JP3643211B2

JP3643211B2 - Inertial body drive device

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Publication number: JP3643211B2
Application number: JP09646197A
Authority: JP
Inventors: 祥典竹内; 均佐藤; 和幸猪野
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1997-03-31
Filing date: 1997-03-31
Publication date: 2005-04-27
Anticipated expiration: 2017-03-31
Also published as: JPH10274204A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば油圧ショベル等の建設機械に設けられ、上部旋回体等の慣性体を駆動する慣性体駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、油圧ショベル等の建設機械では、下部走行体上に旋回可能に設けられた上部旋回体を慣性体駆動装置により旋回駆動するようにしている。
【０００３】
そこで、図１１を参照してこの種の従来技術による慣性体駆動装置を油圧ショベルに適用した場合について述べる。
【０００４】
図において、１はタンク２と共に油圧源を構成する油圧ポンプ、３は旋回用の油圧モータを示し、該油圧モータ３は油圧ポンプ１、タンク２に一対の主管路４Ａ，４Ｂを介して接続され、油圧ポンプ１からの圧油により、慣性体となる上部旋回体を下部走行体（いずれも図示せず）上で旋回駆動する。
【０００５】
５は主管路４Ａ，４Ｂの途中に設けられた方向切換弁を示し、該方向切換弁５は操作レバー５Ａにより中立位置（イ）から左，右の切換位置（ロ），（ハ）に切換えられ、油圧ポンプ１から油圧モータ３に給排する圧油の方向等を切換えるようになっている。
【０００６】
６Ａ，６Ｂは油圧モータ３と方向切換弁５との間に位置して主管路４Ａ，４Ｂの途中に接続された一対のチャージ用チェック弁を示し、該チェック弁６Ａ，６Ｂは補助管路７およびタンク管路８を介してタンク２に接続され、油圧モータ３の慣性回転時等に主管路４Ａまたは４Ｂ内が負圧傾向になると、タンク２内の作動油をこの主管路４Ａ，４Ｂ内に補給させる。
【０００７】
９Ａ，９Ｂは油圧モータ３と方向切換弁５との間に位置して主管路４Ａ，４Ｂの途中に接続された一対のオーバロードリリーフ弁を示し、該オーバロードリリーフ弁９Ａ，９Ｂは補助管路７等を介してタンク２と接続されると共に、チェック弁６Ａ，６Ｂの流入側にも接続されている。
【０００８】
ここで、オーバロードリリーフ弁９Ａ，９Ｂは圧力制御弁を構成し、主管路４Ａ，４Ｂ内の最高圧力を予め設定した圧力値としての開弁圧Ｐｃ（図１２参照）に設定するばね１０Ａ，１０Ｂを有している。そして、オーバロードリリーフ弁９Ａ（９Ｂ）は、油圧モータ３の慣性回転時に主管路４Ａ（４Ｂ）内に開弁圧Ｐｃを越える過剰圧が発生すると、この過剰圧を相手方の主管路４Ｂ（４Ａ）等にチェック弁６Ｂ（６Ａ）を介してリリーフすべく開弁する。
【０００９】
１１は油圧モータ３のドレン管路を示し、該ドレン管路１１は油圧モータ３に供給した圧油の一部がドレンとなってリークすると、このリークした油液をタンク２内へと排出させる。
【００１０】
１２は油圧ポンプ１の吐出側に設けられたメインのリリーフ弁で、該リリーフ弁１２は、油圧ポンプ１から吐出する圧油が設定圧を越えたときに余剰圧をタンク２側にリリーフさせるものである。
【００１１】
このように構成される従来技術では、方向切換弁５を中立位置（イ）から切換位置（ロ）に切換えると、油圧ポンプ１からの圧油が主管路４Ａを介して油圧モータ３に供給され、該油圧モータ３はこの圧油により慣性体としての上部旋回体を、例えば右方向に旋回駆動する。そして、該油圧モータ３からの戻り油は主管路４Ｂを介してタンク２内へと順次排出される。
【００１２】
また、この状態で上部旋回体を停止すべく、例えば図１２中の時点ｔ１において方向切換弁５を切換位置（ロ）から中立位置（イ）に戻すと、油圧ポンプ１から油圧モータ３への圧油の供給が中断され、上部旋回体に対する駆動力が解除される。
【００１３】
しかし、慣性体としての上部旋回体はその慣性力により油圧モータ３を慣性回転させるので、油圧モータ３はポンピング作用を行い、主管路４Ａ内の圧油を主管路４Ｂ側に吐出させ、主管路４Ａ側が負圧傾向となると、タンク２内の作動油をチェック弁６Ａを介して主管路４Ａ側に補給させる。
【００１４】
これにより、主管路４Ｂ内には油圧モータ３と方向切換弁５との間に比較的多量の圧油が封じ込められるので、主管路４Ｂ内には油圧モータ３の慣性回転を停止させるようにブレーキ圧が発生する。そして、このブレーキ圧が図１２に示す特性線１３の如く、時点ｔ２においてオーバロードリリーフ弁９Ｂの開弁圧Ｐｃを越えると、該オーバロードリリーフ弁９Ｂがばね１０Ｂに抗して開弁し、主管路４Ｂ内のブレーキ圧を補助管路７、チェック弁６Ａを介して主管路４Ａ内にリリーフさせることにより、油圧モータ３の慣性回転を制動し、その後にオーバロードリリーフ弁９Ｂがばね１０Ｂにより閉弁する時点ｔ３で、油圧モータ３は上部旋回体と共に一旦停止する。
【００１５】
ここで、時点ｔ３でオーバロードリリーフ弁９Ｂが閉弁して油圧モータ３が一旦停止したときに、主管路４Ｂ内の圧力は特性線１３の如く比較的高い圧力状態にある。一方、主管路４Ａ内の圧力は図１２中に点線で示す特性線１４の如く、時点ｔ３まで低い圧力状態にある。
【００１６】
このため、時点ｔ３で油圧モータ３が一旦停止したとしても、特性線１３，１４の如く主管路４Ｂ，４Ａ間には比較的大きな差圧ΔＰが生じ、この差圧ΔＰにより油圧モータ３は慣性回転時の回転方向とは逆向きに反転して回転し始め、主管路４Ｂ側から主管路４Ａ側に向けて圧油が流通することにより、差圧ΔＰは漸次小さくなる。
【００１７】
しかし、このときに油圧モータ３は上部旋回体の慣性力で回転を続けるから、主管路４Ａ内の圧力は特性線１４の如く時点ｔ４を過ぎると主管路４Ｂ側よりも高圧となる。この結果、油圧モータ３は前，後の圧力差が増大して一時的に停止するものの、その後再び逆向きに反転して回転し、油圧モータ３のモータ回転数は特性線１５の如く慣性体である上部旋回体と共に変動を繰返すという問題がある。
【００１８】
そこで、このような問題を解決するために、本出願人は、先に特願平５−５１９６９０号（ＷＯ９４／０１６８２）等において、油圧モータに接続した一対の主管路間に慣性体反転防止弁を設けることを提案している。
【００１９】
この反転防止弁は、慣性体駆動用の油圧モータに接続される一対の主管路間に配設された弁ケーシングと、該弁ケーシング内に相対変位可能に設けられた筒状弁体およびスプールと、該筒状弁体およびスプールの一端側と弁ケーシングとの間に設けられた油室と、筒状弁体およびスプールの他端側と弁ケーシングとの間に設けられタンクに接続されるばね室と、該ばね室内に設けられスプールを油室側に向けて常時付勢する設定ばねと、一対の主管路のうち高圧側の圧油がパイロット圧として供給されることにより、前記スプールを設定ばねに抗して初期位置からストロークエンドに向けて摺動変位させるピストンと、前記油室とタンクとを連通させる管路の途中に設けられ、前記設定ばねによりスプールがストロークエンドから初期位置に復帰するときに、前記油室からタンクに排出される油液を絞ることにより該油室内の圧力を上昇させ、筒状弁体をばね室側へと摺動変位させる絞りとから大略構成されている。
【００２０】
上述の如く構成された反転防止弁は、油圧モータの慣性回転時にピストンに高圧のパイロット圧が作用すると、該ピストンによりスプールが設定ばねに抗してストロークエンドまで変位する。そして、油圧モータの慣性回転が停止してパイロット圧が低下することにより、スプールが設定ばねによってストロークエンドから初期位置に復帰するときに、絞りによって油室からタンクに排出される油液が絞られることにより該油室内の圧力が上昇する。そして、この油液室内の圧力上昇によって筒状弁体をばね室側に変位させることにより、油圧モータに接続される一対の主管路間を一時的に連通させて該各主管路間の圧力差を減少させ、油圧モータの反転動作を防止するようになっている。
【００２１】
従って、上述の如き反転防止弁を含む慣性体駆動装置を備えた油圧ショベルでは、例えばバケットによって掘削した土砂等をダンプカーに積載する作業を行う場合に、旋回させた上部旋回体を所望の位置に急停止させたときに該上部旋回体の反転動作を防止することができ、その作業性を向上することができる。
【００２２】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上述した従来技術にあっては、例えば油圧ショベルのバケット背面のフックにワイヤ等を介して吊下げた荷物を、上部旋回体を旋回させることにより所望の場所に移送する吊荷作業等を行う場合に、上部旋回体を急停止させると吊荷がバケット部分で大きく振れる荷振れが発生し易く、この荷振れ収まるまでは吊荷を所望の場所に移送することができず、吊荷作業に余分な時間を費やすという問題がある。
【００２３】
また、例えば油圧ショベルのバケット側面を溝の側面に押付けつつ土砂を掘削する所謂押付け掘削等を行う場合には、例えば油圧ポンプ１から主管路４Ａを介して油圧モータ３に供給される圧油の圧力（駆動圧）がオーバロードリリーフ弁９Ａの開弁圧Ｐｃを越えると、オーバロードリリーフ弁９Ａが開弁した後に反転防止弁が作動し、これにより、各主管路４Ａ，４Ｂ間が不用意に連通してしまうことがある。この結果、油圧ポンプ１から供給される油圧モータ３の駆動圧が反転防止弁の作動によって急激に低下されることになり、上部旋回体の安定した旋回動作が阻害されるおそれがある。
【００２４】
本発明は上述した従来技術の問題に鑑みなされたもので、反転防止手段の作動を外部から切換制御できるようにし、常時は反転防止手段による慣性体の反転防止動作を行わせると共に、例えば吊荷作業時等にはブレーキ圧の上昇を抑え、慣性体を緩やかに停止させることができるようにした慣性体駆動装置を提供することを目的としている。
【００２５】
また、本発明の他の目的は、例えば押付け掘削等を行うときに、反転防止手段による慣性体の反転防止動作を禁止させることができ、慣性体を駆動するための駆動圧を高い圧力に保持できるようにした慣性体駆動装置を提供することにある。
【００２６】
【課題を解決するための手段】
上述した課題を解決するために本発明は、油圧源からの圧油が給排されることによって慣性体を駆動する油圧モータと、該油圧モータを前記油圧源に接続する一対の主管路の途中に設けられ、中立位置から切換えられたときに前記油圧源からの圧油を油圧モータに給排させ、中立位置に復帰したときに該油圧モータへの圧油の給排を停止する方向切換弁と、該方向切換弁と前記油圧モータとの間に位置して前記一対の主管路間に設けられ、該各主管路内の最高圧力を予め設定した圧力値に制御する圧力制御弁と、前記方向切換弁と油圧モータとの間に位置して前記各主管路間に設けられ、前記油圧モータの慣性回転後に前記慣性体の回転方向が反転するのを抑えるため前記各主管路の圧力に応じて該各主管路間を連通、遮断する反転防止手段とからなる慣性体駆動装置に適用される。
【００２７】
そして、請求項１の発明が採用する構成の特徴は、常時は前記反転防止手段に対して第１の制御信号を出力することにより前記反転防止手段が反転防止動作を行うのを許し、第２の制御信号を出力するときには前記反転防止手段により前記各主管路間を連通状態に保持させる制御手段を備えたことにある。
【００２８】
上記構成によれば、制御手段が反転防止手段に対して第１の制御信号を出力している間は、反転防止手段による反転防止動作を許すようになるので、反転防止手段は油圧モータの慣性回転時に各主管路の圧力に応じて該各主管路間を連通、遮断することができ、該各主管路間に生じる圧力差を減少させ、油圧モータによって駆動される慣性体の反転動作を抑えることができる。一方、制御手段が反転防止手段に対して第２の制御信号を出力している間は、反転防止手段により各主管路間が連通状態に保持されるから、油圧モータの慣性回転時に主管路内に大きなブレーキ圧が発生するのを回避でき、慣性体が急停止するのを防止できる。
【００２９】
また、請求項２の発明は、前記制御手段は、前記反転防止手段に供給すべき第１，第２の制御信号としての制御圧を発生する補助油圧源と、該補助油圧源からの制御圧を前記第１の制御信号に該当する第１の制御圧値と該第１の制御圧値よりも高い前記第２の制御信号に該当する第２の制御圧値として可変に設定する圧力制御手段とからなり、前記反転防止手段は、該圧力制御手段からの制御圧が前記第１，第２の制御圧値のいずれかの状態で選択的に供給される油室を有し、該油室内が前記第１の制御圧値となったときに前記反転防止動作を行い、前記油室内が第２の制御圧値まで上昇したときには前記各主管路間を連通状態に保持する構成としたことにある。
【００３０】
上記構成によれば、圧力制御手段が反転防止手段の油室に供給される制御圧を第１の制御圧値に設定したときには、反転防止手段による反転防止動作を許すようになり、油圧モータの反転動作を防止できる。また、制御圧を第２の制御圧値に設定したときには、各主管路間が連通状態に保持されるようになり、油圧モータの慣性回転時に主管路内に大きなブレーキ圧が発生するのを回避できる。
【００３１】
さらに、請求項３の発明は、前記反転防止手段は、前記各主管路間に設けられ、弁体摺動穴の軸方向に離間して前記各主管路に連通する一対のポートが形成された弁ケーシングと、外周側が該弁ケーシングの弁体摺動穴に挿嵌され、内周側にスプール摺動穴が形成された筒状弁体と、該筒状弁体のスプール摺動穴に挿嵌され、該筒状弁体に対して相対変位可能に前記弁ケーシング内に設けられたスプールと、該スプールおよび筒状弁体の一端側と前記弁ケーシングとの間に形成され、少なくともタンク内の油液が給排されると共に、前記圧力制御手段からの制御圧が第１，第２の制御圧値のいずれかとして選択的に供給される油室と、前記筒状弁体およびスプールの他端側と前記弁ケーシングとの間に形成され、タンクに接続されるばね室と、該ばね室内に設けられ、前記スプールを初期位置に復帰させるべく、前記圧力制御弁による圧力値よりも一定比率だけ低い圧力値をもって前記スプールを油室側へと常時付勢した設定ばねと、該設定ばねよりも弱いばね力をもって前記筒状弁体を油室側に向け常時付勢した弱ばねと、前記各主管路のうち高圧側となる圧油の圧力がパイロット圧として供給されることにより、前記スプールを設定ばねに抗して前記ばね室側のストロークエンドへと摺動変位させ、前記油室内にタンクからの油液を補給させるピストンと、前記油室内をタンクに接続する管路の途中に設けられ、前記設定ばねによりスプールがストロークエンドから初期位置に復帰するときに、前記油室からタンクに排出される油液を絞ることにより該油室内の圧力を上昇させ、前記筒状弁体が油室側に戻るのを前記スプールよりも遅らせる絞りと、少なくとも前記筒状弁体に形成され、該筒状弁体に対して前記スプールが相対変位したときに、前記弁ケーシングの各ポート間を連通させる絞り通路とから構成したことにある。
【００３２】
上記構成によれば、反転防止手段の油室に第１の制御圧値をもった制御圧が供給された場合には、油圧モータの慣性回転時にピストンに高圧のパイロット圧が作用することにより、スプールが設定ばねに抗してストロークエンドまで変位する。そして、油圧モータの慣性回転が停止してパイロット圧が低下することにより、スプールが設定ばねによってストロークエンドから初期位置に復帰するときに、絞りによって油室からタンクに排出される油液が絞られることにより該油室内の圧力が上昇する。そして、この油液室内の圧力上昇によって筒状弁体がばね室側に変位し、油圧モータに接続される一対の主管路間が一時的に連通して該各主管路間の差圧が減少することにより、油圧モータの反転動作を防止できる。
【００３３】
一方、反転防止手段の油室に第２の制御圧値をもった制御圧が供給された場合には、油室内の圧力上昇によって筒状弁体がばね室側に摺動変位することにより、絞り通路を介して弁ケーシングの各ポート間が強制的に連通され、該各ポートを介して各主管路間が連通状態に保持されるから、油圧モータの慣性回転時に主管路内に大きなブレーキ圧が発生するのを回避できる。
【００３４】
さらにまた、請求項４の発明は、前記圧力制御手段は、少なくとも前記補助油圧源を反転防止手段の油室に対して選択的に連通，遮断させる切換弁からなり、該切換弁は遮断位置となったときに前記油室側の圧力を第１の制御圧値まで低下させ、連通位置に切換ったときには前記油室側の圧力を第２の制御圧値まで上昇させる構成としたことにある。
【００３５】
上記構成によれば、切換弁が遮断位置となって油室側の圧力が第１の制御圧値まで低下すると、反転防止手段は油圧モータの慣性回転時に各主管路の圧力に応じて該各主管路間を連通、遮断し、慣性体の反転防止動作を行う。一方、切換弁が連通位置に切換ったときには、油室側の圧力が第２の制御圧値まで上昇し、この油室内の圧力上昇によって筒状弁体がばね室側に摺動変位することにより、各主管路間を連通状態に保持することができる。
【００３６】
そして、請求項５の発明は、前記反転防止手段は、前記各主管路間に設けられ該各主管路間を連通，遮断する電磁弁と、前記各主管路のうち高圧側の圧力を検出する圧力センサと、少なくとも該圧力センサからの信号に基づいて前記電磁弁を連通位置と遮断位置とに切換えるコントローラとからなり、前記制御手段は、該コントローラに少なくとも前記第１，第２の制御信号を出力し、前記第１の制御信号を出力する間は前記コントローラにより電磁弁を前記圧力センサからの信号に基づいて切換制御するのを許し、前記第２の制御信号を出力する間は前記コントローラにより電磁弁を連通位置に保持させる信号出力器によって構成したことにある。
【００３７】
上記構成によれば、信号出力器がコントローラに対して第１の制御信号を出力している間は、コントローラが圧力センサからの信号に基づいて電磁弁を切換制御するのを許すようになるので、油圧モータの慣性回転時に電磁弁が各主管路間を連通，遮断することによって該各主管路間に生じる圧力差を減少させることができる。一方、信号出力器がコントローラに対して第２の制御信号を出力している間は、コントローラが電磁弁を連通位置に保持することにより各主管路間が連通状態に保持されるから、油圧モータの慣性回転時に主管路内に大きなブレーキ圧が発生するのを回避できる。
【００３８】
また、請求項６の発明は、前記信号出力器は、前記コントローラに第１，第２または第３の制御信号を選択的に出力し、前記第３の制御信号を出力する間は前記コントローラにより電磁弁を遮断位置に保持させる構成としたことにある。
【００３９】
上記構成によれば、信号出力器がコントローラに対して第３の制御信号を出力している間は、コントローラが電磁弁を遮断位置に保持することにより各主管路間が遮断状態に保持されるから、油圧モータを駆動するための駆動圧を高い圧力に保持することができる。
【００４０】
さらに、請求項７の発明は、油圧源からの圧油が給排されることによって慣性体を駆動する油圧モータと、該油圧モータを前記油圧源に接続する一対の主管路の途中に設けられ、中立位置から切換えられたときに前記油圧源からの圧油を油圧モータに給排させ、中立位置に復帰したときに該油圧モータへの圧油の給排を停止する方向切換弁と、該方向切換弁と前記油圧モータとの間に位置して前記一対の主管路間に設けられ、該各主管路内の最高圧力を予め設定した圧力値に制御する圧力制御弁と、前記方向切換弁と油圧モータとの間に位置して前記各主管路間に設けられ、前記油圧モータの慣性回転後に前記慣性体の回転方向が反転するのを抑えるため前記各主管路の圧力に応じて該各主管路間を連通、遮断する反転防止手段とからなる慣性体駆動装置において、常時は前記反転防止手段に対して第１の制御信号を出力することにより前記反転防止手段が反転防止動作を行うのを許し、第２の制御信号を出力するときには前記反転防止手段により前記各主管路間を連通状態に保持させ、第３の制御信号を出力するときには前記反転防止手段により前記各主管路間を遮断状態に保持する制御手段を備える構成としたことにある。
【００４１】
上記構成によれば、制御手段が反転防止手段に第３の制御信号を出力している間は、反転防止手段により各主管路間が遮断状態に保持されるから、例えば油圧源から油圧モータに高圧の圧油（駆動圧）が供給されるときに反転防止弁が作動して各主管路間が不用意に連通するのを防止でき、油圧モータを駆動するための駆動圧を高い圧力に保持することができる。
【００４２】
さらにまた、請求項８の発明は、前記制御手段は、前記反転防止手段に供給すべき第１，第２，第３の制御信号としての制御圧を発生する補助油圧源と、該補助油圧源からの制御圧を前記第１の制御信号に該当する第１の制御圧値と、該第１の制御圧値よりも高い前記第２の制御信号に該当する第２の制御圧値と、該第２の制御圧値よりも高い前記第３の制御信号に該当する第３の制御圧値として可変に設定する圧力制御手段とからなり、前記反転防止手段は、該圧力制御手段からの制御圧が前記第１，第２，第３の制御圧値のいずれかの状態で選択的に供給される油室を有し、該油室内が前記第１の制御圧値となったときに前記反転防止動作を行い、前記油室内が第２の制御圧値まで上昇したときには前記各主管路間を連通状態に保持し、前記油室内が第３の制御圧値まで上昇したときには前記各主管路間を遮断状態に保持する構成としたことにある。
【００４３】
上記構成によれば、圧力制御手段が反転防止手段の油室に供給される制御圧を第３の制御圧値に設定したときには、各主管路間が遮断状態に保持されるようになり、油圧モータに高圧の駆動圧が供給されるときに反転防止弁が作動して各主管路間が不用意に連通するのを防止できる。
【００４４】
そして、請求項９の発明は、前記反転防止手段は、前記各主管路間に設けられ、弁体摺動穴の軸方向に離間して前記各主管路に連通する一対のポートが形成された弁ケーシングと、外周側が該弁ケーシングの弁体摺動穴に挿嵌され、内周側にスプール摺動穴が形成された筒状弁体と、該筒状弁体のスプール摺動穴に挿嵌され、該筒状弁体に対して相対変位可能に前記弁ケーシング内に設けられたスプールと、該スプールおよび筒状弁体の一端側と前記弁ケーシングとの間に形成され、少なくともタンク内の油液が給排されると共に、前記圧力制御手段からの制御圧が第１，第２，第３の制御圧値のいずれかとして選択的に供給される油室と、前記筒状弁体およびスプールの他端側と前記弁ケーシングとの間に形成され、タンクに接続されるばね室と、該ばね室内に設けられ、前記スプールを初期位置に復帰させるべく、前記圧力制御弁による圧力値よりも一定比率だけ低い圧力値をもって前記スプールを油室側へと常時付勢した設定ばねと、該設定ばねよりも弱いばね力をもって前記筒状弁体を油室側に向け常時付勢した弱ばねと、前記各主管路のうち高圧側となる圧油の圧力がパイロット圧として供給されることにより、前記スプールを設定ばねに抗して前記ばね室側のストロークエンドへと摺動変位させ、前記油室内にタンクからの油液を補給させるピストンと、前記油室内をタンクに接続する管路の途中に設けられ、前記設定ばねによりスプールがストロークエンドから初期位置に復帰するときに、前記油室からタンクに排出される油液を絞ることにより該油室内の圧力を上昇させ、前記筒状弁体が油室側に戻るのを前記スプールよりも遅らせる絞りと、少なくとも前記筒状弁体に形成され、該筒状弁体に対して前記スプールが相対変位したときに、前記弁ケーシングの各ポート間を連通させる絞り通路とから構成したことにある。
【００４５】
上記構成によれば、圧力制御手段が反転防止手段の油室に供給される制御圧を第３の制御圧値に設定したときには、油室内の圧力上昇によって筒状弁体とスプールとがばね室側に摺動変位することにより、弁ケーシングの各ポート間が強制的に遮断されて各主管路間が遮断状態に保持されるから、油圧モータを駆動するための駆動圧を高い圧力に保持することができる。
【００４６】
また、請求項１０の発明は、前記圧力制御手段は、前記補助油圧源を反転防止手段の油室に対して選択的に連通，遮断させる切換弁と、前記補助油圧源から反転防止手段の油室に向けて供給する圧油の圧力を前記第２の制御圧値と第３の制御圧値とに選択的に設定する圧力設定器とからなり、前記切換弁は遮断位置となったときに前記油室側の圧力を第１の制御圧値まで低下させ、連通位置に切換ったときには前記油室に供給する圧力を前記圧力設定器による第２，第３の制御圧値のいずれかまで選択的に上昇させる構成としたことにある。
【００４７】
上記構成によれば、切換弁が遮断位置となって制御管路が遮断されると油室側の圧力が第１の制御圧値まで低下することにより、反転防止手段による油圧モータの反転防止動作が行われる。一方、切換弁が連通位置に切換った状態で、圧力設定器が反転防止手段の油室に供給される圧油の圧力を第２の制御圧値に設定したときには、反転防止手段により各主管路間を連通状態に保持することができる。また、圧力設定器が反転防止手段の油室に供給される圧油の圧力を第３の制御圧値に設定したときには、反転防止手段により各主管路間を遮断状態に保持することができる。
【００４８】
また、請求項１１の発明は、前記補助油圧源を前記反転防止手段の油室に接続する制御管路の途中には、該補助油圧源から前記反転防止手段の油室に向けて圧油が流通するのを許し、逆向きの流れを阻止する逆止弁を設ける構成としたことにある。
【００４９】
上記構成によれば、反転防止手段による反転防止動作時に、該反転防止手段のスプールがばね室側のストロークエンドから油室側の初期位置に摺動変位するとき、油室内の圧油が制御管路を介して補助油圧源側に流れるのを逆止弁によって阻止することにより、油室内の圧力を確実に上昇させることができる。
【００５０】
さらに、請求項１２の発明は、前記スプールの一端側には、前記ピストンによってスプールが初期位置からストロークエンドに向けて摺動変位するとき前記筒状弁体に係合して該筒状弁体をスプールと共にばね室側に摺動変位させる係合部を設ける構成としたことにある。
【００５１】
上記構成によれば、反転防止手段による反転防止動作時にスプールが初期位置からストロークエンドに摺動変位するとき、筒状弁体は係合部によってスプールと共にストロークエンドに摺動変位する。従って、スプールが設定ばねによってストロークエンドから初期位置に復帰するときに、弁ケーシングの各ポート間が筒状弁体の絞り通路を介して瞬時に連通することにより、油圧モータの慣性回転時に各主管路間に生じた圧力差を速やかに減少させることができる。
【００５２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態について添付図面を参照して詳細に説明する。
【００５３】
まず、図１ないし図８は本発明による第１の実施例を示し、本実施例では上述した従来技術と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。
【００５４】
図中、２１は主管路４Ａ，４Ｂ間に配設される反転防止手段としての反転防止弁を示し、該反転防止弁２１の弁ケーシング２２には図２等に示す如く、軸方向に伸びる弁体摺動穴２２Ａが形成され、該弁体摺動穴２２Ａの外周側には軸方向に所定寸法離間してポート２３Ａ，２３Ｂの一部をなす環状の油溝２２Ｂ，２２Ｃがノッチ部２２Ｄ，２２Ｄを含んで形成されている。また、該弁ケーシング２２には弁体摺動穴２２Ａの左側端部に後述する油室２８の一部を構成する環状溝２２Ｅが形成され、弁体摺動穴２２Ａの右側部位に後述の管路３１と連通する環状溝２２Ｆが形成されている。そして、環状溝２２Ｅと油溝２２Ｂとの間には後述のピストン３４にパイロット圧を供給すべく弁体摺動穴２２Ａと連通する後述のパイロット管路３７が形成されている。
【００５５】
ここで、弁ケーシング２２は油圧モータ３のケーシング（図示せず）にチャージ用チェック弁６Ａ，６Ｂおよびオーバロードリリーフ弁９Ａ，９Ｂ等と共に一体に形成され、旋回用油圧回路の途中にコンパクトに収納される。また、該弁ケーシング２２のポート２３Ａ，２３Ｂはバイパス管路２４Ａ，２４Ｂを介して主管路４Ａ，４Ｂに油圧モータ３と方向切換弁５との間で接続されている。
【００５６】
２５は弁体摺動穴２２Ａ内に挿嵌された筒状弁体としてのスリーブを示し、該スリーブ２５は弁体摺動穴２２Ａの穴径に対応する外径寸法を有した円筒体として形成され、その内周側にはスプール摺動穴２５Ａが形成されている。そして、該スリーブ２５にはその左側部位に弁ケーシング２２の環状溝２２Ｅから離間して、パイロット管路３７に常時連通する環状の凹溝２５Ｂおよび該凹溝２５Ｂに連通する径方向の油穴２５Ｃ，２５Ｃが形成され、右側端部にはばね受部２５Ｄが形成されている。また、該スリーブ２５には凹溝２５Ｂとばね受部２５Ｄとの間で前記各ノッチ部２２Ｄに対応する軸方向の離間寸法をもって、例えば二対の油穴としての絞り孔２５Ｅ，２５Ｅ，…が径方向に穿設され、該各絞り孔２５Ｅは後述の油溝２７Ｄと共に弁ケーシング２２のポート２３Ａ，２３Ｂ間を図４に示す如く連通させる絞り通路２６を構成している。
【００５７】
２７はスリーブ２５のスプール摺動穴２５Ａ内に挿嵌されたスプールを示し、該スプール２７はスリーブ２５よりも長尺の段付き棒状体として形成され、弁ケーシング２２内にスリーブ２５とは相対変位可能に配設されている。そして、該スプール２７にはその左側部位に、スリーブ２５の各油穴２５Ｃと常時連通する環状の凹溝２７Ａと、該凹溝２７Ａに常時連通する径方向の油穴２７Ｂと、該油穴２７Ｂから左側端面に向けて軸方向に穿設され、ピストン３４を摺動可能に支持するピストン摺動穴２７Ｃとが設けられ、凹溝２７Ａから右側に所定寸法離間した位置にはスリーブ２５の各絞り孔２５Ｅと共に絞り通路２６を構成する環状の油溝２７Ｄが軸方向に伸長して形成されている。
【００５８】
また、該スプール２７の右側部分はスリーブ２５のスプール摺動穴２５Ａから弁ケーシング２２内に突出し、スリーブ２５のばね受部２５Ｄと軸方向で対向する位置には環状段部２７Ｅが設けられている。また、環状段部２７Ｅの右側には、ばね受部２７Ｆが径方向に突出して形成されると共に、後述のばね室３０内に向けて棒状のストッパ部２７Ｇが軸方向に延設され、該ストッパ部２７Ｇは図３に示す如くばね室３０の端面に当接することにより、スプール２７のストロークエンドを規制している。
【００５９】
２７Ｈはスプール２７の一端側（左側端部）に設けられた係合部としての係合鍔部を示し、該係合鍔部２７Ｈは、例えばスプール２７の左側端部に全周に亘って拡径するように形成されている。そして、該係合鍔部２７Ｈは、スプール２７が図２に示す初期位置からストロークエンドに向けて摺動変位するときスリーブ２５に係合し、該スリーブ２５をスプール２７と共にばね室３０側に摺動変位させるものである。
【００６０】
２８はスリーブ２５、スプール２７の左側端面と弁ケーシング２２との間に形成される油室を示し、該油室２８は弁ケーシング２２に形成した環状溝２２Ｅおよび管路２９を介してタンク２に接続され、該油室２８内にはタンク２の作動油としての油液がスリーブ２５、スプール２７の摺動変位に応じて給排されるようになっている。
【００６１】
３０はスリーブ２５、スプール２７の右側に位置して弁ケーシング２２内に形成されたばね室を示し、該ばね室３０は管路３１を介してタンク２と接続され、タンク２からの作動油によって満されている。
【００６２】
３２はスプール２７のストッパ部２７Ｇ周囲に位置してばね室３０内に配設された設定ばねを示し、該設定ばね３２はその先端側がスプール２７のばね受部２７Ｆに当接し、スプール２７を油室２８側に向けて常時付勢することにより、スプール２７を図２に示す初期位置に復帰させる。ここで、該設定ばね３２の設定圧Ｐｓ（図６参照）は、オーバロードリリーフ弁９Ａ，９Ｂの開弁圧Ｐｃに対して一定比率だけ低い圧力値（例えば、開弁圧Ｐｃに対して８５〜９５％程度の範囲）に設定され、パイロット管路３７からのパイロット圧が、例えば０．９５×Ｐｃ以上となったときに、スプール２７がピストン３４により図３に示す如くストロークエンドまで押動されるのを許すようになっている。
【００６３】
３３はばね室３０内に位置して、スリーブ２５のばね受部２５Ｄとスプール２７のばね受部２７Ｆとの間に配設された弱ばねを示し、該弱ばね３３は設定ばね３２よりも弱いばね力に設定され、スリーブ２５を油室２８側に向けて常時付勢している。
【００６４】
３４はスプール２７のピストン摺動穴２７Ｃ内に挿嵌され、先端側が油室２８内に向けて突出する小径のピストンを示し、該ピストン３４は、スプール２７の油穴２７Ｂ内にパイロット管路３７等を介して、後述のシャトル弁３６から主管路４Ａ，４Ｂのうち高圧側の圧油がパイロット圧として供給されることにより、油室２８内へと突出し、スプール２７を設定ばね３２に抗して図３に示すストロークエンドまで摺動変位させる。このときに、油室２８はスプール２７のストローク量に応じて図３に示す如く拡張され、油室２８内はタンク２内から管路２９を介して作動油が補給されることにより油液で満たされる。
【００６５】
３５は油室２８内をタンク２に接続する管路２９の途中に設けられた絞りを示し、該絞り３５は、スプール２７が設定ばね３２により図３に示すストロークエンドから図４に示すように油室２８側に押戻されるときに、該油室２８内からタンク２に排出される油液（作動油）に絞り作用を与えることにより、油室２８内の圧力を上昇させる。従って、スプール２７がストロークエンドから初期位置に向けて摺動変位すると、スリーブ２５は、弱ばね３３によって油室２８側に押圧されるものの、該油室２８内の圧力上昇によってばね室３０側への摺動変位がスプール２７よりも遅れるようになり、図３ないし図５に示すように、各絞り孔２５Ｅと弁ケーシング２２の各油溝２２Ｂ，２２Ｃとが連通する位置（開弁位置）を比較的長い時間に亘って保つようになる。
【００６６】
なお、スプール２７が初期位置からストロークエンドに向けて摺動変位するときには、管路２９はタンク２内の作動油を油室２８内に補給するが、絞り３５により油室２８内が負圧傾向となる。しかし、このときに絞り３５はスリーブ２５、スプール２７の作動には何等影響を及ぼさず、油室２８が負圧となるのも瞬時に回復する。
【００６７】
この結果、スプール２７はピストン３４によりばね室３０側に向けて押動されるときには、油室２８内にタンク２から油液（作動油）がスムーズに補給され、スリーブ２５を伴って図２に示す初期位置から図３に示すストロークエンドに速やかに摺動変位する。しかし、逆にスプール２７が設定ばね３２によりストロークエンドから初期位置へと押戻され、スリーブ２５が弱ばね３３により油室２８側に押圧されるときには、絞り３５が油室２８からの排出油を絞ることにより、スリーブ２５の摺動速度（戻り速度）が低く抑えられ、スリーブ２５は開弁位置を比較的長い時間に亘り保つようになる。
【００６８】
３６は油圧モータ３と方向切換弁５との間で主管路４Ａ，４Ｂ間に配設された高圧選択弁としてのシャトル弁を示し、該シャトル弁３６は主管路４Ａ，４Ｂのうち、高圧側の主管路４Ａまたは４Ｂをパイロット管路３７に接続させ、高圧の圧油をパイロット圧としてパイロット管路３７からスリーブ２５の凹溝２５Ｂ、各油穴２５Ｃおよびスプール２７の凹溝２７Ａ、油穴２７Ｂを介してピストン３４の端面へと供給させる。
【００６９】
３８は反転防止弁２１による反転防止動作を制御する制御手段としての制御装置を示し、該制御装置３８は、反転防止弁２１の油室２８に制御管路３９を介して接続された後述のパイロットポンプ４０、該パイロットポンプ４０と油室２８との間に位置して制御管路３９の途中に設けられた切換弁４１および減圧弁４２等から構成されている。
【００７０】
４０は補助油圧源としてのパイロットポンプを示し、該パイロットポンプ４０は、タンク２内の作動油を制御圧力として制御管路３９に吐出するもので、その吐出圧の最大値は後述のリリーフ弁４４によって設定されている。
【００７１】
４１はパイロットポンプ４０と反転防止弁２１の油室２８との間に位置して制御管路３９の途中に設けられた電磁式の切換弁で、該切換弁４１は減圧弁４２と共に圧力制御手段を構成するものである。ここで、切換弁４１は、ばね４１Ａによって常時は遮断位置（ニ）にあり、このときにはパイロットポンプ４０から油室２８に供給される第１の制御信号としての圧力を第１の制御圧値Ｐ₁ （例えば、タンク圧程度）まで低下させる。そして、例えば油圧ショベルの運転室内に設けられる切換弁用スイッチ（いずれも図示せず）を閉成したときに、切換弁４１はソレノイド部４１Ｂが励磁されることにより、ばね４１Ａに抗して連通位置（ホ）に切換えられ、パイロットポンプ４０の吐出側を制御管路３９を介して油室２８に連通させる構成となっている。
【００７２】
４２はパイロットポンプ４０と切換弁４１との間に位置して制御管路３９の途中に設けられた圧力設定器としての電磁比例減圧弁を示し、該減圧弁４２は、前記運転室内に設けた設定スイッチ（図示せず）等により、ソレノイド部４２Ａに供給される設定信号の電流値等が可変に設定され、これにより、パイロットポンプ４０から油室２８内に供給すべき第２，第３の制御信号としての圧力を、第２の制御圧値Ｐ₂ または第３の制御圧値Ｐ₃ に減圧制御するものである。
【００７３】
ここで、反転防止弁２１を構成するスリーブ２５が図２に示す初期位置にあるとき、油室２８内に位置するスリーブ２５の環状の断面積をＳ₁ 、弱ばね３３の初期設定ばね力をＦ₁ 、該弱ばね３３のばね定数をＫ₁ 、スリーブ２５が弱ばね３３に抗してスプール２７の環状段部２７Ｅに当接するまでの変位量をＬ₁ とすると、前記第２の制御圧値Ｐ₂ は、
【００７４】
【数１】
Ｐ₂ ＞（Ｆ₁ ＋Ｋ₁ ×Ｌ₁ ）／Ｓ₁
を満足するように設定されている。
【００７５】
従って、反転防止弁２１の油室２８内に第２の制御圧値Ｐ₂ の圧油が供給されたときには、ピストン３４に作用するパイロット圧にかかわらず、スリーブ２５は図２に示す初期位置から図７に示す位置に摺動変位し、スリーブ２５の各絞り孔２５Ｅおよびスプール２７の油溝２７Ｄからなる絞り通路２６を介してポート２３Ａ，２３Ｂ間を連通させる。これにより、該各ポート２３Ａ，２３Ｂにバイパス管路２４Ａ，２４Ｂを介して接続された主管路４Ａ，４Ｂ間が連通する構成となっている。
【００７６】
一方、反転防止弁２１を構成するスプール２７が図２に示す初期位置にあるとき、油室２８内に位置するスプール２７から係合鍔部２７Ｈを減じた部分の断面積をＳ₂ 、設定ばね３２の初期設定ばね力をＦ₂ 、設定ばね３２のばね定数をＫ₂ 、スプール２７が設定ばね３２に抗して初期位置からストロークエンドまで摺動するときの変位量をＬ₂ とすると、前記第３の制御圧値Ｐ₃ は、
【００７７】
【数２】
Ｐ₃ ＞（Ｆ₂ ＋Ｋ₂ ×Ｌ₂ ）／Ｓ₂
を満足するように設定されている。
【００７８】
従って、反転防止弁２１の油室２８内に第３の制御圧値Ｐ₃の圧油が供給されたときには、スプール２７はスリーブ２５を伴って図２に示す初期位置から図８に示すストロークエンドに摺動変位し、各ポート２３Ａ，２３Ｂ間、即ち主管路４Ａ，４Ｂ間を遮断状態に保持する構成となっている。
【００７９】
４３は切換弁４１と油室２８との間に位置して制御管路３９の途中に設けられたチェック弁で、該チェック弁４３は、パイロットポンプ４０から反転防止弁２１の油室２８に圧油が流れるのを許し、逆向きの流れを阻止するものである。
【００８０】
４４はパイロットポンプ４０の吐出側に設けられたリリーフ弁で、該リリーフ弁４４は、パイロットポンプ４０から吐出する圧油が設定圧を越えたときに余剰圧をタンク２側にリリーフさせるものである。
【００８１】
本実施例による慣性体駆動装置は上述の如き構成を有するもので、次にその作動について説明する。
【００８２】
まず、例えば油圧ショベルの掘削作業時に上部旋回体を旋回させる場合には、オペレータが方向切換弁５を中立位置（イ）から切換位置（ロ）に切換えることにより、油圧ポンプ１からの圧油が主管路４Ａを介して油圧モータ３に供給され、油圧モータ３は、例えば図６中に示す特性線５１のように一定の回転数をもって回転し、慣性体としての上部旋回体を旋回駆動する。
【００８３】
この場合、前記切換弁用スイッチを開成しておくことにより、切換弁４１は遮断位置（ニ）となって制御管路３９を遮断するから、パイロットポンプ４０から吐出した圧油はリリーフ弁４４を介してタンク２内にリリーフされる。
【００８４】
そして、主管路４Ａ内を流れる圧油（駆動圧）は、その一部がシャトル弁３６からパイロット管路３７等を介してスプール２７の油穴２７Ｂ内に供給されるが、このときの主管路４Ａ内の圧力が設定ばね３２の設定圧Ｐｓ（オーバロードリリーフ弁９Ａ，９Ｂの開弁圧に対して８５〜９５％の圧力）に達するまで上昇しない限りは、スプール２７は図２に示すように設定ばね３２によって初期位置に保持される。
【００８５】
