JP2011196439A - 旋回作業車の油圧回路 - Google Patents

Abstract

【課題】作業効率の低下を防止しながらエネルギー損失の低減を図るとともに、既存の旋回作業車にも容易に適用することが可能な旋回作業車の油圧回路を提供する。
【解決手段】ロードセンシングシステムを具備する旋回作業車１の油圧回路２０１であって、第二油圧ポンプ２２から供給される作動油により駆動されて、旋回作業車１の車体（旋回装置３）を旋回させる旋回モータ７と、旋回モータ７の負荷圧力を検出する圧力センサ１７３と、旋回モータ７に対応する旋回モータ用方向切換弁６３に付与されるパイロット圧を減圧させる旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ等と、圧力センサ１７３により検出される負荷圧力に基づいて、旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ等により旋回モータ用方向切換弁６３に付与されるパイロット圧を減圧させ、この旋回モータ用方向切換弁６３を介して旋回モータ７に供給する作動油の流量を制限するコントローラ１７１と、を具備する。
【選択図】図４

Description

本発明は、旋回作業車の油圧回路に関し、より詳細には、旋回モータに大きな負荷が加わった場合のエネルギーの損失を低減させる旋回作業車の油圧回路の技術に関する。

走行装置と、走行装置に旋回可能に支持され、旋回モータによって旋回される旋回装置（車体）と、掘削作業、破砕作業等を行うための作業装置と、を具備する旋回作業車において、作業中に旋回装置を旋回させる際に、当該旋回装置の慣性により旋回モータに大きな負荷が加わる場合がある。

上記旋回モータ、及び作業装置を駆動するための油圧シリンダ等の作業用油圧アクチュエータに大きな負荷が加わった場合、当該作業用油圧アクチュエータに供給される作動油の多くがリリーフ弁を介して排出され、エネルギーの損失が発生する。このエネルギーの損失を低減するための油圧回路に関する技術は公知となっている。例えば、特許文献１又は特許文献２に記載の如くである。

特許文献１に記載の油圧回路は、作業用油圧アクチュエータに大きな負荷が加わり油圧ポンプの吐出圧が所定値以上になった場合、当該油圧ポンプによる作動油の吐出量を減少させることができる。したがって、作業用油圧アクチュエータに供給される作動油の流量が減少し、リリーフ弁を介して排出される作動油の量が減少するため、エネルギーの損失を低減することができる。

しかし、特許文献１に記載の油圧回路では、油圧ポンプによる作動油の吐出量を減少させるため、大きな負荷が加わった作業用油圧アクチュエータだけではなく、他の作業用油圧アクチュエータに供給される作動油の流量までもが減少するため、全ての作業用油圧アクチュエータの動作速度が遅くなり、当該作業用油圧アクチュエータの作業効率が低下する点で不利であった。

また、特許文献２に記載の油圧回路は、作業用油圧アクチュエータに大きな負荷が加わった場合、その作業用油圧アクチュエータの負荷圧力を、当該作業用油圧アクチュエータに作動油を供給するための方向切換弁に供給して、この方向切換弁のスプールストローク量を規制することにより、当該作業用油圧アクチュエータに供給される作動油の流量を減少させることができる。したがって、作業用油圧アクチュエータに供給される作動油の流量が減少し、リリーフ弁を介して排出される作動油の量が減少するため、エネルギーの損失を低減することができる。

しかし、特許文献２に記載の油圧回路では、方向切換弁が設けられるコントロールバルブ本体や当該方向切換弁のスプールに新たな油路を形成することが必要であり、油路の構造が複雑になるとともに、コストが増加する点で不利であった。また、特許文献２に記載の油圧回路を既存の旋回作業車に適用する場合には、コントロールバルブを新たに油路を形成したコントロールバルブと取り換える必要があり、既存の旋回作業車に適用するのは手間がかかるとともに、コストが増加する点で不利であった。

特許第２６１３４５９号公報 特開平８−４１９３３号公報

本発明の目的は、旋回モータを具備する旋回作業車の油圧回路において、作業効率の低下を防止しながらエネルギー損失の低減を図るとともに、既存の旋回作業車にも容易に適用することが可能な旋回作業車の油圧回路を提供することである。

本発明の解決しようとする課題は以上の如くであり、次にこの課題を解決するための手段を説明する。

即ち、請求項１においては、少なくとも一つの作業用油圧アクチュエータにそれぞれパイロット式の方向切換弁を介して作動油を供給する油圧ポンプの吐出量を、前記少なくとも一つの作業用油圧アクチュエータの負荷圧力に基づいて制御するロードセンシングシステムを具備する旋回作業車の油圧回路であって、前記少なくとも一つの作業用油圧アクチュエータに含まれ、前記油圧ポンプから供給される作動油により駆動されて、前記旋回作業車の車体を旋回させる旋回モータと、前記旋回モータの負荷圧力を検出する圧力検出手段と、前記旋回モータに対応する方向切換弁に付与されるパイロット圧を減圧させる減圧弁と、前記圧力検出手段により検出される負荷圧力に基づいて、前記減圧弁により前記旋回モータに対応する方向切換弁に付与されるパイロット圧を減圧させ、この方向切換弁を介して前記旋回モータに供給する作動油の流量を制限する制御装置と、を具備するものである。

