JP2017145950A - 油圧モータの油圧駆動装置及び建設車両 - Google Patents

Abstract

【課題】油圧モータの回転数が高くモータ負荷が低い場合でも油圧モータのピストンの焼き付きを防止する。【解決手段】圧油の供給により双方向に回転駆動される油圧モータ２と、油圧モータ２の圧油流入側の流路を形成するチェック弁３０Ａ，３０Ｂ、流路を切り換えるためのチャンバ４１Ａ，４１Ｂを有し、油圧モータ２の圧油流出側の油路を形成するカウンタバランス３１弁を含むブレーキバルブ３と、を有する油圧モータの油圧駆動装置１において、チェック弁３０Ａ，３０Ｂを通過する圧油の流量が予め設定した流量閾値より大きく、油圧モータ２に加わる負荷が予め設定した負荷よりも小さいとき、カウンタバランス弁３１を変位させるチャンバ４１Ａ，４１Ｂを連通させ、カウンタバランス弁３１を中立位置方向に変位させる連通弁３５を備えた。【選択図】図１

Description

本発明は、油圧モータの油圧駆動装置及び建設車両に係り、さらに詳しくは、建設車両に搭載される走行モータ等の油圧モータを駆動制御する油圧駆動装置、及びこの油圧駆動装置を備えた建設車両に関する。

油圧で駆動される建設車両の走行用の油圧モータを駆動するためには、油圧ポンプの吐出圧油は方向切換弁により切り換えて油圧モータの一方、又は、他方のポートに供給し、かつ戻り油は油圧モータの他方、又は一方のポートから方向切換弁を経てタンクに連通して、油圧モータを一方向、例えば前進方向に、又は、他方向の後進方向に回転駆動して走行体を駆動するようにするのが一般的である。

このような油圧駆動式走行車に使用される走行用の油圧モータとしては、例えばアキシャルピストン型斜板式モータが使用される。一般的なアキシャルピストン型斜板式モータは、後述する実施形態で図示（図２参照：参考のために図２に付した符号を付す。）するが、油圧モータ２内部のピストン１２は油圧モータ２の回転数に応じて高速で往復運動しており、ピストン１２とロータ１１間に介在する油膜がピストン１２とロータ１１が金属接触を起こすことを防いでいる。ピストン１２の摺動速度が大きく、かつシリンダ穴１７内の圧力が小さい状態では、油膜切れによりピストン１２とロータ１１が金属接触し凝着（焼付き）が発生しやすくなる。ピストン１２が焼き付くと、油圧モータ２は回転できなくなり故障してしまう。

建設車両に搭載された走行用油圧モータ２においてピストン１２の焼き付きが発生しやすい状態としては、例えばクローラ走行車両においてクローラの泥落としのための走行用油圧モータ２の片側空回し時、あるいは緩斜面を高速降坂する場合など、供給流量が大きく、かつモータ負荷が小さい状態がある。

ピストン１２の焼き付きを防ぐためには、例えば油圧モータ２の流出側モータポート圧力（モータ背圧）を増加させることが考えられる。モータ背圧を増加させると、ロータ１１の流出側シリンダ穴１７の圧力が増加するのに加え、油圧モータ２の回転負荷が増加し、ロータ１１の流入側シリンダ穴１７の圧力も増加するため、ピストン１２の焼き付きリスクを低減することができる。しかし、管路抵抗を増やすなどして常にモータ背圧を大きく設定すると損失が大きくなり油圧モータ２の機械効率が下がるため得策ではない。

そこで、上記のようなモータ背圧を制御可能な技術として例えば特開平９−３１７８７９号公報（特許文献１）に開示された発明が公知である。

この発明は、油圧ポンプからの吐出圧油を、方向切換弁を介して油圧モータに供給する油圧駆動装置で、かつ油圧モータで制動をかけたときに油圧モータからの戻り油及び油圧ポンプの吐出圧油を絞り弁で絞り、吸込弁を介して油圧モータのキャビテーションを防止する油圧駆動装置の背圧制御回路において、方向切換弁を切り換えるパイロット圧と同期して油圧モータの駆動側の圧力を信号として取り出し、絞り弁に供給するパイロット弁と油圧モータ駆動側の圧力を受けて低圧又は高圧に切り換わる可変の絞り弁とからなる構成としたものである。

この発明では、方向切換弁によりモータ高速回転からの停止時及び逆転時においてモータ背圧を高圧に切り換え、キャビテーションを抑止すると共に、通常時はモータ背圧を低圧に切り換え、駆動馬力の損失を低減するようにしている。

特開平９−３１７８７９

しかし、特許文献１記載の背圧制御回路は、油圧モータの高速回転からの停止、あるいは逆転時など過渡的な状態でしか作動しないため、回転数が高くモータ負荷が低い状態でモータ背圧を増加させるような状態を検知して背圧を増加させることはできない。

そのため、走行用油圧モータ２においてピストン１２の焼き付きを確実に防止することはできない。

そこで、本発明が解決しようとする課題は 油圧モータの回転数が高くモータ負荷が低い場合でも油圧モータのピストンの焼き付きを防止することにある。

前記課題を解決するため、本発明は、圧油の供給により双方向に回転駆動される油圧モータと、前記油圧モータの圧油流入側の流路を形成するチェック弁、並びに流路を切り換えるための第１及び第２のチャンバを有し、前記油圧モータの圧油流出側の油路を形成するカウンタバランス弁を含むブレーキバルブと、を有する油圧モータの油圧駆動装置において、前記チェック弁を通過する圧油の流量が予め設定した流量閾値より大きく、前記油圧モータに加わる負荷が予め設定した負荷よりも小さいとき、前記カウンタバランス弁の前記第１及び第２のチャンバを連通させ、前記カウンタバランス弁を中立位置方向に変位させる連通弁を備えたことを特徴とする。なお、前記以外の課題、構成及び効果は、以下の実施形態の説明において明らかにされる。

本発明によれば、油圧モータの回転数が高くモータ負荷が低い場合でも油圧モータのピストンの焼き付きを防止することができる。

本発明の実施形態における実施例１に係る油圧モータの油圧駆動装置の油圧回路を示す図である。 本発明の実施例１におけるアキシャルピストン型斜板式モータを概念的に示す図である。 本発明の実施例１におけるチェック弁圧力損失特性を示す図である。 本発明の実施例１におけるカウンタバランス弁のスプールの動作特性を示す図である。 本発明の実施例１における連通弁閉鎖時のチャンバ差圧特性を示す図である。 本発明の実施例１における連通弁開口時のチャンバ差圧特性を示す図である。 本発明の実施例１における油圧モータの動作タイミングを概念的に示す図である。 本発明の本実施例で例示した油圧モータを走行用モータとして搭載する建設車両の一例を示す図である。 本発明の実施例２に係る油圧モータの油圧駆動装置の油圧回路を示す図である。 本発明の実施例２における外部パイロット圧作用時のチェック弁圧力損失閾値の特性を示す図である。 本発明の実施例３に係る油圧モータの油圧駆動装置の油圧回路を示す図である。