次に、この状態で上部旋回体を停止すべく、図６中の時点ｔ１において方向切換弁５を切換位置（ロ）から中立位置（イ）に戻すと、油圧ポンプ１から油圧モータ３への圧油の供給が絶たれ、図６中に点線で示す特性線５２の如く主管路４Ａ内の圧力が低下することにより、油圧モータ３は上部旋回体に対する駆動力を失い、その回転数は特性線５１の如く時点ｔ１から徐々に低下していく。
【００８６】
しかし、慣性体としての上部旋回体はその慣性力によって油圧モータ３を慣性回転させ、油圧モータ３はポンピング作用を行って主管路４Ａ内の圧油を主管路４Ｂ側に吐出し、負圧となった主管路４Ａ内にはチェック弁６Ａを介してタンク２内の作動油が補給される。
【００８７】
これにより、主管路４Ｂ内には比較的多量の圧油が封じ込められ、油圧モータ３の慣性回転を停止させるように圧力（ブレーキ圧）が発生する。このとき、主管路４Ｂ内に発生したブレーキ圧の一部は、シャトル弁３６からパイロット管路３７等を介してスプール２７の油穴２７Ｂ内にパイロット圧として供給される。そして、この主管路４Ｂ内のブレーキ圧が、特性線５３で示すように時点ｔ２において設定ばね３２の設定圧Ｐｓを越えると、スプール２７の油穴２７Ｂ内に供給されたパイロット圧によってピストン３４が油室２８側に向け押動され、スプール２７から油室２８内へと突出する。これにより、スプール２７が特性線５４のように、図２に示す初期位置（油室側）から設定ばね３２に抗して図３に示すストロークエンド（ばね室側）まで摺動変位する。
【００８８】
このとき、スプール２７の左側端部に設けられた係合鍔部２７Ｈがスリーブ２５の左側端面に係合することにより、スリーブ２５が特性線５５のようにスプール２７に追従してばね室３０側に摺動変位し、図３に示すように各絞り孔２５Ｅが弁ケーシング２２の油溝２２Ｂ，２２Ｃに連通する開弁位置に保持される。また、このときに油室２８は、スプール２７のストローク量に応じて図３に示す如く拡張され、油室２８内はタンク２から管路２９を介して補給される油液で満たされる。
【００８９】
そして、主管路４Ｂ内のブレーキ圧がオーバロードリリーフ弁９Ｂの開弁圧Ｐｃに達すると、該オーバロードリリーフ弁９Ｂがばね１０Ｂに抗して開弁し、主管路４Ｂ内のブレーキ圧が補助管路７、チェック弁６Ａを介して主管路４Ａ内にリリーフされることにより、該ブレーキ圧によって油圧モータ３の慣性回転が制動され、その後にオーバロードリリーフ弁９Ｂがばね１０Ｂにより閉弁すると、油圧モータ３は上部旋回体と共に停止する。
【００９０】
そして、オーバロードリリーフ弁９Ｂが閉弁して油圧モータ３の慣性回転がほぼ停止すると、主管路４Ｂ内への作動油の供給がなくなり、主管路４Ｂ内の圧力はオーバロードリリーフ弁９Ｂの開弁圧Ｐｃから低下し、やがて時点ｔ３において設定ばね３２の設定圧Ｐｓ以下に低下する。
【００９１】
この結果、主管路４Ｂからシャトル弁３６、パイロット管路３７等を介してピストン３４に作用するパイロット圧も設定圧Ｐｓ以下に低下するので、ピストン３４は、スプール２７が設定ばね３２により図３に示すストロークエンドから油室２８側に向けて押動されるのを許す。これにより、スプール２７の係合鍔部２７Ｈとスリーブ２５の左側端面との係合状態が解除されるから、スリーブ２５は、スプール２７との間に設けられた弱ばね３３に押圧され、弁ケーシング２２の弁体摺動穴２２Ａ内を油室２８側に向けて摺動変位し得る状態となる。
【００９２】
一方、スプール２７が設定ばね３２によって油室２８側に摺動変位することにより、油室２８内に満たされた油液が管路２９を介してタンク２へと排出されるが、このとき、排出される油液に対して絞り３５によって絞り作用が与えられ、油室２８から排出される油液の流量が制限されるので、該油室２８内の圧力が上昇する。
【００９３】
なお、油室２８には制御管路３９が接続されているが、該制御管路３９の途中にはチェック弁４３が設けられているから、油室２８内の圧油が制御管路３９を介してパイロットポンプ４０側に流れるのを確実に阻止でき、スプール２７が油室２８側に摺動変位したときに該油室２８内の圧力を確実に上昇させることができる。
【００９４】
この結果、スリーブ２５は弱ばね３３によって油室２８側に摺動変位するものの、上昇した油室２８内の圧力がスリーブ２５に作用するために、図６中の特性線５５に示すように、スリーブ２５は時点ｔ３から後述する時点ｔ６までの間に比較的長い時間をかけて徐々に油室２８側に摺動変位する。これにより、スリーブ２５の各絞り孔２５Ｅと弁ケーシング２２の油溝２２Ｂ，２２Ｃとが比較的長い時間に亘って連通する状態を保つようになる。
【００９５】
これに対し、スプール２７は特性線５４に示すように、時点ｔ３から時点ｔ４の間に設定ばね３２によって瞬時にストロークエンドから初期位置に復帰（スリーブ２５に対して相対変位）する。そして、スプール２７が初期位置に復帰することにより、図４に示すように、スプール２７の油溝２７Ｄがスリーブ２５の各絞り孔２５Ｅに連通し、スリーブ２５の各絞り孔２５Ｅおよびスプール２７の油溝２７Ｄからなる絞り通路２６を介して、ポート２３Ａ，２３Ｂ（バイパス管路２４Ａ，２４Ｂ）間が連通する。
【００９６】
かくして、スプール２７がストロークエンドから初期位置に復帰し始める時点ｔ３において、スリーブ２５の各絞り孔２５Ｅおよびスプール２７の油溝２７Ｄからなる絞り通路２６を介してポート２３Ａ，２３Ｂ間が連通し、該ポート２３Ａ，２３Ｂに接続されたバイパス管路２４Ａ，２４Ｂを介して主管路４Ａ，４Ｂが連通する。そして、スプール２７が図４に示す如く初期位置に復帰した状態では、スリーブ２５が弱ばね３３により油室２８側に向けて押動されるに応じて、油室２８内の油液が管路２９から絞り３５を介してタンク２へと排出されるので、絞り３５の絞り作用によってスリーブ２５が図４に示す開弁位置から油室２８側に向けて摺動変位するときの戻り速度を遅くできる。
【００９７】
これにより、スリーブ２５が、各絞り孔２５Ｅとスプール２７の油溝２７Ｄとが遮断される位置（閉弁位置）に達する時点ｔ５まで、絞り通路２６を介してポート２３Ａ，２３Ｂ（バイパス管路２４Ａ，２４Ｂ）間を比較的長い時間に亘って連通させておくことができる。従って、例えば高圧側となる主管路４Ｂ内の圧力を、絞り通路２６等を介して絞り作用を与えつつ、バイパス管路２４Ａ，２４Ｂを介して主管路４Ａ側に確実に逃がすことができ、各主管路４Ａ，４Ｂ間の差圧ΔＰを速やかに、かつ確実に減少することができ、該主管路４Ａ，４Ｂ間の差圧ΔＰに起因して生じる油圧モータ３の反転動作を効果的に防止することができる。
【００９８】
そして、スリーブ２５が弱ばね３３によって油室２８側に摺動変位した時点ｔ６では、図２に示すように、スリーブ２５の絞り孔２５Ｅとスプール２７の油溝２７Ｄとが遮断した状態に保持されて、ポート２３Ａ，２３Ｂ間が閉塞されることにより、反転防止弁２１による主管路４Ａ，４Ｂ間のバイパス管路２４Ａ，２４Ｂを介した連通が絶たれ、油圧モータ３を停止状態に保持できる。
【００９９】
従って、本実施例によれば、油圧モータ３の慣性回転が停止した後に、油圧モータ３が反転動作を生じるのを効果的に防止でき、油圧モータ３を上部旋回体等の慣性体と共に速やかに停止させることができる。この結果、油圧ショベルによる掘削作業時に上部旋回体の旋回動作を急停止することができ、掘削時の作業性を向上することができる。
【０１００】
また、反転防止弁２１は弁ケーシング２２内にスリーブ２５とスプール２７とを相対変位可能に設けることによって構成され、主管路４Ａ，４Ｂ間にシャトル弁３６等を介して１個のみ設ければよいので、例えば油圧モータ３のケーシング等に反転防止弁２１を簡単に組込むことができ、油圧回路全体を簡略化できる上に、反転防止弁２１をスリーブ２５およびスプール２７を含んでコンパクトに形成でき、小型化を図ることができる。
【０１０１】
さらに、スプール２７に形成したピストン摺動穴２７Ｃはスリーブ２５のスプール摺動穴２５Ａに比較して小径に形成され、パイロット管路３７からスプール２７の油穴２７Ｂ内に供給されるパイロット圧に対するピストン３４の受圧面積は大幅に小さくなっているから、該ピストン３４の受圧面積に対応させて設定ばね３２のばね力を小さく設定でき、スプール２７を初期位置に設定ばね３２によって確実に戻すことができる。そして、ピストン摺動穴２７Ｃに比較して油室２８の容積を大きくすることができるから、スプール２７がストロークエンドに達したときに油室２８内に比較的多量の油液を収容させ、スリーブ２５が開弁位置から弱ばね３３により閉弁位置に戻されるまでの開弁時間を有効に延ばすことができる。
【０１０２】
また、この開弁時間をスリーブ２５、スプール２７、ピストン３４および絞り３５の寸法または設定ばね３２、弱ばね３３のばね力により上部旋回体等の慣性体の大きさに応じて適宜に調整することができる。さらに、絞り孔２５Ｅ，２５Ｅ，…はスリーブ２５の摺動方向に対して直角に穿設されているから、作動油が絞り通路２６を通過するときの流体力を最小限に抑えることができ、スリーブ２５の摺動が流体力で乱されるのを防止できる。
【０１０３】
次に、例えば油圧ショベルのバケット先端にワイヤ等を介して吊下げた荷物を所望の場所に移送する吊荷作業を行う場合について述べる。
【０１０４】
この吊荷作業を行う場合にも、オペレータは上述の場合と同様に、方向切換弁５を徐々に中立位置（イ）から切換位置（ロ）に切換える。これにより、油圧ポンプ１からの圧油が主管路４Ａを介して油圧モータ３に供給され、該油圧モータ３が上部旋回体を旋回駆動することにより、バケット先端に吊下げられた荷物が所望の位置に向けて移送される。
【０１０５】
このとき、主管路４Ａ内を流れる圧油はシャトル弁３６からパイロット管路３７等を介してスプール２７の油穴２７Ｂ内に供給されるが、このときの主管路４Ａ内の圧力が設定ばね３２の設定圧Ｐｓに達するまで上昇しない限りは、スプール２７は図２に示すように設定ばね３２によって初期位置に保持される。
【０１０６】
そして、吊荷が移送すべき場所に接近し始めると、オペレータは、例えば方向切換弁５を中立位置（イ）に復帰させ、これとほぼ同時に、運転室内で前記切換弁用スイッチを閉成して切換弁４１のソレノイド部４１Ｂを励磁すると共に、前記設定スイッチを操作して減圧弁４２のソレノイド部４２Ａに設定信号を供給する。
【０１０７】
これにより、図７に示すように切換弁４１が遮断位置（ニ）から連通位置（ホ）に切換えられ、パイロットポンプ４０から吐出した圧油が制御管路３９を介して反転防止弁２１の油室２８に供給される。
【０１０８】
このとき、減圧弁４２は、ソレノイド部４２Ａに供給された設定信号の電流値に応じて、例えばパイロットポンプ４０から吐出した圧油の圧力を前記第２の制御圧値Ｐ₂ に減圧する。これにより、パイロットポンプ４０から吐出した圧油が、第２の制御圧値Ｐ₂ をもった圧油として反転防止弁２１の油室２８内に供給される。
【０１０９】
これにより、反転防止弁２１を構成するスリーブ２５が、弱ばね３３に抗して図２に示す初期位置から図７に示す位置に摺動変位し、該スリーブ２５の各絞り孔２５Ｅ、スプール２７の油溝２７Ｄからなる絞り通路２６を介してポート２３Ａ，２３Ｂ間を連通させる。この結果、各ポート２３Ａ，２３Ｂにバイパス管路２４Ａ，２４Ｂを介して接続された主管路２４Ａ，２４Ｂ間が連通状態に保持されるようになる。
【０１１０】
この場合、油圧ポンプ１から油圧モータ３への圧油の供給が絶たれると、上部旋回体はその慣性力によって油圧モータ３を慣性回転させ、油圧モータ３はポンピング作用を行って主管路４Ａ内の圧油を主管路４Ｂ側に吐出するが、主管路４Ｂに吐出した圧油は、バイパス管路２４Ｂ、反転防止弁２１の絞り通路２６、バイパス管路２４Ａ等を介して主管路４Ａ側に流れるようになる。この結果、油圧モータ３から主管路４Ｂ内に吐出した圧油は該主管路４Ｂ内に封じ込められることがなく、主管路４Ｂ内の圧力はリリーフ弁９Ｂの開弁圧Ｐｃよりも低く抑えられる。
【０１１１】
従って、主管路４Ｂ内の圧油がリリーフ弁９Ｂ、補助管路７、チェック弁６Ａを介して主管路４Ａ内にリリーフされることがなくなり、油圧モータ３に対して大きなブレーキ圧が作用するのを回避できる。この結果、油圧モータ３は、主管路４Ｂに吐出した圧油が反転防止弁２１の絞り通路２６を流れるときに発生する僅かなブレーキ圧によって徐々に減速されつつ慣性回転を継続し、上部旋回体は下部走行体上で旋回動作を継続するようになる。
【０１１２】
そして、上部旋回体の旋回動作を停止する場合には、方向切換弁５を中立位置（イ）から徐々に切換位置（ハ）に切換え、油圧ポンプ１から主管路４Ｂ内に徐々に圧油を吐出させることにより、この圧油が慣性回転する油圧モータ３に背圧として作用するようになり、油圧モータ３を緩やかに停止させることができる。この結果、上部旋回体が緩やかに旋回停止するようになり、該上部旋回体に吊下げられた吊荷の荷振れを抑えることができ、該吊荷を所望の場所に移送する作業を短時間で効率よく行うことができる。
【０１１３】
しかも、本実施例によれば、油圧モータ３に大きなブレーキ圧が作用するのを回避するために、反転防止弁２１に設けられた絞り通路２６、各ポート２３Ａ，２３Ｂ等を利用して各主管路４Ａ，４Ｂ間を連通させる構成としているから、例えば各主管路４Ａ，４Ｂ間を連通するために該各主管路４Ａ，４Ｂ間に切換弁等を追加して設ける場合に比較して、装置全体の簡素化を図ることができる。
【０１１４】
次に、油圧ショベルのバケット側面を溝の側面等に押付けつつ土砂を掘削する、所謂押付け掘削作業を行う場合について述べる。
【０１１５】
この押付け掘削作業を行う場合にも、オペレータは上述の場合と同様に、方向切換弁５を中立位置（イ）から切換位置（ロ）に切換える。これにより、油圧ポンプ１からの圧油が主管路４Ａを介して油圧モータ３に供給され、該油圧モータ３が上部旋回体を旋回駆動する。このとき、バケットの側面を溝の側面に押付けておくため、主管路４Ａに吐出する圧油は高圧となってリリーフ弁９Ａの開弁圧Ｐｃを越えるようになる。
【０１１６】
ここで、仮に主管路４Ａ内の高圧の圧油が、シャトル弁３６、パイロット管路３７等を介して反転防止弁２１のピストン３４にパイロット圧として作用した場合には、反転防止弁２１を構成するスプール２７が図２に示す初期位置から図３に示すストロークエンドに摺動変位することになる。この状態で、例えば方向切換弁５の操作量が減少して主管路４Ａ内の圧力が設定ばね３２の設定圧よりも低下した場合には、スプール２７が設定ばね３２によって図４に示す位置に摺動変位する。この結果、絞り通路２６、バイパス通路２４Ａ，２４Ｂ等を介して主管路４Ａ，４Ｂ間が不用意に連通してしまい、油圧ポンプ１から供給される油圧モータ１の駆動圧が急激に低下して上部旋回体の安定した旋回動作が阻害されるおそれがある。
【０１１７】
このため、オペレータは運転室内で前記切換弁用スイッチを閉成して切換弁４１のソレノイド部４１Ｂを励磁すると共に、前記設定スイッチを操作して減圧弁４２のソレノイド部４２Ａに設定信号を供給する。
【０１１８】
これにより、図８に示すように切換弁４１が遮断位置（ニ）から連通位置（ホ）に切換えられ、パイロットポンプ４０から吐出した圧油が制御管路３９を介して反転防止弁２１の油室２８に供給される。
【０１１９】
このとき、減圧弁４２は、ソレノイド部４２Ａに供給された設定信号の電流値に応じて、例えばパイロットポンプ４０からの圧油が前記第３の制御圧値Ｐ₃ まで上昇するのを許す。これにより、パイロットポンプ４０からの圧油は、第３の制御圧値Ｐ₃ をもった制御圧力として反転防止弁２１の油室２８内に供給され、スプール２７とスリーブ２５とが設定ばね３２に抗して図２に示す初期位置から図８に示すストロークエンドに摺動変位し、各ポート２３Ａ，２３Ｂ間を遮断状態に保持する。かくして、反転防止弁２１による反転防止動作が禁止されることにより、主管路４Ａ，４Ｂ間が不用意に連通してしまうのを確実に防止できる。
【０１２０】
この結果、油圧ポンプ１から油圧モータ３に供給される駆動圧を高い圧力に保持できるようになり、油圧モータ３は大きなトルクをもって上部旋回体を旋回駆動することができる。従って、側溝掘り作業等においてバケット側面を溝の側面に強く押付けておくことができ、この押付け掘削時の作業性を大幅に向上することができる。
【０１２１】
上述の如く本実施例によれば、反転防止弁２１の動作を制御するため、制御管路３９を介して反転防止弁２１の油室２８に接続されたパイロットポンプ４０、制御管路３９の途中に設けられた切換弁４１および減圧弁４２等からなる制御装置３８を設け、パイロットポンプ４０から油室２８に供給される圧油の圧力を第１の制御圧値Ｐ₁ に設定したときには、反転防止弁２１が反転防止動作を行うのを許すようにしている。このため、例えば油圧ショベルが掘削作業時において掘削した土砂等をダンプカーに積載するような場合には、反転防止弁２１を作動させて油圧モータ３の反転動作を抑えることにより、上部旋回体の旋回動作を急停止することができ、掘削作業を効率よく行うことができる。
【０１２２】
また、パイロットポンプ４０から油室２８に供給される圧油の圧力を第２の制御圧値Ｐ₂ に設定したときには、反転防止弁２１のスリーブ２５のみを強制的に摺動変位させ、絞り通路２６、ポート２３Ａ，２３Ｂ等を介して各主管路４Ａ，４Ｂ間を連通状態に保持させることにより、油圧モータ３の慣性回転時に該油圧モータ３に対して大きなブレーキ圧が作用するのを回避し、上部旋回体を緩やかに停止させることができる。このため、例えば油圧ショベルのバケット先端にワイヤ等を介して吊下げた荷物を所望の場所に移送するような場合に、バケット先端に吊下げられた吊荷の荷振れを抑えることができ、吊荷作業を効率よく行うことができる。
【０１２３】
さらに、パイロットポンプ４０から油室２８に供給される圧油の圧力を第３の制御圧値Ｐ₃ に設定したときには、反転防止弁２１のスリーブ２５およびスプール２７を強制的に摺動変位させることにより、各主管路４Ａ，４Ｂ間を遮断状態に保持することができる。このため、例えば押付け掘削作業を行うような場合に、油圧モータ３に供給される駆動圧によって反転防止弁２１が作動して主管路４Ａ，４Ｂ間が不用意に連通してしまうのを確実に回避できる。これにより、油圧モータ３に対する駆動圧を高い圧力に保持することができ、側溝掘り作業時にバケット側面を溝の側面に強く押付けておくことができ、この押付け掘削時の作業性を大幅に向上することができる。
【０１２４】
次に、図９は本発明による第２の実施例を示している。なお、本実施例では前記第１の実施例と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。
【０１２５】
図中、６１は油圧モータ３と方向切換弁５との間に位置して主管路４Ａ，４Ｂ間に設けられた反転防止弁としての電磁弁で、該電磁弁６１は後述の圧力センサ６２、コントローラ６３と共に本実施例による反転防止手段を構成している。
【０１２６】
ここで、電磁弁６１は、ばね６１Ａにより主管路４Ａ，４Ｂ間を遮断する遮断位置（ヘ）に常時付勢され、コントローラ６３からの開弁信号がソレノイド部６１Ｂに供給されることにより、ばね６１Ａに抗して連通位置（ト）に切換えられる。そして、電磁弁６１は連通位置（ト）に切換えられたときに主管路４Ａ，４Ｂ間を絞り６１Ｃを介して連通させる構成となっている。
【０１２７】
６２はシャトル弁３６の出口側に設けられた圧力センサで、該圧力センサ６２は主管路４Ａ，４Ｂのうちシャトル弁３６によって選択された高圧側の圧力を検出し、この圧力に応じた検出信号をコントローラ６３に出力するものである。
【０１２８】
６３は電磁弁６１を切換制御するコントローラを示し、該コントローラ６３の入力側には圧力センサ６２、および後述する信号出力器６４が接続され、出力側には電磁弁６１のソレノイド部６１Ｂが接続されている。そして、コントローラ６３は、その記憶回路内に図１０に示すプログラム等を格納し、電磁弁６１の切換制御処理等を行うようになっている。
【０１２９】
６４は本実施例による制御手段を構成する信号出力器で、該信号出力器６４は、例えば運転室内に設けられた設定スイッチ（図示せず）を操作することにより、コントローラ６３に対して第１，第２，第３の制御信号を選択的に出力するものである。そして、信号出力器６４は、第１の制御信号を出力している間は、コントローラ６３が圧力センサ６２からの検出信号に基づいて電磁弁６１を切換制御するのを許し、第２の制御信号を出力している間は、コントローラ６３により電磁弁６１を連通位置（ト）に保持させ、第３の制御信号を出力している間は、コントローラ６３により電磁弁６１を遮断位置（ヘ）に保持させる。
【０１３０】
本実施例は上述の如き構成を有するもので、運転室内に設けられた設定スイッチの操作に応じて信号出力器６４から第１，第２，第３の制御信号が出力されると、コントローラ６３は該各制御信号に基づいて電磁弁６１に対して異なる切換制御を行なうようになっている。
【０１３１】
そこで、コントローラ６３による電磁弁６１の切換制御処理について図１０を参照しつつ説明する。
【０１３２】
まず、処理動作がスタートすると、圧力センサ６２からの検出信号、および設定スイッチの操作に応じた制御信号が信号出力器６４からコントローラ６３に入力される。
【０１３３】
そして、ステップ１で信号出力器６４から入力された制御信号が第２の制御信号であるか否かを判定し、「ＹＥＳ」と判定したときにはステップ２に移り、電磁弁６１に開弁保持信号を出力してこれを連通位置（ト）に保持させる制御処理を行う。
【０１３４】
これにより、主管路４Ａ，４Ｂ間が電磁弁６１を介して連通状態に保持され、油圧モータ３の慣性回転時に該油圧モータ３から吐出した圧油が主管路４Ａ（４Ｂ）内に封じ込められて大きなブレーキ圧が発生するのを回避でき、上部旋回体を緩やかに停止させることができる。
【０１３５】
次に、ステップ１で「ＮＯ」と判定した場合には、ステップ３で信号出力器６４から入力された制御信号が第３の制御信号であるか否かを判定し、「ＹＥＳ」と判定したときにはステップ４に移り、電磁弁６１に対する開弁信号の出力を停止してこれを遮断位置（ヘ）に保持させる制御処理を行う。
【０１３６】
これにより、主管路４Ａ，４Ｂ間が電磁弁６１を介して遮断状態に保持され、例えば油圧モータ３の駆動時に主管路４Ａ，４Ｂ間が不用意に連通してしまうのを防止でき、油圧ポンプ１から油圧モータ３に供給される駆動圧を、オーバロードリリーフ弁９Ａ，９Ｂの開弁圧Ｐｃに対応する高い圧力に保持できる。
【０１３７】
次に、ステップ３で「ＮＯ」と判定した場合には、信号出力器６４から入力された制御信号が第１の制御信号であるから、ステップ５で圧力センサ６２からの検出信号に基づいて主管路４Ａ，４Ｂのうち高圧側の圧力Ｐを読込む。
【０１３８】
そして、ステップ６で高圧側の主管路４Ａ（４Ｂ）内の圧力Ｐがオーバロードリリーフ弁９Ａ（９Ｂ）の開弁圧Ｐｃ以上であるか否かを判定し、「ＮＯ」と判定したときには主管路４Ａ（４Ｂ）内にブレーキ圧が発生していないから、ステップ１に戻って上述の処理を繰返す。
【０１３９】
次に、ステップ６で「ＹＥＳ」と判定したときには、油圧モータ３の慣性回転によって主管路４Ａ（４Ｂ）内にブレーキ圧が発生しているから、ステップ７で再び圧力センサ６２からの検出信号に基づいて主管路４Ａ（４Ｂ）内の圧力Ｐを読込んだ後、ステップ８で圧力Ｐが設定圧Ｐｓ′（例えば、オーバロードリリーフ弁９Ａ，９Ｂの開弁圧Ｐｃに対して８５〜９５％の圧力）よりも低下したか否かを判定する。
【０１４０】
そして、ステップ８で「ＮＯ」と判定する間はステップ７以降の処理を繰返し、「ＹＥＳ」と判定した場合には主管路４Ａ（４Ｂ）内の圧力Ｐが設定圧Ｐｓ′よりも低下して油圧モータ３の慣性回転が停止する場合であるから、次なるステップ９に移って電磁弁６１に一定時間だけ開弁信号を出力し、電磁弁６１を一定時間だけ連通位置（ト）に切換える制御処理を行う。
【０１４１】
これにより、主管路４Ａ，４Ｂ間が電磁弁６１を介して一定時間だけ連通し、油圧モータ３の慣性回転時に主管路４Ａ（４Ｂ）内に発生したブレーキ圧を主管路４Ｂ（４Ａ）側に逃がすことにより、油圧モータ３の慣性回転時に主管路４Ａ，４Ｂ間に生じた圧力差を減少させることができ、油圧モータ３の反転動作を効果的に防止することができる。
【０１４２】
かくして、本実施例においても、信号出力器６４から出力される第１，第２，第３の制御信号に基づいて、コントローラ６３が電磁弁６１に対して異なる切換制御を行なう構成とすることにより、油圧ショベルが通常の掘削作業を行う場合には上部旋回体の反転動作を防止することができ、また、吊荷作業を行う場合には上部旋回体を緩やかに停止させることができ、さらに、押付け掘削等を行う場合には油圧モータ３に供給される駆動圧を高い圧力に保持することができる。
【０１４３】
なお、前記第１の実施例では、反転防止弁２１の油室２８内に供給される圧油の圧力を第１，第２，第３の制御圧値に設定するため、切換弁４１と減圧弁４２とからなる圧力制御手段を設けた場合を例に挙げたが、本発明はこれに限るものではなく、例えばパイロットポンプ４０からの圧力を３段階に変化させる減圧弁型の圧力制御弁等を用いるようにしてもよい。
【０１４４】
【発明の効果】
以上詳述した如く、請求項１の発明によれば、制御手段が反転防止手段に対して第１の制御信号を出力している間は、反転防止手段が反転防止動作を行うのを許す構成としたから、油圧モータの慣性回転時に各主管路間に生じる圧力差を減少させ、油圧モータが反転動作を繰返すのを確実に防止できる。従って、例えば油圧ショベルによる掘削作業時に上部旋回体を急停止させることができ、その作業性を向上することができる。
【０１４５】
一方、制御手段が反転防止手段に対して第２の制御信号を出力している間は、反転防止手段により各主管路間を連通状態に保持する構成としたから、油圧モータの慣性回転時に油圧モータから吐出した圧油が主管路内に封じ込められることに起因して油圧モータに大きなブレーキ圧が作用するのを回避できる。従って、例えば油圧ショベルによる吊荷作業時に上部旋回体を緩やかに停止させることにより、吊荷の荷振れを防止でき、吊荷作業を効率良く行うことができる。
【０１４６】
また、請求項２の発明によれば、反転防止手段の油室に供給される制御圧を第１の制御圧値に設定したときには、油圧モータの慣性回転時に主管路内の圧力に応じて各主管路間を連通させることにより、該各主管路間に生じる圧力差を確実に減少させることができる。また、油室に供給される制御圧を第２の制御圧値に設定したときには、各主管路間を連通状態に保持させることにより、油圧モータの慣性回転時に主管路内に大きなブレーキ圧が発生するのを回避できる。
【０１４７】
さらに、請求項３の発明によれば、反転防止手段の油室に第１の制御圧値をもった制御圧が供給された場合には、反転防止動作が許され、油圧モータの慣性回転時に各主管路のうち高圧側から供給されるパイロット圧に応じてスプールと筒状弁体とが弁ケーシング内を摺動変位できるから、油圧モータの慣性回転が停止してパイロット圧が低下したときに筒状弁体がスプールに対して相対変位することにより、該筒状弁体の絞り通路等を介して各主管路間を連通させることができる。一方、反転防止手段の油室に第２の制御圧値をもった制御圧が供給された場合には、油室内の圧力上昇によって筒状弁体のみを摺動変位させることにより、該筒状弁体の絞り通路等を介して各主管路間を連通状態に保持でき、油圧モータの慣性回転時に主管路内に大きなブレーキ圧が発生するのを回避できる。
【０１４８】
さらにまた、請求項４の発明によれば、補助油圧源に対して反転防止手段の油室を選択的に連通，遮断させる切換弁によって圧力制御手段を構成したから、切換弁を遮断位置と連通位置とに切換えることにより、反転防止手段の動作を選択的に設定することができる。
【０１４９】
そして、請求項５の発明によれば、信号出力器がコントローラに対して第１の制御信号を出力している間は、コントローラが圧力センサからの信号に基づいて電磁弁を切換制御するのを許す構成としたから、油圧モータの慣性回転時に該油圧モータが反転動作を繰返すのを確実に防止できる。また、信号出力器がコントローラに対して第２の制御信号を出力している間は、コントローラが電磁弁を連通位置に保持する構成としたから、油圧モータの慣性回転時に各主管路間が連通状態に保持され、主管路内に大きなブレーキ圧が発生するのを回避できる。
【０１５０】
また、請求項６の発明によれば、信号出力器がコントローラに対して第３の制御信号を出力している間は、コントローラが電磁弁を遮断位置に保持することにより各主管路間が遮断状態に保持される構成としたから、油圧モータの駆動時に該油圧モータに供給される駆動圧を高い圧力に保持することができる。
【０１５１】
さらに、請求項７の発明によれば、制御手段が反転防止手段に第３の制御信号を出力するときには、反転防止手段により各主管路間が遮断状態に保持される構成としたから、例えば油圧モータの駆動時に反転防止手段が作動して各主管路間が不用意に連通してしまうのを確実に防止でき、油圧モータに供給される駆動圧を高い圧力に保持することができ、慣性体を安定して駆動することができる。
【０１５２】
さらにまた、請求項８の発明によれば、補助油圧源から反転防止手段の油室に供給される制御圧を圧力制御手段によって第３の制御圧値に設定することにより、各主管路間を遮断状態に保持する構成としたから、油圧モータの駆動時に各主管路間が不用意に連通してしまうのを確実に回避できる。
【０１５３】
そして、請求項９の発明によれば、反転防止手段の油室に第３の制御圧値をもった制御圧が供給された場合には、油室内の圧力上昇によってスプールおよび筒状弁体を摺動変位させることによって各主管路間を遮断状態に保持でき、油圧モータの駆動時に各主管路間が不用意に連通してしまうのを確実に回避できる。
【０１５４】
また、請求項１０の発明によれば、圧力制御手段を、補助油圧源に対して反転防止手段の油室を選択的に連通，遮断させる切換弁と、該切換弁が連通位置に切換ったときに油室側の圧力を第２，第３の制御圧値のいずれかに設定する圧力設定器とから構成したから、切換弁を遮断位置に切換えたときには、油室に供給される制御圧を第１の制御圧値に設定することができ、切換弁を連通位置に切換えたときには、圧力設定器によって油室に供給される制御圧を第２，第３の制御圧値のいずれかに設定することができる。
【０１５５】
さらに、請求項１１の発明によれば、補助油圧源を反転防止手段の油室に接続する制御管路の途中に設けた逆止弁によって、油室内の圧油が制御管路を介して補助油圧源側に流れるのを阻止する構成としたから、反転防止手段による適正な反転防止動作を補償することができる。
【０１５６】
さらにまた、請求項１２の発明によれば、スプールの一端側に筒状弁体に係合する係合部を設けることにより、反転防止動作時にスプールが初期位置からストロークエンドに摺動変位するとき、筒状弁体がスプールに追従してストロークエンドに摺動変位する構成としたから、筒状弁体の絞り通路を介して弁ケーシングの各ポート間を瞬時に連通させて各主管路間に生じた圧力差を減少させることができ、油圧モータの反転動作を速やかに収束させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施例による慣性体駆動装置を示す旋回用油圧回路図である。
【図２】スプールが初期位置に復帰した状態を示す反転防止弁の縦断面図である。
【図３】スプールがストロークエンドに達した状態を示す縦断面図である。
【図４】スプールがスリーブに対して相対変位した状態を示す縦断面図である。
【図５】スリーブが開弁位置から油室側に押戻されている状態を示す縦断面図である。
【図６】反転防止弁の作動時における油圧モータの回転数、主管路内の圧力、スプールおよびスリーブの摺動変位を示す特性線図である。
【図７】パイロットポンプからの圧力によってスリーブのみが摺動変位した状態を示す縦断面図である。
【図８】パイロットポンプからの圧力によってスリーブおよびスプールが摺動変位した状態を示す縦断面図である。
【図９】本発明の第２の実施例による慣性体駆動装置を示す図１と同様の旋回用油圧回路図である。
【図１０】図９中のコントローラによる電磁弁の切換制御処理を説明する流れ図である。
【図１１】従来技術による旋回用油圧回路図である。
【図１２】油圧モータが反転動作を繰返す状態を示す各主管路の圧力特性線図である。
【符号の説明】
１油圧ポンプ（油圧源）
２タンク
３油圧モータ
４Ａ，４Ｂ主管路
５方向切換弁
９Ａ，９Ｂオーバロードリリーフ弁（圧力制御弁）
２１反転防止弁（反転防止手段）
２２弁ケーシング
２２Ａ弁体摺動穴
２３Ａ，２３Ｂポート
２５スリーブ（筒状弁体）
２６絞り通路
２７スプール
２７Ｈ係合鍔部（係合部）
２８油室
３０ばね室
３２設定ばね
３３弱ばね
３４ピストン
３５絞り
３８制御装置（制御手段）
３９制御管路
４０パイロットポンプ（補助油圧源）
４１切換弁（圧力制御手段）
４２減圧弁（圧力設定器）
４３チェック弁（逆止弁）
６１電磁弁（反転防止手段）
６２圧力センサ（反転防止手段）
６３コントローラ（反転防止手段）
６４信号出力器（制御手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an inertial body drive device that is provided in a construction machine such as a hydraulic excavator and drives an inertial body such as an upper swing body.
[0002]
[Prior art]
In general, in a construction machine such as a hydraulic excavator, an upper swing body provided so as to be swingable on a lower traveling body is swiveled by an inertial body drive device.
[0003]
Therefore, with reference to FIG. 11, a case where this kind of prior art inertial body drive apparatus is applied to a hydraulic excavator will be described.
[0004]
In the figure, reference numeral 1 denotes a hydraulic pump that constitutes a hydraulic source together with a tank 2, and 3 denotes a turning hydraulic motor. The hydraulic motor 3 is connected to the hydraulic pump 1 and the tank 2 via a pair of main pipes 4A and 4B. Then, the upper swing body serving as the inertial body is driven to rotate on the lower traveling body (both not shown) by the pressure oil from the hydraulic pump 1.
[0005]
Reference numeral 5 denotes a direction switching valve provided in the middle of the main pipelines 4A and 4B. The direction switching valve 5 is switched from the neutral position (A) to the left and right switching positions (B) and (C) by the operation lever 5A. The direction of the pressure oil supplied and discharged from the hydraulic pump 1 to the hydraulic motor 3 is switched.
[0006]
Reference numerals 6A and 6B denote a pair of charge check valves located between the hydraulic motor 3 and the direction switching valve 5 and connected in the middle of the main pipelines 4A and 4B. The check valves 6A and 6B are auxiliary pipelines 7 If the main line 4A or 4B has a negative pressure tendency during the inertial rotation of the hydraulic motor 3 or the like, the hydraulic oil in the tank 2 is moved into the main lines 4A and 4B. To replenish.
[0007]
Reference numerals 9A and 9B denote a pair of overload relief valves positioned between the hydraulic motor 3 and the direction switching valve 5 and connected in the middle of the main pipelines 4A and 4B. The overload relief valves 9A and 9B are auxiliary pipes. In addition to being connected to the tank 2 via the passage 7 and the like, it is also connected to the inflow side of the check valves 6A and 6B.
[0008]
Here, the overload relief valves 9A and 9B constitute a pressure control valve, and the springs 10A and 10B for setting the maximum pressure in the main pipelines 4A and 4B to a valve opening pressure Pc (see FIG. 12) as a preset pressure value. 10B. When the overload relief valve 9A (9B) generates an excessive pressure exceeding the valve opening pressure Pc in the main line 4A (4B) during the inertial rotation of the hydraulic motor 3, the overload relief valve 9A (9B) ) Etc. are opened through the check valve 6B (6A) for relief.
[0009]
Reference numeral 11 denotes a drain line of the hydraulic motor 3. When a part of the pressure oil supplied to the hydraulic motor 3 leaks as a drain, the drain line 11 discharges the leaked oil liquid into the tank 2. .
[0010]
Reference numeral 12 denotes a main relief valve provided on the discharge side of the hydraulic pump 1. The relief valve 12 relieves excess pressure to the tank 2 side when the pressure oil discharged from the hydraulic pump 1 exceeds a set pressure. It is.
[0011]
