraulic servomechanism for controlling the discharge direction and discharge amount of hydraulic oil from the axial piston device It is connected to the pump.

請求項２の発明は、請求項１に記載した油圧回路を有する作業機械に係るものであり、前記アキシャルピストン装置は機体に搭載されたエンジンの回転にて駆動するように構成されており、前記油圧シリンダとして、前記機体に装着されたブームを上下に首振り回動させるブームシリンダが採用されている。   The invention according to claim 2 relates to a work machine having the hydraulic circuit according to claim 1, wherein the axial piston device is configured to be driven by rotation of an engine mounted on an airframe, As the hydraulic cylinder, a boom cylinder is used that swings the boom mounted on the airframe up and down.

本願発明に係る油圧回路によると、油圧シリンダとアキシャルピストン装置とは、ボトム油室と前記第１ポートとをつなぐ第１油路、及びロッド油室と第２ポートとをつなぐ第２油路とを介して、閉ループ状に接続されている。そして、前記第１ポートと前記第２ポートとの開口面積比が前記ボトム油室と前記ロッド油室との受圧面積比と同じで、且つ、前記第２ポートと第３ポートとの開口面積の和が前記第１ポートの開口面積と同じに設定されている。前記第３ポートは、前記第１油路と前記第２油路との間をつなぐチャージリリーフ回路から延びる中継油路に接続されており、前記中継油路から分岐した補助チャージ油路が油圧サーボ機構を構成する調整ポンプに接続されている。   According to the hydraulic circuit of the present invention, the hydraulic cylinder and the axial piston device include a first oil passage that connects the bottom oil chamber and the first port, and a second oil passage that connects the rod oil chamber and the second port. It is connected in a closed loop via. An opening area ratio between the first port and the second port is the same as a pressure receiving area ratio between the bottom oil chamber and the rod oil chamber, and an opening area ratio between the second port and the third port is The sum is set to be the same as the opening area of the first port. The third port is connected to a relay oil passage extending from a charge relief circuit connecting between the first oil passage and the second oil passage, and an auxiliary charge oil passage branched from the relay oil passage is a hydraulic servo. It is connected to the regulating pump that constitutes the mechanism.

前記油圧シリンダを伸長動させる際は、前記ロッド油室から流出して前記アキシャルピストン装置に戻る作動油量が、前記アキシャルピストン装置から吐出して前記ボトム油室に流入する作動油量より少なくなるものの、前記アキシャルピストン装置自身の駆動（自吸力）と前記調整ポンプの駆動との相互作用により、前記補助チャージ油路、前記中継油路及び前記第３ポートを介して、不足分の作動油を補給できる。従って、従来のような流量制御弁によるシリンダ受圧面積差に対処する流量調整機構がなくても、前記アキシャルピストン装置の自吸力を効果的に補完して、キャビテーションの発生を確実に防止できるという効果を奏する。   When the hydraulic cylinder is extended, the amount of hydraulic oil that flows out from the rod oil chamber and returns to the axial piston device is smaller than the amount of hydraulic oil that is discharged from the axial piston device and flows into the bottom oil chamber. However, due to the interaction between the drive of the axial piston device itself (self-suction force) and the drive of the adjustment pump, the shortage of hydraulic oil is supplied via the auxiliary charge oil passage, the relay oil passage, and the third port. Can be replenished. Therefore, even if there is no flow rate adjustment mechanism that copes with the difference in the cylinder pressure receiving area due to the flow rate control valve as in the past, it is possible to effectively supplement the self-suction force of the axial piston device and reliably prevent the occurrence of cavitation. Play.

従って、キャビテーションを防止できるものでありながら、油圧回路のコンパクト化（構造の簡単化）や、部品点数削減に伴う製造コストの抑制に寄与できるという効果も奏する。   Therefore, while being able to prevent cavitation, there is also an effect that the hydraulic circuit can be made compact (simplification of structure) and the manufacturing cost can be reduced due to the reduction in the number of parts.

一方、前記油圧シリンダを短縮動させる場合においては、背景技術に記載した説明から分かるように、油圧シリンダにおいてロッド油室のボトム油室に対する断面積比（後述する図２ではＡＲ／ＡＢ）と、バルブプレートの開口面積比に比例して決まる油圧ポンプにおける流出側流量の吸入側流量に対する流量比（後述する図２ではＱＲ／ＱＢ）とは同じになっているため、ＱＲ／ＡＲ≒ＱＢ／ＡＢとなり、シリンダ外部負荷の方向変化が生じてもシリンダ速度が一定となる。このため、激しい負荷変動に対してもハンチング現象が起こらなくなるという効果を奏する。 On the other hand, when the hydraulic cylinder is shortened, the sectional area ratio of the rod oil chamber to the bottom oil chamber in the hydraulic cylinder (A R / A B in FIG. 2 described later), as can be seen from the description in the background art. If, because that is a same as the flow rate ratio suction side flow outlet-side flow rate of the hydraulic pump determined in proportion to the opening area ratio of the valve plate (described later in FIG. 2 Q R / Q B), Q R / A R ≈Q B / A B , and the cylinder speed is constant even if the direction of the cylinder external load changes. For this reason, there is an effect that the hunting phenomenon does not occur even when the load fluctuates severely.

請求項２の発明に係る作業機械によると、前記アキシャルピストン装置は機体に搭載されたエンジンの回転にて駆動するように構成されており、前記油圧シリンダは前記機体に装着されたブームを上下に首振り回動させるブームシリンダであるから、掘削作業時にシリンダ外部負荷の作用する方向が頻繁に激しく変化したりしても、前記油圧回路により（チャージポンプや流量制御弁がなくても）、前記ブームシリンダひいては前記ブームをスムーズに作動できるという効果を奏する。   According to the work machine of the second aspect of the present invention, the axial piston device is configured to be driven by rotation of an engine mounted on the airframe, and the hydraulic cylinder moves the boom mounted on the airframe up and down. Because it is a boom cylinder that swings and swings, even if the direction in which the cylinder external load acts during excavation work frequently and vigorously changes, the hydraulic circuit (even without a charge pump or flow control valve) The boom cylinder and thus the boom can be operated smoothly.

以下に、本願発明を作業機械としてのバックホウに採用した実施形態を図面（図１〜図４）に基づいて説明する。図１はバックホウの側面図、図２はバックホウの油圧回路図、図３はアキシャルピストンポンプ・モータの側面断面図、図４はバルブプレートの正面図である。   Hereinafter, an embodiment in which the present invention is employed in a backhoe as a work machine will be described with reference to the drawings (FIGS. 1 to 4). 1 is a side view of the backhoe, FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram of the backhoe, FIG. 3 is a side sectional view of an axial piston pump and motor, and FIG. 4 is a front view of the valve plate.