以下、図面を参照し、複数の実施例を挙げて本発明の実施形態について説明する。

図１は本発明の実施例１に係るチャンバ連通弁を備えた油圧モータの油圧駆動装置の油圧回路を示す図である。図１において、油圧駆動装置（回路）１は、油圧モータ２とブレーキバルブ３を備えている。油圧モータ２は、圧油の流入口と流出口を逆転させることで両方向に回転可能なアキシャルピストン型斜板式モータである。ブレーキバルブ３は、油圧モータ２の第１及び第２のモータポート（流入・流出口）２１Ａ，２１Ｂに接続され、第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂの流れを制御する。

図２は実施例１におけるアキシャルピストン型斜板式モータの構成を概念的に示す図である。本実施例におけるアキシャルピストン型斜板式モータは、モータ出力軸１０、ロータ１１、ピストン１２、シュー１３、斜板１４及び弁板１５を有する。ロータ１１はモータ出力軸１０と締結されており、ロータ１１のシリンダ穴１７にピストン１２が挿入されている。ピストン１２の先端には揺動可能にシュー１３が接続されており、シュー１３に当接する形で斜板１４が設置されている。ロータ１１のポート穴１８はシリンダ穴１７と連通しており、ポート穴１８側に設置された弁板１５により高圧側ポート（圧油流入側）と低圧側ポート（圧油流出側）が分離されることで、ロータ１１の回転角度に応じてポート穴１８に作用する圧油の状態が切り換わる。

また、油圧モータ２は油圧駆動式の容量可変機構部として、斜板１４の角度（傾転角度）を制御するサーボピストン１６を備えており、後述するブレーキバルブ３に組み込まれた傾転切換弁３３から圧油が供給されると斜板１４の角度が変わり、傾転が最小となる。傾転が小さくなると前述のピストン１２の最大及び最小のストロークの差が小さくなるため、油圧モータ２の１回転に必要な供給流量（モータ押しのけ容量）が減少し、油圧モータ２の回転数が増加する。

また、図１において、ブレーキバルブ３は、第１及び第２の一対のバルブポート２０Ａ，２０Ｂ、第１及び第２の一対のモータポート２１Ａ，２１Ｂ、パイロット圧ポート２２、チェック弁３０、カウンタバランス弁３１、第１及び第２の高圧選択弁３２，３６、傾転切換弁３３、リリーフ弁３４及び連通弁３５を備えている。

チェック弁３０は、ポペット型の逆止弁で、第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂ側から第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂ側に流れる圧油は通すが、第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂ側から第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂ側に流れる圧油は遮断するように動作する。

チェック弁３０に流量Ｑの圧油が流れるとチェック弁３０の上流側（第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂ側）と下流側（第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂ側）で圧力差（圧力損失）ΔＰ_ＰＣが生じる。図３は本実施例におけるチェック弁圧力損失を示す特性図である。横軸が流量を縦軸がチェック弁圧力損失を示す。同図から分かるように、ある規定流量ＱＴに対してチェック弁圧力損失ＰＴが定まる。

カウンタバランス弁３１は、４ポート３位置のスプリングセンタ式スプール型切換弁である。このカウンタバランス弁３１は、油路の切り換えを行うスプール４０、スプール４０に圧力を作用させる第１及び第２の一対のチャンバ４１Ａ，４１Ｂ、スプールを中立位置ＡＯに保持するスプリング４２、第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂと第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂをそれぞれ繋ぐ油路に設置される第１及び第２の絞り４３Ａ，４３Ｂから構成される。

カウンタバランス弁３１は、中立位置ＡＯ（図１に示す位置）と、第１の駆動位置ＡＲと、第２の駆動位置ＡＬとの間で切り換えが可能となっている。中立位置ＡＯは、第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂと第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂ間の油路を遮断する位置である。第１の駆動位置ＡＲは、第１のモータポート２１Ａと第１のバルブポート２０Ａ間の油路を連通させ、第２のバルブポート２０Ｂと第２のモータポート２１Ｂ間の油路を遮断する位置である。第２の駆動位置ＡＬは、第２のモータポート２１Ｂと第２のバルブポート２０Ｂ間の油路を連通させ、第１のバルブポート２０Ａと第１のモータポート２１Ａ間の油路を遮断する位置である。

図４は本実施例におけるカウンタバランス弁のスプールの動作特性図である。カウンタバランス弁３１のスプール４０には図において左右に位置する第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂの圧力を第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂにそれぞれ導くことにより、第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂの圧力差ΔＰ_Ｃｈに応じた推力が発生する。ここで、第１のバルブポート２０Ａが高圧側、第２のバルブポート２０Ｂが低圧側とし、第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂの圧力差ΔＰ_Ｃｈが圧力閾値Ｐ_Ｃｒ以上となると、スプリング４２の反力に抗してスプール４０が第２の駆動位置ＡＬに移動し、低圧側の第２のバルブポート２０Ｂを低圧側の第２のモータポート２１Ｂと連通させるように動作する。前記第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂの圧力差ΔＰ_Ｃｈが圧力閾値Ｐ_ＦＳ（フルストローク必要差圧）に達すると、スプール４０はフルストロークとなり、スプール４０の開口面積Ａは最大Ａｍａｘとなる。また、第１及び第２の絞り４３Ａ，４３Ｂにより第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂにそれぞれ出入りする圧油流量を制限することで、スプール４０の移動を緩やかにし、油圧モータ２の急加速及び急減速を防いでいる。

カウンタバランス弁３１は、油圧モータ２が外力により回される際（ポンプ作用）、油圧モータ２の過回転を防ぐ目的で設置されている。油圧モータ２が外力により回される場合としては、例えば建設車両が坂を下っている状態が想定される。このように油圧モータ２にポンプ作用が発生する場合、圧油流入側（高圧側）バルブポートと流出側（低圧側）バルブポートの圧力差ΔＰ_Ｖが通常動作時よりも小さくなる。バルブポート圧力差ΔＰ_Ｖが小さくなるとチャンバ圧力差ΔＰ_Ｃｈも小さくなり、チャンバ圧力差ΔＰ_Ｃｈが前記フルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳより小さくなると（ΔＰ_Ｃｈ＜Ｐ_ＦＳ）、スプール４０が中立位置ＡＯ方向に変位し始める。

