JP3818413B2

JP3818413B2 - Traveling bending correction device for hydraulically driven traveling body

Info

Publication number: JP3818413B2
Application number: JP26658398A
Authority: JP
Inventors: 健治森野; 庸介小田
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 1998-09-21
Filing date: 1998-09-21
Publication date: 2006-09-06
Anticipated expiration: 2018-09-21
Also published as: JP2000095134A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は油圧ショベルなどの油圧駆動走行体が直進走行する際の走行曲がりを補正する装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ショベルなどの油圧駆動走行体においては左右の履帯に対応してそれぞれこれら左右の履帯を駆動する左右の油圧モータが設けられている。そして左右の油圧モータに対応してそれぞれ油圧ポンプが設けられている。
【０００３】
油圧駆動走行体を直進走行させる場合これら２つの油圧ポンプに吐出流量差があると、オペレータが直進操作をしているにもかかわらず完全に直進せず、走行曲がりが発生する。
【０００４】
このように走行曲がりが発生するのは、左右の履帯を左右毎に別個の油圧機器（油圧ポンプ、方向制御弁、圧油供給管路、油圧モータ等）を用いて駆動しているためである。左右毎に設けられた油圧ポンプがたとえ同一の押しのけ容積（ｃｃ/ｒｅｖ）になっていたとしても下記の原因によって左右の履帯の回転は同一にならず完全な直進走行をしない。
【０００５】
（１）左右の油圧ポンプの容積効率の違い（温度による漏れの差、部品精度による部品すきまの差等）
（２）左右の配管の圧力損失の違い（配管長さの差、配管部品精度による管内径差等）
（３）左右の油圧モータの容積効率の違い（温度による漏れの差、部品精度による部品すきまの差等）
（４）左右の履帯の駆動抵抗の違い（取り付け誤差、精度による抵抗差等）
（５）左右の履帯そのものの曲がり
（６）走行路面の抵抗差の左右による違い（走行路面の抵抗係数、水平度等）
などである。
【０００６】
そこで従来はこれら（１）〜（６）などの原因を考慮して油圧機器の部品精度を向上させるなどして左右の履帯の回転差が極力少ない状態にした上で車両を組み立てるようにしていた。たとえば油圧ポンプ吐出流量の流量差の規格を厳しくしたり、配管経路の長さ、太さ、曲がり箇所などを左右の管路で同一とし、配管抵抗を左右の管路で等しくする設計などが挙げられる。
【０００７】
しかしこのように部品精度を向上させるなどして対処しても実際に組み立てられた車両には個々に走行曲がりが発生することがある。
【０００８】
このため実車組立後の車両の走行曲がりを補正するために対策部品を組み込むようにしていた。たとえば圧油供給管路の途中に圧油の抵抗となる固定絞りを組み込むようにしていた。また操作レバーに、操作ストロークを制限するストッパを組み込むようにしていた。また方向制御弁（操作弁）の操作量を制限するストッパを組み込むようにしていた。
【０００９】
しかし（１）〜（６）などの原因を考慮して油圧機器の部品精度を向上させるなどして左右の履帯の回転差が極力少ない状態にした上で車両を組み立てる場合には、部品製作の工程が増加したり、部品点数が増加したり、配管構成の自由度が低下するという問題が発生する。
【００１０】
また実車組立後に対策部品を組み込む場合には新たな対策部品を組み込む手間が増加するという問題が発生する。しかも固定絞りを組み込む場合には個々の車両の走行曲がり具合に適合した固定絞りを選択して組み込む必要があり、その作業は煩雑なものとなる。
