JP3802989B2 - Hydraulic circuit of work vehicle - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、走行時に誤操作により作業機を操作することによる変速ショックを防止した作業車両の油圧回路に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、油圧ショベルなどの作業車両では、作業機用の複数の油圧ポンプの吐出油を合流して、走行油圧モータに供給し走行速度の大幅な増速を図っていた。そのような従来の技術として「特開昭５６−１６７３５号公報」がある。この従来の技術の走行部分を図３に抜粋して説明する。第１油圧ポンプ５１は旋回弁５２を介して旋回油圧モータ５３に接続され、旋回弁５２のバイパスポートからは走行弁５４を介して走行油圧モータ５５に接続される。又、第１油圧ポンプ５１の吐出管路にはパイロット式リリーフ弁５６が接続される。第２油圧ポンプ５７はブーム弁５８を介してブームシリンダ５９に接続され、ブーム弁５８のバイパスポートからの油は、旋回弁５２のバイパスポートからの油と合流して走行弁５４を介して走行油圧モータ５５に接続される。又、第２油圧ポンプ５７の吐出管路にはパイロット式のアンロード弁６０が接続される。走行油圧回路の高圧側の油圧はシャトル弁６１を介してリリーフ弁５６のパイロット受圧部５６ａとアンロード弁６０のパイロット受圧部６０ａとに導入される。
【０００３】
図３の作動について説明する。第１油圧ポンプ５１と第２油圧ポンプ５７の吐出油が合流して高速で作業車両が走行中に、走行路面の凹凸などで走行駆動力が増して走行油圧が上昇すると、リリーフ弁５６のパイロット受圧部５６ａとアンロード弁６０のパイロット受圧部６０ａとに導入されるパイロット圧が上昇する。そして、パイロット圧が所定圧以上になると、アンロード弁６０がアンロードすると共にリリーフ弁５６の設定圧がパイロット圧に応じて上昇する。このため、走行油圧モータ５５は第１油圧ポンプ５１だけの吐出油により低速で駆動されるため作業車両は低速で走行する。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上記従来の技術には次のような問題がある。
（１）第１油圧ポンプ５１と第２油圧ポンプ５７の吐出油により高速で走行中に旋回弁５２やブーム弁５８を不用意に操作すると、今まで走行油圧モータ５５に流れていた圧油は旋回油圧モータ５３やブームシリンダ５９に流れる。これにより、片方の油圧ポンプ５１，５７だけで走行油圧モータ５５を駆動することになるため、走行油圧モータ５５の回転速度が急に低下して作業車両が急減速される。又、第１油圧ポンプ５１と第２油圧ポンプ５７のいずれか一方で旋回弁５２やブーム弁５８を操作しながら低速で走行中に旋回弁５２やブーム弁５８を中立に操作して作業を中止すると、第１油圧ポンプ５１と第２油圧ポンプ５７の両方の油圧ポンプ５１及び５７で走行油圧モータ５５を駆動することになる。これにより、走行油圧モータ５５の回転速度が急に上昇して作業車両が急増速される。このように、オペレータに与える変速ショックが大きいため乗心地性が低下する問題があった。
（２）走行管路の高圧をシャトル弁６１を介してリリーフ弁５６やアンロード弁６０のパイロット受圧部５６ａ，６０ａに導いているため、シャトル弁６１やシャトル弁６１からパイロット受圧部５６ａ，６０ａまでの配管が必要になる。このため、シャトル弁６１やシャトル弁６１からの配管を省略して構成を簡素化したいという要望があった。
【０００５】
本発明は上記従来の問題点に着目して、簡単な油圧回路により、誤操作による変速ショックを防止してオペレータの乗心地性と安全性を向上させた作業車両の油圧回路を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段および作用効果】
上記目的を達成するために、第１の発明に係る作業車両の油圧回路は、複数の油圧ポンプのそれぞれの吐出油を、各油圧ポンプに対応する各アクチュエータの方向切換弁に吐出すると共に、合流管路に合流させて各アクチュエータ以外の一つの所定アクチュエータの方向切換弁に吐出する作業車両の油圧回路において、各油圧ポンプの吐出油を、各アクチュエータの方向切換弁と合流管路とに切り換えるそれぞれの切換弁と、各油圧ポンプとそれぞれの切換弁との間に介設された、それぞれの固定設定圧リリーフ弁と、複数の固定設定圧リリーフ弁の内、最高設定圧の固定設定圧リリーフ弁を上流に有する切換弁以外の切換弁と合流管路との接続管路に介設され、合流管路方向への流れを許容するそれぞれのチェック弁とを備えたことを特徴とする。
【０００７】
第１の発明によれば、油圧ポンプの吐出油圧が上昇すると設定圧の低い固定設定圧リリーフ弁から最高設定圧の固定設定圧リリーフ弁まで順次リリーフするため、油圧ポンプの吐出油圧が上昇すると自動的に高速低トルクから低速高トルクに切り換わる。同様にして、油圧ポンプの吐出油圧が低下すると自動的に低速高トルクから高速低トルクに切り換わる。特に、油圧ポンプの吐出油を切換弁によって所定アクチュエータの方向切換弁側に切り換えると、油圧ポンプの吐出油は各アクチュエータには供給されない。このため、所定アクチュエータの作動中に誤操作により各アクチュエータの方向切換弁を不用意に操作することがあっても、所定アクチュエータに供給される油量が変化することはない。従って、各アクチュエータの方向切換弁を誤操作しても所定アクチュエータの作動には関係しないため安全性が向上する。又、油圧ポンプの吐出油圧に応じて速度とトルクとが自動的に切り換わるため操作性が向上すると共に、過負荷によるエンジンストップを防止できる。更に、各油圧ポンプに対応する各アクチュエータを操作するときの固定設定圧リリーフ弁を利用できると共に、可変設定圧リリーフ弁やシャトル弁等が不要となるため構成が簡素化される。
【０００８】
第２の発明に係る作業車両の油圧回路は、第１の発明において、少なくとも１つの切換弁と合流管路との間に設置され、かつ、同じ切換弁の上流に設けた固定設定圧リリーフ弁より低い設定圧の低設定圧リリーフ弁を備えることを特徴とする。
【０００９】