In the prior art configured as described above, when the direction switching valve 5 is switched from the neutral position (A) to the switching position (B), the pressure oil from the hydraulic pump 1 is supplied to the hydraulic motor 3 via the main line 4A. The hydraulic motor 3 drives, for example, a right turn of the upper swing body as an inertial body by the pressure oil. Then, the return oil from the hydraulic motor 3 is sequentially discharged into the tank 2 through the main pipeline 4B.
[0012]
Further, in order to stop the upper swinging body in this state, for example, when the direction switching valve 5 is returned from the switching position (b) to the neutral position (b) at the time t1 in FIG. The supply of pressure oil is interrupted, and the driving force for the upper swing body is released.
[0013]
However, since the upper swing body as the inertial body rotates the hydraulic motor 3 by its inertial force, the hydraulic motor 3 performs a pumping action to discharge the pressure oil in the main pipeline 4A to the main pipeline 4B side. When the 4A side tends to have a negative pressure, the hydraulic oil in the tank 2 is supplied to the main pipeline 4A side via the check valve 6A.
[0014]
As a result, a relatively large amount of pressure oil is contained between the hydraulic motor 3 and the direction switching valve 5 in the main pipeline 4B, so that the brake is applied to stop the inertial rotation of the hydraulic motor 3 in the main pipeline 4B. Pressure is generated. When the brake pressure exceeds the valve opening pressure Pc of the overload relief valve 9B at time t2, as shown by the characteristic line 13 shown in FIG. 12, the overload relief valve 9B opens against the spring 10B. The brake pressure in the main line 4B is relieved in the main line 4A via the auxiliary line 7 and the check valve 6A, thereby braking the inertial rotation of the hydraulic motor 3, and then the overload relief valve 9B is moved by the spring 10B. At time t3 when the valve is closed, the hydraulic motor 3 temporarily stops together with the upper swing body.
[0015]
Here, when the overload relief valve 9B is closed at the time t3 and the hydraulic motor 3 is temporarily stopped, the pressure in the main line 4B is in a relatively high pressure state as indicated by the characteristic line 13. On the other hand, the pressure in the main pipeline 4A is in a low pressure state until time t3 as shown by a characteristic line 14 shown by a dotted line in FIG.
[0016]
Therefore, even if the hydraulic motor 3 is temporarily stopped at time t3, a relatively large differential pressure ΔP is generated between the main pipelines 4B and 4A as indicated by the characteristic lines 13 and 14, and the hydraulic motor 3 is inertial due to the differential pressure ΔP. The pressure difference ΔP gradually decreases as the oil begins to rotate in the direction opposite to the rotation direction at the time of rotation and pressure oil flows from the main pipeline 4B side toward the main pipeline 4A side.
[0017]
However, at this time, the hydraulic motor 3 continues to rotate due to the inertial force of the upper swing body, so that the pressure in the main pipeline 4A becomes higher than that on the main pipeline 4B side after the time point t4 as shown by the characteristic line 14. As a result, the hydraulic motor 3 temporarily stops due to an increase in the pressure difference between the front and the rear, but then reversely rotates in the reverse direction again, and the motor speed of the hydraulic motor 3 is an inertial body as indicated by the characteristic line 15. There is a problem that the fluctuation is repeated with the upper revolving body.
[0018]
Therefore, in order to solve such problems, the present applicant previously disclosed an inertial body reversal prevention valve between a pair of main pipes connected to a hydraulic motor in Japanese Patent Application No. 5-519690 (WO94 / 01682) and the like. It is proposed to provide.
[0019]
The inversion prevention valve includes a valve casing disposed between a pair of main pipes connected to an inertial body driving hydraulic motor, a cylindrical valve body and a spool provided in the valve casing so as to be relatively displaceable. An oil chamber provided between one end side of the cylindrical valve body and the spool and the valve casing, and a spring provided between the other end side of the cylindrical valve body and the spool and the valve casing and connected to the tank. Chamber, a setting spring provided in the spring chamber for constantly energizing the spool toward the oil chamber, and pressure oil on the high pressure side of the pair of main pipes being supplied as pilot pressure to set the spool A piston that slides from the initial position toward the stroke end against the spring, and a pipe that connects the oil chamber and the tank are provided in the middle of the pipe, and the spool is moved from the stroke end to the initial position by the setting spring. When returning, it is generally composed of a throttle that raises the pressure in the oil chamber by squeezing the oil discharged from the oil chamber to the tank and slides the cylindrical valve body toward the spring chamber side. Yes.
[0020]
When the high-pressure pilot pressure acts on the piston during the inertial rotation of the hydraulic motor, the reversing prevention valve configured as described above causes the spool to displace to the stroke end against the set spring. Then, when the inertial rotation of the hydraulic motor stops and the pilot pressure decreases, the oil discharged from the oil chamber to the tank is throttled by the throttle when the spool is returned to the initial position from the stroke end by the setting spring. As a result, the pressure in the oil chamber increases. Then, by displacing the cylindrical valve body toward the spring chamber side due to the pressure increase in the oil liquid chamber, the pair of main pipe lines connected to the hydraulic motor are temporarily connected to each other, and the pressure difference between the main pipe lines. And the reverse operation of the hydraulic motor is prevented.
[0021]
Therefore, in the hydraulic excavator provided with the inertial body driving device including the above-described reversal prevention valve, for example, when performing the work of loading earth and sand excavated by the bucket on the dump truck, the swung upper swing body is brought to a desired position. When the vehicle is suddenly stopped, the reversing operation of the upper swing body can be prevented, and the workability can be improved.
[0022]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above-described prior art, for example, a load work for transferring a load suspended from a hook on the back of a bucket of a hydraulic excavator via a wire or the like to a desired place by turning the upper turning body is performed. When the upper revolving unit is stopped suddenly, the swinging load tends to generate a large amount of swinging at the bucket part, and the suspended load cannot be transferred to the desired location until the load swinging is settled. There is a problem of spending extra time.
[0023]
For example, when performing so-called pressing excavation for excavating earth and sand while pressing the bucket side surface of the hydraulic excavator against the side surface of the groove, for example, the pressure oil supplied from the hydraulic pump 1 to the hydraulic motor 3 via the main pipeline 4A is performed. When the pressure (driving pressure) exceeds the valve opening pressure Pc of the overload relief valve 9A, the reverse prevention valve is activated after the overload relief valve 9A is opened, so that there is no provision between the main pipelines 4A and 4B. You may be in communication. As a result, the driving pressure of the hydraulic motor 3 supplied from the hydraulic pump 1 is suddenly lowered by the operation of the anti-reverse valve, and there is a concern that the stable turning operation of the upper turning body may be hindered.
[0024]
The present invention has been made in view of the above-described problems of the prior art. The operation of the inversion prevention means can be switched from the outside, and the inversion operation of the inertial body is always performed by the inversion prevention means. An object of the present invention is to provide an inertial body drive device capable of suppressing an increase in brake pressure during operation and the like so that the inertial body can be stopped gently.
[0025]
Another object of the present invention is to prevent the inertial body from being reversed by the reversal prevention means when, for example, pressing excavation or the like, and keep the driving pressure for driving the inertial body at a high pressure. It is an object of the present invention to provide an inertial body drive device that can be used.
[0026]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-described problems, the present invention provides a hydraulic motor that drives an inertial body by supplying and discharging pressure oil from a hydraulic source, and a pair of main pipes that connect the hydraulic motor to the hydraulic source. A directional control valve that is provided with a hydraulic pressure motor to supply / discharge pressure oil from the hydraulic source when switched from a neutral position and stops supply / discharge of pressure oil to the hydraulic motor when the hydraulic motor returns to the neutral position A pressure control valve provided between the pair of main pipes located between the direction switching valve and the hydraulic motor, and controlling a maximum pressure in each main pipe to a preset pressure value; It is located between the direction switching valve and the hydraulic motor and is provided between the main pipelines. In order to prevent the rotation direction of the inertial body from reversing after the inertial rotation of the hydraulic motor, the pressure of each main pipeline is adjusted. Reversing prevention means for communicating and blocking between the main pipelines It is applied to the inertial body drive system comprising a.
[0027]
The feature of the configuration adopted by the invention of claim 1 is that the inversion prevention means is allowed to perform the inversion prevention operation by always outputting the first control signal to the inversion prevention means, and the second When the above control signal is output, there is provided control means for holding the main pipelines in communication with each other by the inversion prevention means.
[0028]
According to the above configuration, while the control means is outputting the first control signal to the inversion prevention means, the inversion prevention operation by the inversion prevention means is allowed, so the inversion prevention means is the inertia of the hydraulic motor. The main pipelines can be communicated and shut off according to the pressure of the main pipelines during rotation, the pressure difference generated between the main pipelines is reduced, and the reversing operation of the inertial body driven by the hydraulic motor is suppressed. be able to. On the other hand, while the control means outputs the second control signal to the inversion preventing means, the main inversion paths are maintained in communication with each other by the inversion preventing means. Thus, it is possible to prevent a large brake pressure from being generated and to prevent the inertial body from stopping suddenly.
[0029]
According to a second aspect of the invention, the control means generates an auxiliary hydraulic pressure source that generates control pressures as first and second control signals to be supplied to the inversion prevention means, and a control pressure from the auxiliary hydraulic pressure source. Is variably set as a first control pressure value corresponding to the first control signal and a second control pressure value corresponding to the second control signal higher than the first control pressure value. The inversion prevention means has an oil chamber to which the control pressure from the pressure control means is selectively supplied in a state of either the first or second control pressure value, and the oil chamber The reversal prevention operation is performed when the oil pressure reaches the first control pressure value, and when the oil chamber rises to the second control pressure value, the main pipelines are kept in communication with each other. is there.
[0030]
According to the above configuration, when the pressure control means sets the control pressure supplied to the oil chamber of the inversion prevention means to the first control pressure value, the inversion prevention operation by the inversion prevention means is permitted, and the hydraulic motor Inversion operation can be prevented. Further, when the control pressure is set to the second control pressure value, the main pipelines are kept in communication with each other, and a large brake pressure is prevented from being generated in the main pipeline during the inertial rotation of the hydraulic motor. it can.
[0031]
Further, in the invention of claim 3, the inversion preventing means is provided between the main pipelines, and a pair of ports are formed that are spaced apart in the axial direction of the valve body sliding holes and communicate with the main pipelines. A valve casing, a cylindrical valve body having an outer peripheral side inserted into a valve body sliding hole of the valve casing and a spool sliding hole formed on an inner peripheral side, and a spool sliding hole of the cylindrical valve body. And a spool provided in the valve casing so as to be relatively displaceable with respect to the cylindrical valve body, and formed between the spool and one end side of the cylindrical valve body and the valve casing, and at least in the tank The oil chamber is supplied and discharged and the control pressure from the pressure control means is selectively supplied as one of the first and second control pressure values, and the cylindrical valve body and the spool A spring chamber formed between the other end side and the valve casing and connected to the tank; A setting spring provided in the spring chamber and constantly energizing the spool toward the oil chamber with a pressure value lower than a pressure value by the pressure control valve by a certain ratio in order to return the spool to an initial position; A weak spring that constantly biases the cylindrical valve body toward the oil chamber with a spring force weaker than the setting spring, and pressure of pressure oil on the high pressure side of each main pipeline is supplied as a pilot pressure. , A piston that slides and displaces the spool toward the stroke end on the spring chamber side against a set spring, and replenishes oil from the tank into the oil chamber, and a pipe line that connects the oil chamber to the tank. When the spool returns to the initial position from the stroke end by the setting spring, the pressure in the oil chamber is raised by squeezing the oil discharged from the oil chamber to the tank. A throttle that delays the return of the cylindrical valve body to the oil chamber side than the spool, and at least the cylindrical valve body is formed, and when the spool is relatively displaced with respect to the cylindrical valve body, the valve That is, the throttle passage is configured to communicate between the ports of the casing.
[0032]
According to the above configuration, when a control pressure having the first control pressure value is supplied to the oil chamber of the inversion preventing means, a high pilot pressure acts on the piston during the inertial rotation of the hydraulic motor. The spool is displaced to the stroke end against the set spring. Then, when the inertial rotation of the hydraulic motor stops and the pilot pressure decreases, the oil discharged from the oil chamber to the tank is throttled by the throttle when the spool is returned to the initial position from the stroke end by the setting spring. As a result, the pressure in the oil chamber increases. The cylinder valve body is displaced to the spring chamber side due to the pressure increase in the oil liquid chamber, and the pair of main pipes connected to the hydraulic motor are temporarily connected to reduce the differential pressure between the main pipes. By doing so, the reverse operation of the hydraulic motor can be prevented.
[0033]
On the other hand, when the control pressure having the second control pressure value is supplied to the oil chamber of the inversion preventing means, the cylindrical valve body slides and displaces toward the spring chamber due to the pressure increase in the oil chamber, Each port of the valve casing is forcibly communicated via the throttle passage, and the main pipelines are held in communication via the ports, so that a large brake pressure is generated in the main pipeline during the inertial rotation of the hydraulic motor. Can be avoided.
[0034]
Furthermore, the invention according to claim 4 is characterized in that the pressure control means comprises a switching valve for selectively communicating and shutting off at least the auxiliary hydraulic power source with respect to the oil chamber of the inversion preventing means. In this case, the pressure on the oil chamber side is reduced to the first control pressure value, and the pressure on the oil chamber side is increased to the second control pressure value when switching to the communication position. .
[0035]
According to the above configuration, when the switching valve is in the shut-off position and the pressure on the oil chamber side is reduced to the first control pressure value, the inversion prevention means corresponds to the pressure of each main line during the inertial rotation of the hydraulic motor. Communicates and shuts off the main pipelines to prevent the inertial body from reversing. On the other hand, when the switching valve is switched to the communication position, the pressure on the oil chamber side rises to the second control pressure value, and the cylinder valve body slides and displaces toward the spring chamber side due to the pressure increase in the oil chamber. Thus, the main pipelines can be kept in communication with each other.