【００１１】
そこでこうした問題を解決すべく実公平８−９２３６号公報に記載されたものでは、建設機械の走行用油圧回路を図９に示すように構成している。
【００１２】
図９に示す油圧回路では、左右の走行用油圧モータ２５、２６にそれぞれ対応して油圧ポンプが設けられている。また左右の走行用油圧モータ２５、２６にそれぞれ対応して方向制御弁２３、２４が設けられている。そして各方向制御弁２３、２４と走行用油圧モータ２５、２６との間の圧油供給管路５１（５１Ａ、５１Ｂ）、５２（５２Ａ、５２Ｂ）上には可変絞り弁９１、９２がそれぞれ設けられている。２５Ａ、２６Ａは油圧モータ２５、２６の前進用圧油流入ポートであり、２５Ｂ、２６Ｂは油圧モータ２５、２６の後進用圧油流入ポートである。
【００１３】
そこでいまオペレータが左履帯用操作レバー２７を前進側に操作して方向制御弁２３が前進位置に切り替えられると、油圧ポンプの吐出圧油は前進用圧油供給管路５１Ａを通過して油圧モータ２５の前進用圧油流入ポート２５Ａに流入される。この結果油圧モータ２５が正転方向に回転し左履帯が前進方向に回転される。油圧モータ２５の反対ポート２５Ｂから流出された圧油は管路５１Ｂを経て排出される。
【００１４】
同様にしてオペレータが右履帯用操作レバー２８を前進側に操作するとこの操作に応じて油圧モータ２６が正転方向に回転して右履帯が前進方向に回転される。この結果建設機械は前進方向に直進する。
【００１５】
ここで前進方向の直進時に走行曲がりが発生するとオペレータは左右の可変絞り弁９１、９２を調整する。この結果前進用圧油供給管路５１Ａ、５２Ａを流れる圧油が管路９５、９６にそれぞれ所定流量バイパスされ戻り側管路へ排出される。このため左右の圧油供給管路５１Ａ、５２Ａを流れる圧油の流量差が補正され建設機械の前進時の走行曲がりが補正される。
【００１６】
以上のようにこの公報に記載された発明によれば、車両個々の走行曲がり具合に応じて可変絞り弁を調整することで走行曲がりを補正することができる。したがって部品精度を高める必要がなく、部品製作の工程が増加したり、部品点数が増加したり、配管構成の自由度が低下するという問題は発生しない。また個々の車両の走行曲がり具合に適合した固定絞りを選択して組み込む作業の煩わしさがなく、絞り度合いを調整する作業だけでよいので、作業性が向上する。
【００１７】
【発明が解決しようとする課題】
しかし上記公報記載の油圧回路によれば、可変絞り弁９１、９２は方向制御弁２３、２４と油圧モータ２５、２６の間に配置されている。つまり油圧モータ２５、２６の入口２５Ａ、２６Ａと出口２５Ｂ、２６Ｂ間を連絡する管路９５、９６上に配設されている。よって可変絞り弁９１、９２は油圧モータ２５、２６に近接する位置に配置されている。
【００１８】
ここで図２に、油圧ショベル８０の構造を斜視図にて示す。
【００１９】
油圧ショベル８０の上部旋回体８１の後端には、エンジン２を点検整備するためのエンジンフード８５が設けられている。このエンジンフード８５は開閉自在になっている。エンジンフード８５は、エンジンの点検整備時に開かれる。
【００２０】
しかし油圧モータ２５、２６は下部走行体８２の履帯８３、８４近くに配置されている。このため上部旋回体８１のエンジンフード８５の位置から油圧モータ２５、２６の位置までは遠く、オペレータの手は届かない。
【００２１】
よって油圧モータ２５、２６に近接して設けられている可変絞り弁９１、９２をエンジンフード８５の位置から調整することは不可能となる。
【００２２】
したがって従来のものでは建設機械の生産段階で可変絞り弁を調整せざるを得ないことになっており、生産組立後にあるいはユーザによる実走行時に車両個々の走行曲がり具合に応じて可変絞り弁を簡易に調整することができなかった。
【００２３】
そこで本発明は、油圧駆動走行体の生産組立後にあるいはユーザによる実走行時に車両個々の走行曲がり具合に応じて可変絞り弁を簡易に作業性よく調整できるようにすることを第１の解決課題とするものである。
【００２４】