本発明の効果として、以下に示すような効果を奏する。

請求項１においては、制御手段の制御により旋回モータに供給される作動油の流量が制限されて、作動油が旋回モータに無駄に供給されなくなる。したがって、旋回モータに供給された作動油がリリーフ弁等を介して排出されることによるエネルギー損失を低減することができる。
また、制御手段の制御により旋回モータに供給される作動油の流量のみが制限されるため、他のアクチュエータの動作速度が低下することがない。したがって、作業効率の低下を防止することができる。
さらに、旋回モータに供給される作動油の流量を制限するための構造を、既存のコントロールバルブやスプールに対して油路を追加することなく、旋回作業車に適用することが可能となる。したがって、前記構造を既存の旋回作業車にも容易に適用することができ、コストの低減を図ることができる。

本発明の第一実施形態に係る油圧回路を具備する旋回作業車の全体的な構成を示した側面図。 本発明の第一実施形態に係る油圧回路の全体的な構成を示す図。 本発明の第一実施形態に係る油圧回路のうち第一方向切換弁群等を示す図。 本発明の第一実施形態に係る油圧回路のうち第二方向切換弁群等を示す図。 本発明の第一実施形態に係るブームシリンダ用方向切換弁を示す拡大図。 本発明の第一実施形態に係る旋回流量制限手段を示すブロック図。 本発明の第一実施形態に係る旋回モータ用方向切換弁のスプールストローク量の規制の様子を示す図。 本発明の第一実施形態に係る旋回モータ用方向切換弁のスプールストローク量の規制値の決定方法を示す図。

まず、図１を用いて、本発明の第一実施形態に係る油圧回路２０１を具備する旋回作業車１について説明する。なお、本実施形態においては、旋回作業車１を作業車両の一実施形態として説明するが、作業車両はこれに限るものではなく、その他の農業車両、建設車両、産業車両等であっても良い。

旋回作業車１は、走行装置２、旋回装置３、及び作業装置４を具備する。

走行装置２は、左右一対のクローラ５・５、左走行用油圧モータ５Ｌ、及び右走行用油圧モータ５Ｒを具備する。
走行装置２は、左走行用油圧モータ５Ｌにより機体左側のクローラ５を、右走行用油圧モータ５Ｒにより機体右側のクローラ５を、それぞれ駆動することで、旋回作業車１を前後進及び旋回させることができる。

旋回装置３は旋回作業車１の車体を成すものであり、旋回台６、旋回モータ７、操縦部８、及びエンジン９を具備する。
旋回台６は、走行装置２の上方に配置され、走行装置２に旋回可能に支持される。旋回装置３は、旋回モータ７を駆動することで、当該旋回台６を走行装置２に対して旋回させることができる。また、旋回台６上には、種々の操作具を備える操縦部８、動力源となるエンジン９等が配置される。

作業装置４は、ブーム１０、アーム１１、バケット１２、ブームシリンダ１３、アームシリンダ１４、及びバケットシリンダ１５を具備する。
ブーム１０は、その一端部が旋回台６の前部に枢支され、伸縮自在に駆動するブームシリンダ１３によって回動される。より詳細には、ブームシリンダ１３が伸ばされた場合、ブーム１０は上方に回動され、ブームシリンダ１３が縮められた場合、ブーム１０は下方に回動される。
アーム１１は、その一端部がブーム１０の他端部に枢支され、伸縮自在に駆動するアームシリンダ１４によって回動される。より詳細には、アームシリンダ１４が伸ばされた場合、アーム１１は下方（アーム１１の他端側がブーム１０に近接する方向）に回動され、アームシリンダ１４が縮められた場合、アーム１１は上方（アーム１１の他端側がブーム１０から離間する方向）に回動される。
バケット１２は、その一端部がアーム１１の他端部に支持されて、伸縮自在に駆動するバケットシリンダ１５によって回動される。より詳細には、バケットシリンダ１５が伸ばされた場合、バケット１２は下方（バケット１２の他端側がアーム１１に近接する方向）に回動され、バケットシリンダ１５が縮められた場合、バケット１２は上方（バケット１２の他端側がアーム１１から離間する方向）に回動される。
以上の如く、作業装置４は、バケット１２を用いて土砂等の掘削を行う多関節構造を構成している。

なお、本実施形態に係る旋回作業車１に具備する作業装置は、バケット１２を有して掘削作業を行う作業装置４としているが、これに限定するものではなく、例えば油圧ブレーカーを有して破砕作業を行う作業装置であっても良い。

次に、図２から図８までを用いて、旋回作業車１が具備する油圧回路２０１について説明する。油圧回路２０１は、第一油圧ポンプ２１、第二油圧ポンプ２２、第一ポンプ流量制御アクチュエータ２３、第二ポンプ流量制御アクチュエータ２４、及びコントロールバルブ３０等を具備する。第一油圧ポンプ２１、第二油圧ポンプ２２、及びコントロールバルブ３０は、旋回装置３に取り付けられる。

油圧回路２０１は、作業用油圧アクチュエータへ供給される作動油の方向を切り換える作業用方向切換弁に設けられる絞りの後に、圧力補償弁が接続された、いわゆるアフターオリフィス型のロードセンシングシステムを構成している。当該ロードセンシングシステムによって、作業用油圧アクチュエータに加わる負荷圧力に応じて第一油圧ポンプ２１及び第二油圧ポンプ２２による作動油の吐出量を制御し、消費エネルギーの効率化を図ることができる。