[0036]
According to a fifth aspect of the present invention, the inversion preventing means detects a pressure on the high pressure side of the main pipes, and an electromagnetic valve provided between the main pipes for communicating and blocking between the main pipes. A pressure sensor; and a controller that switches the solenoid valve between a communication position and a cutoff position based on at least a signal from the pressure sensor, and the control means sends at least the first and second control signals to the controller. The controller allows the controller to switch and control the solenoid valve based on the signal from the pressure sensor while outputting the first control signal, and the controller while outputting the second control signal. The electromagnetic valve is configured by a signal output device that holds the electromagnetic valve in the communication position.
[0037]
According to the above configuration, the controller allows the controller to switch and control the solenoid valve based on the signal from the pressure sensor while the signal output device outputs the first control signal to the controller. The pressure difference generated between the main pipes can be reduced by connecting and blocking the main pipes between the main pipes during the inertia rotation of the hydraulic motor. On the other hand, while the signal output device outputs the second control signal to the controller, the controller holds the solenoid valve in the communication position, so that the main pipelines are held in communication with each other. It is possible to avoid the generation of a large brake pressure in the main pipe line during the inertia rotation.
[0038]
According to a sixth aspect of the present invention, the signal output unit selectively outputs the first, second, or third control signal to the controller, and the controller outputs the third control signal while outputting the third control signal. The electromagnetic valve is held in the blocking position.
[0039]
According to the above configuration, while the signal output device outputs the third control signal to the controller, the controller holds the solenoid valve in the shut-off position so that the main pipelines are held in the shut-off state. Therefore, the driving pressure for driving the hydraulic motor can be maintained at a high pressure.
[0040]
Furthermore, the invention of claim 7 is provided in the middle of a hydraulic motor that drives an inertial body by supplying and discharging pressure oil from a hydraulic power source, and a pair of main pipelines that connect the hydraulic motor to the hydraulic power source. A directional control valve for supplying and discharging pressure oil from the hydraulic source to the hydraulic motor when switched from the neutral position, and stopping supply and discharge of pressure oil to the hydraulic motor when returning to the neutral position; A pressure control valve located between the pair of main pipes located between the direction switching valve and the hydraulic motor, and controlling the maximum pressure in each main pipe to a preset pressure value; and the direction switching valve Between the main motor lines and the hydraulic motors, and each of the main motors according to the pressure of the main pipes to prevent the rotation direction of the inertial body from reversing after the inertial rotation of the hydraulic motors. An anti-reverse means that communicates and shuts off the main pipelines. In the body drive device, the inversion prevention means is allowed to perform the inversion prevention operation by always outputting the first control signal to the inversion prevention means, and when the second control signal is output, the inversion prevention is performed. According to the present invention, there is provided a control means for holding the main pipelines in communication with each other and holding the main pipelines in a shut-off state with the inversion prevention means when outputting a third control signal.
[0041]
According to the above configuration, while the control means outputs the third control signal to the inversion prevention means, the inversion prevention means holds the main pipelines in a disconnected state. For example, from the hydraulic source to the hydraulic motor. When the high pressure oil (driving pressure) is supplied, the reversal prevention valve operates to prevent inadvertent communication between the main pipelines, and the driving pressure for driving the hydraulic motor is maintained at a high pressure. can do.
[0042]
Furthermore, in the invention according to claim 8, the control means generates an auxiliary hydraulic pressure source that generates control pressures as first, second, and third control signals to be supplied to the inversion prevention means, and the auxiliary hydraulic pressure source. A control pressure from the first control pressure value corresponding to the first control signal, a second control pressure value corresponding to the second control signal higher than the first control pressure value, Pressure control means that is variably set as a third control pressure value corresponding to the third control signal that is higher than the second control pressure value, and the inversion prevention means is a control pressure from the pressure control means. Has an oil chamber that is selectively supplied in any of the first, second, and third control pressure values, and the inversion occurs when the oil chamber reaches the first control pressure value. When the oil chamber rises to the second control pressure value, the main pipelines are kept in communication with each other, When serial oil chamber rises to a third control pressure value is to have a structure that holds between each main channel to the cutoff state.
[0043]
According to the above configuration, when the pressure control means sets the control pressure supplied to the oil chamber of the inversion prevention means to the third control pressure value, the main pipelines are held in a disconnected state, and the hydraulic pressure When the high driving pressure is supplied to the motor, the inversion prevention valve can be operated to prevent inadvertent communication between the main pipelines.
[0044]
According to a ninth aspect of the present invention, the inversion preventing means is provided between the main pipes, and is formed with a pair of ports that are spaced apart in the axial direction of the valve body sliding holes and communicate with the main pipes. A valve casing, a cylindrical valve body having an outer peripheral side inserted into a valve body sliding hole of the valve casing and a spool sliding hole formed on an inner peripheral side, and a spool sliding hole of the cylindrical valve body. And a spool provided in the valve casing so as to be relatively displaceable with respect to the cylindrical valve body, and formed between the spool and one end side of the cylindrical valve body and the valve casing, and at least in the tank And an oil chamber in which the control pressure from the pressure control means is selectively supplied as one of the first, second and third control pressure values, and the tubular valve body And formed between the other end of the spool and the valve casing and connected to the tank. And a setting spring provided in the spring chamber and constantly biasing the spool toward the oil chamber with a pressure value lower than a pressure value by the pressure control valve by a certain ratio so as to return the spool to the initial position. A weak spring that constantly biases the tubular valve body toward the oil chamber with a spring force weaker than the setting spring, and the pressure of pressure oil on the high pressure side of each main pipe is supplied as a pilot pressure. Thus, the spool is slid and displaced toward the stroke end on the spring chamber side against the set spring, and the oil chamber is replenished with the fluid from the tank, and the oil chamber is connected to the tank. When the spool returns to the initial position from the stroke end by the setting spring, the pressure in the oil chamber is increased by squeezing the oil discharged from the oil chamber to the tank. And a throttle that delays the return of the cylindrical valve body to the oil chamber side than the spool, and at least the cylindrical valve body is formed, and when the spool is relatively displaced with respect to the cylindrical valve body, A throttle passage that communicates between the ports of the valve casing.
[0045]
According to the above configuration, when the pressure control means sets the control pressure supplied to the oil chamber of the reversal prevention means to the third control pressure value, the tubular valve body and the spool are brought into contact with the spring chamber by the pressure increase in the oil chamber. By sliding to the side, the ports of the valve casing are forcibly shut off and the main pipelines are kept shut off, so that the drive pressure for driving the hydraulic motor is kept at a high pressure. be able to.
[0046]
The pressure control means may be configured such that the pressure control means selectively connects and shuts off the auxiliary hydraulic power source with respect to the oil chamber of the inversion prevention means, and the oil pressure of the inversion prevention means from the auxiliary hydraulic power source. A pressure setter that selectively sets the pressure of the pressure oil supplied to the chamber to the second control pressure value and the third control pressure value, and when the switching valve is in the shut-off position When the pressure on the oil chamber side is reduced to the first control pressure value and switched to the communication position, the pressure supplied to the oil chamber is reduced to one of the second and third control pressure values by the pressure setter. It is in the structure which raises selectively.
[0047]
According to the above configuration, when the switching valve is in the shut-off position and the control line is shut off, the pressure on the oil chamber side decreases to the first control pressure value. Is done. On the other hand, when the pressure setting device sets the pressure of the pressure oil supplied to the oil chamber of the inversion preventive means to the second control pressure value in a state where the switching valve is switched to the communication position, each main pipe is set by the inversion preventive means. The roads can be kept in communication. Further, when the pressure setter sets the pressure of the pressure oil supplied to the oil chamber of the inversion preventing means to the third control pressure value, the main pipes can be kept in a disconnected state by the inversion preventing means.
[0048]
Further, in the invention of claim 11, in the middle of a control line connecting the auxiliary hydraulic source to the oil chamber of the inversion prevention means, pressure oil is directed from the auxiliary hydraulic source toward the oil chamber of the inversion prevention means. In other words, a check valve is provided to allow circulation and prevent reverse flow.
[0049]
According to the above configuration, when the spool of the reverse preventing means is slidably displaced from the stroke end on the spring chamber side to the initial position on the oil chamber side during the reverse preventing operation by the reverse preventing means, the pressure oil in the oil chamber is controlled by the control pipe. By blocking the flow to the auxiliary hydraulic power source side through the passage by the check valve, the pressure in the oil chamber can be reliably increased.
[0050]
Further, in the invention of claim 12, the one end of the spool is engaged with the tubular valve body when the piston is slidably displaced from the initial position toward the stroke end by the piston. And an engaging portion that slides and displaces to the spring chamber side together with the spool.
[0051]
According to the above configuration, when the spool slides and displaces from the initial position to the stroke end during the reversal prevention operation by the reversal prevention means, the tubular valve body slides and displaces to the stroke end together with the spool by the engaging portion. Therefore, when the spool is returned to the initial position from the stroke end by the setting spring, the ports of the valve casing are instantaneously communicated with each other through the throttle passage of the cylindrical valve body. The pressure difference generated between the paths can be quickly reduced.
[0052]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.
[0053]
First, FIG. 1 to FIG. 8 show a first embodiment according to the present invention. In this embodiment, the same reference numerals are given to the same components as those of the above-described prior art, and the description thereof will be omitted.
[0054]
In the figure, reference numeral 21 denotes an anti-inversion valve as an anti-inversion means disposed between the main pipelines 4A and 4B. A valve casing 22 of the anti-inversion valve 21 has a valve extending in the axial direction as shown in FIG. A body slide hole 22A is formed, and annular oil grooves 22B and 22C forming part of the ports 23A and 23B are spaced apart by a predetermined dimension in the axial direction on the outer peripheral side of the valve body slide hole 22A. 22D is included. The valve casing 22 is formed with an annular groove 22E constituting a part of an oil chamber 28, which will be described later, at the left end of the valve body sliding hole 22A, and a tube, which will be described later, at the right side of the valve body sliding hole 22A. An annular groove 22 F communicating with the path 31 is formed. A pilot pipe 37 (described later) communicating with the valve body sliding hole 22A is formed between the annular groove 22E and the oil groove 22B so as to supply a pilot pressure to a piston 34 (described later).
[0055]
Here, the valve casing 22 is integrally formed with the charging check valves 6A and 6B and the overload relief valves 9A and 9B in the casing (not shown) of the hydraulic motor 3, and is compactly accommodated in the middle of the turning hydraulic circuit. Is done. The ports 23A and 23B of the valve casing 22 are connected between the hydraulic motor 3 and the direction switching valve 5 to the main pipelines 4A and 4B via bypass pipelines 24A and 24B.
[0056]
Reference numeral 25 denotes a sleeve as a cylindrical valve body inserted into the valve body sliding hole 22A, and the sleeve 25 is formed as a cylindrical body having an outer diameter corresponding to the diameter of the valve body sliding hole 22A. A spool sliding hole 25A is formed on the inner peripheral side. The sleeve 25 is separated from the annular groove 22E of the valve casing 22 on the left side portion thereof, and the annular concave groove 25B always communicating with the pilot conduit 37 and the radial oil hole 25C communicating with the concave groove 25B. 25C, and a spring receiving portion 25D is formed at the right end. In addition, the sleeve 25 has, for example, throttle holes 25E, 25E,... As two pairs of oil holes with an axial separation dimension corresponding to each notch portion 22D between the groove 25B and the spring receiving portion 25D. Each throttle hole 25E is formed in a radial direction, and constitutes a throttle passage 26 that communicates between ports 23A and 23B of the valve casing 22 as shown in FIG.
[0057]
Reference numeral 27 denotes a spool inserted into the spool sliding hole 25A of the sleeve 25. The spool 27 is formed as a stepped rod-like body longer than the sleeve 25, and is relatively displaced from the sleeve 25 in the valve casing 22. It is arranged to be possible. The spool 27 has an annular concave groove 27A that always communicates with each oil hole 25C of the sleeve 25, a radial oil hole 27B that always communicates with the concave groove 27A, and the oil hole 27B on the left side portion of the spool 27. Is provided with a piston sliding hole 27C that is pierced in the axial direction toward the left end surface and slidably supports the piston 34, and each throttle of the sleeve 25 is positioned at a predetermined distance from the concave groove 27A to the right side. An annular oil groove 27D that forms the throttle passage 26 together with the hole 25E is formed to extend in the axial direction.
[0058]
The right side portion of the spool 27 protrudes into the valve casing 22 from the spool sliding hole 25A of the sleeve 25, and an annular step portion 27E is provided at a position facing the spring receiving portion 25D of the sleeve 25 in the axial direction. . Further, a spring receiving portion 27F is formed on the right side of the annular step portion 27E so as to protrude in the radial direction, and a rod-like stopper portion 27G extends in the axial direction toward the inside of the spring chamber 30 described later. The portion 27G regulates the stroke end of the spool 27 by contacting the end surface of the spring chamber 30 as shown in FIG.
[0059]
Reference numeral 27H denotes an engagement flange portion as an engagement portion provided on one end side (left end portion) of the spool 27. The engagement flange portion 27H extends, for example, to the left end portion of the spool 27 over the entire circumference. It is formed to have a diameter. The engagement flange 27H engages with the sleeve 25 when the spool 27 slides from the initial position shown in FIG. 2 toward the stroke end, and slides the sleeve 25 together with the spool 27 toward the spring chamber 30. It is to be displaced dynamically.