第２の発明によれば、切換弁を各アクチュエータの方向切換弁側に切り換えている間は固定設定圧リリーフ弁により設定され、切換弁を合流管路側に切り換えている間は低設定圧リリーフ弁により低圧に設定される。一般に、油圧ポンプの駆動馬力は吐出量（ポンプ容量と回転数との積）と油圧との積に比例する。このため、低設定圧リリーフ弁を備えた油圧ポンプのポンプ容量が一定であっても、所定アクチュエータの駆動時における低設定圧リリーフ弁を備えた油圧ポンプの最大駆動馬力は、対応するアクチュエータの単独駆動時における最大駆動馬力に対して設定圧の比に減少する。このように、所定アクチュエータの駆動時にはエンジンに全ポンプの駆動馬力が作用するが、低設定圧リリーフ弁を備えた油圧ポンプに作用する駆動馬力を抑えることによりエンジンが過負荷になることなくエンジンストップが防止される。
【００１０】
第３の発明に係る作業車両の油圧回路は、第１あるいは第２の発明において、作業車両はクレーン車両であって、複数の油圧ポンプはクレーン車両のウインチポンプとブームポンプと旋回ポンプとであり、各アクチュエータはクレーン車両のウインチ油圧モータと、ブームシリンダと、旋回油圧モータとであり、所定アクチュエータはクレーン車両の走行油圧モータであることを特徴とする。
【００１１】
第３の発明によれば、作業車両がクレーン車両の場合には、油圧ポンプの吐出油を切換弁によって走行油圧モータの方向切換弁側に切り換えると、油圧ポンプの吐出油はウインチ油圧モータやブームシリンダや旋回油圧モータには供給されない。このため、走行油圧モータの作動中に誤操作によりウインチ油圧モータやブームシリンダや旋回油圧モータの各方向切換弁を不用意に操作することがあっても、走行油圧モータに供給される油量が変化することはない。従って、ウインチ油圧モータやブームシリンダや旋回油圧モータの各方向切換弁を誤操作しても走行油圧モータの作動、即ち車速には関係しないため安全性が向上する。又、油圧ポンプの吐出油圧に応じて速度とトルクとが自動的に切り換わるためクレーン車両の操作性が向上すると共に、過負荷によるエンジンストップを防止できる。その他の作用効果については第１の発明と同様である。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下に、本発明の実施形態を図１，２により説明する。図１はクレーン車両の油圧回路を示し、各切換弁を走行状態に切り換えた状態を示す油圧回路図である。ウインチポンプ１は第１切換弁２を介して、一方はチェック弁３ａを経て合流管路４から走行方向切換弁５を介して走行油圧モータ６に接続され、他方はウインチ方向切換弁７を介してウインチ油圧モータ８に接続される。又、ウインチポンプ１と第１切換弁２を接続する管路には固定設定圧（２１０ｋｇ／ｃｍ2 ）に設定された第１固定設定圧リリーフ弁９が介設され、第１切換弁２とチェック弁３ａを接続する管路には第１固定設定圧リリーフ弁９より低い設定圧（１４０ｋｇ／ｃｍ2 ）の低設定圧リリーフ弁１０が介設される。ブームポンプ１１は第２切換弁１２を介して、一方はチェック弁３ｂを経て合流管路４に接続され、他方はブーム方向切換弁１３を介してブームシリンダ１４に接続される。又、ブームポンプ１１と第２切換弁１２を接続する管路には固定設定圧（２１０ｋｇ／ｃｍ2 ）に設定された第２固定設定圧リリーフ弁１５が介設される。旋回ポンプ１６は第３切換弁１７を介して、一方は合流管路４に接続され、他方は旋回方向切換弁１８を介して旋回油圧モータ１９に接続される。又、旋回ポンプ１６と第３切換弁１７とを接続する管路には最高設定圧（２３０ｋｇ／ｃｍ2 ）の固定設定圧リリーフ弁（以後、最高設定圧リリーフ弁と記す）２０が介設される。
【００１３】
図１の作動を説明する。第１切換弁２、第２切換弁１２、第３切換弁１７の各ソレノイド２ａ，１２ａ，１７ａを励磁すると、第１切換弁２、第２切換弁１２、第３切換弁１７はそれぞれａ位置に切り換わる。
（１）走行油圧Ｐ＜１４０ｋｇ／ｃｍ2 の時（低トルク・高速度）
低設定圧リリーフ弁１０と第２固定設定圧リリーフ弁１５と最高設定圧リリーフ弁２０はいずれもリリーフしないため、ウインチポンプ１とブームポンプ１１と旋回ポンプ１６との各吐出油は全て合流管路４に供給される。走行方向切換弁５のソレノイド５ａを励磁して走行方向切換弁５をａ（前進）位置に操作すると、合流管路４に供給された合計吐出油により走行油圧モータ６を高速で前進させる。走行方向切換弁５のソレノイド５ｂを励磁して走行方向切換弁５をｂ（後進）位置に操作すると、合流管路４に供給された合計吐出油により走行油圧モータ６を高速で後進させる。走行方向切換弁５のソレノイド５ａ，５ｂを共に励磁しないと走行方向切換弁５はｃ（中立）位置に操作されて停止する。
【００１４】
（２）１４０ｋｇ／ｃｍ2 ≦走行油圧Ｐ＜２１０ｋｇ／ｃｍ2 の時（中トルク・中速度）
低設定圧リリーフ弁１０は第１固定設定圧リリーフ弁９に先行してリリーフするが、第２固定設定圧リリーフ弁１５と最高設定圧リリーフ弁２０はいずれもリリーフしないため、ブームポンプ１１と旋回ポンプ１６との各吐出油が合流管路４に供給される。このときには、合流管路４から固定設定圧リリーフ弁１０方向への流れはチェック弁３ａにより阻止される。この状態で、走行方向切換弁５のソレノイド５ａを励磁して走行方向切換弁５をａ（前進）位置に操作すると、合流管路４に供給されたブームポンプ１１と旋回ポンプ１６との各吐出油により走行油圧モータ６を中速で前進させる。走行方向切換弁５のソレノイド５ｂを励磁して走行方向切換弁５をｂ（後進）位置に操作すると、合流管路４に供給されたブームポンプ１１と旋回ポンプ１６との各吐出油により走行油圧モータ６を中速で後進させる。走行方向切換弁５のソレノイド５ａ及び５ｂを共に励磁しないと、走行方向切換弁５はｃ（中立）位置に操作されて停止する。又、一般に、油圧ポンプの駆動馬力は吐出量（ポンプ容量と回転数との積）と油圧との積に比例する。このため、前記のように、ウインチポンプ１のポンプ容量が一定であっても、走行油圧モータ６の駆動時におけるウインチポンプ１の最大駆動馬力はウインチ油圧モータ８の単独駆動時の（１４０／２１０）倍、即ち、設定圧の比に抑えられる。従って、走行油圧モータ６の駆動時にはウインチポンプ１とブームポンプ１１と旋回ポンプ１６との全駆動馬力がエンジンに作用するが、ウインチポンプ１の最大駆動馬力はウインチ油圧モータ８の単独駆動時の（１４０／２１０）倍に抑えられるため、エンジンが過負荷になることなくエンジンストップが防止される。