なお、説明の便宜上、ブームシリンダ用方向切換弁４２、バケットシリンダ用方向切換弁４３、アームシリンダ用方向切換弁６２、及び旋回モータ用方向切換弁６３を総称して、単に「作業用方向切換弁」と記す。ブームシリンダ１３、アームシリンダ１４、バケットシリンダ１５、及び旋回モータ７を総称して「作業用油圧アクチュエータ」と記す。

図２から図４までに示す第一油圧ポンプ２１及び第二油圧ポンプ２２は、エンジン９（図１参照）によって駆動され、作動油を吐出する。第一油圧ポンプ２１及び第二油圧ポンプ２２は、それぞれ可動斜板２１ａ及び可動斜板２２ａの傾斜角度を変更することによって作動油の吐出量を変更可能な可変容量型のポンプである。第一油圧ポンプ２１及び第二油圧ポンプ２２から吐出された作動油は、コントロールバルブ３０へと供給される。より詳細には、第一油圧ポンプ２１から吐出された作動油は、油路２１ｂを介して第一方向切換弁群４０へと供給される。また、第二油圧ポンプ２２から吐出された作動油は、油路２２ｂを介して第二方向切換弁群６０へと供給される。

コントロールバルブ３０は、作動油の流れを切り換えるものである。コントロールバルブ３０は、主として第一方向切換弁群４０、及び第二方向切換弁群６０を具備する。

図２及び図３に示すように、第一方向切換弁群４０は、主としてブームシリンダ用方向切換弁４２、及びバケットシリンダ用方向切換弁４３を具備する。

図３に示すように、ブームシリンダ用方向切換弁４２は、ブームシリンダ１３に供給される作動油の方向を切り換えることが可能なパイロット式の方向切換弁である。
ブームシリンダ用方向切換弁４２には、ブームシリンダ用圧力補償弁５２が接続される。ブームシリンダ用圧力補償弁５２は、ブームシリンダ用方向切換弁４２に設けられる絞り４２ｃ（又は４２ｆ）の後の圧力を所定値に補償するものである。

以下では、図５を用いて、ブームシリンダ用方向切換弁４２及びブームシリンダ用圧力補償弁５２について詳細に説明する。

ブームシリンダ用方向切換弁４２は、スプールを摺動させることによりポジション４２Ｘ（中立位置）、ポジション４２Ｙ、又はポジション４２Ｚに切り換えることが可能である。ブームシリンダ用方向切換弁４２のパイロットポート４２ａ及びパイロットポート４２ｂのいずれにもパイロット圧が付与されない場合、スプリングの付勢力により、当該ブームシリンダ用方向切換弁４２はポジション４２Ｘに保持される。ブームシリンダ用方向切換弁４２のパイロットポート４２ａにパイロット圧が付与された場合、当該ブームシリンダ用方向切換弁４２はポジション４２Ｙに切り換えられる。ブームシリンダ用方向切換弁４２のパイロットポート４２ｂにパイロット圧が付与された場合、当該ブームシリンダ用方向切換弁４２はポジション４２Ｚに切り換えられる。

ブームシリンダ用方向切換弁４２がポジション４２Ｘにある場合、作動油は、油路２１ｂからブームシリンダ１３に供給されない。

ブームシリンダ用方向切換弁４２がポジション４２Ｙにある場合、作動油は、油路２１ｂからブームシリンダ用方向切換弁４２のスプール内に設けられる絞り４２ｃ、及び油路４２ｄを介してブームシリンダ用圧力補償弁５２に供給される。

ブームシリンダ用圧力補償弁５２に供給された作動油は、当該ブームシリンダ用圧力補償弁５２から油路５２ａを介して再びブームシリンダ用方向切換弁４２に供給される。

油路５２ａを介してブームシリンダ用方向切換弁４２に供給された作動油は、油路１３ａを介してブームシリンダ１３のボトム室に供給される。当該油路１３ａを介して供給される作動油によってブームシリンダ１３は伸ばされ、ブーム１０を上方に回動させる。また、ブームシリンダ１３のロッド室から排出される作動油は、油路１３ｂを介してブームシリンダ用方向切換弁４２に戻される。

油路１３ｂを介してブームシリンダ用方向切換弁４２に戻された作動油は、当該ブームシリンダ用方向切換弁４２から油路４２ｅ、及び戻り油路１７ａを介して作動油タンク１７（図２参照）に戻される。

ブームシリンダ用方向切換弁４２がポジション４２Ｚにある場合、作動油は、油路２１ｂからブームシリンダ用方向切換弁４２のスプール内に設けられる絞り４２ｆ、及び油路４２ｄを介してブームシリンダ用圧力補償弁５２に供給される。

ブームシリンダ用圧力補償弁５２に供給された作動油は、当該ブームシリンダ用圧力補償弁５２から油路５２ａを介して再びブームシリンダ用方向切換弁４２に供給される。

油路５２ａを介してブームシリンダ用方向切換弁４２に供給された作動油は、油路１３ｂを介してブームシリンダ１３のロッド室に供給される。当該油路１３ｂを介して供給される作動油によってブームシリンダ１３は縮められ、ブーム１０を下方に回動させる。また、ブームシリンダ１３のボトム室から排出される作動油は、油路１３ａを介してブームシリンダ用方向切換弁４２に戻される。

油路１３ａを介してブームシリンダ用方向切換弁４２に戻された作動油は、当該ブームシリンダ用方向切換弁４２から油路４２ｅ、及び戻り油路１７ａを介して作動油タンク１７に戻される。