[0060]
28 denotes an oil chamber formed between the left end surface of the sleeve 25 and the spool 27 and the valve casing 22, and the oil chamber 28 is connected to the tank 2 via an annular groove 22 E formed in the valve casing 22 and a pipe line 29. The oil chamber 28 is connected to be supplied and discharged with hydraulic fluid as hydraulic oil for the tank 2 in accordance with the sliding displacement of the sleeve 25 and the spool 27.
[0061]
Reference numeral 30 denotes a spring chamber located in the right side of the sleeve 25 and the spool 27 and formed in the valve casing 22, and the spring chamber 30 is connected to the tank 2 through a pipe line 31 and is filled with hydraulic oil from the tank 2. Has been.
[0062]
Reference numeral 32 denotes a setting spring disposed around the stopper portion 27G of the spool 27 and disposed in the spring chamber 30. The front end of the setting spring 32 abuts on a spring receiving portion 27F of the spool 27, and the spool 27 is oiled. The spool 27 is returned to the initial position shown in FIG. 2 by always energizing it toward the chamber 28 side. Here, the set pressure Ps (see FIG. 6) of the set spring 32 is a pressure value lower than the valve opening pressure Pc of the overload relief valves 9A and 9B by a certain ratio (for example, 85 to the valve opening pressure Pc). When the pilot pressure from the pilot pipe line 37 becomes 0.95 × Pc or more, for example, the spool 27 is pushed to the stroke end by the piston 34 as shown in FIG. Is allowed to be done.
[0063]
Reference numeral 33 denotes a weak spring located in the spring chamber 30 and disposed between the spring receiving portion 25D of the sleeve 25 and the spring receiving portion 27F of the spool 27. The weak spring 33 is weaker than the setting spring 32. The spring force is set and the sleeve 25 is always urged toward the oil chamber 28 side.
[0064]
Reference numeral 34 denotes a small-diameter piston which is inserted into the piston sliding hole 27C of the spool 27 and protrudes toward the oil chamber 28 at the distal end side. The piston 34 is inserted into the oil hole 27B of the spool 27 in the pilot line 37. The pressure oil on the high-pressure side of the main pipelines 4A and 4B is supplied as a pilot pressure from a shuttle valve 36, which will be described later, to protrude into the oil chamber 28, and the spool 27 resists the setting spring 32. The sliding displacement is made to the stroke end shown in FIG. At this time, the oil chamber 28 is expanded as shown in FIG. 3 in accordance with the stroke amount of the spool 27, and the oil chamber 28 is filled with hydraulic fluid from the tank 2 through the conduit 29, so It is filled.
[0065]
Reference numeral 35 denotes a throttle provided in the middle of a conduit 29 connecting the inside of the oil chamber 28 to the tank 2. The throttle 35 is configured so that the spool 27 is set by a setting spring 32 from the stroke end shown in FIG. When pushed back to the oil chamber 28 side, the oil liquid (operating oil) discharged from the oil chamber 28 to the tank 2 is throttled to increase the pressure in the oil chamber 28. Therefore, when the spool 27 is slid and displaced from the stroke end toward the initial position, the sleeve 25 is pressed toward the oil chamber 28 by the weak spring 33, but the pressure in the oil chamber 28 increases to the spring chamber 30 side. As shown in FIGS. 3 to 5, the sliding displacement of the valve casing 22 is delayed from the position of the spool 27. As shown in FIGS. It will be kept for a relatively long time.
[0066]
When the spool 27 slides and displaces from the initial position toward the stroke end, the pipeline 29 supplies the hydraulic oil in the tank 2 to the oil chamber 28, but the throttle 35 has a negative pressure tendency in the oil chamber 28. It becomes. However, at this time, the throttle 35 does not affect the operation of the sleeve 25 and the spool 27, and the oil chamber 28 is instantly restored to the negative pressure.
[0067]
As a result, when the spool 27 is pushed toward the spring chamber 30 side by the piston 34, the oil liquid (hydraulic fluid) is smoothly supplied from the tank 2 into the oil chamber 28, and the sleeve 25 is attached to FIG. It quickly slides and displaces from the initial position shown to the stroke end shown in FIG. However, conversely, when the spool 27 is pushed back from the stroke end to the initial position by the setting spring 32 and the sleeve 25 is pressed to the oil chamber 28 side by the weak spring 33, the throttle 35 removes the oil discharged from the oil chamber 28. By narrowing down, the sliding speed (return speed) of the sleeve 25 is kept low, and the sleeve 25 keeps the valve opening position for a relatively long time.
[0068]
Reference numeral 36 denotes a shuttle valve as a high pressure selection valve disposed between the main lines 4A and 4B between the hydraulic motor 3 and the direction switching valve 5, and the shuttle valve 36 is located on the high pressure side of the main lines 4A and 4B. The main pipe line 4A or 4B is connected to the pilot pipe line 37, and high pressure oil is used as a pilot pressure from the pilot pipe line 37 to the groove 25B of the sleeve 25, each oil hole 25C, the groove 27A of the spool 27, and the oil hole 27B. To the end face of the piston 34.
[0069]
Reference numeral 38 denotes a control device as a control means for controlling the reversal prevention operation by the reversal prevention valve 21. The control device 38 is a pilot described later connected to the oil chamber 28 of the reversal prevention valve 21 via a control line 39. The pump 40, a switching valve 41, a pressure reducing valve 42, and the like, which are located between the pilot pump 40 and the oil chamber 28 and are provided in the middle of the control line 39, are configured.
[0070]
Reference numeral 40 denotes a pilot pump as an auxiliary hydraulic power source. The pilot pump 40 discharges hydraulic oil in the tank 2 to the control line 39 as a control pressure. The maximum value of the discharge pressure is a relief valve 44 described later. Is set by.
[0071]
An electromagnetic switching valve 41 is provided between the pilot pump 40 and the oil chamber 28 of the reverse-inversion prevention valve 21 and is provided in the middle of the control line 39. The switching valve 41 and the pressure reducing valve 42 are pressure control means. It constitutes. Here, the switching valve 41 is normally in the cutoff position (d) by the spring 41A, and at this time, the pressure as the first control signal supplied from the pilot pump 40 to the oil chamber 28 is changed to the first control pressure value P.₁ (For example, about tank pressure). For example, when a switching valve switch (not shown) provided in the cab of the hydraulic excavator is closed, the switching valve 41 communicates against the spring 41A by exciting the solenoid portion 41B. The position is switched to the position (e), and the discharge side of the pilot pump 40 is communicated with the oil chamber 28 via the control line 39.
[0072]
Reference numeral 42 denotes an electromagnetic proportional pressure reducing valve as a pressure setter located between the pilot pump 40 and the switching valve 41 and provided in the middle of the control line 39. The pressure reducing valve 42 is provided in the operation room. A setting switch (not shown) or the like variably sets a current value of a setting signal supplied to the solenoid unit 42A, and thereby, second and third to be supplied from the pilot pump 40 into the oil chamber 28. The pressure as the control signal is expressed as the second control pressure value P.₂ Or the third control pressure value P_Three The pressure reduction is controlled.
[0073]
Here, when the sleeve 25 constituting the reversal prevention valve 21 is in the initial position shown in FIG. 2, the annular sectional area of the sleeve 25 located in the oil chamber 28 is represented by S.₁ , The initial setting spring force of the weak spring 33 is F₁ The spring constant of the weak spring 33 is K₁ The amount of displacement until the sleeve 25 abuts against the annular step 27E of the spool 27 against the weak spring 33 is L₁ Then, the second control pressure value P₂ Is
[0074]
[Expression 1]
P₂ > (F₁ + K₁ × L₁ ) / S₁
Is set to satisfy.
[0075]
Therefore, the second control pressure value P is set in the oil chamber 28 of the reverse prevention valve 21.₂ When the pressure oil is supplied, the sleeve 25 is slid from the initial position shown in FIG. 2 to the position shown in FIG. 7 regardless of the pilot pressure acting on the piston 34. The ports 23 A and 23 B are communicated with each other through a throttle passage 26 including 27 oil grooves 27 D. As a result, the main pipelines 4A and 4B connected to the ports 23A and 23B via the bypass pipelines 24A and 24B communicate with each other.
[0076]
On the other hand, when the spool 27 constituting the reversal prevention valve 21 is in the initial position shown in FIG. 2, the sectional area of the portion obtained by subtracting the engagement flange 27H from the spool 27 located in the oil chamber 28 is S.₂ The initial setting spring force of the setting spring 32 is F₂ The spring constant of the setting spring 32 is K₂ The amount of displacement when the spool 27 slides from the initial position to the stroke end against the setting spring 32 is L₂ Then, the third control pressure value P_Three Is
[0077]
[Expression 2]
P_Three > (F₂ + K₂ × L₂ ) / S₂
Is set to satisfy.
[0078]
Accordingly, the third control pressure value P is set in the oil chamber 28 of the reverse prevention valve 21._ThreeWhen the pressure oil is supplied, the spool 27 is slidably displaced from the initial position shown in FIG. 2 to the stroke end shown in FIG. 8 together with the sleeve 25, and between each port 23A, 23B, that is, between the main pipelines 4A, 4B. Is configured to be kept in a shut-off state.
[0079]
43 is a check valve provided between the switching valve 41 and the oil chamber 28 and provided in the middle of the control line 39. The check valve 43 is pressurized from the pilot pump 40 to the oil chamber 28 of the inversion prevention valve 21. It allows oil to flow and prevents reverse flow.
[0080]
44 is a relief valve provided on the discharge side of the pilot pump 40. The relief valve 44 relieves excess pressure to the tank 2 side when the pressure oil discharged from the pilot pump 40 exceeds a set pressure. .
[0081]
The inertial body driving apparatus according to the present embodiment has the above-described configuration, and the operation thereof will be described next.
[0082]
First, for example, when the upper swing body is swung during excavation work of a hydraulic excavator, the operator switches the direction switching valve 5 from the neutral position (A) to the switching position (B), so that the pressure oil from the hydraulic pump 1 is changed. The hydraulic motor 3 is supplied to the hydraulic motor 3 via the main line 4A. The hydraulic motor 3 rotates at a constant rotational speed, for example, as indicated by a characteristic line 51 shown in FIG.
[0083]
In this case, by opening the switch for the switching valve, the switching valve 41 becomes the cutoff position (d) and shuts off the control line 39. Therefore, the pressure oil discharged from the pilot pump 40 causes the relief valve 44 to Through the relief in the tank 2.
[0084]
A part of the pressure oil (driving pressure) flowing in the main pipe line 4A is supplied from the shuttle valve 36 into the oil hole 27B of the spool 27 via the pilot pipe line 37 and the like. As long as the pressure in 4A does not rise until it reaches the set pressure Ps of the set spring 32 (85 to 95% of the valve opening pressure of the overload relief valves 9A and 9B), the spool 27 is as shown in FIG. The setting spring 32 holds the initial position.
[0085]
Next, in order to stop the upper swing body in this state, when the direction switching valve 5 is returned from the switching position (B) to the neutral position (A) at time t1 in FIG. When the pressure oil supply is cut off and the pressure in the main pipeline 4A decreases as indicated by the dotted line 52 in FIG. 6, the hydraulic motor 3 loses the driving force with respect to the upper swing body, and the rotational speed is characteristic. As shown by line 51, it gradually decreases from time t1.
[0086]
However, the upper swing body as the inertial body rotates the hydraulic motor 3 by its inertial force, and the hydraulic motor 3 performs a pumping action to discharge the pressure oil in the main pipeline 4A to the main pipeline 4B side, The hydraulic fluid in the tank 2 is replenished into the main pipe line 4A through the check valve 6A.
[0087]
As a result, a relatively large amount of pressure oil is contained in the main pipeline 4B, and pressure (brake pressure) is generated so as to stop the inertial rotation of the hydraulic motor 3. At this time, a part of the brake pressure generated in the main pipeline 4B is supplied as pilot pressure from the shuttle valve 36 to the oil hole 27B of the spool 27 via the pilot pipeline 37 and the like. When the brake pressure in the main line 4B exceeds the set pressure Ps of the set spring 32 at time t2 as shown by the characteristic line 53, the piston 34 is caused by the pilot pressure supplied in the oil hole 27B of the spool 27. Pushed toward the oil chamber 28 and protrudes from the spool 27 into the oil chamber 28. As a result, the spool 27 slides and displaces from the initial position (oil chamber side) shown in FIG. 2 to the stroke end (spring chamber side) shown in FIG.
[0088]
At this time, the engagement flange portion 27H provided at the left end portion of the spool 27 engages with the left end surface of the sleeve 25, so that the sleeve 25 follows the spool 27 as indicated by the characteristic line 55 and is on the spring chamber 30 side. As shown in FIG. 3, each throttle hole 25 E is held at the valve opening position communicating with the oil grooves 22 B and 22 C of the valve casing 22. At this time, the oil chamber 28 is expanded as shown in FIG. 3 according to the stroke amount of the spool 27, and the oil chamber 28 is filled with the oil liquid replenished from the tank 2 through the pipe line 29.
[0089]
When the brake pressure in the main line 4B reaches the valve opening pressure Pc of the overload relief valve 9B, the overload relief valve 9B opens against the spring 10B, and the brake pressure in the main line 4B is assisted. Relief in the main pipeline 4A through the pipeline 7 and the check valve 6A causes the inertial rotation of the hydraulic motor 3 to be braked by the brake pressure, and then the overload relief valve 9B is closed by the spring 10B. The hydraulic motor 3 stops together with the upper swing body.
[0090]
When the overload relief valve 9B is closed and the inertial rotation of the hydraulic motor 3 is substantially stopped, the hydraulic oil is not supplied into the main pipeline 4B, and the pressure in the main pipeline 4B is increased by the opening of the overload relief valve 9B. The pressure drops from the valve pressure Pc, and eventually falls below the set pressure Ps of the set spring 32 at time t3.
[0091]
As a result, the pilot pressure acting on the piston 34 from the main line 4B via the shuttle valve 36, the pilot line 37, etc. also drops below the set pressure Ps. It is allowed to be pushed from the stroke end shown toward the oil chamber 28 side. As a result, the engagement state between the engagement flange portion 27H of the spool 27 and the left end surface of the sleeve 25 is released, so that the sleeve 25 is pressed by the weak spring 33 provided between the spool 27 and the valve casing. Thus, the valve body sliding hole 22A can be slidably displaced toward the oil chamber 28 side.
[0092]
On the other hand, when the spool 27 is slid to the oil chamber 28 side by the setting spring 32, the oil liquid filled in the oil chamber 28 is discharged to the tank 2 through the conduit 29. A throttle action is given to the discharged oil liquid by the throttle 35 and the flow rate of the oil liquid discharged from the oil chamber 28 is limited, so that the pressure in the oil chamber 28 increases.
[0093]
A control line 39 is connected to the oil chamber 28, but a check valve 43 is provided in the middle of the control line 39, so that the pressure oil in the oil chamber 28 passes through the control line 39. Therefore, when the spool 27 is slidably displaced toward the oil chamber 28, the pressure in the oil chamber 28 can be reliably increased.
[0094]
As a result, the sleeve 25 is slid and displaced toward the oil chamber 28 by the weak spring 33, but the pressure in the oil chamber 28 that has risen acts on the sleeve 25, so that the characteristic line 55 in FIG. The sleeve 25 gradually slides and displaces toward the oil chamber 28 over a relatively long time from time t3 to time t6 described later. As a result, the throttle holes 25E of the sleeve 25 and the oil grooves 22B and 22C of the valve casing 22 are kept in communication with each other for a relatively long time.
[0095]
On the other hand, the spool 27 is instantaneously returned from the stroke end to the initial position (relative displacement with respect to the sleeve 25) by the setting spring 32 between time t3 and time t4 as indicated by the characteristic line 54. When the spool 27 returns to the initial position, the oil groove 27D of the spool 27 communicates with each throttle hole 25E of the sleeve 25 as shown in FIG. The ports 23A and 23B (bypass pipes 24A and 24B) communicate with each other through the throttle passage 26 formed by the groove 27D.
[0096]