ところで建設機械では前進時と後進時ではその曲がり量と曲がり方向が異なることがある。
【００２５】
上記公報記載のものでは後進時の走行曲がりを補正するときも前進時と同じ絞り弁が使用される。
【００２６】
すなわち後進方向の直進時に走行曲がりが発生するとオペレータは左右の可変絞り弁９１、９２を調整する。この結果後進用圧油供給管路５１Ｂ、５２Ｂを流れる圧油が戻り側管路として機能する管路９５、９６にそれぞれ所定流量バイパスされる。このため左右の圧油供給管路５１Ｂ、５２Ｂを流れる圧油の流量差が補正され建設機械の後進時の走行曲がりが補正される。
【００２７】
しかし前進時に合わせて絞り弁９１、９２をひとたび調整してしまうと前進時と後進時で走行曲がりが異なる場合には、そのずれ分だけ後進時の走行曲がりを補正することは不可能となる（逆に後進時に合わせて絞り弁９１、９２をひとたび調整してしまうと前進時の走行曲がりを補正することは不可能となる）。
【００２８】
そこで本発明は、油圧駆動走行体の前進時と後進時とでその曲がり量、曲がり方向が異なっている場合に、前進時、後進時の両方ともその走行曲がりを精度よく補正することを第２の解決課題とするものである。
【００２９】
【課題を解決するための手段および作用、効果】
そこで、本発明の第１発明では、上記第１の解決課題を達成するために、
油圧駆動走行体（８０）の左右の履帯（８３、８４）または車輪に対応してそれぞれ設けられ、これら左右の履帯（８３、８４）または車輪をそれぞれ駆動する左右の油圧アクチュエータ（２５、２６）と、エンジン（２）によって駆動され当該エンジン（２）に近接して設けられた油圧ポンプ（１）と、前記左右の油圧アクチュエータ（２５、２６）に対応してそれぞれ設けられた前記油圧ポンプ（１）の各圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）と、前記左右の油圧アクチュエータ（２５、２６）に対応してそれぞれ設けられ、前記油圧ポンプ（１）の圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）から吐出される圧油の流れの方向を制御して左右の油圧アクチュエータ（２５、２６）にそれぞれ圧油を供給する各方向制御弁（２３、２４）とを具えた油圧駆動走行体（８０）の直進走行時の走行曲がりを補正する油圧駆動走行体の走行曲がり補正装置において、
前記油圧ポンプ（１）の圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）と前記方向制御弁（２３、２４）との間の圧油供給管路（２１、２２）の途中であって前記油圧ポンプ（１）に近接する位置に、当該管路（２１、２２）上の圧油（Ｐ１、Ｐ２）をバイパスするとともにバイパスする圧油の流量を調整自在の絞り弁（３１、３２）を設けたことを特徴とする。
【００３０】
第１発明を図１、図２を用いて説明する。
【００３１】
第１発明によれば、油圧ポンプ１の圧油吐出口１ｂ、１ｃと方向制御弁２３、２４との間の圧油供給管路２１、２２の途中であって油圧ポンプ１に近接する位置に、管路２１、２２上の圧油Ｐ１、Ｐ２をバイパスするとともにバイパスする圧油の流量を調整自在の絞り弁３１、３２が設けられる（図１参照）。
【００３２】
ここで油圧ポンプ１はエンジン２によって駆動されるものでありエンジン２に近接して配置されている。このためエンジンフード８５の位置から油圧ポンプ１までの位置はきわめて近く、オペレータの手は容易に届く（図２参照）。
【００３３】
よって油圧ポンプ１に近接して設けられている絞り弁３１、３２をエンジンフード８５の位置からきわめて容易に調整することができる。
【００３４】
したがって油圧駆動走行体８０の生産組立後にあるいはユーザによる実走行時に車両個々の走行曲がり具合に応じて絞り弁３１、３２を簡易に作業性よく調整することが可能となる。
【００３５】
また本発明の第２発明は第１発明において、
前記絞り弁（３１、３２）を前記油圧ポンプ（１）に配設したことを特徴とする。
【００３６】