ブームシリンダ用方向切換弁４２がポジション４２Ｙ又はポジション４２Ｚにある場合、油路４２ｄの圧力は、ブームシリンダ用圧力補償弁５２によって所定値に補償される。
詳細には、ブームシリンダ１３、及びバケットシリンダ１５にかかる負荷圧力のうち最大の負荷圧力（以下、単に「第一最大負荷圧力」と記す）が、油路２３ｂを介してブームシリンダ用圧力補償弁５２に付与される。ブームシリンダ用圧力補償弁５２は、油路４２ｄの圧力を、当該第一最大負荷圧力よりも、当該ブームシリンダ用圧力補償弁５２が備えるスプリングによって設定される値だけ高い圧力になるように補償する。

図３に示すように、バケットシリンダ用方向切換弁４３は、バケットシリンダ１５に供給される作動油の方向を切り換えることが可能なパイロット式の方向切換弁である。
バケットシリンダ用方向切換弁４３には、バケットシリンダ用圧力補償弁５３が接続される。バケットシリンダ用圧力補償弁５３は、バケットシリンダ用方向切換弁４３に設けられる絞りの後の圧力を所定値に補償するものである。

バケットシリンダ用方向切換弁４３及びバケットシリンダ用圧力補償弁５３の構成は、ブームシリンダ用方向切換弁４２及びブームシリンダ用圧力補償弁５２の構成と略同一である。

バケットシリンダ用方向切換弁４３のパイロットポート４３ａ又はパイロットポート４３ｂにパイロット圧が付与された場合、当該バケットシリンダ用方向切換弁４３は中立位置から他のポジションに切り換えられる。この場合、油路２１ｂを介して供給される作動油は、バケットシリンダ１５に供給される。これによって、バケットシリンダ１５が伸縮し、バケット１２が上方（バケット１２の他端側がアーム１１から離間する方向）又は下方（バケット１２の他端側がアーム１１に近接する方向）に回動される。

図２及び図４に示すように、第二方向切換弁群６０は、アームシリンダ用方向切換弁６２、及び旋回モータ用方向切換弁６３を具備する。

図４に示すように、アームシリンダ用方向切換弁６２は、アームシリンダ１４に供給される作動油の方向を切り換えることが可能なパイロット式の方向切換弁である。
アームシリンダ用方向切換弁６２には、アームシリンダ用圧力補償弁７２が接続される。アームシリンダ用圧力補償弁７２は、アームシリンダ用方向切換弁６２に設けられる絞りの後の圧力を所定値に補償するものである。

アームシリンダ用方向切換弁６２及びアームシリンダ用圧力補償弁７２の構成は、ブームシリンダ用方向切換弁４２及びブームシリンダ用圧力補償弁５２の構成と略同一である。

アームシリンダ用方向切換弁６２のパイロットポート６２ａ又はパイロットポート６２ｂにパイロット圧が付与された場合、当該アームシリンダ用方向切換弁６２は中立位置から他のポジションに切り換えられる。この場合、油路２２ｂを介して供給される作動油は、アームシリンダ１４に供給される。これによって、アームシリンダ１４が伸縮し、アーム１１が上方（アーム１１の他端側がブーム１０から離間する方向）又は下方（アーム１１の他端側がブーム１０に近接する方向）に回動される。

旋回モータ用方向切換弁６３は、旋回モータ７に供給される作動油の方向を切り換えることが可能なパイロット式の方向切換弁である。
旋回モータ用方向切換弁６３には、旋回モータ用圧力補償弁７３が接続される。旋回モータ用圧力補償弁７３は、旋回モータ用方向切換弁６３に設けられる絞りの後の圧力を所定値に補償するものである。

旋回モータ用方向切換弁６３のパイロットポート６３ａ又はパイロットポート６３ｂにパイロット圧が付与された場合、当該旋回モータ用方向切換弁６３は中立位置から他のポジションに切り換えられる。
パイロットポート６３ａにパイロット圧が付与された場合、油路２２ｂを介して旋回モータ用方向切換弁６３に供給された作動油は、油路７ａを介して旋回モータ７に供給される。また、パイロットポート６３ｂにパイロット圧が付与された場合、油路２２ｂを介して旋回モータ用方向切換弁６３に供給された作動油は、油路７ｂを介して旋回モータ７に供給される。旋回モータ７が旋回モータ用方向切換弁６３から供給される作動油によって回転駆動され、旋回装置３が走行装置２に対して旋回される。

図２及び図３に示すように、第一ポンプ流量制御アクチュエータ２３は、第一油圧ポンプ２１の可動斜板２１ａに連結され、当該可動斜板２１ａの傾斜角度を変更することで、第一油圧ポンプ２１の作動油の吐出量を制御するものである。
第一ポンプ流量制御アクチュエータ２３は、油路２３ａを介して油路２１ｂと接続される。また、第一ポンプ流量制御アクチュエータ２３は、油路２３ｂを介してブームシリンダ用圧力補償弁５２、及びバケットシリンダ用圧力補償弁５３と接続される。

図２及び図４に示すように、第二ポンプ流量制御アクチュエータ２４は、第二油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａに連結され、可動斜板２２ａの傾斜角度を変更することで、第二油圧ポンプ２２の作動油の吐出量を制御するものである。
第二ポンプ流量制御アクチュエータ２４は、油路２４ａを介して油路２２ｂと接続される。また、第二ポンプ流量制御アクチュエータ２４は、油路２４ｂを介してアームシリンダ用圧力補償弁７２、及び旋回モータ用圧力補償弁７３と接続される。