Thus, at the time t3 when the spool 27 starts to return to the initial position from the stroke end, the ports 23A and 23B communicate with each other through the throttle passages 26 formed by the throttle holes 25E of the sleeve 25 and the oil grooves 27D of the spool 27. The main pipelines 4A and 4B communicate with each other via bypass pipelines 24A and 24B connected to the ports 23A and 23B. In the state where the spool 27 is returned to the initial position as shown in FIG. 4, the oil liquid in the oil chamber 28 is piped as the sleeve 25 is pushed toward the oil chamber 28 by the weak spring 33. 29 is discharged to the tank 2 through the throttle 35, the return speed when the sleeve 25 slides and displaces from the valve opening position shown in FIG. it can.
[0097]
Thus, the ports 23A and 23B (bypass pipes 24A) are provided via the throttle passage 26 until the time point t5 when the sleeve 25 reaches a position (valve closing position) where each throttle hole 25E and the oil groove 27D of the spool 27 are blocked. , 24B) can be kept in communication for a relatively long time. Therefore, for example, the pressure in the main pipeline 4B on the high pressure side can be reliably released to the main pipeline 4A side via the bypass pipelines 24A and 24B while giving a throttle action via the throttle passage 26 and the like. The differential pressure ΔP between the main pipelines 4A and 4B can be quickly and reliably reduced, and the reverse operation of the hydraulic motor 3 caused by the differential pressure ΔP between the main pipelines 4A and 4B is effectively prevented. can do.
[0098]
At time t6 when the sleeve 25 is slid and displaced toward the oil chamber 28 by the weak spring 33, as shown in FIG. 2, the throttle hole 25E of the sleeve 25 and the oil groove 27D of the spool 27 are held in a disconnected state. As a result, the ports 23A and 23B are closed, so that the communication between the main pipelines 4A and 4B via the bypass pipelines 24A and 24B by the inversion prevention valve 21 is cut off, and the hydraulic motor 3 can be held in a stopped state.
[0099]
Therefore, according to the present embodiment, after the inertial rotation of the hydraulic motor 3 is stopped, it is possible to effectively prevent the hydraulic motor 3 from performing a reversing operation, and the hydraulic motor 3 can be quickly brought together with the inertial body such as the upper swing body. Can be stopped. As a result, the turning operation of the upper swing body can be suddenly stopped during excavation work by the hydraulic excavator, and workability during excavation can be improved.
[0100]
Further, the inversion prevention valve 21 is configured by providing the sleeve 25 and the spool 27 in the valve casing 22 so as to be relatively displaceable, and only one is required to be provided between the main pipelines 4A and 4B via the shuttle valve 36 or the like. Therefore, for example, the reversal prevention valve 21 can be easily incorporated into the casing of the hydraulic motor 3 and the like, and the whole hydraulic circuit can be simplified, and the reversal prevention valve 21 including the sleeve 25 and the spool 27 can be formed compactly. Miniaturization can be achieved.
[0101]
Further, the piston sliding hole 27 C formed in the spool 27 has a smaller diameter than the spool sliding hole 25 A of the sleeve 25, and the piston with respect to the pilot pressure supplied from the pilot line 37 into the oil hole 27 B of the spool 27. Since the pressure receiving area of 34 is greatly reduced, the spring force of the setting spring 32 can be set small corresponding to the pressure receiving area of the piston 34, and the spool 27 can be reliably returned to the initial position by the setting spring 32. . Since the volume of the oil chamber 28 can be increased as compared with the piston sliding hole 27C, a relatively large amount of oil is stored in the oil chamber 28 when the spool 27 reaches the stroke end, and the sleeve The valve opening time until 25 is returned from the valve opening position to the valve closing position by the weak spring 33 can be effectively extended.
[0102]
Further, the valve opening time is appropriately adjusted according to the dimensions of the sleeve 25, the spool 27, the piston 34 and the throttle 35 or the spring force of the setting spring 32 and the weak spring 33 according to the size of the inertial body such as the upper swing body. Can do. Further, since the throttle holes 25E, 25E,... Are formed perpendicular to the sliding direction of the sleeve 25, the fluid force when the hydraulic oil passes through the throttle passage 26 can be minimized. It is possible to prevent the sliding of the sleeve 25 from being disturbed by the fluid force.
[0103]
Next, for example, a case where a load work for transferring a load suspended from a bucket tip of a hydraulic excavator via a wire or the like to a desired place will be described.
[0104]
Also when performing this hanging work, the operator gradually switches the direction switching valve 5 from the neutral position (A) to the switching position (B) in the same manner as described above. As a result, the pressure oil from the hydraulic pump 1 is supplied to the hydraulic motor 3 via the main pipeline 4A, and the hydraulic motor 3 swings and drives the upper swing body so that the load suspended from the bucket tip is desired. It is transported towards the position.
[0105]
At this time, the pressure oil flowing in the main line 4A is supplied from the shuttle valve 36 into the oil hole 27B of the spool 27 via the pilot line 37 and the like, and the pressure in the main line 4A at this time is set by the setting spring 32. Unless the pressure rises until the set pressure Ps is reached, the spool 27 is held at the initial position by the set spring 32 as shown in FIG.
[0106]
Then, when the suspended load starts to approach the place to be transferred, the operator returns, for example, the direction switching valve 5 to the neutral position (A) and closes the switching valve switch in the cab almost at the same time. Then, the solenoid 41B of the switching valve 41 is excited and the setting switch is operated to supply a setting signal to the solenoid 42A of the pressure reducing valve 42.
[0107]
As a result, the switching valve 41 is switched from the shut-off position (d) to the communication position (e) as shown in FIG. Supplyed to the chamber 28.
[0108]
At this time, the pressure reducing valve 42 changes the pressure of the pressure oil discharged from, for example, the pilot pump 40 according to the current value of the setting signal supplied to the solenoid unit 42A to the second control pressure value P.₂ Depressurize to. As a result, the pressure oil discharged from the pilot pump 40 becomes the second control pressure value P.₂ Is supplied into the oil chamber 28 of the anti-reverse valve 21 as pressure oil.
[0109]
As a result, the sleeve 25 constituting the reversal prevention valve 21 slides and displaces from the initial position shown in FIG. 2 to the position shown in FIG. 7 against the weak spring 33, and each throttle hole 25 E of the sleeve 25 and the spool 27. The ports 23A and 23B are communicated with each other through a throttle passage 26 formed of an oil groove 27D. As a result, the main pipelines 24A and 24B connected to the ports 23A and 23B via the bypass pipelines 24A and 24B are kept in communication.
[0110]
In this case, when the supply of pressure oil from the hydraulic pump 1 to the hydraulic motor 3 is cut off, the upper swing body rotates the hydraulic motor 3 by its inertial force, and the hydraulic motor 3 performs a pumping action so that the inside of the main pipeline 4A. The pressure oil discharged to the main pipeline 4B is discharged to the main pipeline 4A via the bypass pipeline 24B, the throttle passage 26 of the reverse prevention valve 21, the bypass pipeline 24A, and the like. It begins to flow. As a result, the pressure oil discharged from the hydraulic motor 3 into the main pipeline 4B is not confined in the main pipeline 4B, and the pressure in the main pipeline 4B is kept lower than the valve opening pressure Pc of the relief valve 9B.
[0111]
Therefore, the pressure oil in the main line 4B is not relieved in the main line 4A via the relief valve 9B, the auxiliary line 7, and the check valve 6A, and a large brake pressure acts on the hydraulic motor 3. Can be avoided. As a result, the hydraulic motor 3 continues the inertial rotation while being gradually decelerated by the slight brake pressure generated when the pressure oil discharged to the main pipeline 4B flows through the throttle passage 26 of the reversal prevention valve 21, and the upper swing body Will continue to turn on the undercarriage.
[0112]
When the turning operation of the upper swing body is to be stopped, the direction switching valve 5 is gradually switched from the neutral position (A) to the switching position (C), and pressure oil is gradually supplied from the hydraulic pump 1 into the main pipeline 4B. By discharging, the pressure oil acts as a back pressure on the hydraulic motor 3 that rotates inertially, and the hydraulic motor 3 can be gently stopped. As a result, the upper swinging body gently turns and stops, the swing of the suspended load suspended by the upper swinging body can be suppressed, and the work of transferring the suspended load to a desired place can be performed in a short time. Can be done efficiently.
[0113]
In addition, according to the present embodiment, in order to avoid a large brake pressure from acting on the hydraulic motor 3, each main pipe is utilized using the throttle passage 26, each port 23A, 23B, etc. provided in the reverse prevention valve 21. Compared to the case where a switching valve or the like is additionally provided between the main pipelines 4A and 4B in order to communicate between the main pipelines 4A and 4B, for example. The whole can be simplified.
[0114]
Next, a description will be given of a case where a so-called pressing excavation operation for excavating earth and sand while pressing a bucket side surface of a hydraulic excavator against a side surface of a groove or the like is described.
[0115]
Even when this pressing excavation work is performed, the operator switches the direction switching valve 5 from the neutral position (A) to the switching position (B) in the same manner as described above. As a result, the pressure oil from the hydraulic pump 1 is supplied to the hydraulic motor 3 via the main pipeline 4A, and the hydraulic motor 3 drives the upper swing body to rotate. At this time, since the side surface of the bucket is pressed against the side surface of the groove, the pressure oil discharged to the main pipeline 4A becomes high pressure and exceeds the valve opening pressure Pc of the relief valve 9A.
[0116]
Here, if the high pressure oil in the main line 4A acts as a pilot pressure on the piston 34 of the anti-reverse valve 21 via the shuttle valve 36, the pilot line 37, etc., the anti-reverse valve 21 is configured. The spool 27 to be slid is displaced from the initial position shown in FIG. 2 to the stroke end shown in FIG. In this state, for example, when the operation amount of the direction switching valve 5 is decreased and the pressure in the main pipeline 4A is lower than the set pressure of the setting spring 32, the spool 27 is moved to the position shown in FIG. Sliding displacement. As a result, the main pipelines 4A and 4B are inadvertently communicated with each other via the throttle passage 26, the bypass passages 24A and 24B, and the driving pressure of the hydraulic motor 1 supplied from the hydraulic pump 1 is drastically reduced. There is a possibility that the stable turning operation of the upper turning body may be hindered.
[0117]
For this reason, the operator closes the switching valve switch in the cab to excite the solenoid 41B of the switching valve 41, and operates the setting switch to supply a setting signal to the solenoid 42A of the pressure reducing valve 42. .
[0118]
As a result, as shown in FIG. 8, the switching valve 41 is switched from the shut-off position (d) to the communication position (e), and the pressure oil discharged from the pilot pump 40 flows through the control line 39 to the oil in the reversal prevention valve 21. It is supplied to the chamber 28.
[0119]
At this time, the pressure reducing valve 42 is configured so that, for example, the pressure oil from the pilot pump 40 is supplied to the third control pressure value P according to the current value of the setting signal supplied to the solenoid unit 42A._Three Allow to rise to. Thereby, the pressure oil from the pilot pump 40 is supplied to the third control pressure value P._Three The control pressure is supplied into the oil chamber 28 of the reversal prevention valve 21, and the spool 27 and the sleeve 25 slide against the setting spring 32 from the initial position shown in FIG. 2 to the stroke end shown in FIG. Then, the ports 23A and 23B are held in a disconnected state. Thus, by prohibiting the inversion prevention operation by the inversion prevention valve 21, it is possible to reliably prevent the main pipelines 4A and 4B from being inadvertently communicated with each other.
[0120]
As a result, the drive pressure supplied from the hydraulic pump 1 to the hydraulic motor 3 can be maintained at a high pressure, and the hydraulic motor 3 can turn the upper swing body with a large torque. Therefore, the side surface of the bucket can be strongly pressed against the side surface of the groove in the side grooving operation or the like, and the workability at the time of the pressing digging can be greatly improved.
[0121]
As described above, according to the present embodiment, in order to control the operation of the reversal prevention valve 21, the pilot pump 40 connected to the oil chamber 28 of the reversal prevention valve 21 through the control line 39 and the middle of the control line 39. Is provided with a control device 38 including a switching valve 41 and a pressure reducing valve 42, and the pressure of the pressure oil supplied from the pilot pump 40 to the oil chamber 28 is set to a first control pressure value P.₁ When set to, the inversion prevention valve 21 is allowed to perform the inversion prevention operation. For this reason, for example, when the excavator loads a dump truck with earth and sand excavated during excavation work, the reversing prevention valve 21 is operated to suppress the reversing operation of the hydraulic motor 3, thereby turning the upper revolving structure. The operation can be stopped suddenly, and excavation work can be performed efficiently.
[0122]
Further, the pressure of the pressure oil supplied from the pilot pump 40 to the oil chamber 28 is changed to the second control pressure value P.₂ By setting only the sleeve 25 of the anti-reverse valve 21 to be slid and displaced, the main pipelines 4A and 4B are kept in communication with each other via the throttle passage 26, the ports 23A and 23B, etc. It is possible to avoid a large brake pressure from acting on the hydraulic motor 3 during the inertial rotation of the hydraulic motor 3, and to gently stop the upper swing body. For this reason, for example, when a load suspended from the tip of a bucket of a hydraulic excavator via a wire or the like is transferred to a desired place, the swinging of the suspended load suspended from the tip of the bucket can be suppressed. Loading work can be performed efficiently.
[0123]
Further, the pressure of the pressure oil supplied from the pilot pump 40 to the oil chamber 28 is changed to the third control pressure value P._Three When set to, the sleeve 25 and the spool 27 of the inversion prevention valve 21 are forcibly slid and displaced, so that the main pipelines 4A and 4B can be kept in a disconnected state. For this reason, for example, when a pressing excavation work is performed, it is ensured that the inversion prevention valve 21 is operated by the driving pressure supplied to the hydraulic motor 3 and the main pipelines 4A and 4B are inadvertently communicated with each other. Can be avoided. Thereby, the drive pressure with respect to the hydraulic motor 3 can be kept at a high pressure, and the bucket side surface can be strongly pressed against the side surface of the groove during the side grooving operation, and the workability during the pressing digging is greatly improved. be able to.
[0124]
Next, FIG. 9 shows a second embodiment according to the present invention. In this embodiment, the same components as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.
[0125]
In the figure, reference numeral 61 denotes an electromagnetic valve as an anti-inversion valve located between the hydraulic motor 3 and the direction switching valve 5 and provided between the main pipelines 4A and 4B. The electromagnetic valve 61 includes a pressure sensor 62, which will be described later, Together with the controller 63, the inversion preventing means according to the present embodiment is configured.
[0126]
Here, the solenoid valve 61 is always urged to the shut-off position (f) where the main pipelines 4A and 4B are shut off by the spring 61A, and the valve-opening signal from the controller 63 is supplied to the solenoid unit 61B. It is switched to the communication position (g) against 61A. The solenoid valve 61 is configured to communicate between the main pipelines 4A and 4B via a throttle 61C when switched to the communication position (g).
[0127]
A pressure sensor 62 is provided on the outlet side of the shuttle valve 36. The pressure sensor 62 detects the pressure on the high pressure side selected by the shuttle valve 36 in the main pipelines 4A and 4B, and a detection signal corresponding to this pressure. Is output to the controller 63.
[0128]