【００１５】
（３）２１０ｋｇ／ｃｍ2 ≦走行油圧Ｐ＜２３０ｋｇ／ｃｍ2 の時（高トルク・低速度）
低設定圧リリーフ弁１０は第１固定設定圧リリーフ弁９に先行してリリーフすると共に、第２固定設定圧リリーフ弁１５もリリーフするが、最高設定圧リリーフ弁２０（２３０ｋｇ／ｃｍ2 に設定）はリリーフしないため、旋回ポンプ１６の吐出油だけが合流管路４に供給される。このときには、合流管路４から固定設定圧リリーフ弁１０方向への流れはチェック弁３ａにより、又、合流管路４から固定設定圧リリーフ弁１２方向への流れはチェック弁３ｂにより阻止される。この状態で、走行方向切換弁５のソレノイド５ａを励磁して走行方向切換弁５をａ（前進）位置に操作すると、合流管路４に供給された旋回ポンプ１６の吐出油により走行油圧モータ６を低速で前進させる。走行方向切換弁５のソレノイド５ｂを励磁して走行方向切換弁５をｂ（後進）位置に操作すると、合流管路４に供給された旋回ポンプ１６の吐出油により走行油圧モータ６を低速で後進させる。走行方向切換弁５のソレノイド５ａ及び５ｂを共に励磁しないと走行方向切換弁５はｃ（中立）位置に操作されて停止する。又、一般に、油圧ポンプの駆動馬力は吐出量（ポンプ容量と回転数との積）と油圧との積に比例するため、前記のように、ウインチポンプ１のポンプ容量が一定であっても、走行油圧モータ６の駆動時におけるウインチポンプ１の最大駆動馬力はウインチ油圧モータ８の単独駆動時の（１４０／２１０）倍、即ち、設定圧の比に抑えられる。従って、走行油圧モータ６の駆動時にはウインチポンプ１とブームポンプ１１と旋回ポンプ１６との全駆動馬力がエンジンに作用するが、ウインチポンプ１の最大駆動馬力はウインチ油圧モータ８の単独駆動時の（１４０／２１０）倍に抑えられるため、エンジンが過負荷になることなくエンジンストップが防止される。
【００１６】
以上のように、クレーン車両の走行油圧が上昇すると設定圧の低い低設定圧リリーフ弁１０から最高設定圧リリーフ弁２０まで、走行油圧に応じて順次リリーフして行くので、走行油圧モータ６への供給油量は走行油圧の上昇に応じて大流量から小流量へ変化する。その結果、走行油圧モータ６は自動的に高速低トルクから低速高トルクに切り換わる。又、走行油圧が低下すると設定圧の高い固定設定圧リリーフ弁２０から設定圧の低い固定設定圧リリーフ弁１０まで、走行油圧に応じて順次リリーフしなくなるので、走行油圧モータ６への供給油量は走行油圧の低下に応じて小流量から大流量へ変化する。このように、走行油圧に応じて自動的に高速低トルクから低速高トルク、及び低速高トルクから高速低トルクに切り換わるため、クレーン車両の負荷トルクに応じて車速を制御する必要がないと共に、過負荷によるエンジンストップを防止できる。又、固定設定圧リリーフ弁９，１０，１５，２０を使用でき、可変設定圧リリーフ弁やシャトル弁等が不要となるため構成が簡素化される。特に、各油圧ポンプ１，１１，１６の吐出油を第１切換弁２，第２切換弁１２，第３切換弁１７によって、走行油圧モータ６の走行方向切換弁５（合流管路４）側に切り換えると、各油圧ポンプ１，１１，１６の吐出油はウインチ油圧モータ８やブームシリンダ１４や旋回油圧モータ１９には供給されない。このため、走行油圧モータ６の作動中に誤操作によりウインチ油圧モータ８やブームシリンダ１４や旋回油圧モータ１９の各方向切換弁７，１３，１８を不用意に操作することがあっても、走行油圧モータ６に供給される油量が変化することはない。このため、クレーン車両が走行中に急変速することがなく安全性が向上する。なお、走行油圧モータ６の駆動油圧の立上がりを特に必要としない場合には、固定設定圧リリーフ弁９，１０，１５をアンロード弁に代えて省資源化を図るとよい。
【００１７】
図２に示す作業状態の油圧回路図の作動を説明する。第１切換弁２、第２切換弁１２、第３切換弁１７の各ソレノイド２ａ，１２ａ，１７ａを消磁すると、いずれも第１切換弁２、第２切換弁１２、第３切換弁１７はそれぞれｂ位置に切り換わる。すると、ウインチポンプ１の吐出油は、ウインチ方向切換弁７の操作に応じてウインチ油圧モータ８に供給され、図示しないウインチドラムを正転、逆転、又は停止させる。ブームポンプ１１の吐出油は、ブーム方向切換弁１３の操作に応じてブームシリンダ１４に供給され、図示しないブームを上昇、下降、又は停止させる。又、旋回ポンプ１６の吐出油は、旋回方向切換弁１８の操作に応じて旋回油圧モータ１９に供給され、図示しない上部旋回体を右旋回、左旋回、又は停止させる。
【００１８】
以上のように、所定アクチュエータの作動中に誤操作により各アクチュエータの方向切換弁を不用意に操作することがあっても、所定アクチュエータに供給される油量が変化することはない。従って、各アクチュエータの方向切換弁を誤操作することがあってもオペレータの意に反して所定アクチュエータが急変速されるということがないため操作性が向上すると共に、安定して所定アクチュエータを作動できる。又、油圧ポンプの吐出油圧に応じて速度とトルクとが自動的に切り換わるため操作性が向上すると共に、過負荷によるエンジンストップを防止できる。更に、各油圧ポンプに対応する各アクチュエータを操作するときに通常用いられる固定設定圧リリーフ弁が利用できると共に、可変設定圧リリーフ弁やシャトル弁等が不要となるため構成が簡素化される。
【００１９】
尚、本実施形態では、第１切換弁２、第２切換弁１２、及び第３切換弁１７を全てａ位置に切り換えて走行油圧モータ６を駆動したが、作業車両が余り高い走行速度を必要としない場合には、予め、所定の切換弁をｂ位置に切り換えて走行油圧モータ６以外のアクチュエータ８，１４，１９等を作動させることにより、作業車両の変速ショックを防止してもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係る走行状態の油圧回路図である。
【図２】本発明の実施形態に係る作業状態の油圧回路図である。
【図３】従来の技術の油圧回路図である。
【符号の説明】