以下では、図３、図４及び図６を用いて、第一ポンプ流量制御アクチュエータ２３及び第二ポンプ流量制御アクチュエータ２４の動作態様について説明する。

図３に示すように、第一ポンプ流量制御アクチュエータ２３には、油路２１ｂ及び油路２３ａを介して第一油圧ポンプ２１の吐出圧力が付与される。また、第一ポンプ流量制御アクチュエータ２３には、油路２３ｂを介してブームシリンダ１３、及びバケットシリンダ１５にかかる負荷圧力のうち最大の負荷圧力（第一最大負荷圧力）が付与される。第一ポンプ流量制御アクチュエータ２３は、第一油圧ポンプ２１の吐出圧力と第一最大負荷圧力との差圧を所定値（第一ポンプ流量制御アクチュエータ２３に設けられるスプリングによって定められる値）に保持するように、第一油圧ポンプ２１の可動斜板２１ａの傾斜角度を制御する。

図４に示すように、第二ポンプ流量制御アクチュエータ２４には、油路２２ｂ及び油路２４ａを介して第二油圧ポンプ２２の吐出圧力が付与される。また、第二ポンプ流量制御アクチュエータ２４には、油路２４ｂを介してアームシリンダ１４、及び旋回モータ７にかかる負荷圧力のうち最大の負荷圧力（以下、単に「第二最大負荷圧力」と記す）が付与される。第二ポンプ流量制御アクチュエータ２４は、第二油圧ポンプ２２の吐出圧力と第二最大負荷圧力との差圧を所定値（第二ポンプ流量制御アクチュエータ２４に設けられるスプリングによって定められる値）に保持するように、第二油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａの角度を制御する。

上述の如く、第一ポンプ流量制御アクチュエータ２３は、第一最大負荷圧力と第一油圧ポンプ２１の吐出圧力との差圧を所定値に保持することができる。また、第二ポンプ流量制御アクチュエータ２４は、第二最大負荷圧力と第二油圧ポンプ２２の吐出圧力との差圧を所定値に保持することができる。これによって、作業装置４の作業状態（作業負荷の大きさ）に応じて第一油圧ポンプ２１及び第二油圧ポンプ２２による作動油の吐出圧力及び吐出量は最適な値に制御される。
また、アフターオリフィス型のロードセンシングシステムによって、作業用方向切換弁にそれぞれ設けられる絞りの前後差圧は所定値に補償されている。
したがって、作業用油圧アクチュエータに供給される作動油の流量は、作業用方向切換弁のスプールストローク量（作業用方向切換弁により形成される油路の開口面積）にのみ依存する。すなわち、作業用方向切換弁に付与されるパイロット圧を制御することで、作業用油圧アクチュエータに供給される作動油の流量を精度良く制御することができる。

なお、本実施形態に係る第一ポンプ流量制御アクチュエータ２３及び第二ポンプ流量制御アクチュエータ２４は、スプリングを備えた制御ピストンであるとして説明したが、本発明はこれに限るものではない。すなわち、第一ポンプ流量制御アクチュエータ２３及び第二ポンプ流量制御アクチュエータ２４は、レギュレータバルブ及び制御ピストンからなる構成であっても良く、作業用油圧アクチュエータの負荷圧力と第一油圧ポンプ２１及び第二油圧ポンプ２２の吐出圧力との差圧を所定値に保持することが可能な構成であれば良い。

図３及び図４に示すように、パイロットポンプ２５は、エンジン９によって駆動され、作動油を吐出することにより、当該パイロットポンプ２５の吐出側に接続される油路２５ａ内にパイロット圧を発生させる。油路２５ａ内のパイロット圧は、リリーフ弁２６により所定の圧力に保持される。

図２及び図３に示すように、第一リモコン弁８１は、油路８１ａを介してブームシリンダ用方向切換弁４２のパイロットポート４２ａと、油路８１ｂを介してブームシリンダ用方向切換弁４２のパイロットポート４２ｂと、それぞれ接続される。また、第一リモコン弁８１は、油路８１ｃを介してバケットシリンダ用方向切換弁４３のパイロットポート４３ａと、油路８１ｄを介してバケットシリンダ用方向切換弁４３のパイロットポート４３ｂと、それぞれ接続される。
第一リモコン弁８１は、油路２５ａを介してパイロットポンプ２５から供給される作動油を、パイロット用の作動油としてブームシリンダ用方向切換弁４２（詳細には、パイロットポート４２ａ又はパイロットポート４２ｂ）、及びバケットシリンダ用方向切換弁４３（詳細には、パイロットポート４３ａ又はパイロットポート４３ｂ）に分配する。

第一リモコン弁８１は、操縦部８に配置される操作具としての第一操作レバー８２に連動連結される。第一操作レバー８２を操作することにより、第一リモコン弁８１を切り換え、ブームシリンダ用方向切換弁４２、及びバケットシリンダ用方向切換弁４３に供給される作動油の方向を切り換えるとともに、第一操作レバー８２の操作量に応じてパイロット圧を調節することができる。