そして、スプール４０の移動によりスプール開口面積Ａが減少するため油圧モータ２の流出側モータポートの圧力が上昇し、モータ回転の負荷として作用する。その結果、この負荷が外力に対してブレーキとなり、油圧モータ２の過回転が防止される。建設車両に搭載される走行用油圧モータ２においては、カウンタバランス弁３１は、この動作原理に基づいて急な坂の降坂時等に作動し、車体の逸走を防いでいる。

第１及び第２の高圧選択弁３２，３６はシャトル弁からなる。第１の高圧選択弁３２は、第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂのうち高圧側回路圧を選択し、後述の傾転切換弁３３及び連通弁３５に圧油を供給する。第２の高圧選択弁３６は、第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂのうち高圧側回路圧を選択し、後述の連通弁３５の第１のチャンバ５２に圧油を供給する。

傾転切換弁３３は３ポート２位置のパイロット切換弁でサーボピストン１６と第１の高圧選択弁３２の間に設置されている。この傾転切換弁３３は、中立位置Ｂ１（図１に示す位置）と駆動位置Ｂ２との間で切り換え可能になっている。中立位置は、第１の高圧選択弁３２からの圧油を遮断し、サーボピストン１６側の油路をドレン７０と連通させ、モータ傾転を最大とする位置である。駆動位置Ｂ２は、第１の高圧選択弁３２とサーボピストン１６を連通させ、モータ傾転を最小とする位置である。車体側管路、例えば建設車両の高速と低速を切り替える電磁弁によって制御されるパイロット管路と接続されたパイロット圧ポート２２にパイロット圧ＰＰｉが作用すると、傾転切換弁３３は駆動位置Ｂ２に移動し、モータ傾転が最小となる。

リリーフ弁３４は、油圧駆動装置１の保護のため設置されており、一方のモータポート圧が規定値以上となると、圧油を他方のモータポートに流出させて油圧駆動装置１が高圧で破壊されるのを防いでいる。

ここで、第１のバルブポート２０Ａを高圧側、第２のバルブポート２０Ｂを低圧側とし、
ΔＰ_Ｖ＝ΔＰ_Ｃｈ＞Ｐ_ＦＳ
ただし、ΔＰ_Ｖ：バルブポート差圧
ΔＰ_Ｃｈ：チャンバ差圧
Ｐ_ＦＳ：フルストローク必要差圧
とすると、ブレーキバルブ３内の圧油の流れは、高圧側の第１のバルブポート２０Ａから流入する圧油は第１のチェック弁３０Ａを通り、第１のモータポート２１Ａを介して油圧モータ２（弁板高圧側ポート）に流れ、油圧モータ２を駆動する。このとき、カウンタバランス弁３１のスプール４０は第２の駆動位置ＡＬで保持されており、第１のバルブポート２０Ａから第１のモータポート２１Ａに流れるカウンタバランス弁３１内の流路は遮断されている。

油圧モータ２（弁板低圧側ポート）から流出する圧油は、カウンタバランス弁３１の第２の駆動位置ＡＬ内の流路を通り、低圧側の第２のバルブポート２０Ｂから流出する。第２のモータポート２１Ｂから第２のバルブポート２０Ｂに流れるチェック弁３０部の流路は遮断されている。以上のように、バルブブレーキ３においては油圧モータ２の流入側油路では圧油は第１のチェック弁３０を通過し、流出側油路ではカウンタバランス弁３１を通過する流路をとる。

連通弁３５は、２ポート２位置のスプール型切換弁で、カウンタバランス弁３１の第１及び第２のャンバ４１Ａ，４１Ｂを繋ぐ油路５０に設置されている。連通弁３５は、スプール５１、第１及び第２のチャンバ５２，５３、スプリング５４及び絞り５５から構成されている。スプール５１は油路の切り換えを行い、第１のチャンバ５２は、スプール５１に第２の高圧選択弁３６からの圧油を作用させ、第２のチャンバ５３は、第１の高圧選択弁３２からの圧油をスプール５１に作用させる。スプリング５４はスプール５１を中立位置Ｃ１に保持するためのもので、絞り５５は、スプール５１内油路に設置されている。

連通弁３５は油路５０を遮断する中立位置Ｃ１（図１に示す位置）と、油路５０を絞り５５を介して連通させる駆動位置Ｃ２との間で切り換え可能となっている。連通弁３５のスプール５１は第１及び第２のチャンバ５２，５３とスプリング５４から推力を受ける。

今、第１のバルブポート２０Ａが高圧側、第２のバルブポート２０Ｂが低圧側とすると、第１のチャンバ５２には第２の高圧選択弁３６が選択している高圧側の第１のバルブポート２０Ａの圧力Ｐ_ＶＨｉが、第２のチャンバ５３には第１の高圧選択弁３２が選択している高圧側の第１のモータポート２１Ａの圧力Ｐ_ＭＨｉが作用する。これは、油圧モータ２の流入側モータポート圧の方が流出側モータポート圧よりも高いためである。

以上より、スプール５１に作用する推力の合力Ｆは、駆動位置Ｃ２方向に押す力を正とし、第１及び第２のチャンバ５２，５３におけるスプール受圧面積Ｓとすると、
Ｆ＝（Ｐ_ＶＨｉ−Ｐ_ＭＨｉ）Ｓ−ｆ_ＳＰ
ただし、ｆ_ＳＰ：スプリング５４の反力
と表わされる。ここで、高圧側の第１のバルブポート２０Ａは第１のチェック弁３０の上流側油路であり、高圧側の第１のモータポート２１Ａは第１のチェック弁３０の下流側油路となるため、
Ｐ_ＶＨｉ−Ｐ_ＭＨｉ＝ΔＰ_ＰＣ
ただし、ΔＰ_ＰＣ：チェック弁圧力損失
となる。よって、スプール５１に作用する推力の合力Ｆは、
Ｆ＝ΔＰ_ＰＣ・Ｓ−ｆ_ＳＰ
となる。そこで、図３における
ΔＰ_ＰＣ＝Ｐ_Ｔ
ただし、ＰＴ：チェック弁圧力損失圧力閾値
のときに、合力Ｆが、
Ｆ＞０
となるように受圧面積Ｓ及びバネ反力ｆ_ＳＰを設定しておけば、流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより大きく（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）なったときに、連通弁３５のスプール５１が駆動位置Ｃ２に移動し、油路５０が絞り５５を介して連通する。

すなわち、流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより大きくなったとき、カウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂが連通する。また、このようになるように流量閾値Ｑ_Ｔは設定される。