（１）．バックホウの概要
まず始めに、図１を参照しながら、バックホウ１の概要について説明する。 (1). Outline of Backhoe First, an outline of the backhoe 1 will be described with reference to FIG.

作業機械の一例であるバックホウ１は、左右一対の走行クローラ３（図１では左側のみ示す）を有するクローラ式の走行装置２と、走行装置２上に水平旋回可能に設けられた旋回台４（機体）とを備えている。走行装置２の前部には排土板５が昇降回動可能に装着されている。   A backhoe 1, which is an example of a work machine, includes a crawler type traveling device 2 having a pair of left and right traveling crawlers 3 (shown only on the left side in FIG. 1), and a swivel base 4 ( Aircraft). A soil discharge plate 5 is mounted on the front portion of the traveling device 2 so as to be rotatable up and down.

旋回台４には、操縦部としてのキャビン６と駆動源としてのエンジン７とが搭載されている。旋回台４の前部には、掘削作業のためのブーム１１、アーム１２及びバケット１３を有する作業部１０が設けられている。なお、詳細は図示していないが、キャビン６の内部には、オペレータが着座する操縦座席と、バックホウ１における各種操作用のレバー群とが配置されている。   The swivel 4 is equipped with a cabin 6 as a control unit and an engine 7 as a drive source. A working unit 10 having a boom 11, an arm 12, and a bucket 13 for excavation work is provided at the front of the swivel 4. Although not shown in detail, a cabin seat on which an operator sits and a group of levers for various operations on the backhoe 1 are arranged inside the cabin 6.

作業部１０の構成要素であるブーム１１は、先端側を前向きに突き出して側面視く字状に屈曲した形状に形成されている。ブーム１１の基端部は、旋回台４の前部に取り付けられたブームブラケット１４に、横向きのブーム軸１５を中心にして首振り回動可能に枢着されている。ブーム１１の内面（前面）側には、これを上下に首振り回動させるための片ロッド複動型のブームシリンダ１６が配置されている。ブームシリンダ１６のシリンダ側端部は、ブームブラケット１４の前端部に回動可能に枢支されている。ブームシリンダ１６のロッド側端部は、ブーム１１における屈曲部の前面側（凹み側）に固定された前ブラケット１７に回動可能に枢支されている。ブームシリンダ１６は特許請求の範囲に記載した油圧シリンダに相当する。   The boom 11, which is a component of the working unit 10, is formed in a shape that protrudes forward at the tip side and is bent in a square shape when viewed from the side. The base end portion of the boom 11 is pivotally attached to a boom bracket 14 attached to the front portion of the swivel base 4 so as to be swingable about a horizontal boom shaft 15. On the inner surface (front surface) side of the boom 11, a one-rod double-acting boom cylinder 16 for swinging it up and down is disposed. The cylinder side end of the boom cylinder 16 is pivotally supported by the front end of the boom bracket 14 so as to be rotatable. The rod side end portion of the boom cylinder 16 is pivotally supported by a front bracket 17 fixed to the front surface side (dent side) of the bent portion of the boom 11. The boom cylinder 16 corresponds to the hydraulic cylinder described in the claims.

ブーム１１の先端部には、長手角筒状のアーム１２の基端部が、横向きのアーム軸１９を中心にして首振り回動可能に枢着されている。ブーム１１の上面前部側には、アーム１２を首振り回動させるための片ロッド複動型のアームシリンダ２０が配置されている。アームシリンダ２０のシリンダ側端部は、ブーム１１における屈曲部の背面側（突出側）に固定された後ブラケット１８に回動可能に枢支されている。アームシリンダ２０のロッド側端部は、アーム１２の基端側外面（前面）に固着されたアームブラケット２１に回動可能に枢支されている。   A base end portion of a long rectangular tube-like arm 12 is pivotally attached to a tip end portion of the boom 11 so as to be swingable about a lateral arm shaft 19. A one-rod double-acting arm cylinder 20 for swinging and swinging the arm 12 is disposed on the upper front side of the boom 11. The cylinder side end portion of the arm cylinder 20 is pivotally supported by a rear bracket 18 fixed to the back side (projecting side) of the bent portion of the boom 11. The rod side end of the arm cylinder 20 is pivotally supported by an arm bracket 21 fixed to the base end side outer surface (front surface) of the arm 12.

アーム１２の先端部には、掘削用アタッチメントとしてのバケット１３が、横向きのバケット軸２２を中心にして掬い込み回動可能に枢着されている。アーム１２の外面（前面）側には、バケット１３を掬い込み回動させるための片ロッド複動型のバケットシリンダ２３が配置されている。バケットシリンダ２３のシリンダ側端部は、アームブラケット２１に回動可能に枢支されている。バケットシリンダ２３のロッド側端部は、連結リンク２４及び中継ロッド２５を介してバケット１３に回動可能に枢支されている。   A bucket 13 as an attachment for excavation is pivotally attached to the distal end portion of the arm 12 so that the bucket 13 can be swung around a lateral bucket shaft 22. On the outer surface (front surface) side of the arm 12, a one-rod double-acting bucket cylinder 23 for scrambling and rotating the bucket 13 is disposed. The cylinder side end portion of the bucket cylinder 23 is pivotally supported by the arm bracket 21 so as to be rotatable. The rod side end of the bucket cylinder 23 is pivotally supported by the bucket 13 via a connecting link 24 and a relay rod 25.

（２）．バックホウの油圧回路
次に、図２を参照しながら、バックホウ１の油圧回路について説明する。 (2). Next, the hydraulic circuit of the backhoe 1 will be described with reference to FIG.

図２に示すバックホウ１の油圧回路３０は、先に説明したブームシリンダ１６と、ブームシリンダ１６に作動油を供給するアキシャルピストン装置としての可変容量型のアキシャルピストンポンプ・モータ３２（以下、油圧ポンプ・モータ３２と称する）とを備えている。ブームシリンダ１６と油圧ポンプ・モータ３２とは、第１油路３３及び第２油路３４にて閉ループ状に接続されている。   The hydraulic circuit 30 of the backhoe 1 shown in FIG. 2 includes the boom cylinder 16 described above and a variable displacement axial piston pump / motor 32 (hereinafter referred to as a hydraulic pump) as an axial piston device that supplies hydraulic oil to the boom cylinder 16. (Referred to as motor 32). The boom cylinder 16 and the hydraulic pump / motor 32 are connected in a closed loop by a first oil passage 33 and a second oil passage 34.