１…ウインチポンプ、２…第１切換弁、３ａ，３ｂ…チェック弁、４…合流管路、５…走行方向切換弁、６…走行油圧モータ、７…ウインチ方向切換弁、８…ウインチ油圧モータ、９…第１固定設定圧リリーフ弁、１０…低設定圧リリーフ弁、１１…ブームポンプ、１２…第２切換弁、１３…ブーム方向切換弁、１４…ブームシリンダ、１５…第２固定設定圧リリーフ弁、１６…旋回ポンプ、１７…第３切換弁、１８…旋回方向切換弁、１９…旋回油圧モータ、２０…最高設定圧リリーフ弁。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic circuit for a work vehicle in which a shift shock caused by operating a work implement by an erroneous operation during traveling is prevented.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in a work vehicle such as a hydraulic excavator, the discharge oil of a plurality of hydraulic pumps for work machines is joined and supplied to a traveling hydraulic motor to greatly increase the traveling speed. There is "Japanese Patent Laid-Open No. 56-16735" as such a conventional technique. The traveling part of this prior art will be described with reference to FIG. The first hydraulic pump 51 is connected to the swing hydraulic motor 53 via the swing valve 52, and is connected to the travel hydraulic motor 55 from the bypass port of the swing valve 52 via the travel valve 54. A pilot type relief valve 56 is connected to the discharge line of the first hydraulic pump 51. The second hydraulic pump 57 is connected to the boom cylinder 59 via the boom valve 58, and the oil from the bypass port of the boom valve 58 merges with the oil from the bypass port of the swing valve 52 and travels via the travel valve 54. Connected to the hydraulic motor 55. A pilot type unload valve 60 is connected to the discharge line of the second hydraulic pump 57. The hydraulic pressure on the high pressure side of the traveling hydraulic circuit is introduced to the pilot pressure receiving portion 56 a of the relief valve 56 and the pilot pressure receiving portion 60 a of the unload valve 60 via the shuttle valve 61.
[0003]
The operation of FIG. 3 will be described. When the traveling drive force increases due to the unevenness of the traveling road surface and the traveling hydraulic pressure rises while the work vehicle travels at high speed due to the combined discharge oil of the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 57, the pilot of the relief valve 56 The pilot pressure introduced into the pressure receiving portion 56a and the pilot pressure receiving portion 60a of the unload valve 60 increases. When the pilot pressure becomes equal to or higher than the predetermined pressure, the unload valve 60 is unloaded and the set pressure of the relief valve 56 is increased according to the pilot pressure. For this reason, since the traveling hydraulic motor 55 is driven at low speed by the discharge oil of only the first hydraulic pump 51, the work vehicle travels at low speed.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, the above conventional technique has the following problems.