図５は本実施例における連通弁閉鎖時のチャンバ差圧特性を示す図である。同図を参照し、連通弁３５の動作によるカウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂの圧力変化について説明する。

第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂのうち高圧側バルブポート圧をＰ_ＶＨｉ、低圧側バルブポート圧をＰ_ＶＬｏとし、第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂのうち高圧側チャンバ圧をＰ_ＣＨｉ、低圧側チャンバ圧をＰ_ＣＬｏとする。連通弁３５が中立位置Ｃ１の状態のとき、すなわち流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより小さい（Ｑ＜Ｑ_Ｔ）状態でカウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂ間の油路５０が遮断されているとき、絞り４３を通過する圧油流量は０のため、
Ｐ_ＶＨｉ＝Ｐ_ＣＨｉ
Ｐ_ＶＬｏ＝Ｐ_ＣＬｏ
となる。よって、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈとバルブポート差圧ΔＰ_Ｖとの関係は、
ΔＰ_Ｃｈ＝ΔＰ_Ｖ＝Ｐ_ＶＨｉ−Ｐ_ＶＬｏ
となる。

図６は本実施例における連通弁開口時のチャンバ差圧特性を示す図である。連通弁３５が駆動位置Ｃ２の状態のとき、すなわち流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより大きい（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）状態で、カウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂ間の油路５０が絞り５５を介して連通しているとき、油路５０に高圧側の第１のバルブポート２０Ａから低圧側の第２のバルブポート２０Ｂに向けて圧力勾配のある流路が形成される。このようにして流路内の第１及び第２の絞り４３Ａ，４３Ｂ、並びに連通弁３５のスプール５１内の油路の絞り５５の前後において圧力差が生じるため、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈとバルブポート差圧ΔＰ_Ｖとの関係は、
ΔＰ_Ｃｈ＜ΔＰ_Ｖ
となる。

バルブポート差圧ΔＰ_Ｖが同じ状態でも連通弁３５の開閉状態によりチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈは変化し、連通弁３５が開口している場合（駆動位置Ｃ２）、閉鎖されている場合（中立位置Ｃ１）よりもチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈが減少する。連通弁３５閉鎖時において、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈとバルブポート差圧ΔＰ_Ｖとフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳとの関係が、
ΔＰ_Ｃｈ＝ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＦＳ
であっても、連通弁３５の開口により、前記関係が、
ΔＰ_Ｃｈ＜Ｐ_ＦＳ＜ΔＰ_Ｖ
となれば、カウンタバランス弁３１のスプール４０が中立位置ＡＯ方向に変位し、図４に示すようにスプール開口面積Ａが減少するため、モータ流出側油路が絞られる。その結果、第２のモータポート２１Ｂから第２のバルブポート２０Ｂへ流れる油圧モータ２の流出側管路抵抗（モータ背圧）が増加する。

連通弁３５の開口時のバルブポート差圧ΔＰ_Ｖとチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈの比
ΔＰ_Ｃｈ／ΔＰ_Ｖ
は、第１及び第２の絞り４３Ａ，４３Ｂと絞り５５の流路面積で定まっており、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖの変動に比例してチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈも変動する。流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより大きい（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）状態で連通弁３５が開口していても、バルブポート差圧ΔＰｖが規定圧力Ｐ_ＶＴよりも大きいとき（大流量・高負荷時）はスプール開口面積Ａを減少させてモータ背圧を増加させる必要がない。そこで前記比が、
ΔＰ_Ｃｈ／ΔＰ_Ｖ＝Ｐ_ＦＳ／Ｐ_ＶＴ
となるように第１及び第２の絞り４３Ａ，４３Ｂと絞り５５の流路面積を調整し、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖが規定圧力Ｐ_ＶＴに対して大きい（ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＶＴ）状態となれば、必ず、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈがフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳに対して
ΔＰ_Ｃｈ＞Ｐ_ＦＳ
となるため、大流量・高負荷時にカウンタバランス弁３１のスプール４０はフルストローク位置、最大開口面積Ａｍａｘの状態で保持される。その結果、モータ背圧の不必要な増加を回避することができる。

図７は本実施例の油圧モータの制御における動作タイミングを概念的に示す図である。
同図において、時刻ｔ０では油圧モータ２は低負荷かつ小流量状態であり、チェック弁３０の圧力損失ΔＰ_ＰＣはチェック弁圧力損失閾値ＰＴより小さいため連通弁３５は中立位置Ｃ１に保持される。なお、低負荷、小流量状態とは、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖが、規定圧力Ｐ_ＶＴとフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳに対して
Ｐ_ＦＳ＜ΔＰ_Ｖ＜Ｐ_ＶＴ
であり、流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより小さい（Ｑ＜Ｑ_Ｔ）状態である。

このとき、カウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂを繋ぐ油路５０は連通弁３５により遮断されており、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈとバルブポート差圧ΔＰ_Ｖとフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳの関係は、
ΔＰ_Ｃｈ＝ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＦＳ
となっているので、カウンタバランス弁３１のスプール４０はフルストローク・最大開口面積Ａｍａｘで保持される。すなわち、モータ背圧の増加制御は行われない。
時刻ｔ_１において油圧モータ２は低負荷かつ大流量状態に移行を開始する。低負荷かつ大流量状態とは、バルブポート差圧ΔＰＶが、規定圧力ＰＶＴとフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳに対して
Ｐ_ＦＳ＜ΔＰ_Ｖ＜Ｐ_ＶＴ
であり、流量Ｑが閾値Ｑ_Ｔより大きい（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）状態である。

時刻ｔ_２において流量Ｑが閾値Ｑ_Ｔに対して大きく（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）なると、チェック弁３０の圧力損失ΔＰ_ＰＣはチェック弁圧力損失圧力閾値Ｐ_Ｔより大きくなる（ΔＰ_ＰＣ＞Ｐ_Ｔ）ため、連通弁３５は駆動位置Ｃ２に変位する。

カウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂを繋ぐ油路５０は絞り５５を介して連通し、時刻ｔ_３においてチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈと、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖと、規定圧力Ｐ_ＶＴと、フルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳとの関係が、
ΔＰ_Ｃｈ＝ΔＰ_Ｖ・Ｐ_ＦＳ／Ｐ_ＶＴ＜Ｐ_ＦＳ
となるため、カウンタバランス弁３１のスプール４０が中立位置ＡＯ方向に変位し、スプール開口面積Ａが減少する。すなわち、モータ流出側油路が絞られモータ背圧が増加する。