図２及び図４に示すように、第二リモコン弁９１は、油路９１ａを介してアームシリンダ用方向切換弁６２のパイロットポート６２ａと、油路９１ｂを介してアームシリンダ用方向切換弁６２のパイロットポート６２ｂと、それぞれ接続される。また、第二リモコン弁９１は、油路９１ｃを介して旋回モータ用方向切換弁６３のパイロットポート６３ａと、油路９１ｄを介して旋回モータ用方向切換弁６３のパイロットポート６３ｂと、それぞれ接続される。
第二リモコン弁９１は、油路２５ａを介してパイロットポンプ２５から供給される作動油を、パイロット用の作動油としてアームシリンダ用方向切換弁６２（詳細には、パイロットポート６２ａ又はパイロットポート６２ｂ）、及び旋回モータ用方向切換弁６３（詳細には、パイロットポート６３ａ又はパイロットポート６３ｂ）に分配する。

第二リモコン弁９１は、操縦部８に配置される操作具としての第二操作レバー９２に連動連結される。第二操作レバー９２を操作することにより、第二リモコン弁９１を切り換え、アームシリンダ用方向切換弁６２、及び旋回モータ用方向切換弁６３に供給される作動油の方向を切り換えるとともに、第二操作レバー９２の操作量に応じてパイロット圧を調節することができる。

なお、本実施形態においては、第一リモコン弁８１はブームシリンダ用方向切換弁４２及びバケットシリンダ用方向切換弁４３に、第二リモコン弁９１はアームシリンダ用方向切換弁６２及び旋回モータ用方向切換弁６３に、それぞれ接続されるものとしたが、本発明はこれに限るものではない。すなわち、第一リモコン弁８１及び第二リモコン弁９１と、当該第一リモコン弁８１及び第二リモコン弁９１に接続される作業用方向切換弁と、の組み合わせは、特に限定するものではない。

図２、図４、及び図６に示すように、旋回流量制限手段１７０は、旋回モータ用方向切換弁６３のスプールストローク量を規制するためのものである。旋回流量制限手段１７０は、主として制御装置としてのコントローラ１７１、圧力検出手段としての圧力センサ１７３、及び減圧弁としての複数の電磁比例減圧弁（旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ、及び旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ｂ）を具備する。

図６に示すように、コントローラ１７１は、旋回作業車１の任意の位置に配置される。コントローラ１７１は、中央処理装置、記憶装置等により構成される。

図２、図４、及び図６に示すように、圧力センサ１７３は、旋回モータ７に加わる負荷圧力Ｐを検出するものである。圧力センサ１７３は、シャトル弁１７３ａを介して油路７ａ及び油路７ｂと接続される。これによって、圧力センサ１７３は、油路７ａ及び油路７ｂ内の圧力のうち高い方の圧力を検出し、ひいては旋回モータ７の負荷圧力Ｐを検出することができる。
圧力センサ１７３はコントローラ１７１と接続され、旋回モータ７の負荷圧力Ｐの検出信号を当該コントローラ１７１に送信することができる。

旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ・１７６ｂは、旋回モータ用方向切換弁６３に付与されるパイロット圧を減圧するものである。旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａは油路９１ｃの中途部に、旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ｂは油路９１ｄの中途部に、それぞれ配置される。
旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ・１７６ｂはコントローラ１７１と接続され、コントローラ１７１からの制御信号に基づいて、パイロットポート６３ａ・６３ｂに付与されるパイロット圧をそれぞれ減圧することができる。

以下では、図４、図７、及び図８を用いて、上述の如く構成される油圧回路２０１の動作態様について説明する。詳細には、旋回モータ７を駆動させて、走行装置２に対して旋回装置３を旋回させる場合の油圧回路２０１の動作態様について説明する。

第二操作レバー９２が操作されて、パイロット圧が旋回モータ用方向切換弁６３のパイロットポート６３ａ又はパイロットポート６３ｂに付与されると、当該旋回モータ用方向切換弁６３のスプールが中立位置から他のポジションに向けて摺動される。

旋回モータ用方向切換弁６３のスプールが中立位置から他のポジションに向けて摺動し、旋回モータ用方向切換弁６３のスプールに形成される流路が開口し始める（旋回モータ用方向切換弁６３のスプールに形成される流路の開口面積が増加し始める）と、第二油圧ポンプ２２からの作動油が油路２２ｂ、旋回モータ用方向切換弁６３、旋回モータ用圧力補償弁７３、及び油路７ａ又は油路７ｂを介して旋回モータ７へと供給される。

圧力センサ１７３は、油路７ａ又は油路７ｂ内に発生する圧力（負荷圧力）のうち、大きい方の負荷圧力Ｐを検出し、当該負荷圧力Ｐを検出信号としてコントローラ１７１に送信する。

コントローラ１７１は、圧力センサ１７３により検出された旋回モータ７に加わる負荷圧力Ｐに基づいて、旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ・１７６ｂの動作を制御する。
すなわち、コントローラ１７１は、旋回モータ７に加わる負荷圧力Ｐが所定の値Ｐ１以上になった場合、旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ・１７６ｂによって、旋回モータ用方向切換弁６３のパイロットポート６３ａ・６３ｂに付与されるパイロット圧を、所定の値以下に減圧する。これによって、旋回モータ用方向切換弁６３のスプールストローク量Ｓｗを所定の規制値Ｓ１以下に規制することができる。

以下では、図７を用いて、負荷圧力Ｐが所定の値Ｐ１以上になって、旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ・１７６ｂにより旋回モータ用方向切換弁６３に付与されるパイロット圧を所定の値以下に減圧する際の、当該旋回モータ用方向切換弁６３のスプールストローク量Ｓｗの規制の様子について説明する。