第２発明によれば、油圧ポンプ１の圧油吐出口１ｂ、１ｃと方向制御弁２３、２４との間の圧油供給管路２１、２２の途中であって油圧ポンプ１に、管路２１、２２上の圧油Ｐ１、Ｐ２をバイパスするとともにバイパスする圧油の流量を調整自在の絞り弁３１、３２が設けられる（図１、図３参照）。
【００３７】
ここで油圧ポンプ１はエンジン２によって駆動されるものでありエンジン２に近接して配置されている。このためエンジンフード８５の位置から油圧ポンプ１までの位置はきわめて近く、オペレータの手は容易に届く（図２参照）。
【００３８】
よって油圧ポンプ１に設けられている絞り弁３１、３２をエンジンフード８５の位置からきわめて容易に調整することができる。
【００３９】
したがって油圧駆動走行体８０の生産組立後にあるいはユーザによる実走行時に車両個々の走行曲がり具合に応じて絞り弁３１、３２を簡易に作業性よく調整することが可能となる。
【００４０】
また本発明の第３発明では上記第２の解決課題を達成するために、
油圧駆動走行体（８０）の左右の履帯（８３、８４）または車輪に対応してそれぞれ設けられ、これら左右の履帯（８３、８４）または車輪をそれぞれ駆動する左右の油圧アクチュエータ（２５、２６）と、前記左右の油圧アクチュエータ（２５、２６）に対応してそれぞれ設けられ、油圧ポンプ（１）から吐出される圧油の流れの方向を制御して左右の油圧アクチュエータ（２５、２６）にそれぞれ圧油を供給する各方向制御弁（２３、２４）と、前記方向制御弁（２３、２４）と前記油圧アクチュエータ（２５、２６）との間に設けられ、前記油圧アクチュエータ（２５、２６）の前進用圧油流入ポート（２５Ａ、２６Ａ）および後進用圧油流入ポート（２５Ｂ、２６Ｂ）に圧油を供給する前進用圧油供給管路（５１Ａ、５２Ａ）および後進用圧油供給管路（５１Ｂ、５２Ｂ）とを具えた油圧駆動走行体（８０）の直進走行時の走行曲がりを補正する油圧駆動走行体の走行曲がり補正装置において、
前記前進用圧油供給管路（５１Ａ、５２Ａ）および前記後進用圧油供給管路（５１Ｂ、５２Ｂ）の途中にそれぞれ、当該管路上の圧油をバイパスするとともにバイパスする圧油の流量を調整自在の絞り弁（（３１Ａ、３２Ａ）、（３１Ｂ、３２Ｂ）を設けたことを特徴とする。
【００４１】
第３発明を図６を用いて説明する。
【００４２】
第３発明によれば、前進用圧油供給管路５１Ａ、５２Ａおよび後進用圧油供給管路５１Ｂ、５２Ｂの途中にそれぞれ、管路上の圧油をバイパスするとともにバイパスする圧油の流量を調整自在の絞り弁（３１Ａ、３２Ａ）、（３１Ｂ、３２Ｂ）が設けられる。
【００４３】
前進方向の直進時に走行曲がりが発生するとオペレータは、前進用として設けられた左右の絞り弁３１Ａ、３２Ａを調整する。この結果前進用圧油供給管路５１Ａ、５２Ａを流れる圧油がそれぞれ所定流量バイパスされてタンク７２、７４に戻される。このため左右の圧油供給管路５１Ａ、５２Ａを流れる圧油の流量差が補正され油圧駆動走行体８０の前進時の走行曲がりが補正される。
【００４４】
一方後進方向の直進時に走行曲がりが発生するとオペレータは、後進用として設けられた左右の絞り弁３１Ｂ、３２Ｂを調整する。この結果後進用圧油供給管路５１Ｂ、５２Ｂを流れる圧油がそれぞれ所定流量バイパスされてタンク７３、７５に戻される。このため左右の圧油供給管路５１Ｂ、５２Ｂを流れる圧油の流量差が補正され油圧駆動走行体８０の後進時の走行曲がりが補正される。
【００４５】
以上のように第３発明によれば、前進時の走行曲がりを補正するときと後進時の走行曲がりを補正するときとで、別個に設けられた絞り弁（３１Ａに対して３１Ｂ、３２Ａに対して３２Ｂ）がそれぞれ使用される。つまり前進時と後進時とでその曲がり量、曲がり方向が異なる場合であっても、走行曲がりの補正が個別になされる。
【００４６】
このため第３発明によれば、前進時、後進時の両方ともその走行曲がりを精度よく補正することができる。
【００４７】
【発明の実施の形態】
以下図面を参照して本発明に係る油圧駆動走行体の走行曲がり補正装置の実施形態について説明する。なお油圧駆動走行体は、油圧ショベルなどの建設機械に限定されることなく建設機械以外の車両を含む概念である。