(1) If the swivel valve 52 and the boom valve 58 are inadvertently operated while traveling at high speed by the discharge oil of the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 57, the pressure oil that has been flowing to the traveling hydraulic motor 55 until now is It flows to the swing hydraulic motor 53 and the boom cylinder 59. As a result, the traveling hydraulic motor 55 is driven by only one of the hydraulic pumps 51 and 57, so that the rotational speed of the traveling hydraulic motor 55 is suddenly reduced and the work vehicle is decelerated rapidly. In addition, while either the first hydraulic pump 51 or the second hydraulic pump 57 is operating the swivel valve 52 or the boom valve 58, the swivel valve 52 or the boom valve 58 is operated neutrally while the vehicle is traveling at a low speed. Then, the traveling hydraulic motor 55 is driven by the hydraulic pumps 51 and 57 of both the first hydraulic pump 51 and the second hydraulic pump 57. As a result, the rotational speed of the traveling hydraulic motor 55 suddenly increases and the work vehicle is rapidly increased. As described above, there is a problem that the ride comfort is deteriorated because the shift shock given to the operator is large.
(2) Since the high pressure of the travel pipe is led to the pilot pressure receiving portions 56a and 60a of the relief valve 56 and the unload valve 60 via the shuttle valve 61, the pilot pressure receiving portions 56a and 60a are connected to the shuttle valve 61 and the shuttle valve 61. Piping up to is required. For this reason, there has been a desire to simplify the configuration by omitting the shuttle valve 61 and the piping from the shuttle valve 61.
[0005]
The present invention aims to provide a hydraulic circuit for a work vehicle that improves the ride comfort and safety of an operator by preventing a shift shock due to an erroneous operation with a simple hydraulic circuit, focusing on the above-mentioned conventional problems. And
[0006]
[Means for solving the problems and effects]
In order to achieve the above object, a hydraulic circuit for a work vehicle according to a first aspect of the present invention discharges each discharge oil of a plurality of hydraulic pumps to a direction switching valve of each actuator corresponding to each hydraulic pump, In a hydraulic circuit of a work vehicle that joins a pipeline and discharges it to a direction switching valve of one predetermined actuator other than each actuator, each discharge oil of each hydraulic pump is switched to a direction switching valve and a junction pipeline of each actuator. Each fixed set pressure relief valve and a fixed set pressure relief valve having a maximum set pressure among a plurality of fixed set pressure relief valves, which are interposed between each hydraulic pump and each switch valve. And a check valve which is interposed in a connecting pipe line between the switching valve other than the switching valve having the upstream side and the merging pipe line and allows flow in the direction of the merging pipe line. To.
[0007]
According to the first invention, when the discharge hydraulic pressure of the hydraulic pump rises, the relief pressure is sequentially released from the fixed set pressure relief valve having a low set pressure to the fixed set pressure relief valve having the highest set pressure. The high-speed low torque is switched to the low speed high torque. Similarly, when the discharge hydraulic pressure of the hydraulic pump decreases, the low speed high torque is automatically switched to the high speed low torque. In particular, when the discharge oil of the hydraulic pump is switched to the direction switching valve side of the predetermined actuator by the switching valve, the discharge oil of the hydraulic pump is not supplied to each actuator. For this reason, even if the direction switching valve of each actuator is inadvertently operated by mistake during operation of the predetermined actuator, the amount of oil supplied to the predetermined actuator does not change. Therefore, even if the direction switching valve of each actuator is erroneously operated, safety is improved because it is not related to the operation of the predetermined actuator. Further, since the speed and torque are automatically switched according to the discharge hydraulic pressure of the hydraulic pump, operability is improved and engine stop due to overload can be prevented. Furthermore, a fixed set pressure relief valve for operating each actuator corresponding to each hydraulic pump can be used, and a variable set pressure relief valve, a shuttle valve, and the like are not required, and the configuration is simplified.
[0008]
A hydraulic circuit for a work vehicle according to a second invention is the fixed set pressure relief valve provided between the at least one switching valve and the merging pipe line and provided upstream of the same switching valve in the first invention. A low set pressure relief valve having a lower set pressure is provided.
[0009]
According to the second aspect of the invention, the fixed set pressure relief valve is set while the switching valve is switched to the direction switching valve side of each actuator, and the low set pressure relief valve is set while the switching valve is switched to the merging conduit side. Is set to a low pressure. In general, the driving horsepower of a hydraulic pump is proportional to the product of the discharge amount (product of pump capacity and rotation speed) and hydraulic pressure. For this reason, even if the pump capacity of the hydraulic pump provided with the low set pressure relief valve is constant, the maximum driving horsepower of the hydraulic pump provided with the low set pressure relief valve when the predetermined actuator is driven is determined by the corresponding actuator alone. Reduced to the ratio of the set pressure to the maximum driving horsepower during driving. In this way, the drive horsepower of all the pumps acts on the engine when the predetermined actuator is driven, but the engine stops without overloading the engine by suppressing the drive horsepower acting on the hydraulic pump with the low set pressure relief valve. Is prevented.
[0010]
In the hydraulic circuit of the work vehicle according to the third invention, in the first or second invention, the work vehicle is a crane vehicle, and the plurality of hydraulic pumps are a winch pump, a boom pump, and a swing pump of the crane vehicle. Each actuator is a winch hydraulic motor, a boom cylinder, and a swing hydraulic motor of a crane vehicle, and the predetermined actuator is a traveling hydraulic motor of the crane vehicle.