時刻ｔ_４において油圧モータ２は高負荷かつ大流量状態に移行を開始する。高負荷かつ大流量状態とは、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖが規定圧力Ｐ_ＶＴより大きく（ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＶＴ）、流量Ｑが閾値Ｑ_Ｔよりも大きい（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）状態である。

移行を開始したとき、連通弁３５は開口したままであり、時刻ｔ_５においてバルブポート差圧ΔＰ_Ｖが規定圧力Ｐ_ＶＴより大きく（ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＶＴ）となると、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈと、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖと、規定圧力Ｐ_ＶＴと、カウンタバランス弁３１フルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳとの関係が、
ΔＰ_Ｃｈ＝ΔＰ_Ｖ・Ｐ_ＦＳ／Ｐ_ＶＴ＞Ｐ_ＦＳ
となるため、カウンタバランス弁３１のスプール４０がフルストロークし、スプール開口面積Ａが最大開口面積Ａｍａｘまで増加する。すなわち、モータ背圧の増加制御は解除される。

時刻ｔ_６において油圧モータ２は高負荷かつ小流量状態に移行を開始する。高負荷かつ小流量状態とは、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖが規定圧力Ｐ_ＶＴより大きく（ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＶＴ）、流量Ｑが閾値Ｑ_Ｔよりも小さい（Ｑ＜Ｑ_Ｔ）状態である。時刻ｔ_７において流量Ｑが閾値Ｑ_Ｔより小さく（Ｑ＜Ｑ_Ｔ）となると、チェック弁３０圧力損失ΔＰ_ＰＣは閾値Ｐ_Ｔより小さく（ΔＰ_ＰＣ＜Ｐ_Ｔ）なるため、連通弁３５は中立位置Ｃ１に変位する。これにより、カウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂを繋ぐ油路５０は連通弁３５により遮断され、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈとバルブポート差圧ΔＰ_Ｖが等しくなり、これがフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳより大きくなるため、すなわち、
ΔＰ_Ｃｈ＝ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＦＳ
となるため、カウンタバランス弁３１のスプール４０はフルストローク・最大開口面積Ａｍａｘで保持される。このため、モータ背圧の増加制御は行われない。

図８は、本実施例で例示した油圧モータを走行用モータとして搭載する建設車両の一例を示す図である。この建設車両８０は、クローラ式の走行装置を備えた例えばミニショベルである。この建設車両８０は、走行体８１と、この走行体８１上に旋回輪８２を介して配置される旋回体８３と、この旋回体８３に取り付けられ、土砂の掘削作業等に活用される作業装置８４とを備えている。作業装置８４は例えば、旋回体８３に上下方向の回動可能に取り付けられるブーム８５と、このブーム８５の先端に上下方向の回動可能に取り付けられるアーム８６と、このアーム８６の先端に上下方向の回動可能に取り付けられるバケット８７とを含んでいる。

旋回体８３の旋回フレーム８３ａの上方にはフロアプレート８８が配置され、このフロアプレート８８上には運転席８９が設けられている。旋回フレーム８３ａの後端部には、重量バランスを確保するカウンタウェイト９０を備えている。また、運転席８９とカウンタウェイト９０の間には、エンジン、油圧ポンプ等が収容される機械室９１を備えている。運転席８９の下方には、旋回体８３を旋回させる油圧旋回装置９２が設けられている。そして、走行体８１内に設置され、油圧駆動装置１によって駆動される油圧モータ２を駆動原として建設車両８０は走行する。

このような建設車両８０に搭載された油圧モータ２について、図７に示した動作を説明すると、
・油圧モータ２のモータ負荷が小さく、かつ回転数も小さい低速走行状態（時刻ｔ_０−時刻ｔ_１）では、ピストン１２の焼き付きリスクは小さく、モータ背圧の増加制御は行われない。
・油圧モータ２のモータ負荷が小さく、かつ回転数が高い緩斜面降坂時等の高速走行状態（時刻ｔ_１−時刻ｔ_４）では、ピストン１２の焼き付きリスクが大きいため、モータ背圧の増加制御を行い、焼き付きリスクを低減する。
・油圧モータ２のモータ負荷が大きく、かつ回転数も大きい登坂時等の高速走行状態（時刻ｔ_４−時刻ｔ_６）では、ピストン１２の焼き付きリスクは小さく、モータ背圧の増加制御は行われない。
・油圧モータ２のモータ負荷が大きく、かつ回転数が小さい登坂時等の低速走行状態（時刻ｔ_６−時刻ｔ_７及びそれ以降）では、ピストン１２の焼き付きリスクは小さく、モータ背圧の増加制御は行われない。
ということになり、特に、ピストン１２の焼き付きリスクが大きい場合に効果を奏することが分かる。

なお、実施例１では、建設車両としてクローラ式の走行装置を備えたミニショベルを例示しているが、カウンタバランス弁３１を油圧駆動装置１に使用していれば、ホイール式の走行装置を備えた建設車両にも適用できる。

以上のように、本実施例によれば、
１）本実施例における油圧モータの油圧駆動装置１は、油圧モータ２のモータ負荷が小さく（ΔＰ_Ｖ＜Ｐ_ＶＴ）、かつ油圧モータ２に流れる圧油の流量Ｑが大流量（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）であるとき、ピストン１２の焼き付きリスクが大きいため、第１及び第２のチェンバ４１Ａ，４１Ｂを連通して油圧モータ２のモータ背圧を増加させるので、ピストン１２の焼き付きリスクを低減することができる。
２）既存のカウンタバランス弁３１用い、連通弁３５を付加するだけなので、モータ背圧を増加させるための構造の複雑化及びコストアップを回避することができる。
３）油圧モータの低負荷時にモータ回転数を減らすような制御を行わないので、オペレータに違和感を与えることがなく、車体制御の複雑化を回避することができる。
４）回転計や流量計の増設なしに油圧モータ２に流入する圧油が大流量であることを第１及びチェック弁３０Ａ，３０Ｂを通る圧油の差圧で検知するので、コストアップを回避することができる。
５）大流量高回転時においても油圧モータ２のモータ負荷が大きくピストン１２の焼き付きのリスクが小さい場合は、モータ背圧の増加が起こらないため、損失の増大によるモータ効率低下を回避することができる。

図９は本発明の実施例２に係る油圧モータの油圧駆動装置の油圧回路図である。
実施例２に係る油圧モータの油圧駆動装置は、モータ傾転に応じて流量閾値を変更可能な連通弁を備え、当該連通弁を油圧モータの制御に使用する例である。この実施例２のように構成しても本発明の実施が可能である。本実施例２は、図１に示した実施例１の油圧モータの油圧駆動装置１に対して以下の点が相違している。