ブームシリンダ１６は前述の通り片ロッド複動型のものであり、ボトム油室３５の受圧面積Ｂ（断面積）が、ロッド油室３６の受圧面積Ｒと比べて、ピストンロッド３７の断面積Ｐ分だけ大きくなっている。すなわち（ボトム油室３５の受圧面積Ｂ）＝（ロッド油室３６の受圧面積Ｒ）＋（ピストンロッド３７の断面積Ｐ）の関係が成り立っている。   As described above, the boom cylinder 16 is of the single rod double acting type, and the pressure receiving area B (cross-sectional area) of the bottom oil chamber 35 is larger than the pressure receiving area R of the rod oil chamber 36, and the cross-sectional area P of the piston rod 37. It is bigger by the minute. That is, a relationship of (pressure receiving area B of the bottom oil chamber 35) = (pressure receiving area R of the rod oil chamber 36) + (cross-sectional area P of the piston rod 37) is established.

油圧ポンプ・モータ３２は、第１ポート３８、第２ポート３９及び第３ポート４０からなる３つのポートを有しており、ブームシリンダ１６のボトム油室３５が第１油路３３を介して油圧ポンプ・モータ３２の第１ポート３８に接続され、ブームシリンダ１６のロッド油室３６が第２油路３４を介して油圧ポンプ・モータ３２の第２ポート３９に接続されている。油圧ポンプ・モータ３２の第３ポート４０は、後述する中継油路６８に接続されている。   The hydraulic pump / motor 32 has three ports including a first port 38, a second port 39 and a third port 40, and the bottom oil chamber 35 of the boom cylinder 16 is hydraulically connected via the first oil passage 33. The rod oil chamber 36 of the boom cylinder 16 is connected to the second port 39 of the hydraulic pump / motor 32 through the second oil passage 34. The third port 40 of the hydraulic pump / motor 32 is connected to a relay oil passage 68 described later.

油圧ポンプ・モータ３２はいわゆる斜板タイプのものであり（図３参照）、エンジン７の動力にて駆動するように構成されている。そして、バックホウ１のキャビン６内に配置された操作レバー（図示省略）の操作量に応じて油圧ポンプ・モータ３２における可動斜板８０の傾斜角度を変更することにより、油圧ポンプ・モータ３２からの作動油の吐出方向及び吐出量を調節するように構成されている。   The hydraulic pump / motor 32 is of a so-called swash plate type (see FIG. 3), and is configured to be driven by the power of the engine 7. Then, by changing the inclination angle of the movable swash plate 80 in the hydraulic pump / motor 32 in accordance with the amount of operation of an operating lever (not shown) disposed in the cabin 6 of the backhoe 1, the hydraulic pump / motor 32 It is comprised so that the discharge direction and discharge amount of hydraulic fluid may be adjusted.

なお、図示は省略しているが、油圧ポンプ・モータ３２から突出した回転軸７４は、別のポンプを貫通している。すなわち、油圧ポンプ・モータ３２の回転軸７４と別のポンプの回転軸とは、共通する１本の軸になっている。回転軸７４の軸心回りの回転にて別のポンプを駆動させることにより、別系統の油圧回路を介して、前述したアームシリンダ１２及びバケットシリンダ１３に作動油を供給するように構成されている。   In addition, although illustration is abbreviate | omitted, the rotating shaft 74 which protruded from the hydraulic pump motor 32 has penetrated another pump. That is, the rotating shaft 74 of the hydraulic pump / motor 32 and the rotating shaft of another pump are a common shaft. By driving another pump by rotation around the axis of the rotating shaft 74, hydraulic oil is supplied to the arm cylinder 12 and the bucket cylinder 13 described above via a separate hydraulic circuit. .

図２に示す油圧回路３０は、油圧ポンプ・モータ３２における可動斜板８０の傾斜角度に基づいて、油圧ポンプ・モータ３２からの作動油の吐出方向及び吐出量を制御する油圧サーボ機構４３を備えている。油圧サーボ機構４３は、油圧ポンプ・モータ３２における可動斜板の傾斜角度を変更させる片ロッド複動型の調整シリンダ４４と、調整シリンダ４４に作動油を供給する調整ポンプ４５と、調整ポンプ４５からの作動油の吐出方向及び吐出量を調節するための４ポート３位置切換型の電磁サーボ弁４６とを有している。   The hydraulic circuit 30 shown in FIG. 2 includes a hydraulic servo mechanism 43 that controls the discharge direction and the discharge amount of hydraulic fluid from the hydraulic pump / motor 32 based on the inclination angle of the movable swash plate 80 in the hydraulic pump / motor 32. ing. The hydraulic servo mechanism 43 includes a one-rod double-acting adjustment cylinder 44 that changes the inclination angle of the movable swash plate in the hydraulic pump / motor 32, an adjustment pump 45 that supplies hydraulic oil to the adjustment cylinder 44, and an adjustment pump 45. And a four-port three-position switching type electromagnetic servo valve 46 for adjusting the discharge direction and discharge amount of the hydraulic oil.

この場合、キャビン６内に配置された操作レバー（図示省略）の操作量に応じた電磁サーボ弁４６のスプール位置の切換にて、調整シリンダ４４を伸縮動させることにより、油圧ポンプ・モータ３２における可動斜板８０の傾斜角度が変更・調節される。   In this case, in the hydraulic pump / motor 32, the adjustment cylinder 44 is expanded and contracted by switching the spool position of the electromagnetic servo valve 46 according to the operation amount of an operation lever (not shown) disposed in the cabin 6. The inclination angle of the movable swash plate 80 is changed / adjusted.

電磁サーボ弁４６の入口ポート４６ａは調整ポンプ４５を介して作動油タンク４２に接続され、出口ポート４６ｄは直接作動油タンク４２に接続されている。電磁サーボ弁４６のボトム側ポート４６ｂは、調整シリンダ４４のボトム油室４７に接続され、ロッド側ポート４６ｃは調整シリンダ４４のロッド油室４８に接続されている。調整シリンダ４４におけるピストンロッド４９の先端は、油圧ポンプ・モータ３２の可動斜板８０に連動連結されている。   The inlet port 46 a of the electromagnetic servo valve 46 is connected to the hydraulic oil tank 42 via the adjustment pump 45, and the outlet port 46 d is directly connected to the hydraulic oil tank 42. The bottom port 46 b of the electromagnetic servo valve 46 is connected to the bottom oil chamber 47 of the adjustment cylinder 44, and the rod side port 46 c is connected to the rod oil chamber 48 of the adjustment cylinder 44. The tip of the piston rod 49 in the adjustment cylinder 44 is linked to the movable swash plate 80 of the hydraulic pump / motor 32.