[0011]
According to the third invention, when the work vehicle is a crane vehicle, when the discharge oil of the hydraulic pump is switched to the direction switching valve side of the traveling hydraulic motor by the switching valve, the discharge oil of the hydraulic pump is supplied to the winch hydraulic motor or the boom. It is not supplied to cylinders or swing hydraulic motors. For this reason, even if the winch hydraulic motor, the boom cylinder, and the swing hydraulic motor each direction switching valve are inadvertently operated during operation of the traveling hydraulic motor, the amount of oil supplied to the traveling hydraulic motor changes. Never do. Therefore, even if each direction switching valve of the winch hydraulic motor, the boom cylinder, or the swing hydraulic motor is erroneously operated, safety is improved because it does not relate to the operation of the traveling hydraulic motor, that is, the vehicle speed. Further, since the speed and torque are automatically switched according to the discharge hydraulic pressure of the hydraulic pump, the operability of the crane vehicle is improved and the engine stop due to overload can be prevented. Other functions and effects are the same as those of the first invention.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 1 shows a hydraulic circuit of a crane vehicle and is a hydraulic circuit diagram showing a state in which each switching valve is switched to a traveling state. The winch pump 1 is connected to the traveling hydraulic motor 6 via the first switching valve 2, one through the check valve 3 a and from the merging pipeline 4 via the traveling direction switching valve 5, and the other via the winch direction switching valve 7. The winch hydraulic motor 8 is connected. Further, a first fixed set pressure relief valve 9 set at a fixed set pressure (210 kg / cm 2 ) is interposed in the pipe line connecting the winch pump 1 and the first switch valve 2, and A low set pressure relief valve 10 having a set pressure (140 kg / cm 2 ) lower than that of the first fixed set pressure relief valve 9 is interposed in the pipe line connecting the check valve 3a. The boom pump 11 is connected to the merging pipe line 4 through the second switching valve 12, one through the check valve 3 b, and the other is connected to the boom cylinder 14 through the boom direction switching valve 13. Further, a second fixed set pressure relief valve 15 set at a fixed set pressure (210 kg / cm 2 ) is interposed in the pipe line connecting the boom pump 11 and the second switching valve 12. The swing pump 16 is connected to the merging pipe line 4 through the third switching valve 17, and the other is connected to the swing hydraulic motor 19 through the swing direction switching valve 18. Further, a fixed set pressure relief valve (hereinafter referred to as a maximum set pressure relief valve) 20 having a maximum set pressure (230 kg / cm 2 ) is interposed in a pipe line connecting the rotary pump 16 and the third switching valve 17. The
[0013]
The operation of FIG. 1 will be described. When the solenoids 2a, 12a, 17a of the first switching valve 2, the second switching valve 12, and the third switching valve 17 are excited, the first switching valve 2, the second switching valve 12, and the third switching valve 17 are each in the a position. Switch to.
(1) When traveling hydraulic pressure P <140 kg / cm 2 (low torque, high speed)
Since the low set pressure relief valve 10, the second fixed set pressure relief valve 15 and the maximum set pressure relief valve 20 do not relieve, all the discharge oil from the winch pump 1, the boom pump 11 and the swivel pump 16 are joined together. 4 is supplied. When the solenoid 5a of the travel direction switching valve 5 is energized and the travel direction switching valve 5 is operated to the a (forward) position, the travel hydraulic motor 6 is advanced at high speed by the total discharged oil supplied to the merging pipe line 4. When the solenoid 5b of the travel direction switching valve 5 is excited and the travel direction switching valve 5 is operated to the b (reverse) position, the travel hydraulic motor 6 is moved backward at high speed by the total discharged oil supplied to the merging pipe line 4. If both solenoids 5a and 5b of the traveling direction switching valve 5 are not excited, the traveling direction switching valve 5 is operated to the c (neutral) position and stops.
[0014]
(2) When 140 kg / cm 2 ≦ running hydraulic pressure P <210 kg / cm 2 (medium torque / medium speed)
The low set pressure relief valve 10 is relieved prior to the first fixed set pressure relief valve 9, but neither the second fixed set pressure relief valve 15 nor the maximum set pressure relief valve 20 is relieved. Each oil discharged from the pump 16 is supplied to the merge pipe 4. At this time, the flow from the merging conduit 4 toward the fixed set pressure relief valve 10 is blocked by the check valve 3a. In this state, when the solenoid 5a of the traveling direction switching valve 5 is excited and the traveling direction switching valve 5 is operated to the a (forward) position, each discharge of the boom pump 11 and the swing pump 16 supplied to the merging pipeline 4 is performed. The traveling hydraulic motor 6 is moved forward at medium speed by oil. When the solenoid 5b of the traveling direction switching valve 5 is excited to operate the traveling direction switching valve 5 to the b (reverse) position, the traveling hydraulic pressure is generated by the discharge oil of the boom pump 11 and the swing pump 16 supplied to the merging pipe line 4. The motor 6 is moved backward at medium speed. If both solenoids 5a and 5b of the traveling direction switching valve 5 are not excited, the traveling direction switching valve 5 is operated to the c (neutral) position and stops. In general, the driving horsepower of the hydraulic pump is proportional to the product of the discharge amount (the product of the pump capacity and the rotational speed) and the hydraulic pressure. Therefore, as described above, even if the pump capacity of the winch pump 1 is constant, the maximum driving horsepower of the winch pump 1 when the traveling hydraulic motor 6 is driven is (140/210) when the winch hydraulic motor 8 is driven alone. ) Times, i.e., the set pressure ratio. Accordingly, when the traveling hydraulic motor 6 is driven, all the drive horsepowers of the winch pump 1, the boom pump 11 and the swing pump 16 act on the engine, but the maximum drive horsepower of the winch pump 1 is ( 140/210) times, engine stop is prevented without overloading the engine.