実施例２における連通弁３７は、２ポート２位置のスプール型切換弁である。この連通弁３７は、図１に示した実施例１の連通弁３５に対して第１のチャンバ５２が設けられた側に、さらに傾転切換弁３３を駆動する外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉをスプール５１に作用させる第３のチャンバ５６を設けた点が異なる。すなわち、実施例２では、第３のチャンバ５６は傾転切換弁３３に連通するパイロット圧ポート２２に接続されている。その他の各部は実施例１と同一に構成され、同様に機能するので、重複する説明は省略する。

このように構成された実施例２に係る油圧駆動装置１では、連通弁３７のスプール５１は第１ないし第３のチャンバ５２，５３，５６及びスプリング５４より推力を受ける。スプール５１に作用する推力の合力Ｆは、駆動位置Ｃ２方向に押す力を正とし、第１及び第２のチャンバ５２，５３でのスプール受圧面積Ｓ、第３のチャンバ５６でのスプール受圧面積Ｓ’、スプリング５４の反力をｆ_ＳＰ、チェック弁３０圧力損失をΔＰ_ＰＣ、外部パイロット圧をＰ_Ｐｉとすると、
Ｆ＝ΔＰ_ＰＣ・Ｓ＋Ｐ_Ｐｉ・Ｓ’−ｆ_ＳＰ
と表わされる。

傾転切換弁３３を駆動する外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉが作用していない場合（Ｐ_Ｐｉ＝０）、スプール５１に作用する推力Ｆは、実施例１と同じ推力
Ｆ＝ΔＰ_ＰＣ・Ｓ−ｆ_ＳＰ
となるため、連通弁３７は図４に示すチェック弁３０の圧力損失ΔＰ_ＰＣが、当該チェック弁３０の圧力損失の圧力閾値Ｐ_Ｔより大きく（ΔＰ_ＰＣ＞Ｐ_Ｔ）、流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより大きい（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）場合には、駆動位置Ｃ２に変位し、油路５０を連通させる。
その他の動作は、実施例１と同様なので、説明は省略する。

図１０は実施例２における外部パイロット圧作用時のチェック弁圧力損失閾値の特性を示す特性図である。

傾転切換弁３３を駆動する外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉが作用している場合（Ｐ_Ｐｉ＝Ｐ_２＞０）、実施例１よりもＰ_２・Ｓ’分、推力Ｆが大きくなる。すなわち外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉが作用していない状態よりも
ΔＰ＝Ｐ_２・Ｓ’／Ｓ
だけ低いチェック弁圧力損失 ΔＰ_ＰＣで連通弁３７が開口することとなる。すなわち、
ΔＰ_ＰＣ＝Ｐ_Ｔ’
ただし、Ｐ_Ｔ’＝Ｐ_Ｔ−ΔＰ
となる。

チェック弁圧力損失ΔＰ_ＰＣ（＝Ｐ_Ｔ’）に対応する流量Ｑは、
Ｑ＝Ｑ_Ｔ’＜Ｑ_Ｔ
となり、外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉが作用していない状態よりも小さい流量閾値Ｑ_Ｔ’で開口することとなる。

以上のように、実施例２では外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉが作用していないとき（モータ最大傾転時）と、作用しているとき（モータ最小傾転時）で連通弁３７を開口する流量閾値Ｑ_Ｔを別に設定することが可能となる。すなわち、モータ最小傾転時において、最大傾転時に比して小さい流量閾値Ｑ_Ｔ’でモータ背圧を増加させることができる。

また、本実施例では、モータ最大傾転時とモータ最小傾転時に異なる流量閾値Ｑ_Ｔ、Ｑ_Ｔ’を用いてモータ背圧が増加するように制御できるので、ピストン１２の焼き付きリスク低減が不十分となること、及び不必要な損失の増大を回避することができる。

図１１は本発明の実施例３に係る油圧モータの油圧駆動装置の油圧回路図である。
実施例３は、実施例１に対してカウンタバランス弁に連動するチャンバ連通弁の開閉弁を設けたものである。すなわち、実施例３に係る油圧モータの油圧駆動装置１は、５ポート３位置のスプリングセンタ式スプール型切換弁からなるカウンタバランス弁３８と、その第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂの連通弁として前記カウンタバランス弁３８と連動する開閉弁３９を備えたことを特徴としている。その他の各部は実施例１と同様なので、説明は省略する。

すなわち、図１に示した実施例１の油圧モータの油圧駆動装置に対して以下の点が相違している。

実施例３におけるカウンタバランス弁３８は、５ポート３位置のスプリングセンタ式スプール型切換弁である。このカウンタバランス弁３８は、油路の切り換えを行うスプール４４、スプール４４に圧力を作用させる第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂ、スプール４４を中立位置ＡＯに保持するスプリング４２、第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂと第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂを繋ぐ油路に設置される絞り４３から構成される。

カウンタバランス弁３８は、第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂと第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂ間の油路を遮断し、連通弁３５の第１のチャンバ５２とドレン７０を連通させる中立位置ＡＯ（図１１に示す位置）と、第１のモータポート２１Ａと第１のバルブポート２０Ａ間の油路を連通させ、第２のバルブポート２０Ｂと第２のモータポート２１Ｂ間の油路を遮断し、第２のバルブポート２０Ｂと連通弁３５のチャンバ５２を連通させる第１の駆動位置ＡＲと、第２のモータポート２１Ｂと第２のバルブポート２０Ｂ間の油路を連通させ、第１のバルブポート２０Ａと第１のモータポート２１Ａ間の油路を遮断し、第１のバルブポート２０Ａと連通弁３５の第１のチャンバ５２を連通させる第２の駆動位置ＡＬとの間で切換が可能となっている。

なお、スプール４４の動作特性は、実施例１のスプール４０と同じ動作特性であり、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈが圧力閾値Ｐ_Ｃｒより大きい（ΔＰ_Ｃｈ＞Ｐ_Ｃｒ）場合、連通弁３５の第１のチャンバ５２はドレン７０と遮断され、第１のバルブポート２０Ａ又は第２のバルブポート２０Ｂと連通を開始する。

開閉弁３９は、４ポート３位置のスプリングセンタ式スプール型切換弁で、油路の切り換えを行うスプール６０、スプールを中立位置ＤＯに保持するスプリング６１から構成される。開閉弁３９は、連通弁３５の第２のチャンバ５３とドレン７０を連通させる中立位置ＤＯ（図１１に示す位置）と、第２のモータポート２１Ｂを連通弁３５の第２のチャンバ５３と連通させる第１の駆動位置ＤＲと、第１のモータポート２１Ａを連通弁３５の第２のチャンバ５３と連通させる第２の駆動位置ＤＬとの間で切換が可能となっている。