第１油路３３中には、ブームシリンダ１６のボトム油室３５からの作動油の漏れ出しを防止する第１パイロットチェック弁５１が設けられている。第１パイロットチェック弁５１は通常、ブームシリンダ１６のボトム油室３５の方向にのみ開くが、例えば操作レバーのシリンダ短縮の操作に連動して、パイロット油路５２から作動油が供給されると、油圧ポンプ・モータ３２における第１ポート３８の方向に開くように構成されている。   A first pilot check valve 51 is provided in the first oil passage 33 to prevent leakage of hydraulic oil from the bottom oil chamber 35 of the boom cylinder 16. The first pilot check valve 51 is normally opened only in the direction of the bottom oil chamber 35 of the boom cylinder 16. For example, when hydraulic oil is supplied from the pilot oil passage 52 in conjunction with the operation of shortening the cylinder of the operation lever, The hydraulic pump / motor 32 is configured to open toward the first port 38.

第１油路３３における第１パイロットチェック弁５１とボトム油室３５との間は、第１ドレイン油路５３を介して作動油タンク４２に接続されている。第１ドレイン油路５３中には、第１油路３３内の圧力が高くなり過ぎたときに作動油タンク４２方向に作動油を逃がすためのリリーフ弁５４が設けられている。   A portion between the first pilot check valve 51 and the bottom oil chamber 35 in the first oil passage 33 is connected to the hydraulic oil tank 42 via a first drain oil passage 53. In the first drain oil passage 53, there is provided a relief valve 54 for releasing the hydraulic oil in the direction of the hydraulic oil tank 42 when the pressure in the first oil passage 33 becomes too high.

一方、第２油路３４中には、ブームシリンダ１６のロッド油室３６からの作動油の漏れ出しを防止する第２パイロットチェック弁５５が設けられている。第２パイロットチェック弁５５は通常、ブームシリンダ１６のロッド油室３６の方向にのみ開くが、例えば操作レバーのシリンダ伸長の操作に連動して、パイロット油路５６から作動油が供給されると、油圧ポンプ・モータ３２における第２ポート３９の方向に開くように構成されている。   On the other hand, a second pilot check valve 55 is provided in the second oil passage 34 to prevent leakage of hydraulic oil from the rod oil chamber 36 of the boom cylinder 16. The second pilot check valve 55 normally opens only in the direction of the rod oil chamber 36 of the boom cylinder 16, but when hydraulic oil is supplied from the pilot oil passage 56 in conjunction with, for example, an operation of extending the cylinder of the operation lever, The hydraulic pump / motor 32 is configured to open in the direction of the second port 39.

第２油路３４における第２パイロットチェック弁５５とロッド油室３６との間は、第２ドレイン油路５７を介して作動油タンク４２に接続されている。第２ドレイン油路５７中には、第２油路３４内の圧力が高くなり過ぎたときに作動油タンク４２方向に作動油を逃がすためのリリーフ弁５８が設けられている。   The second pilot check valve 55 and the rod oil chamber 36 in the second oil passage 34 are connected to the hydraulic oil tank 42 via a second drain oil passage 57. In the second drain oil passage 57, there is provided a relief valve 58 for releasing the hydraulic oil in the direction of the hydraulic oil tank 42 when the pressure in the second oil passage 34 becomes too high.

第１油路３３と第２油路３４との間には、２つのリリーフ弁６４，６５と２つの逆止弁６６，６７とを有するチャージリリーフ回路６１が配置されている。チャージリリーフ回路６１は、一方の油路３３（３４）内の圧力が高くなり過ぎると、作動油をブームシリンダ１６における一方の油室３５（３６）に供給せずに、他方の油路３４（３３）や作動油タンク４２に逃がすことによって、油圧回路３０の過負荷を防止するものである。   A charge relief circuit 61 having two relief valves 64 and 65 and two check valves 66 and 67 is disposed between the first oil passage 33 and the second oil passage 34. When the pressure in one oil passage 33 (34) becomes too high, the charge relief circuit 61 does not supply hydraulic oil to one oil chamber 35 (36) in the boom cylinder 16, but the other oil passage 34 ( 33) and by letting it escape to the hydraulic oil tank 42, the overload of the hydraulic circuit 30 is prevented.

実施形態では、第１油路３３と第２油路３４とには、一対のバイパス油路６２，６３が並列状に接続されている。シリンダ側バイパス油路６２中には、第１油路３３内の圧力（作動油）を逃がすための第１リリーフ弁６４と、第２油路３４内の圧力（作動油）を逃がすための第２リリーフ弁６５とが設けられている。ポンプ側バイパス油路６３中には、第１油路３３の方向にのみ開く第１逆止弁６６と、第２油路３４の方向にのみ開く第２逆止弁６７とが設けられている。   In the embodiment, a pair of bypass oil passages 62 and 63 are connected in parallel to the first oil passage 33 and the second oil passage 34. In the cylinder side bypass oil passage 62, a first relief valve 64 for releasing pressure (operating oil) in the first oil passage 33 and a first relief valve 64 for releasing pressure (operating oil) in the second oil passage 34 are provided. A two-relief valve 65 is provided. In the pump-side bypass oil passage 63, a first check valve 66 that opens only in the direction of the first oil passage 33 and a second check valve 67 that opens only in the direction of the second oil passage 34 are provided. .

シリンダ側バイパス油路６２における両リリーフ弁６４，６５の間と、ポンプ側バイパス油路６３における両逆止弁６６，６７の間とは、中継油路６８にてつながっており、中継油路６８の先端は油圧ポンプ・モータ３２の第３ポート４０に接続されている。中継油路６８の中途部からは補助チャージ油路９１が分岐している。補助チャージ油路９１の先端は、電磁サーボ弁４６の入口ポート４６ａと調整ポンプ４５とをつなぐ入口側油路９２に接続されている。すなわち、中継油路６８から分岐した補助チャージ油路９１は調整ポンプ４５に連通している。   Between the relief valves 64 and 65 in the cylinder-side bypass oil passage 62 and between the check valves 66 and 67 in the pump-side bypass oil passage 63 are connected by a relay oil passage 68. Is connected to the third port 40 of the hydraulic pump / motor 32. An auxiliary charge oil passage 91 branches off from a midway portion of the relay oil passage 68. The tip of the auxiliary charge oil passage 91 is connected to an inlet-side oil passage 92 that connects the inlet port 46 a of the electromagnetic servo valve 46 and the adjustment pump 45. That is, the auxiliary charge oil passage 91 branched from the relay oil passage 68 communicates with the adjustment pump 45.