[0015]
(3) When 210 kg / cm 2 ≦ traveling hydraulic pressure P <230 kg / cm 2 (high torque / low speed)
The low set pressure relief valve 10 is relieved prior to the first fixed set pressure relief valve 9 and the second fixed set pressure relief valve 15 is also relief, but the maximum set pressure relief valve 20 (set to 230 kg / cm 2 ). Therefore, only the oil discharged from the rotary pump 16 is supplied to the merging conduit 4. At this time, the flow from the merging pipe line 4 toward the fixed set pressure relief valve 10 is blocked by the check valve 3a, and the flow from the merging pipe line 4 toward the fixed set pressure relief valve 12 is blocked by the check valve 3b. In this state, when the solenoid 5a of the traveling direction switching valve 5 is excited and the traveling direction switching valve 5 is operated to the a (forward) position, the traveling hydraulic motor 6 is driven by the oil discharged from the turning pump 16 supplied to the merging pipeline 4. Move forward at low speed. When the solenoid 5b of the travel direction switching valve 5 is excited and the travel direction switching valve 5 is operated to the b (reverse) position, the travel hydraulic motor 6 is moved backward at a low speed by the discharge oil of the swing pump 16 supplied to the merging pipe line 4. Let Unless both solenoids 5a and 5b of the traveling direction switching valve 5 are excited, the traveling direction switching valve 5 is operated to the c (neutral) position and stops. In general, the driving horsepower of the hydraulic pump is proportional to the product of the discharge amount (product of the pump capacity and the rotational speed) and the hydraulic pressure, and as described above, even if the pump capacity of the winch pump 1 is constant, The maximum driving horsepower of the winch pump 1 when the traveling hydraulic motor 6 is driven is suppressed to (140/210) times that when the winch hydraulic motor 8 is driven alone, that is, the ratio of the set pressure. Accordingly, when the traveling hydraulic motor 6 is driven, all the drive horsepowers of the winch pump 1, the boom pump 11 and the swing pump 16 are applied to the engine, but the maximum drive horsepower of the winch pump 1 is ( 140/210) times, engine stop is prevented without overloading the engine.
[0016]
As described above, when the traveling hydraulic pressure of the crane vehicle rises, relief is sequentially performed from the low set pressure relief valve 10 having a low set pressure to the maximum set pressure relief valve 20 in accordance with the traveling hydraulic pressure. The amount of oil supplied changes from a large flow rate to a small flow rate as the traveling hydraulic pressure increases. As a result, the traveling hydraulic motor 6 automatically switches from high speed and low torque to low speed and high torque. Further, when the traveling hydraulic pressure decreases, the relief pressure is not sequentially released from the fixed set pressure relief valve 20 having a high set pressure to the fixed set pressure relief valve 10 having a low set pressure in accordance with the travel hydraulic pressure, so the amount of oil supplied to the travel hydraulic motor 6 Changes from a small flow rate to a large flow rate as the traveling hydraulic pressure decreases. In this way, since it automatically switches from high speed low torque to low speed high torque and low speed high torque to high speed low torque according to the traveling hydraulic pressure, it is not necessary to control the vehicle speed according to the load torque of the crane vehicle, Engine stop due to overload can be prevented. In addition, the fixed set pressure relief valves 9, 10, 15, and 20 can be used, and the variable set pressure relief valve, the shuttle valve, and the like are not required, thereby simplifying the configuration. In particular, the oil discharged from each of the hydraulic pumps 1, 11, 16 is moved by the first switching valve 2, the second switching valve 12, and the third switching valve 17 to the traveling direction switching valve 5 (merging pipeline 4) side of the traveling hydraulic motor 6. When switched to, the oil discharged from the hydraulic pumps 1, 11, 16 is not supplied to the winch hydraulic motor 8, the boom cylinder 14, or the swing hydraulic motor 19. For this reason, even if the winch hydraulic motor 8, the boom cylinder 14, and the swing hydraulic motor 19 are inadvertently operated while the travel hydraulic motor 6 is operating, the travel hydraulic pressure is not controlled. The amount of oil supplied to the motor 6 does not change. For this reason, the crane vehicle does not shift suddenly while traveling, and safety is improved. In the case where it is not particularly necessary to raise the drive hydraulic pressure of the traveling hydraulic motor 6, the fixed set pressure relief valves 9, 10, and 15 may be replaced with unload valves to save resources.
[0017]
The operation of the hydraulic circuit diagram in the working state shown in FIG. 2 will be described. When the solenoids 2a, 12a, 17a of the first switching valve 2, the second switching valve 12, and the third switching valve 17 are demagnetized, the first switching valve 2, the second switching valve 12, and the third switching valve 17 are respectively Switch to position b. Then, the discharge oil of the winch pump 1 is supplied to the winch hydraulic motor 8 in accordance with the operation of the winch direction switching valve 7, and the winch drum (not shown) is rotated forward, reverse, or stopped. The oil discharged from the boom pump 11 is supplied to the boom cylinder 14 in accordance with the operation of the boom direction switching valve 13 to raise, lower or stop a boom (not shown). The oil discharged from the swing pump 16 is supplied to the swing hydraulic motor 19 according to the operation of the swing direction switching valve 18, and the upper swing body (not shown) is turned right, left, or stopped.