Reference numeral 63 denotes a controller for switching and controlling the electromagnetic valve 61. A pressure sensor 62 and a signal output device 64 described later are connected to the input side of the controller 63, and a solenoid unit 61B of the electromagnetic valve 61 is connected to the output side. ing. The controller 63 stores the program shown in FIG. 10 in its storage circuit, and performs the switching control processing of the electromagnetic valve 61 and the like.
[0129]
Reference numeral 64 denotes a signal output device that constitutes the control means according to the present embodiment. The signal output device 64 operates the first switch with respect to the controller 63 by operating, for example, a setting switch (not shown) provided in the cab. The second and third control signals are selectively output. The signal output unit 64 allows the controller 63 to switch and control the electromagnetic valve 61 based on the detection signal from the pressure sensor 62 while the first control signal is being output, and the second control signal. The controller 63 holds the solenoid valve 61 in the communication position (g) while the controller 63 is output, and the controller 63 moves the solenoid valve 61 to the shut-off position (f) while the third control signal is output. Hold.
[0130]
This embodiment has the above-described configuration. When the first, second, and third control signals are output from the signal output unit 64 in response to the operation of the setting switch provided in the cab, the controller 63 Is configured to perform different switching control on the electromagnetic valve 61 based on the control signals.
[0131]
Therefore, the switching control process of the electromagnetic valve 61 by the controller 63 will be described with reference to FIG.
[0132]
First, when the processing operation starts, a detection signal from the pressure sensor 62 and a control signal corresponding to the operation of the setting switch are input from the signal output unit 64 to the controller 63.
[0133]
Then, it is determined whether or not the control signal input from the signal output unit 64 in step 1 is the second control signal. If “YES” is determined, the process proceeds to step 2 and the solenoid valve 61 is supplied with the valve-opening holding signal. Is output, and the control process for holding it at the communication position (g) is performed.
[0134]
As a result, the main pipelines 4A and 4B are kept in communication with each other via the electromagnetic valve 61, and the pressure oil discharged from the hydraulic motor 3 during the inertial rotation of the hydraulic motor 3 is sealed in the main pipeline 4A (4B). Generation of a large brake pressure can be avoided, and the upper swing body can be gently stopped.
[0135]
Next, when “NO” is determined in Step 1, it is determined whether or not the control signal input from the signal output device 64 is the third control signal in Step 3, and “YES” is determined. In some cases, the process proceeds to step 4 to perform control processing to stop the output of the valve opening signal to the electromagnetic valve 61 and hold it at the shut-off position (f).
[0136]
As a result, the main pipelines 4A and 4B are kept in a disconnected state via the electromagnetic valve 61, and for example, the main pipelines 4A and 4B can be prevented from being inadvertently communicated when the hydraulic motor 3 is driven. The driving pressure supplied from 1 to the hydraulic motor 3 can be maintained at a high pressure corresponding to the valve opening pressure Pc of the overload relief valves 9A and 9B.
[0137]
Next, if “NO” is determined in step 3, the control signal input from the signal output device 64 is the first control signal, and therefore, in step 5, the main pipe is based on the detection signal from the pressure sensor 62. The pressure P on the high pressure side of the paths 4A and 4B is read.
[0138]
In step 6, it is determined whether or not the pressure P in the high pressure side main pipeline 4A (4B) is equal to or higher than the valve opening pressure Pc of the overload relief valve 9A (9B). Since no brake pressure is generated in the road 4A (4B), the process returns to step 1 and the above-described processing is repeated.
[0139]
Next, when “YES” is determined in Step 6, since the brake pressure is generated in the main pipeline 4 A (4 B) due to the inertial rotation of the hydraulic motor 3, the detection signal from the pressure sensor 62 is again displayed in Step 7. After reading the pressure P in the main pipe line 4A (4B) based on this, in step 8, the pressure P is 85 to 95% with respect to the set pressure Ps' (for example, the valve opening pressure Pc of the overload relief valves 9A and 9B). It is determined whether or not the pressure has decreased.
[0140]
Then, while determining “NO” in step 8, the processes in and after step 7 are repeated. If “YES” is determined, the pressure P in the main pipe line 4A (4B) is lower than the set pressure Ps ′. Since the inertial rotation of the hydraulic motor 3 is stopped, the process proceeds to the next step 9 to output a valve opening signal to the electromagnetic valve 61 for a predetermined time, and to switch the electromagnetic valve 61 to the communication position (g) for a predetermined time. Process.
[0141]
As a result, the main pipelines 4A and 4B communicate with each other for a certain period of time via the solenoid valve 61, and the brake pressure generated in the main pipeline 4A (4B) during the inertial rotation of the hydraulic motor 3 is directed to the main pipeline 4B (4A). By escaping, the pressure difference generated between the main pipe lines 4A and 4B during the inertial rotation of the hydraulic motor 3 can be reduced, and the reverse operation of the hydraulic motor 3 can be effectively prevented.
[0142]
Thus, also in the present embodiment, the controller 63 performs different switching control on the electromagnetic valve 61 based on the first, second, and third control signals output from the signal output unit 64. , When the excavator performs normal excavation work, the reversing operation of the upper swing body can be prevented, and when the lifting work is performed, the upper swing body can be gently stopped, When pressing excavation or the like, the driving pressure supplied to the hydraulic motor 3 can be maintained at a high pressure.
[0143]
In the first embodiment, the pressure of the pressure oil supplied into the oil chamber 28 of the inversion prevention valve 21 is set to the first, second, and third control pressure values. Although the case where the pressure control means comprising the valve 42 is provided is taken as an example, the present invention is not limited to this. For example, a pressure-reducing valve type pressure control valve that changes the pressure from the pilot pump 40 in three stages, etc. May be used.
[0144]
【The invention's effect】
As described in detail above, according to the first aspect of the present invention, while the control means outputs the first control signal to the inversion prevention means, the inversion prevention means is allowed to perform the inversion prevention operation. Therefore, it is possible to reduce the pressure difference generated between the main pipes during the inertial rotation of the hydraulic motor, and to reliably prevent the hydraulic motor from repeating the reversing operation. Therefore, for example, the upper turning body can be suddenly stopped during excavation work by a hydraulic excavator, and the workability can be improved.
[0145]
On the other hand, while the control means is outputting the second control signal to the inversion prevention means, the inversion prevention means holds the main pipelines in communication with each other. It can be avoided that a large brake pressure acts on the hydraulic motor due to the pressure oil discharged from the motor being confined in the main pipeline. Therefore, for example, by gently stopping the upper-part turning body at the time of a suspended load operation using a hydraulic excavator, it is possible to prevent the suspended load from swinging and to efficiently perform the suspended load operation.
[0146]
According to the second aspect of the present invention, when the control pressure supplied to the oil chamber of the inversion preventing means is set to the first control pressure value, each of the hydraulic pressure motors according to the pressure in the main line during the inertial rotation of the hydraulic motor. By communicating between the main pipelines, the pressure difference generated between the main pipelines can be reliably reduced. In addition, when the control pressure supplied to the oil chamber is set to the second control pressure value, a large brake pressure is generated in the main pipeline during the inertial rotation of the hydraulic motor by maintaining the communication between the main pipelines. Can be avoided.
[0147]
Further, according to the third aspect of the present invention, when the control pressure having the first control pressure value is supplied to the oil chamber of the reversing prevention means, the reversing preventing operation is permitted, and during the inertial rotation of the hydraulic motor. Since the spool and the cylindrical valve body can be slidably displaced in the valve casing according to the pilot pressure supplied from the high pressure side of each main pipeline, when the inertial rotation of the hydraulic motor stops and the pilot pressure decreases When the cylindrical valve body is relatively displaced with respect to the spool, the main pipelines can be communicated with each other via the throttle passage of the cylindrical valve body. On the other hand, when a control pressure having the second control pressure value is supplied to the oil chamber of the inversion prevention means, only the cylindrical valve body is slid and displaced by the pressure increase in the oil chamber, thereby The main pipelines can be kept in communication with each other via the throttle passage of the valve body, and a large brake pressure can be avoided in the main pipeline during the inertial rotation of the hydraulic motor.
[0148]
Further, according to the invention of claim 4, since the pressure control means is constituted by the switching valve for selectively communicating and shutting off the oil chamber of the inversion preventing means with respect to the auxiliary hydraulic power source, the switching valve communicates with the shut-off position. By switching to the position, the operation of the inversion preventing means can be selectively set.
[0149]
According to the invention of claim 5, while the signal output device outputs the first control signal to the controller, the controller controls the switching of the solenoid valve based on the signal from the pressure sensor. Since the configuration is allowed, it is possible to reliably prevent the hydraulic motor from repeating the reversing operation during the inertial rotation of the hydraulic motor. In addition, while the signal output device outputs the second control signal to the controller, the controller holds the solenoid valve in the communication position, so that the main pipelines communicate with each other during the inertial rotation of the hydraulic motor. It is kept in a state, and it can be avoided that a large brake pressure is generated in the main pipeline.
[0150]
Further, according to the invention of claim 6, while the signal output device outputs the third control signal to the controller, the controller holds the electromagnetic valve in the shut-off position, thereby shutting off the main pipelines. Since the structure is maintained in the state, the driving pressure supplied to the hydraulic motor can be maintained at a high pressure when the hydraulic motor is driven.
[0151]
Further, according to the seventh aspect of the invention, when the control means outputs the third control signal to the inversion prevention means, the inversion prevention means holds the main pipes in a disconnected state. When the motor is driven, the reversal prevention means can be operated to prevent the main pipes from being inadvertently communicated with each other, and the driving pressure supplied to the hydraulic motor can be maintained at a high pressure. Can be driven stably.
[0152]
Furthermore, according to the invention of claim 8, by setting the control pressure supplied from the auxiliary hydraulic power source to the oil chamber of the inversion preventing means to the third control pressure value by the pressure control means, the space between the main pipelines is set. Since the structure is maintained in the shut-off state, it is possible to reliably avoid inadvertent communication between the main pipelines when the hydraulic motor is driven.
[0153]
According to the ninth aspect of the present invention, when the control pressure having the third control pressure value is supplied to the oil chamber of the inversion preventing means, the spool and the cylindrical valve body are moved by the pressure increase in the oil chamber. By sliding and displacing, the main pipelines can be kept in a disconnected state, and it is possible to reliably avoid inadvertent communication between the main pipelines when the hydraulic motor is driven.
[0154]
According to the invention of claim 10, the pressure control means is a switching valve for selectively communicating and shutting off the oil chamber of the inversion preventing means with respect to the auxiliary hydraulic power source, and the switching valve is switched to the communication position. Since the pressure chamber is sometimes configured to set the pressure on the oil chamber side to one of the second and third control pressure values, the control pressure supplied to the oil chamber when the switching valve is switched to the shut-off position. Can be set to the first control pressure value, and when the switching valve is switched to the communication position, the control pressure supplied to the oil chamber by the pressure setter is set to one of the second and third control pressure values. Can be set.
[0155]
Furthermore, according to the invention of claim 11, the pressure oil in the oil chamber is assisted through the control line by the check valve provided in the middle of the control line connecting the auxiliary oil pressure source to the oil chamber of the inversion preventing means. Since it is configured to block the flow to the hydraulic power source side, it is possible to compensate for an appropriate inversion prevention operation by the inversion prevention means.
[0156]
According to the twelfth aspect of the present invention, when the spool is slidably displaced from the initial position to the stroke end during the reverse rotation preventing operation by providing the engaging portion that engages with the cylindrical valve body on one end side of the spool. Since the tubular valve body is configured to slide and displace to the stroke end following the spool, the ports of the valve casing are instantaneously communicated with each other through the throttle passage of the tubular valve body. The generated pressure difference can be reduced, and the reversing operation of the hydraulic motor can be quickly converged.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a turning hydraulic circuit diagram showing an inertial body drive apparatus according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a longitudinal cross-sectional view of the reverse prevention valve showing a state in which the spool is returned to the initial position.
FIG. 3 is a longitudinal sectional view showing a state where a spool reaches a stroke end.
FIG. 4 is a longitudinal sectional view showing a state where the spool is relatively displaced with respect to the sleeve.
FIG. 5 is a longitudinal sectional view showing a state in which the sleeve is pushed back from the valve opening position to the oil chamber side.
FIG. 6 is a characteristic diagram showing the rotational speed of the hydraulic motor, the pressure in the main line, and the sliding displacement of the spool and sleeve when the reverse prevention valve is operated.
FIG. 7 is a longitudinal sectional view showing a state in which only the sleeve is slidably displaced by the pressure from the pilot pump.
FIG. 8 is a longitudinal sectional view showing a state in which a sleeve and a spool are slidably displaced by pressure from a pilot pump.
FIG. 9 is a hydraulic circuit diagram for turning similar to FIG. 1, showing an inertial body drive apparatus according to a second embodiment of the present invention.
10 is a flowchart for explaining electromagnetic valve switching control processing by the controller in FIG. 9; FIG.
FIG. 11 is a hydraulic circuit diagram for turning according to the prior art.
FIG. 12 is a pressure characteristic diagram of each main pipeline showing a state in which the hydraulic motor repeats the reversing operation.
[Explanation of symbols]
1 Hydraulic pump (hydraulic power source)
2 tanks
3 Hydraulic motor
4A, 4B Main pipeline
5-way switching valve
9A, 9B Overload relief valve (pressure control valve)
21 Inversion prevention valve (inversion prevention means)
22 Valve casing
22A Valve body sliding hole
23A, 23B port
25 Sleeve (tubular valve body)
26 Restricted passage
27 Spool
27H Engagement collar (engagement part)
28 Oil chamber
30 Spring chamber
32 Setting spring
33 Weak spring
34 piston
35 aperture
38 Control device (control means)
39 Control line
40 Pilot pump (auxiliary hydraulic power source)
41 Switching valve (pressure control means)
42 Pressure reducing valve (pressure setting device)
43 Check valve (check valve)
61 Solenoid valve (inversion prevention means)
62 Pressure sensor (inversion prevention means)
63 Controller (Reverse prevention means)
64 Signal output device (control means)