（３）．油圧ポンプ・モータの詳細構造
次に、図３及び図４を参照しながら、油圧ポンプ・モータ３２の詳細構造について説明する。 (3). Detailed Structure of Hydraulic Pump / Motor Next, the detailed structure of the hydraulic pump / motor 32 will be described with reference to FIGS. 3 and 4.

図３に示すように、油圧ポンプ・モータ３２は、中空箱状のハウジング本体７１内に軸受７２，７３を介して回転可能に軸支された回転軸７４と、回転軸７４に一体回転するようにスプライン嵌合されたシリンダブロック７５と、複数のポート３８〜４０を有するバルブプレート７６とを備えている。シリンダブロック７５には、回転軸７４を中心とする同一円周上に、回転軸７４と平行状に延びる複数のシリンダ室７７が形成されている。各シリンダ室７７内には、ピストン７８が往復摺動可能に嵌挿されている。   As shown in FIG. 3, the hydraulic pump / motor 32 rotates in a hollow box-like housing body 71 rotatably supported by bearings 72 and 73, and rotates integrally with the rotation shaft 74. And a valve plate 76 having a plurality of ports 38 to 40. In the cylinder block 75, a plurality of cylinder chambers 77 extending in parallel with the rotation shaft 74 are formed on the same circumference around the rotation shaft 74. In each cylinder chamber 77, a piston 78 is fitted and slidable.

ハウジング本体７１内のうち軸受７２側には、油圧サーボ機構４３の作用にて傾斜角度を変更可能な可動斜板８０が配置されている。可動斜板８０のうちシリンダブロック７５と対峙する側のピストン摺動面には、ピストン７８の先端部に設けられたピストンシュー７９が当接している。可動斜板８０のうちピストン摺動面と反対側の凸球面部は、ハウジング本体７１内に設けられた斜板ホルダ８１の凹球面部に摺動可能に接触している。   A movable swash plate 80 whose inclination angle can be changed by the action of the hydraulic servo mechanism 43 is disposed in the housing main body 71 on the bearing 72 side. A piston shoe 79 provided at the tip of the piston 78 is in contact with the piston sliding surface of the movable swash plate 80 on the side facing the cylinder block 75. A convex spherical surface portion of the movable swash plate 80 opposite to the piston sliding surface is slidably in contact with a concave spherical surface portion of a swash plate holder 81 provided in the housing body 71.

シリンダブロック７５内の収容室８６には、回転軸７４に被嵌した状態で圧縮バネ８２が配置されている。当該圧縮バネ８２の作用（押圧付勢力）によって、ピストンシュー７９が可動斜板８０のピストン摺動面に押し付けられている。   A compression spring 82 is disposed in the accommodation chamber 86 in the cylinder block 75 so as to be fitted on the rotation shaft 74. The piston shoe 79 is pressed against the piston sliding surface of the movable swash plate 80 by the action (pressing biasing force) of the compression spring 82.

ハウジング本体７１を構成する取り外し可能なエンドキャップ８３とシリンダブロック７５との間には、回転軸７４に被嵌した状態でバルブプレート７６が配置されている。前述した圧縮バネ８２は、その押圧付勢力にて、バルブプレート７６にシリンダブロック７５を押し付ける役割も担っている。従って、シリンダブロック７５は、バルブプレート７６に面接触した状態で回転軸７４と共に一体回転する。   A valve plate 76 is disposed between the removable end cap 83 constituting the housing main body 71 and the cylinder block 75 so as to be fitted on the rotary shaft 74. The compression spring 82 described above also plays a role of pressing the cylinder block 75 against the valve plate 76 by the pressing biasing force. Accordingly, the cylinder block 75 rotates together with the rotary shaft 74 in a state of surface contact with the valve plate 76.

バルブプレート７６には、厚み方向に貫通する３つのポート３８〜４０が、回転軸７４を中心とする同一円周に沿って延びる円弧状に、適宜間隔を空けて形成されている（図４参照）。実施形態では、第１ポート３８の開口区間（領域、面積といってもよい）Ｓ１が、第２ポート３９の開口区間Ｓ２と比べて、第３ポートの開口区間Ｓ３分だけ大きくなっている。すなわち、第２ポート３９と第３ポート４０との開口区間Ｓ２，Ｓ３の和が第１ポート３８の開口区間Ｓ１と同じに設定されている（Ｓ１＝Ｓ２＋Ｓ３の関係が成り立っている）。また、第１ポート３８の開口区間Ｓ１に対する第２ポート３９の開口区間Ｓ２の比は、ボトム油室３５の受圧面積Ｂに対するロッド油室３６の受圧面積Ｒの比と同じに設定されている（Ｓ２／Ｓ１＝Ｒ／Ｂの関係が成り立っている）。   In the valve plate 76, three ports 38 to 40 penetrating in the thickness direction are formed in an arc shape extending along the same circumference centering on the rotation shaft 74, with appropriate intervals (see FIG. 4). ). In the embodiment, the opening section (also referred to as region or area) S1 of the first port 38 is larger than the opening section S2 of the second port 39 by the opening section S3 of the third port. That is, the sum of the opening sections S2 and S3 of the second port 39 and the third port 40 is set to be the same as the opening section S1 of the first port 38 (the relationship of S1 = S2 + S3 is established). The ratio of the opening section S2 of the second port 39 to the opening section S1 of the first port 38 is set to be the same as the ratio of the pressure receiving area R of the rod oil chamber 36 to the pressure receiving area B of the bottom oil chamber 35 ( S2 / S1 = R / B is established).

なお、実施形態では、ハウジング本体７１からエンドキャップ８３を取り外して、バルブプレート７６を付け替えることも可能である。このため、油圧シリンダが片ロッド複動型のものであれば、その大きさがブームシリンダ１６と違っていても、油圧ポンプ・モータ３２全体を交換することなく、バルブプレート７６の取り替えだけで対処できる。従って、実施形態における油圧ポンプ・モータ３２の汎用性は高いのである。   In the embodiment, it is also possible to remove the end cap 83 from the housing body 71 and replace the valve plate 76. For this reason, if the hydraulic cylinder is of a single rod double acting type, even if the size is different from that of the boom cylinder 16, it is possible to deal with it only by replacing the valve plate 76 without replacing the entire hydraulic pump / motor 32. it can. Therefore, the versatility of the hydraulic pump / motor 32 in the embodiment is high.