[0018]
As described above, even if the direction switching valve of each actuator is inadvertently operated by mistake during operation of the predetermined actuator, the amount of oil supplied to the predetermined actuator does not change. Therefore, even if the direction switching valve of each actuator is erroneously operated, the predetermined actuator is not suddenly shifted against the will of the operator, so that the operability is improved and the predetermined actuator can be operated stably. Further, since the speed and torque are automatically switched according to the discharge hydraulic pressure of the hydraulic pump, operability is improved and engine stop due to overload can be prevented. Further, a fixed set pressure relief valve that is normally used when operating each actuator corresponding to each hydraulic pump can be used, and a variable set pressure relief valve, a shuttle valve, and the like are not required, and the configuration is simplified.
[0019]
In this embodiment, the traveling hydraulic motor 6 is driven by switching all of the first switching valve 2, the second switching valve 12, and the third switching valve 17 to the a position, but the work vehicle needs a very high traveling speed. If not, the shift shock of the work vehicle may be prevented by switching the predetermined switching valve to the position b and operating the actuators 8, 14, 19, etc. other than the traveling hydraulic motor 6 in advance.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram in a running state according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram in a working state according to the embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a conventional hydraulic circuit diagram.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Winch pump, 2 ... 1st switching valve, 3a, 3b ... Check valve, 4 ... Merge pipe, 5 ... Traveling direction switching valve, 6 ... Traveling hydraulic motor, 7 ... Winch direction switching valve, 8 ... Winch hydraulic motor , 9: First fixed set pressure relief valve, 10: Low set pressure relief valve, 11: Boom pump, 12: Second switch valve, 13: Boom direction switch valve, 14: Boom cylinder, 15: Second fixed set pressure Relief valve, 16 ... revolving pump, 17 ... third switching valve, 18 ... revolving direction switching valve, 19 ... revolving hydraulic motor, 20 ... highest set pressure relief valve.

Claims (3)

複数の油圧ポンプのそれぞれの吐出油を、各油圧ポンプに対応する各アクチュエータの方向切換弁に吐出すると共に、合流管路に合流させて各アクチュエータ以外の一つの所定アクチュエータの方向切換弁に吐出する作業車両の油圧回路において、
各油圧ポンプ(1,11,16) の吐出油を、各アクチュエータ(8,14,19) の方向切換弁(7,13,18) と合流管路(4) とに切り換えるそれぞれの切換弁(2,12,17) と、各油圧ポンプ(1,11,16) とそれぞれの切換弁(2,12,17) との間に介設された、それぞれの固定設定圧リリーフ弁(9,15,20) と、複数の固定設定圧リリーフ弁(9,15,20) の内、最高設定圧の固定設定圧リリーフ弁(20)を上流に有する切換弁(17)以外の切換弁(2,12)と合流管路(4) との接続管路に介設され、合流管路(4) 方向への流れを許容するそれぞれのチェック弁(3a,3b) とを備えたことを特徴とする作業車両の油圧回路。The oil discharged from each of the plurality of hydraulic pumps is discharged to the direction switching valve of each actuator corresponding to each hydraulic pump, and is discharged to the direction switching valve of one predetermined actuator other than each actuator by being merged with the merging pipeline. In the hydraulic circuit of a work vehicle,
Each switching valve (1), which switches the discharge oil of each hydraulic pump (1,11,16) to the direction switching valve (7,13,18) and the merging pipe (4) of each actuator (8,14,19) 2,12,17) and each fixed set pressure relief valve (9,15) interposed between each hydraulic pump (1,11,16) and each switching valve (2,12,17). , 20) and a switching valve other than the switching valve (17) having a fixed setting pressure relief valve (20) having the highest setting pressure among the plurality of fixed setting pressure relief valves (9, 15, 20) (2, 12) and the junction pipe (4) are provided in the connecting pipe, and each check valve (3a, 3b) that allows flow in the direction of the joint pipe (4) is provided. Hydraulic circuit of work vehicle. 請求項１記載の作業車両の油圧回路において、少なくとも１つの切換弁(2) と合流管路(4) との間に設置され、かつ、同じ切換弁(2) の上流に設けた固定設定圧リリーフ弁(9) より低い設定圧の低設定圧リリーフ弁(10)を備えることを特徴とする作業車両の油圧回路。2. The hydraulic circuit of a work vehicle according to claim 1, wherein the fixed set pressure is provided between at least one switching valve (2) and the junction pipe (4) and provided upstream of the same switching valve (2). A hydraulic circuit for a work vehicle, comprising a low set pressure relief valve (10) having a lower set pressure than the relief valve (9). 請求項１あるいは請求項２記載の作業車両の油圧回路において、作業車両はクレーン車両であって、複数の油圧ポンプ(1,11,16) はクレーン車両のウインチポンプ(1) とブームポンプ(11)と旋回ポンプ(16)とであり、各アクチュエータ(8,14,19) はクレーン車両のウインチ油圧モータと、ブームシリンダ(11)と、旋回油圧モータとであり、所定アクチュエータ(6) はクレーン車両の走行油圧モータであることを特徴とする作業車両の油圧回路。The hydraulic circuit for a work vehicle according to claim 1 or 2, wherein the work vehicle is a crane vehicle, and the plurality of hydraulic pumps (1, 11, 16) include a winch pump (1) and a boom pump (11) of the crane vehicle. ) And a swing pump (16), each actuator (8, 14, 19) is a winch hydraulic motor of a crane vehicle, a boom cylinder (11), and a swing hydraulic motor, and the predetermined actuator (6) is a crane A hydraulic circuit for a work vehicle, wherein the hydraulic circuit is a traveling hydraulic motor for the vehicle.
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