【００４８】
図２に、本実施形態で想定する油圧ショベル８０の構造を斜視図にて示す。
【００４９】
油圧ショベル８０は大きくは上部旋回体８１と下部走行体８２とから構成されている。上部旋回体８１の後端には、エンジン２を点検整備するためのエンジンフード８５が設けられている。このエンジンフード８５は開閉自在になっている。エンジンフード８５は、エンジンの点検整備時に、また後述するように絞り弁３１、３２の調整時に、開かれる。
【００５０】
下部走行体８２はトラックフレームに配設された左右の履帯８３、８４を中心にして構成されている。油圧モータ２５、２６は下部走行体８２の履帯８３、８４近くにそれぞれ配置されている。すなわち油圧モータ２５、２６は図示しない減速機を介して履帯８３、８４にそれぞれ接続されている。一方油圧ポンプ１はエンジン２の近くに配置されている。なお履帯８３、８４の代わりに車輪を使用してもよい。つまり本発明としては車輪式の油圧駆動走行体にも適用可能である。
【００５１】
図１は、図２の油圧駆動走行体（油圧ショベル８０）に搭載される各油圧機器の配位構成を示す油圧回路図である。
【００５２】
油圧ショベル８０の左右の履帯８３、８４に対応して、これら左右の履帯８３、８４をそれぞれ駆動する左右の走行用油圧モータ２５、２６が設けられている。
【００５３】
油圧ポンプ１はエンジン２によって駆動される可変容量型の油圧ポンプである。この油圧ポンプ１には、左右の油圧モータ２５、２６に対応してそれぞれ各圧油吐出口１ｂ、１ｃが設けられている。
【００５４】
本実施形態では、走行用油圧モータ２５、２６に圧油を供給する圧油供給源として、圧油吐出口１ｂ、１ｃが２つ設けられ、斜板１ａが圧油吐出口１ｂ、１ｃに共通となっているいわゆる２フローウエイ型の油圧ポンプ１が用いられる。この２フローウエイ型油圧ポンプ１の代わりに単一の油圧ポンプを２つ使用する構成としてもよい。また３以上の圧油吐出口が設けられた油圧ポンプを用いてもよい。要するに左右の走行用油圧モータ２５、２６に対応する少なくとも２つの圧油吐出口が設けられた油圧ポンプであればよい。なお、この明細書で「左右の油圧アクチュエータに対応してそれぞれ設けられた油圧ポンプの各圧油吐出口」とは、２フローウエイ型油圧ポンプにおいて単一のポンプに設けられた各圧油吐出口と、単一の油圧ポンプを２つ使用する構成において両方のポンプにそれぞれ設けられた各圧油吐出口との両方の概念を含むものであり、油圧ポンプの型式は問わない。
【００５５】
なお油圧ポンプ１は油圧ショベル８０の作業機用油圧アクチュエータ、つまりブーム用油圧シリンダ、アーム用油圧シリンダなどに圧油を供給する圧油供給源でもある。しかし図１の油圧回路ではそれらの構成は省略している。
【００５６】
方向制御弁２３、２４は、左右の油圧モータ２５、２６に対応してそれぞれ設けられていて、油圧ポンプ１の圧油吐出口１ｂ、１ｃから吐出される圧油の流れの方向を制御して左右の油圧モータ２５、２６にそれぞれ圧油を供給する。方向制御弁２３、２４は圧油の流量を制御する流量制御弁としても機能する。方向制御弁２３、２４を通過する圧油の方向と流量は、左走行用操作レバー２７、右走行用操作レバー２６の操作に応じて変化する。
【００５７】
各方向制御弁２３、２４と走行用油圧モータ２５、２６との間には圧油供給管路５１（５１Ａ、５１Ｂ）、５２（５２Ａ、５２Ｂ）がそれぞれ設けられている。２５Ａ、２６Ａは油圧モータ２５、２６の前進用圧油流入ポートであり、２５Ｂ、２６Ｂは油圧モータ２５、２６の後進用圧油流入ポートである。
【００５８】
油圧ポンプ１の圧油吐出口１ｂ、１ｃと方向制御弁２３、２４とは圧油供給管路２１、２２によってそれぞれ接続されている。そして圧油供給管路２１、２２の途中であって油圧ポンプ１に近接する位置に、管路２１、２２上の圧油Ｐ１、Ｐ２をバイパスするとともにバイパスする圧油の流量を調整することができる可変絞り弁３１、３２がそれぞれ設けられている。
【００５９】
すなわち左走行用の圧油供給管路２１からバイパス管路３３が分岐されている。このバイパス管路３３上に絞り弁３１が設けられている。絞り弁３１を通過した圧油はさらに戻り管路３５を経由してポンプ吸込ポート１３へ環流される。