一方、シリンダブロック７５のうちバルブプレート７６に接触する側の端面には、各シリンダ室７７に連通する連通穴８４が形成されている。各連通穴８４は、シリンダブロック７５の回転に伴ってバルブプレート７６の各ポート３８〜４０に選択的に連通するように構成されている。   On the other hand, a communication hole 84 that communicates with each cylinder chamber 77 is formed on the end face of the cylinder block 75 that contacts the valve plate 76. Each communication hole 84 is configured to selectively communicate with each port 38 to 40 of the valve plate 76 as the cylinder block 75 rotates.

また、ハウジング本体のエンドキャップ８３には、第１油路３３の一部を構成する第１キャップ通路と、第２油路３４の一部を構成する第２キャップ通路と、中継油路６８の一部を構成する第３キャップ通路と、チャージリリーフ回路６１とが形成されている。バルブプレート７６の第１ポート３８は第１キャップ通路を介して第１油路３３に連通し、第２ポート３９は第２キャップ通路を介して第２油路３４に連通している。第３ポート４０は第３キャップ通路を介して中継油路６８に連通している。   Further, the end cap 83 of the housing body has a first cap passage that forms part of the first oil passage 33, a second cap passage that forms part of the second oil passage 34, and a relay oil passage 68. A third cap passage constituting a part and a charge relief circuit 61 are formed. The first port 38 of the valve plate 76 communicates with the first oil passage 33 via the first cap passage, and the second port 39 communicates with the second oil passage 34 via the second cap passage. The third port 40 communicates with the relay oil passage 68 through the third cap passage.

エンジン７の動力にて回転軸７４を軸心回りに回転させると、シリンダブロック７５が回転軸７４と共に一体回転し、ピストンシュー７９が可動斜板８０のピストン摺動面上を摺動する。このときの可動斜板８０（ピストン摺動面）の傾斜角度に基づいて、各ピストン７８はシリンダ室７７内を往復摺動して、各シリンダ室７７の容積を変化させる。   When the rotating shaft 74 is rotated about the axis by the power of the engine 7, the cylinder block 75 rotates integrally with the rotating shaft 74, and the piston shoe 79 slides on the piston sliding surface of the movable swash plate 80. Based on the inclination angle of the movable swash plate 80 (piston sliding surface) at this time, each piston 78 reciprocates in the cylinder chamber 77 to change the volume of each cylinder chamber 77.

このため、各シリンダ室７７では、吸引行程と吐出行程とが順次実行される一方、シリンダブロック７５の回転に伴って、バルブプレート７６における各ポート３８〜４０の切換も自動的に実行される。その結果、作動油が第１ポート３８（又は第２、第３ポート３９，４０）から吸い込まれ、第２、第３ポート３９，４０（又は第１ポート３８）から吐き出されることになる。   For this reason, in each cylinder chamber 77, the suction stroke and the discharge stroke are sequentially executed, and as the cylinder block 75 rotates, the ports 38 to 40 in the valve plate 76 are automatically switched. As a result, the hydraulic oil is sucked from the first port 38 (or the second and third ports 39 and 40) and discharged from the second and third ports 39 and 40 (or the first port 38).

油圧サーボ機構４３の作用にて可動斜板８０の傾斜角度を変更すれば、各ピストン７８の行程ストロークが変化する。かかる行程ストロークの変化によって、油圧ポンプ・モータ３２からの作動油の吐出方向及び吐出量が調節される。   If the inclination angle of the movable swash plate 80 is changed by the action of the hydraulic servo mechanism 43, the stroke stroke of each piston 78 changes. The discharge direction and the discharge amount of the hydraulic oil from the hydraulic pump / motor 32 are adjusted by changing the stroke.

（４）．作用効果
以上の構成において、油圧ポンプ・モータ３２から第１ポート３８を経由して第１油路３３に作動油を供給すると、作動油がブームシリンダ１６のボトム油室３５に流入して、ブームシリンダ１６が伸長動する（ブームシリンダ１６のピストンロッド３７が突出動する）。これに伴い、ブームシリンダ１６のロッド油室３６からは作動油が流出し、流出した作動油は第２油路３４から第２ポート３９を介して油圧ポンプ・モータ３２に戻る。 (4). In the configuration described above, when hydraulic oil is supplied from the hydraulic pump / motor 32 to the first oil passage 33 via the first port 38, the hydraulic oil flows into the bottom oil chamber 35 of the boom cylinder 16 and the boom. The cylinder 16 extends (the piston rod 37 of the boom cylinder 16 protrudes). Accordingly, hydraulic oil flows out from the rod oil chamber 36 of the boom cylinder 16, and the hydraulic fluid that has flowed out returns to the hydraulic pump / motor 32 from the second oil passage 34 via the second port 39.

ここで、ロッド油室３６の受圧面積Ｒは、ボトム油室３５の受圧面積Ｂと比べて、ピストンロッド３７の断面積Ｐ分だけ小さいから、仮にこのままであれば、ロッド油室３６から流出して油圧ポンプ・モータ３２に戻る作動油量は、油圧ポンプ・モータ３２から吐出してボトム油室３５に流入する作動油量より少なく、油圧ポンプ・モータ３２内でキャビテーションが生ずることになる。   Here, since the pressure receiving area R of the rod oil chamber 36 is smaller than the pressure receiving area B of the bottom oil chamber 35 by the cross-sectional area P of the piston rod 37, if it remains as it is, it will flow out of the rod oil chamber 36. Thus, the amount of hydraulic oil returning to the hydraulic pump / motor 32 is smaller than the amount of hydraulic oil discharged from the hydraulic pump / motor 32 and flowing into the bottom oil chamber 35, and cavitation occurs in the hydraulic pump / motor 32.