第二操作レバー９２が操作されると、当該操作量Ｍｗに応じて油路９１ｃ内（又は油路９１ｄ内）にパイロットポート６３ａ（又はパイロットポート６３ｂ）に付与されるパイロット圧が生じる。第二操作レバー９２の操作量Ｍｗが増加するに従って、パイロットポート６３ａ（又はパイロットポート６３ｂ）に付与されるパイロット圧も上昇する。当該パイロット圧の上昇に応じて、旋回モータ用方向切換弁６３のスプールが中立位置から他のポジション方向へと摺動する。もし、旋回モータ７に加わる負荷圧力Ｐが所定の値Ｐ１未満である場合、すなわち、パイロットポート６３ａ（又はパイロットポート６３ｂ）に付与されるパイロット圧が旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ（又は旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ｂ）によって減圧されない場合、第二操作レバー９２の操作量Ｍｗの増加に伴い、旋回モータ用方向切換弁６３のスプールストローク量Ｓｗは最大値Ｓｍまで増加する（図７の破線Ａ参照）。

しかし、旋回モータ７に加わる負荷圧力Ｐが所定の値Ｐ１以上である場合、すなわち、パイロットポート６３ａ（又はパイロットポート６３ｂ）に付与されるパイロット圧が旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ（又は旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ｂ）によって所定の値以下に減圧される場合、第二操作レバー９２の操作量Ｍｗが所定の値（図７におけるＭ１）になり、パイロットポート６３ａ（又はパイロットポート６３ｂ）に付与されるパイロット圧が所定の値まで達すると、当該パイロット圧は旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ（又は旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ｂ）によって当該所定の値に維持されるように減圧される。すなわち、第二操作レバー９２の操作量Ｍｗをそれ以上増加させても、パイロット圧が所定の値を超えることはない。これによって、旋回モータ用方向切換弁６３のスプールストローク量Ｓｗは、規制値Ｓ１以下に規制される（図７の実線Ｂ参照）。

上述の如く、旋回モータ用方向切換弁６３のスプールストローク量Ｓｗ（すなわち、旋回モータ用方向切換弁６３のスプールに形成される流路の開口面積）が規制されることにより、当該旋回モータ用方向切換弁６３を介して旋回モータ７へと供給される作動油の流量が制限される。
この際、ロードセンシングシステムにより、旋回モータ用方向切換弁６３の前後差圧は所定値に補償されている。これによって、旋回モータ７へと供給される作動油の流量は、旋回モータ用方向切換弁６３のスプールストローク量Ｓｗに基づく開口面積によって決定される。すなわち、旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ（又は旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ｂ）によって旋回モータ用方向切換弁６３のスプールストローク量Ｓｗを任意の値に規制することで、旋回モータ用方向切換弁６３のスプールに形成される流路の開口面積を任意の値に規制し、旋回モータ７へと供給される作動油の流量を精度良く制限することができる。

また、上述の如く、旋回モータ７に加わる負荷圧力Ｐが所定の値Ｐ１以上になった場合、当該旋回モータ７に供給される作動油の流量を制限することで、旋回モータ７に接続される図示せぬリリーフ弁を介して排出される作動油の量を減少させることができる。これによって、作動油が前記リリーフ弁を介して排出される際のエネルギー損失を低減することができる。

ここで、コントローラ１７１が上記制御（旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ・１７６ｂによるパイロット圧の減圧）を開始する際の負荷圧力Ｐ１について説明する。
旋回モータ７に作動油を供給する場合、油路７ａ又は油路７ｂに大きな負荷圧力Ｐが発生する場合がある。このような場合としては、例えば、バケット１２で土砂を掬って、ブーム１０を上昇させている最中に、走行装置２に対して旋回装置３を旋回させ始める場合がある。この場合、旋回装置３には、旋回せずに静止し続けるように慣性が働くため、旋回モータ７に作動油が供給されても当該旋回モータ７は駆動することができず、油路７ａ又は油路７ｂには大きな負荷圧力Ｐが発生する。この際、旋回モータ７に接続される図示せぬリリーフ弁を介して作動油が排出されるため、エネルギー損失が発生する。
よって、負荷圧力Ｐ１は、旋回モータ７が通常通り駆動する際の負荷圧力Ｐより大きい値であり、作動油が前記リリーフ弁を介して排出される際のエネルギー損失を低減することができる値（旋回装置３の慣性により発生する大きな負荷圧力Ｐより小さい値）に設定されることが望ましい。

また、上述の如く、旋回流量制限手段１７０は、コントロールバルブ３０、及び作業用方向切換弁のスプールに新たに油路等を設けることなく旋回作業車１の油圧回路２０１に適用することができる。すなわち、既存のコントロールバルブをそのまま利用することができるため、既存の旋回作業車１の油圧回路２０１にも用意に適用することが可能であり、コストの削減を図ることができる。