Claims

A hydraulic motor that drives an inertial body by supplying and discharging pressure oil from a hydraulic source;
Provided in the middle of a pair of main lines connecting the hydraulic motor to the hydraulic power source, when the hydraulic oil is supplied to and discharged from the hydraulic motor when switched from the neutral position, and returned to the neutral position A direction switching valve for stopping supply and discharge of pressure oil to and from the hydraulic motor;
A pressure control valve that is positioned between the directional switching valve and the hydraulic motor and is provided between the pair of main pipelines, and controls a maximum pressure in each of the main pipelines to a preset pressure value;
Located between the direction switching valve and the hydraulic motor and provided between the main pipelines, the pressure of the main pipelines is controlled to prevent the rotation direction of the inertial body from being reversed after the inertial rotation of the hydraulic motor. In response to the inertial body drive device comprising the reversal prevention means for communicating and blocking between the main pipelines,
Normally, the first control signal is output to the inversion prevention means to allow the inversion prevention means to perform the inversion prevention operation, and when the second control signal is output, the inversion prevention means causes the main pipes to An inertial body drive device characterized by comprising control means for maintaining the roads in communication.

The control means corresponds to an auxiliary hydraulic source that generates a control pressure as first and second control signals to be supplied to the inversion prevention means, and a control pressure from the auxiliary hydraulic source corresponds to the first control signal. A first control pressure value and a pressure control means variably set as a second control pressure value corresponding to the second control signal higher than the first control pressure value,
The inversion prevention means has an oil chamber to which the control pressure from the pressure control means is selectively supplied in a state of either the first or second control pressure value, and the oil chamber is the first oil pressure chamber. 2. The structure according to claim 1, wherein the reversal prevention operation is performed when the control pressure value reaches the control pressure value, and the main pipelines are maintained in communication with each other when the oil chamber rises to the second control pressure value. Inertial body drive device.

The inversion prevention means includes
A valve casing provided between each of the main pipes and formed with a pair of ports that are spaced apart in the axial direction of the valve body sliding holes and communicate with the main pipes;
A cylindrical valve body in which the outer peripheral side is inserted into the valve body sliding hole of the valve casing and the spool sliding hole is formed on the inner peripheral side;
A spool that is inserted into a spool sliding hole of the cylindrical valve body, and is provided in the valve casing so as to be relatively displaceable with respect to the cylindrical valve body;
It is formed between one end side of the spool and the cylindrical valve body and the valve casing, and at least the oil in the tank is supplied and discharged, and the control pressure from the pressure control means is the first and second controls. An oil chamber selectively supplied as one of the pressure values;
A spring chamber formed between the other end side of the cylindrical valve body and the spool and the valve casing, and connected to a tank;
A setting spring which is provided in the spring chamber and constantly urges the spool toward the oil chamber with a pressure value lower than the pressure value by the pressure control valve by a certain ratio in order to return the spool to the initial position;
A weak spring that constantly biases the tubular valve body toward the oil chamber with a spring force weaker than the setting spring;
By supplying the pressure oil pressure on the high pressure side of each main pipeline as a pilot pressure, the spool is slid to the stroke end on the spring chamber side against the setting spring, and the oil chamber A piston that replenishes oil from the tank,
The oil chamber is provided in the middle of a conduit connecting the tank to the tank, and the oil is discharged from the oil chamber to the tank when the spool returns to the initial position from the stroke end by the setting spring. A throttle that raises the pressure in the chamber and delays the return of the cylindrical valve body to the oil chamber side from the spool;
3. The throttle passage according to claim 2, wherein the throttle valve is formed in at least the cylindrical valve body and communicates between the ports of the valve casing when the spool is relatively displaced with respect to the cylindrical valve body. Inertial body drive device.

The pressure control means comprises a switching valve for selectively communicating and shutting off at least the auxiliary hydraulic power source with respect to the oil chamber of the inversion preventing means, and the pressure on the oil chamber side when the switching valve is in the shutting position. The inertial body drive device according to claim 2, wherein the pressure is reduced to the first control pressure value and the pressure on the oil chamber side is increased to the second control pressure value when switched to the communication position.

The inversion prevention means includes an electromagnetic valve provided between the main pipelines for communicating and blocking between the main pipelines, a pressure sensor for detecting the pressure on the high pressure side of the main pipelines, and at least the pressure sensor A controller that switches the solenoid valve between a communication position and a shut-off position based on the signal of
The control means outputs at least the first and second control signals to the controller, and switches the electromagnetic valve by the controller based on a signal from the pressure sensor while outputting the first control signal. The inertial body drive device according to claim 1, wherein the inertial body drive device is configured by a signal output device that allows the controller to hold the electromagnetic valve in a communication position while the second control signal is output.

The signal output unit selectively outputs the first, second, or third control signal to the controller, and holds the electromagnetic valve in the shut-off position by the controller while the third control signal is output. The inertial body drive device according to claim 5.

A hydraulic motor that drives an inertial body by supplying and discharging pressure oil from a hydraulic source;
Provided in the middle of a pair of main lines connecting the hydraulic motor to the hydraulic power source, when the hydraulic oil is supplied to and discharged from the hydraulic motor when switched from the neutral position, and returned to the neutral position A direction switching valve for stopping supply and discharge of pressure oil to and from the hydraulic motor;
A pressure control valve that is positioned between the directional switching valve and the hydraulic motor and is provided between the pair of main pipelines, and controls a maximum pressure in each of the main pipelines to a preset pressure value;
Located between the direction switching valve and the hydraulic motor and provided between the main pipelines, the pressure of the main pipelines is controlled to prevent the rotation direction of the inertial body from being reversed after the inertial rotation of the hydraulic motor. In response to the inertial body drive device comprising the reversal prevention means for communicating and blocking between the main pipelines,
Normally, the first control signal is outputted to the inversion prevention means to allow the inversion prevention means to perform the inversion prevention operation. When the second control signal is outputted, the inversion prevention means causes the main pipes to perform the inversion prevention operation. An inertial body drive apparatus comprising: a control means for holding the main passages in a disconnected state by the inversion preventing means when holding the roads in communication and outputting a third control signal. .

The control means includes an auxiliary hydraulic source that generates control pressures as first, second, and third control signals to be supplied to the inversion prevention means, and the control pressure from the auxiliary hydraulic source is the first control. A first control pressure value corresponding to the signal, a second control pressure value corresponding to the second control signal higher than the first control pressure value, and the higher than the second control pressure value. A pressure control means for variably setting the third control pressure value corresponding to the third control signal,
The inversion prevention means has an oil chamber to which a control pressure from the pressure control means is selectively supplied in any of the first, second, and third control pressure values. The reversal prevention operation is performed when the first control pressure value is reached, and when the oil chamber rises to the second control pressure value, the main pipelines are held in communication with each other, and the oil chamber is The inertial body drive device according to claim 7, wherein when the pressure rises to a control pressure value of 3, the main pipelines are held in a disconnected state.

The inversion prevention means includes
A valve casing provided between each of the main pipes and formed with a pair of ports that are spaced apart in the axial direction of the valve body sliding holes and communicate with the main pipes;
A cylindrical valve body in which the outer peripheral side is inserted into the valve body sliding hole of the valve casing and the spool sliding hole is formed on the inner peripheral side;
A spool that is inserted into a spool sliding hole of the cylindrical valve body, and is provided in the valve casing so as to be relatively displaceable with respect to the cylindrical valve body;
It is formed between one end side of the spool and the cylindrical valve body and the valve casing, and at least the oil liquid in the tank is supplied and discharged, and the control pressure from the pressure control means is first, second and second. An oil chamber selectively supplied as one of the three control pressure values;
A spring chamber formed between the other end side of the cylindrical valve body and the spool and the valve casing, and connected to a tank;
A setting spring which is provided in the spring chamber and constantly urges the spool toward the oil chamber with a pressure value lower than the pressure value by the pressure control valve by a certain ratio in order to return the spool to the initial position;
A weak spring that constantly biases the tubular valve body toward the oil chamber with a spring force weaker than the setting spring;
By supplying the pressure oil pressure on the high pressure side of each main pipeline as a pilot pressure, the spool is slid to the stroke end on the spring chamber side against the setting spring, and the oil chamber A piston that replenishes oil from the tank,
The oil chamber is provided in the middle of a conduit connecting the tank to the tank, and the oil is discharged from the oil chamber to the tank when the spool returns to the initial position from the stroke end by the setting spring. A throttle that raises the pressure in the chamber and delays the return of the cylindrical valve body to the oil chamber side from the spool;
9. The throttle passage according to claim 8, wherein the throttle valve is formed in at least the cylindrical valve body and communicates between the ports of the valve casing when the spool is relatively displaced with respect to the cylindrical valve body. Inertial body drive device.

The pressure control means includes a switching valve for selectively communicating and shutting off the auxiliary hydraulic power source with respect to the oil chamber of the inversion preventing means, and pressure oil supplied from the auxiliary hydraulic power source to the oil chamber of the inversion preventing means. A pressure setter that selectively sets the pressure to the second control pressure value and the third control pressure value, and when the switching valve is in the shut-off position, the pressure on the oil chamber side is set to the first pressure value. The pressure supplied to the oil chamber is selectively increased to one of the second and third control pressure values by the pressure setter when the control pressure value is lowered to the communication position. Item 9. The inertial body drive device according to Item 8.

In the middle of the control line connecting the auxiliary hydraulic source to the oil chamber of the inversion prevention means, pressure oil is allowed to circulate from the auxiliary hydraulic source toward the oil chamber of the inversion prevention means, and the flow is reversed. The inertial body drive device according to claim 2, 4, 8, or 10, wherein a check valve is provided to prevent the failure.

One end of the spool is engaged with the cylindrical valve body when the spool is slid and displaced from the initial position toward the stroke end by the piston, and the cylindrical valve body is slid together with the spool toward the spring chamber. The inertial body drive device according to claim 3 or 9, wherein an engaging portion to be displaced is provided.