これに対して実施形態では、第１ポート３８の開口区間Ｓ１に対する第２ポート３９の開口区間Ｓ２の比が、ボトム油室３５の受圧面積Ｂに対するロッド油室３６の受圧面積Ｒの比と同じ（Ｓ２／Ｓ１＝Ｒ／Ｂ）という前提の元で、（第１ポート３８の開口区間Ｓ１）＝（第２ポート３９の開口区間Ｓ２）＋（第３ポート４０の開口区間Ｓ３）の関係、つまり、Ｓ３＝Ｓ１−Ｓ２の関係が成り立っている。そして、油圧ポンプ・モータ３２の第３ポート４０が、第１油路３３と第２油路３４との間をつなぐチャージリリーフ回路６１から延びる中継油路６８に接続されており、中継油路６８から分岐した補助チャージ油路９１が油圧サーボ機構４３の調整ポンプ４５に接続されている。   On the other hand, in the embodiment, the ratio of the opening section S2 of the second port 39 to the opening section S1 of the first port 38 is the same as the ratio of the pressure receiving area R of the rod oil chamber 36 to the pressure receiving area B of the bottom oil chamber 35. Under the premise that (S2 / S1 = R / B), the relationship of (opening section S1 of the first port 38) = (opening section S2 of the second port 39) + (opening section S3 of the third port 40), That is, the relationship of S3 = S1-S2 is established. The third port 40 of the hydraulic pump / motor 32 is connected to a relay oil path 68 extending from a charge relief circuit 61 that connects between the first oil path 33 and the second oil path 34. An auxiliary charge oil passage 91 branched from the hydraulic pump mechanism 43 is connected to the adjustment pump 45 of the hydraulic servo mechanism 43.

このため、油圧ポンプ・モータ３２自身の自吸力と、調整ポンプ４５の駆動との相互作用にて、作動油タンク４２から補助チャージ油路９１、中継油路６８及び第３ポート４０を介して不足分の作動油を補給するから、油圧ポンプ・モータ３２の自吸力を効果的に補完して、キャビテーションの発生を確実に防止できる。しかも、油圧サーボ機構４３の調整ポンプ４５がボトム油室３５に対する作動油の不足分を補給する役割を兼ねていて、従来のようなチャージポンプ１１８が要らないし、油圧ポンプ・モータ３２に掛かる負荷も減らせる。従って、キャビテーションを防止できるものでありながら、油圧回路３０のコンパクト化（構造の簡単化）や、部品点数削減に伴う製造コストの抑制に寄与できるのである。   Therefore, the interaction between the self-priming force of the hydraulic pump / motor 32 itself and the driving of the adjusting pump 45 is insufficient from the hydraulic oil tank 42 via the auxiliary charge oil passage 91, the relay oil passage 68 and the third port 40. Therefore, it is possible to effectively supplement the self-suction force of the hydraulic pump / motor 32 and reliably prevent cavitation. In addition, the adjustment pump 45 of the hydraulic servo mechanism 43 also serves to replenish the shortage of hydraulic oil to the bottom oil chamber 35, so that the conventional charge pump 118 is not required, and the load applied to the hydraulic pump / motor 32 is also reduced. Can be reduced. Therefore, while preventing cavitation, the hydraulic circuit 30 can be made compact (simplification of the structure) and the manufacturing cost can be reduced due to the reduction in the number of parts.

一方、油圧ポンプ・モータ３２から第２ポート３９を経由して第２油路３４に作動油を供給すると、作動油がブームシリンダ１６のロッド油室３６に流入して、ブームシリンダ１６が短縮動する（ブームシリンダ１６のピストンロッド３７が後退動する）。これに伴い、ブームシリンダ１６のボトム油室３５からは作動油が流出し、流出した作動油は第１油路３３から第１ポート３８を介して油圧ポンプ・モータ３２に戻る。   On the other hand, when hydraulic oil is supplied from the hydraulic pump / motor 32 to the second oil passage 34 via the second port 39, the hydraulic oil flows into the rod oil chamber 36 of the boom cylinder 16, and the boom cylinder 16 is shortened. (The piston rod 37 of the boom cylinder 16 moves backward). Accordingly, hydraulic oil flows out from the bottom oil chamber 35 of the boom cylinder 16, and the hydraulic fluid that has flowed out returns to the hydraulic pump / motor 32 from the first oil passage 33 through the first port 38.

この場合は、ボトム油室３５から流出して油圧ポンプ・モータ３２に戻る作動油量が、油圧ポンプ・モータ３２から吐出してロッド油室３６に流入する作動油量より多くなるから、仮にこのままであれば、油圧ポンプ・モータ３２が余剰分の作動油を吸引できず、第１油路３３及びボトム油室３５内の圧力が上昇してピストンロッド３７の動きを止めることになる。   In this case, the amount of hydraulic oil that flows out from the bottom oil chamber 35 and returns to the hydraulic pump / motor 32 is larger than the amount of hydraulic oil that is discharged from the hydraulic pump / motor 32 and flows into the rod oil chamber 36. If so, the hydraulic pump / motor 32 cannot suck the surplus hydraulic oil, and the pressure in the first oil passage 33 and the bottom oil chamber 35 rises to stop the movement of the piston rod 37.

これに対して実施形態では、前述の通り、油圧ポンプ・モータ３２の第３ポート４０がブレーキ弁機構６１から延びる中継油路６８に接続されており、且つ、Ｓ２／Ｓ１＝Ｒ／Ｂという前提の元でＳ３＝Ｓ１−Ｓ２の関係が成立しているので、油圧ポンプ・モータ３２自身の駆動にて、余剰分の作動油を第３ポート４０から排出できる。   On the other hand, in the embodiment, as described above, the third port 40 of the hydraulic pump / motor 32 is connected to the relay oil passage 68 extending from the brake valve mechanism 61, and S2 / S1 = R / B. Since the relationship of S3 = S1-S2 is established, the excess hydraulic oil can be discharged from the third port 40 by driving the hydraulic pump / motor 32 itself.

従って、従来のような流量制御弁１０８（図５参照）がなくても、余剰分の作動油に起因して、ピストンロッド３７の動きが止まることはない。その上、前述の通り、従来のような流量制御弁１０８が要らないから、流量制御弁１０８の作動に起因したハンチング現象もなくなり、ブームシリンダ１６をスムーズに作動できる。そして、油圧回路３０のコンパクト化（構造の簡単化）や、部品点数削減に伴う製造コストの抑制に、より一層貢献できるという利点もある。   Therefore, even if there is no conventional flow control valve 108 (see FIG. 5), the movement of the piston rod 37 does not stop due to the excess hydraulic oil. In addition, as described above, since the conventional flow control valve 108 is not required, the hunting phenomenon caused by the operation of the flow control valve 108 is eliminated, and the boom cylinder 16 can be operated smoothly. In addition, there is an advantage that the hydraulic circuit 30 can be made more compact (simplification of the structure) and the manufacturing cost can be further reduced by reducing the number of parts.