【００６０】
同様に右走行用の圧油供給管路２２からバイパス管路３４が分岐されている。このバイパス管路３４上に絞り弁３２が設けられている。絞り弁３２を通過した圧油はさらに戻り管路３６を経由してポンプ吸込ポート１３へ環流される。
【００６１】
なお絞り弁３１、３２を通過した圧油をタンクへ排出させてもよい。
【００６２】
ギアポンプ３は定容量型油圧ポンプであり、ギアポンプ吐出ポート１０を介してたとえば旋回用油圧モータに圧油を供給する圧油供給源である。ギアポンプ３は油圧ポンプ１と同様にエンジン２によって駆動される。
【００６３】
圧油供給管路４１、４２は油圧ポンプ１から吐出された圧油を斜板駆動機構部１６に供給する管路である。圧油供給管路４１、４２には分岐管路４ａ、４ｂ、４ｃ、４ｅ、４ｆが設けられている。
【００６４】
減圧弁５は管路４１を介して流入された圧油を減圧する弁である。さらに減圧弁５は減圧された圧油を管路４２に流出させる。
【００６５】
斜板駆動機構部１６は、油圧ポンプ１の斜板１ａを駆動するサーボピストン１７と、このサーボピストン１７の大径側（左側）に制御圧油を作用させるＬＳ弁（ロードセンシング弁）１８と、同じくサーボピストン１７の大径室（左側）に制御圧油を作用させるＰＣ弁１９とから構成されている。
【００６６】
ＰＣ弁１９は、油圧ポンプ１の各吐出口１ｂ、１ｃの圧油Ｐ１、Ｐ２の平均圧力と油圧ポンプ１の押し退け容積の積が一定トルクを越えないように、可変容量型油圧ポンプ１の斜板１ａを制御する制御弁である。エンジン２の回転数が一定であれば、平均圧力とポンプ１の吐出流量の積が一定の馬力（エンジン２の最大馬力）を越えないように、油圧ポンプ１の斜板１ａの傾転角が制御される。
【００６７】
ＬＳ弁１８は、上記油圧モータ２５、２６などの各油圧アクチュエータの負荷圧に応じて油圧ポンプ１の斜板１ａを傾転角を制御する制御弁である。ＬＳ弁１８は次の様に制御を実行する。すなわちポンプ圧入力ポート１４を介して得られる油圧ポンプ１の吐出圧を、ＬＳ圧入力ポート１５を介して得られる複数の油圧アクチュエータの負荷圧の最大値であるＬＳ圧よりも常に設定差圧だけ高くなるように制御する（ロードセンシング制御）。
【００６８】
つぎに図１に示す油圧回路の動作について説明する。なお油圧ポンプ１から吐出される圧油が管路４ａ、４ｂ、４１、４２、４ｃ、４ｆを介して斜板駆動機構部１６に流入されることに関する説明、斜板駆動機構部１６によって油圧ポンプ１の斜板１ａが制御されることに関する説明は公知の技術であり、本発明の主旨とは異なるので説明は省略する。
【００６９】
油圧ポンプ１はポンプ吸込ポート１３から図示せぬタンク内の圧油を吸い込み、圧油吐出口１ｂから圧油Ｐ１を吐出し、この圧油Ｐ１を圧油供給管路２１、方向制御弁２３、圧油供給管路５１（５１Ａ、５１Ｂ）を介して左走行用油圧モータ２５に供給する。また圧油吐出口１ｃから圧油Ｐ２を吐出し、この圧油Ｐ２を圧油供給管路２２、方向制御弁２４、圧油供給管路５２（５２Ａ、５２Ｂ）を介して他方の右走行用油圧モータ２６に供給する。
【００７０】
・前進走行
そこで、いまオペレータが左走行用操作レバー２７を前進側に操作して方向制御弁２３が前進位置に切り替えられると、油圧ポンプ１の吐出圧油Ｐ１は前進用圧油供給管路５１Ａを通過して油圧モータ２５の前進用圧油流入ポート２５Ａに流入される。この結果油圧モータ２５が正転方向に回転し左履帯８３が前進方向に回転される。油圧モータ２５の反対ポート２５Ｂから流出された圧油は管路５１Ｂ、方向制御弁２３を通過してタンク２９に戻される。
【００７１】
同様にしてオペレータが右走行用操作レバー２８を前進側に操作して方向制御弁２４が前進位置に切り替えられると、油圧ポンプ１の吐出圧油Ｐ２は前進用圧油供給管路５２Ａを通過して油圧モータ２６の前進用圧油流入ポート２６Ａに流入される。この結果油圧モータ２６が正転方向に回転し右履帯８４が前進方向に回転される。油圧モータ２６の反対ポート２６Ｂから流出された圧油は管路５２Ｂ、方向制御弁２４を通過してタンク３０に戻される。