以上の如く、本実施形態に係る旋回作業車１の油圧回路２０１は、少なくとも一つの作業用油圧アクチュエータにそれぞれパイロット式の作業用方向切換弁を介して作動油を供給する油圧ポンプ（第一油圧ポンプ２１及び第二油圧ポンプ２２）の吐出量を、前記少なくとも一つの作業用油圧アクチュエータの負荷圧力に基づいて制御するロードセンシングシステムを具備する旋回作業車１の油圧回路２０１であって、前記少なくとも一つの作業用油圧アクチュエータに含まれ、第二油圧ポンプ２２から供給される作動油により駆動されて、旋回作業車１の車体（旋回装置３）を旋回させる旋回モータ７と、旋回モータ７の負荷圧力Ｐを検出する圧力検出手段（圧力センサ１７３）と、旋回モータ７に対応する方向切換弁（旋回モータ用方向切換弁６３）に付与されるパイロット圧を減圧させる減圧弁（旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ、及び旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ｂ）と、圧力センサ１７３により検出される負荷圧力Ｐに基づいて、旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ａ、及び旋回モータ用電磁比例減圧弁１７６ｂにより旋回モータ用方向切換弁６３に付与されるパイロット圧を減圧させ、この旋回モータ用方向切換弁６３を介して旋回モータ７に供給する作動油の流量を制限する制御装置（コントローラ１７１）と、を具備するものである。
このように構成することにより、コントローラ１７１の制御により旋回モータ７に供給される作動油の流量が制限されて、作動油が旋回モータ７に無駄に供給されなくなる。したがって、旋回モータ７に供給された作動油がリリーフ弁等を介して排出されることによるエネルギー損失を低減することができる。
また、コントローラ１７１の制御により旋回モータ７に供給される作動油の流量のみが制限されるため、他のアクチュエータ（ブームシリンダ１３、アームシリンダ１４、及びバケットシリンダ１５）の動作速度が低下することがない。したがって、作業効率の低下を防止することができる。
さらに、旋回モータ７に供給される作動油の流量を制限するための構造を、既存のコントロールバルブやスプールに対して油路を追加することなく、旋回作業車１に適用することが可能となる。したがって、前記構造を既存の旋回作業車にも容易に適用することができ、コストの低減を図ることができる。

また、上記の説明においては、旋回モータ用方向切換弁６３のスプールストローク量Ｓｗを所定の規制値Ｓ１以下に規制するものとしたが、当該規制値Ｓ１を旋回モータ７に加わる負荷圧力Ｐに基づいて調節する構成とすることも可能である。以下、詳細に説明する。

図８に示すように、コントローラ１７１は、旋回モータ７に加わる負荷圧力Ｐに基づいて旋回モータ用方向切換弁６３のスプールストローク量Ｓｗの規制値Ｓ１（図８の実線Ｃ参照）を決定する。
詳細には、負荷圧力Ｐが所定の値Ｐ２未満である場合、コントローラ１７１は、スプールストローク量Ｓｗを規制しない。すなわち、この場合、旋回モータ用方向切換弁６３のスプールは、第二操作レバー９２の操作量Ｍｗに応じて、スプールストローク量Ｓｗが最大値Ｓｍになるまでの範囲で摺動することができる。
負荷圧力Ｐが所定の値Ｐ２以上である場合、コントローラ１７１は、負荷圧力Ｐが増加するに従って、スプールストローク量Ｓｗの規制値Ｓ１を減少させる。

このように、負荷圧力Ｐに応じてスプールストローク量Ｓｗの規制値Ｓ１を設定することで、旋回モータ７へと供給される作動油の流量を負荷圧力Ｐの増加に従って徐々に減少するように制限することができる。また、負荷圧力Ｐとスプールストローク量Ｓｗの規制値Ｓ１との関係は、図８に示すものに限るものではなく、任意に設定することが可能である。

７ 旋回モータ（作業用油圧アクチュエータ）
１３ ブームシリンダ（作業用油圧アクチュエータ）
１４ アームシリンダ（作業用油圧アクチュエータ）
１５ バケットシリンダ（作業用油圧アクチュエータ）
２１ 第一油圧ポンプ（油圧ポンプ）
２２ 第二油圧ポンプ（油圧ポンプ）
４２ ブームシリンダ用方向切換弁（方向切換弁）
４３ バケットシリンダ用方向切換弁（方向切換弁）
６２ アームシリンダ用方向切換弁（方向切換弁）
６３ 旋回モータ用方向切換弁（方向切換弁）
１７１ コントローラ（制御装置）
１７３ 圧力センサ（圧力検出手段）
１７６ａ 旋回モータ用電磁比例減圧弁（減圧弁）
１７６ｂ 旋回モータ用電磁比例減圧弁（減圧弁）
２０１ 油圧回路

Claims (1)

1. 少なくとも一つの作業用油圧アクチュエータにそれぞれパイロット式の方向切換弁を介して作動油を供給する油圧ポンプの吐出量を、前記少なくとも一つの作業用油圧アクチュエータの負荷圧力に基づいて制御するロードセンシングシステムを具備する旋回作業車の油圧回路であって、
   前記少なくとも一つの作業用油圧アクチュエータに含まれ、前記油圧ポンプから供給される作動油により駆動されて、前記旋回作業車の車体を旋回させる旋回モータと、
   前記旋回モータの負荷圧力を検出する圧力検出手段と、
   前記旋回モータに対応する方向切換弁に付与されるパイロット圧を減圧させる減圧弁と、
   前記圧力検出手段により検出される負荷圧力に基づいて、前記減圧弁により前記旋回モータに対応する方向切換弁に付与されるパイロット圧を減圧させ、この方向切換弁を介して前記旋回モータに供給する作動油の流量を制限する制御装置と、
   を具備する旋回作業車の油圧回路。

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