開閉弁３９のスプール６０の両端は、カウンタバランス弁３８の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂとそれぞれ連通している。これによりスプール６０にはチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈが作用する。また、開閉弁３９を中立位置ＤＯに保持しているスプリング６１は、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈが圧力閾値（図３におけるカウンタバランス弁スプールの開口必要圧力 ）Ｐ_Ｃｒより小さな規定圧力Ｐ_Ｃｒ０になると、開口する。すなわち、
ΔＰ_Ｃｈ＝Ｐ_Ｃｒ０＜Ｐ_Ｃｒ
となる規定圧力Ｐ_Ｃｒ０で開口されるように前記スプリング６１のバネ反力が設定される。

以上のように設定された開閉弁３９は、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈが前記規定圧力Ｐ_Ｃｒ０より小さい（ΔＰ_Ｃｈ＜Ｐ_Ｃｒ０）場合、カウンタバランス弁３８が中立位置ＡＯにあるときは中立位置ＤＯ、第２のチャンバ４１Ｂ側が高圧でカウンタバランス弁３８が第１の駆動位置ＡＲにある場合は第２の駆動位置ＤＲ、第１のチャンバ４１Ａ側が高圧でカウンタバランス弁３８が第２の駆動位置ＡＬにある場合は第１の駆動位置ＤＬに、それぞれ変位する。すなわち、開閉弁３９はカウンタバランス弁３８の動作と連動して変位する。

ここで、第１のバルブポート２０Ａが高圧側、第２のバルブポート２０Ｂが低圧側とし、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈが前記規定圧力Ｐ_Ｃｒ０より大きい（ΔＰ_Ｃｈ＞Ｐ_Ｃｒ０）とすると、カウンタバランス弁３８は第２の駆動位置ＡＬ、開閉弁３９は第２の駆動位置ＤＬに位置し、連通弁３５の第１のチャンバ５２にはカウンタバランス弁３８から供給される第１のバルブポート２０Ａの圧力が、第２のチャンバ５３には開閉弁３９から供給される第１のモータポート２１Ａの圧力が作用する。その結果、連通弁３５にはモータ流入側油路に発生するチェック弁圧力損失ΔＰ_ＰＣが作用することになる。

以上のように本実施例におけるカウンタバランス弁３８と開閉弁３９は、連通弁３５に作用するチェック弁圧力損失ΔＰ_ＰＣを取得するように動作する。これは実施例１の構成における高圧選択弁３６及び高圧選択弁３２と基本的に同じ働きである。しかし、以下で説明する現象が発生する場合、この実施例３の構成で誤動作を回避することができる。

すなわち、油圧モータ２にポンプ作用（外力により油圧モータ２が回される）が加わった場合、一時的にモータ流出側モータポート圧が流入側モータポート圧を上回る現象が発生する。今、第１のバルブポート２０Ａが高圧側、第２のバルブポート２０Ｂが低圧側とすると、通常時は第１のバルブポート２０Ａ、第１のモータポート２１Ａ、第２のモータポート２１Ｂ、第２のバルブポート２０Ｂの順で圧力が高い。しかし、ポンプ作用が発生すると、第１のバルブポート２０Ａ、第２のモータポート２１Ｂ、第１のモータポート２１Ａ、第２のバルブポート２０Ｂの順で圧力が高くなる状況が発生することがある。

このような状況において実施例１の構成では、高圧選択弁３６は第１のバルブポート２０Ａの圧力、高圧選択弁３２は第２のモータポート２１Ｂの圧力を連通弁３５に作用させる。すなわち、連通弁３５には圧油がモータ流入側チェック弁３０を通過する際に発生するチェック弁圧力損失ΔＰ_ＰＣ（第１のバルブポート２０Ａと第１のモータポート２１Ａ間の差圧）が作用しておらず、油圧モータ２の供給流量Ｑを正しく検知できていない状態となっている。

一方、実施例３の構成では、第１のバルブポート２０Ａの圧力が第２のバルブポート２０Ｂの圧力より高く、カウンタバランス弁３８及び開閉弁３９はそれぞれ第２の駆動位置ＡＬ及び第２の駆動位置ＤＬの位置にあるため、第１のバルブポート２０Ａと第１のモータポート２１Ａの圧力を連通弁３５に作用させる。すなわち、連通弁３５には圧油がモータ流入側の第１のチェック弁３０Ａを通過する際に発生するチェック弁圧力損失ΔＰ_ＰＣが作用しており、油圧モータ２の供給流量Ｑを正しく検知できる状態となっている。

以上のように、本実施形態によれば、次のような効果を奏する。なお、以下の効果の説明では、特許請求の範囲における各構成要素と本実施形態の各部を対応させ、後者をかっこ書きもしくは参照符号で示す。

１）圧油の供給により双方向に回転駆動される油圧モータ２と、油圧モータ２の圧油流入側の流路を形成するチェック弁（第１及び第２のチェック弁３０Ａ，３０Ｂ）、流路を切り換えるための第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂを有し、油圧モータ２の圧油流出側の油路を形成するカウンタバランス弁３１を含むブレーキバルブ３と、を有する油圧モータの油圧駆動装置１において、チェック弁３０Ａ，３０Ｂを通過する圧油の流量Ｑが予め設定した流量閾値Ｑ_Ｔより大きく、油圧モータ２に加わる負荷が予め設定した負荷よりも小さい（Ｐ_ＦＳ＜ΔＰ_Ｖ＜Ｐ_ＶＴ）とき、カウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂを連通させ、カウンタバランス弁３１を中立位置方向に変位させる連通弁３５を備えたので、この連通弁３５の変位により油圧モータ２のモータ背圧が増加し、その結果、ピストン１２の焼き付きリスクを低減することができる。

２）連通弁３５は、圧油の流量が予め設定した流量閾値Ｑ_Ｔを超えたときに、対応するチェック弁（第１及び第２のチェック弁３０Ａ，３０Ｂ）前後の差圧の圧力閾値（チェック弁圧力閾値Ｐ_Ｔ）に基づいて駆動され、第１及び第２のチェンバ４１Ａ，４１Ｂを連通するので、計器や電気的検出手段を使用することなく連通弁３５に供給される圧油のみで機能させることができる。これにより、コストの上昇を招くこともなく、また、故障の発生も抑制することができる。