【００７２】
・後進走行
そこで、いまオペレータが左走行用操作レバー２７を後進側に操作して方向制御弁２３が後進位置に切り替えられると、油圧ポンプ１の吐出圧油Ｐ１は後進用圧油供給管路５１Ｂを通過して油圧モータ２５の後進用圧油流入ポート２５Ｂに流入される。この結果油圧モータ２５が逆転方向に回転し左履帯８３が後進方向に回転される。油圧モータ２５の反対ポート２５Ａから流出された圧油は管路５１Ａ、方向制御弁２３を通過してタンク２９に戻される。
【００７３】
同様にしてオペレータが右走行用操作レバー２８を後進側に操作して方向制御弁２４が後進位置に切り替えられると、油圧ポンプ１の吐出圧油Ｐ２は後進用圧油供給管路５２Ｂを通過して油圧モータ２６の後進用圧油流入ポート２６Ｂに流入される。この結果油圧モータ２６が逆転方向に回転し右履帯８４が後進方向に回転される。油圧モータ２６の反対ポート２６Ａから流出された圧油は管路５２Ａ、方向制御弁２４を通過してタンク３０に戻される。
【００７４】
なお図面では説明の便宜のためタンク２９、３０を別のものとして示しているが実際の装置では同一のタンクが使用される。
【００７５】
以上のようにして油圧ショベル８０は前進側または後進側に直進する。なお油圧ショベル８０を直進させるためには操作レバー２７、２８を同方向に同操作量操作する必要がある。
【００７６】
ここで直進時に走行曲がりが発生するとオペレータは左右の絞り弁３１、３２の開口面積を調整してバイパス流量を調整する。この結果左走行用の圧油供給管路２１、右走行用の圧油供給管路２２を流れる圧油Ｐ１、Ｐ２がバイパス管路３３、３４にそれぞれ所定流量ずつバイパスされて、戻り管路３５、３６を介してポンプ吸込ポート１３にそれぞれ環流される。このため左右の圧油供給管路２１、２２を流れる圧油Ｐ１、Ｐ２の流量差が補正され油圧ショベル８０の直進時の走行曲がりが補正される。なおバイパス管路３３、３４にバイパスされた圧油を直接タンクに環流させてもよい。
【００７７】
ここで前述したように、油圧ポンプ１はエンジン２に近接して配置されている。このためエンジンフード８５の位置から油圧ポンプ１までの位置はきわめて近く、オペレータの手は容易に届く（図２参照）。
【００７８】
よって油圧ポンプ１に近接して設けられている絞り弁３１、３２をエンジンフード８５の位置からきわめて容易に調整することができる。
【００７９】
したがって油圧ショベル８０の生産組立後にあるいはユーザによる実走行時に車両個々の走行曲がり具合に応じて絞り弁３１、３２を簡易に作業性よく調整することが可能となる。
【００８０】
図３は油圧ポンプ１のケーシング１００に絞り弁３１、３２を配設した構成例を示している。
【００８１】
図３（ａ）は油圧ポンプ１の正面図であり、図３（ｂ）は図３（ａ）の矢視Ｚを示す。
このように油圧ポンプ１のケーシング１００に絞り弁３１、３２を配置した場合には、エンジンフード８５の位置から更に容易に絞り弁３１、３２を調整することができる。
【００８２】
つぎに絞り弁３１、３２の具体的な構成について以下説明する。なお左走行用に設けられている絞り弁３１を代表させて説明する。図１に示すように、絞り弁３１には圧油流入ポート３３ａから圧油が流入され、圧油流出ポート３３ｂより圧油が流出されていく。
【００８３】
図４は、図３で説明したように油圧ポンプ１のケーシング１００に設けた絞り弁３１の構造を示している。絞り弁３１は弁本体６０と挿入部材６２とから成る。挿入部材６２はさらにクリアランスフィルタ６９と固定絞り部７０と切欠き部６８とテーパ部６７とから成っている。クリアランスフィルタ６９の上流位置は圧油流入ポート３３ａとなる。テーパ部６７の下流位置は圧油流出ポート３３ｂとなる。
【００８４】
すなわち同図４に示すように、この絞り弁３１は、ポンプケーシング１００を弁本体として、この弁本体６０と、この弁本体６０に対して挿入が自在の挿入部材６２とから構成されている。
【００８５】