以上まとめると、実施形態の構成によれば、ブームシリンダ１６のボトム油室３５とロッド油室３６とで受圧面積に差（Ｂ＞Ｒ）があるにも拘らず、各油室３５，３６にその受圧面積Ｂ，Ｒに併せた適量の作動油を供給できる。すなわち、ブームシリンダ１６の高圧側が切り換わったりしても、第１油路３３側（ボトム油室３５側）が高圧時のシリンダ速度と、第２油路３４側（ロッド油室３６側）が高圧時のシリンダ速度とが変わらない（同じである）。このため、ブームシリンダ１６の挙動が安定化するのである。   In summary, according to the configuration of the embodiment, each of the oil chambers 35 and 36 has a difference in pressure receiving area (B> R) between the bottom oil chamber 35 and the rod oil chamber 36 of the boom cylinder 16. An appropriate amount of hydraulic fluid can be supplied in accordance with the pressure receiving areas B and R. That is, even if the high pressure side of the boom cylinder 16 is switched, the cylinder speed when the first oil passage 33 side (bottom oil chamber 35 side) is high and the second oil passage 34 side (rod oil chamber 36 side) are high. The cylinder speed at high pressure does not change (same). For this reason, the behavior of the boom cylinder 16 is stabilized.

（５）．その他
本願発明は、前述の実施形態に限らず、様々な態様に具体化できる。例えば本願発明はバックホウに限らず、コンバイン等の農作業機や、ホイルローダ等の特殊作業用車両にも適用可能である。また、アキシャルピストン装置は、斜板式のアキシャルピストンポンプ・モータ３２に限らず、斜軸式やラジアル式のものでもよい。単なるアキシャルピストンポンプでも構わない。その他、各部の構成は図示の実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々変更が可能である。 (5). Others The present invention is not limited to the above-described embodiment, and can be embodied in various forms. For example, the present invention is not limited to a backhoe, but can also be applied to agricultural machines such as a combiner and special work vehicles such as a wheel loader. Further, the axial piston device is not limited to the swash plate type axial piston pump / motor 32, but may be an oblique axis type or a radial type. A simple axial piston pump may be used. In addition, the configuration of each unit is not limited to the illustrated embodiment, and various modifications can be made without departing from the spirit of the present invention.

バックホウの側面図である。It is a side view of a backhoe. バックホウの油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram of a backhoe. アキシャルピストンポンプ・モータの側面断面図である。It is side surface sectional drawing of an axial piston pump motor. バルブプレートの正面図である。It is a front view of a valve plate. 従来例の油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram of a conventional example.

符号の説明Explanation of symbols

Ｂ ボトム油室の受圧面積
Ｒ ロッド油室の受圧面積
Ｐ ピストンロッドの断面積
Ｓ１ 第１ポートの開口区間
Ｓ２ 第２ポートの開口区間
Ｓ３ 第３ポートの開口区間
１ 作業機械としてのバックホウ
７ エンジン
１１ ブーム
１６ 油圧シリンダとしてのブームシリンダ
３０ 油圧回路
３２ アキシャルピストン装置としてのアキシャルピストンポンプ・モータ
３３ 第１油路
３４ 第２油路
３５ ボトム油室
３６ ロッド油室
３７ ピストンロッド
３８ 第１ポート
３９ 第２ポート
４０ 第３ポート
４２ 作動油タンク
６１ チャージリリーフ回路
６８ 中継油路
７１ ハウジング本体
７４ 回転軸
７５ シリンダブロック
７６ バルブプレート
７７ シリンダ室
７８ ピストン
７９ ピストンシュー
８０ 可動斜板
９１ 補助チャージ油路 B Pressure receiving area of bottom oil chamber R Pressure receiving area of rod oil chamber P Cross sectional area S1 of piston rod S1 First port opening section S2 Second port opening section S3 Third port opening section 1 Backhoe 7 as work machine Engine 11 Boom 16 Boom cylinder 30 as hydraulic cylinder Hydraulic circuit 32 Axial piston pump / motor 33 as axial piston device First oil passage 34 Second oil passage 35 Bottom oil chamber 36 Rod oil chamber 37 Piston rod 38 First port 39 Second Port 40 Third port 42 Hydraulic oil tank 61 Charge relief circuit 68 Relay oil passage 71 Housing body 74 Rotating shaft 75 Cylinder block 76 Valve plate 77 Cylinder chamber 78 Piston 79 Piston shoe 80 Movable swash plate 91 Auxiliary charge oil passage

Claims (2)

ボトム油室及びロッド油室を有する片ロッド複動型の油圧シリンダと、第１〜第３ポートが形成されたバルブプレートを有する可変容量型のアキシャルピストン装置とを備えており、前記油圧シリンダと前記アキシャルピストン装置とは、前記ボトム油室と前記第１ポートとをつなぐ第１油路、及び前記ロッド油室と前記第２ポートとをつなぐ第２油路とを介して、閉ループ状に接続されており、
前記第１ポートと前記第２ポートとの開口面積比が前記ボトム油室と前記ロッド油室との受圧面積比と同じで、且つ、前記第２ポートと前記第３ポートとの開口面積の和が前記第１ポートの開口面積と同じに設定されており、
前記第３ポートは、前記第１油路と前記第２油路との間をつなぐチャージリリーフ回路から延びる中継油路に接続されており、前記中継油路から分岐した補助チャージ油路が、前記アキシャルピストン装置からの作動油の吐出方向及び吐出量を制御するための油圧サーボ機構を構成する調整ポンプに接続されている、
油圧回路。 A single-rod double-acting hydraulic cylinder having a bottom oil chamber and a rod oil chamber, and a variable displacement axial piston device having a valve plate in which first to third ports are formed, the hydraulic cylinder; The axial piston device is connected in a closed loop through a first oil passage that connects the bottom oil chamber and the first port, and a second oil passage that connects the rod oil chamber and the second port. Has been
The opening area ratio between the first port and the second port is the same as the pressure receiving area ratio between the bottom oil chamber and the rod oil chamber, and the sum of the opening areas of the second port and the third port Is set to be the same as the opening area of the first port,
The third port is connected to a relay oil path extending from a charge relief circuit connecting between the first oil path and the second oil path, and the auxiliary charge oil path branched from the relay oil path is Connected to an adjusting pump that constitutes a hydraulic servomechanism for controlling the discharge direction and discharge amount of hydraulic oil from the axial piston device,
Hydraulic circuit. 請求項１に記載した油圧回路を有する作業機械であって、
前記アキシャルピストン装置は機体に搭載されたエンジンの回転にて駆動するように構成されており、前記油圧シリンダは前記機体に装着されたブームを上下に首振り回動させるブームシリンダである、
作業機械。 A work machine having the hydraulic circuit according to claim 1,
The axial piston device is configured to be driven by rotation of an engine mounted on a fuselage, and the hydraulic cylinder is a boom cylinder that swings a boom mounted on the fuselage up and down.
Work machine.
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