３）連通弁３５の油路に絞り５５を備え、絞り５５の絞り量は、第１のバルブポート２０Ａと第２のバルブポート２０Ｂとの差圧が予め設定された圧力閾値Ｐ_ＶＴ以下となったとき、第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂ間の差圧ΔＰ_ＣＨが前記カウンタバランス弁３１のフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳを下回るように設定されているので、大流量・高負荷時にカウンタバランス弁３１のスプール４０はフルストローク位置、最大開口面積Ａｍａｘの状態で保持される。その結果、モータ背圧の不必要な増加を回避することができる。

４）連通弁３７が、前記油圧モータ２にモータ傾転パイロット圧を導くチャンバ５６を備えているので、外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉが作用していないとき（モータ最大傾転時）と、作用しているとき（モータ最小傾転時）で連通弁３７を開口する流量閾値Ｑ_Ｔを別に設定することができる。

５）カウンタバランス弁３８の第１及び第２のチャンバ間４１Ａ，４１Ｂの差圧に連動して連通弁３５を動作させる開閉弁３９を備えたので、連通弁３５には圧油がモータ流入側チェック弁３０（３０Ａあるいは３０Ｂ）を通過する際に発生するチェック弁圧力損失ΔＰ_ＰＣが作用し、油圧モータ２の供給流量Ｑを正しく検知することができる。

６）前記実施形態で例示した油圧モータ２の駆動装置（油圧駆動装置１）を、走行用モータの駆動装置として建設車両（ミニショベル８０）が備えたので、油圧モータ２が低負荷、高回転の運転状態となっても、油圧モータ２のピストン１２の焼き付きの発生を抑えて走行することができる。

なお、本実施形態では、チェック弁３０（第１及び第２のチェック弁３０Ａ，３０Ｂ）に発生する圧力損失ΔＰ_ＰＣにより流量を検知しているが、油圧モータ２に流入・流出するのと等しい流量が流れるブレーキバルブ３内の油路で、流量と相関した圧力損失が発生する箇所であればチェック弁３０に限らず他の箇所の圧力損失で流量を検知しても良い。

また、本実施形態では、連通弁３５，３７にカウンタバランス弁３１、３８のチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈを調整するための絞り５５を設置しているが、油路５０の任意の場所に設置するようにしても良い。また、油路５０の管路抵抗を絞り５５の代わりに使用し、調整するようにしても良い。

また、本実施形態では、カウンタバランス弁３１、３８の高圧側チャンバと低圧側チャンバを連通させることでチャンバ圧差ΔＰ_Ｃｈを変化させているが、高圧側チャンバ圧をドレン７０と連通させてチャンバ圧差ΔＰ_Ｃｈを変化させても良い。

また、本実施形態では、第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂの圧力を、高圧選択弁３６又はカウンタバランス弁３８を介して連通弁３５，３７に作用させているが、低圧側バルブポート圧が流量Ｑに関係なく一定圧力となっているならば第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂそれぞれの圧力を直接スプール５１に作用させる２つのチャンバを設置し、低圧側バルブポート圧をキャンセルするようにスプリング５４バネ反力を設定するようにしても良い。

また、実施例２における油圧モータの油圧駆動装置１は、外部パイロット圧ポート２２からのパイロット圧Ｐ_Ｐｉを連通弁３７のスプール５１に作用させているが、サーボピストン１６に作用する傾転圧をスプールに作用させるようにしても良い。

また、本実施形態では、油圧モータ２としてアキシャルピストン型斜板式油圧モータを用いているが、アキシャルピストン型斜板式油圧モータを用いるものに限定するものではない。斜軸式油圧モータやラジアルピストン型油圧モータであっても良い。

さらに、本発明は前述した実施形態に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能であり、特許請求の範囲に記載された技術思想に含まれる技術的事項の全てが本発明の対象となる。前記実施例は、好適な例を示したものであるが、当業者ならば、本明細書に開示の内容から、各種の代替例、修正例、変形例あるいは改良例を実現することができ、これらは添付の特許請求の範囲に記載された技術的範囲に含まれる。

１ 油圧駆動装置
２ 油圧モータ
３ ブレーキバルブ
１２ ピストン
２０Ａ，２０Ｂ バルブポート
２１Ａ，２１Ｂ モータポート
２２ パイロット圧ポート
３０Ａ，３０Ｂ チェック弁
３１，３８ カウンタバランス弁
３５，３７ 連通弁
３９ 開閉弁
４１Ａ，４１Ｂ，５２，５３，５６ チャンバ
４３Ａ，４３Ｂ 絞り
５０ 連通油路
５１ 連通弁スプール
５５ 連通弁絞り

Claims (6)

1. 圧油の供給により双方向に回転駆動される油圧モータと、
   前記油圧モータの圧油流入側の流路を形成するチェック弁、並びに流路を切り換えるための第１及び第２のチャンバを有し、前記油圧モータの圧油流出側の油路を形成するカウンタバランス弁を含むブレーキバルブと、
   を有する油圧モータの油圧駆動装置において、
   前記チェック弁を通過する圧油の流量が予め設定した流量閾値より大きく、前記油圧モータに加わる負荷が予め設定した負荷よりも小さいとき、前記カウンタバランス弁の前記第１及び第２のチャンバを連通させ、前記カウンタバランス弁を中立位置方向に変位させる連通弁を備えたことを特徴とする油圧モータの油圧駆動装置。
2. 請求項１に記載の油圧モータの油圧駆動装置において、
   前記連通弁は、前記圧油の流量が予め設定した流量閾値を超えたときに対応する前記チェック弁前後の差圧の圧力閾値に基づいて駆動され、前記第１及び第２のチャンバを連通することを特徴とする油圧モータの油圧駆動装置。
3. 請求項１に記載の油圧モータの油圧駆動装置において、
   前記連通弁の油路に絞りを備え、
   前記絞りの絞り量は、前記絞り前後の差圧が予め設定された圧力閾値以下となったとき、前記第１及び第２のチャンバ間の差圧が前記カウンタバランス弁のフルストローク必要差圧を下回るように設定されていることを特徴とする油圧モータの油圧駆動装置。
4. 請求項１に記載の油圧モータの油圧駆動装置において、
   前記連通弁が、前記油圧モータにモータ傾転パイロット圧を導くチャンバを備えていることを特徴とする油圧モータの油圧駆動装置。
5. 請求項１の記載の油圧モータの油圧駆動装置において、
   前記カウンタバランス弁の第１及び第２のチャンバ間の差圧に連動して前記連通弁を動作させる開閉弁を備えたことを特徴とする油圧モータの油圧駆動装置。
6. 請求項１ないし５のいずれか１項に記載の油圧モータの油圧駆動装置を、走行用油圧モータの油圧駆動装置として備えたことを特徴とする建設車両。