図５は絞り弁３１の一部を拡大して示している。図５（ａ）は図４の絞り弁３１の先端部分を拡大して示している。図５（ｂ）は図５（ａ）のＢ−Ｂ断面を示している。図５（ｃ）は図５（ａ）の可変絞り部を更に拡大して示している。図５（ｄ）は図５（ａ）の矢視Ｃ図を示している。
【００８６】
これら図面を参照して絞り弁３１の構成について説明する。
【００８７】
弁本体６０に対して挿入部材６２が長手方向に挿入された状態で、挿入方向先端にはクリアランスフィルタ６９が形成されている。クリアランスフィルタとは、隙間（クリアランス）によって圧油中の異物を取り除くフィルタの機能を有する部材のことである。
【００８８】
クリアランスフィルタ６９の下流側には固定絞り部７０が形成されている。
【００８９】
固定絞り部７０は挿入部材６２の外周の全周にわたり形成された円筒部である。この円筒部の径は圧油流入ポート３３ａにおけるバイパス管路３３の径よりも小さい。この固定絞り部７０によって、圧油Ｐ１を一定の開口面積をもって通過させる。
【００９０】
さらに固定絞り部７０の下流側には、切欠き部６８が形成されている。
【００９１】
この切欠き部６８は図５（ｂ）にスプール横断面を示すように、挿入部材６２の外周の周囲の一部つまり２箇所に形成されている。切欠き形状はたとえばＶ字溝状である。この挿入部材６２の周囲の一部に形成された切欠き部６８によって、圧油Ｐ１をきわめて少ない開口面積で通過させる。切欠き部６８を通過する圧油Ｐ１の流量は挿入部材６２の挿入位置に応じて変化する。クリアランスフィルタ６９の隙間ｄの総断面積に比べて切欠き部６８の開口面積はきわめて小さい。
【００９２】
さらに切欠き部６８の下流側には、テーパ部６７が形成されている。この挿入部材６２側のテーパ部６７に対応して弁本体６０側にもテーパ部が形成されている。テーパ部６７は挿入部材６２の外周の全周にわたり形成されている。よって挿入部材６２側のテーパ部６７と弁本体６０側のテーパ部の相対位置の変化に応じて、圧油Ｐ１の通過開口面積が変化される。つまり挿入部材６２側のテーパ部６７と弁本体６０側のテーパ部とによってオリフィスが構成されている。
【００９３】
図５（ｃ）に示すように挿入部材６２側のテーパ部６７と弁本体６０側のテーパ部とでは傾斜が異なっている。挿入部材６２側のテーパ部６７の傾斜角度の方が弁本体６０側のテーパ部の傾斜角度よりも大きい。このため絞り弁３１の絞り量が最大（圧油Ｐ１の通過流量ゼロ）のときには、テーパ部６７はその円周方向に沿って弁本体６０側のテーパ部に線接触する。この結果、テーパ部６７から下流側へ圧油Ｐ１のにじみや漏れが生じることなく、きわめて精度よく圧油Ｐ１の通過流量をゼロにすることができる。
上述した切欠き部６８とテーパ部６７とによって可変絞り部７１が構成されている。
【００９４】
テーパ部６７のさらに下流側は戻り管路３５を介してポンプ吸込ポート１３に連通している。
【００９５】
挿入部材６２のさらに後方の部位にはＯ−リング６６が挿入部材６２の外周の全周にわたって設けられていて、挿入部材６２と弁本体６０との間から圧油Ｐ１が外部ににじんだり漏れたりすることを防止している。
【００９６】
Ｏ−リング６６の配設箇所のさらに後方の部位には、弁本体６０に対して螺合するねじ部６５が形成されている。
【００９７】
ねじ部６５のさらに後方の部位の後端には、六角ボルト穴６３が形成されている。そして挿入部材６２の後端の外周には、ロック用ナット６４に対して螺合するねじ部が形成されている。
【００９８】
以下、この絞り弁３１を用いて圧油Ｐ１のバイパス流量を調整する動作について説明する。
【００９９】
オペレータが六角レンチを六角ボルト穴６３に差込み、時計回り方向に回転させると、ねじ部６５が弁本体６０と螺合しながら挿入部材６２は矢印Ａ1方向に挿入されていく。挿入部材６２が最も奥まで挿入された状態は図５（ｃ）に示す状態となる。このときテーパ部６７は弁本体６０と円周方向に沿って線接触し、テーパ部６７における圧油Ｐ１の通過開口面積はゼロとなる。このとき絞り弁３１の絞り量が最大（圧油Ｐ１の通過流量ゼロ）となり、圧油流出ポート３３ｂへのバイパス流量はゼロとなる。
【０１００】
このバイパス流量ゼロ（絞り量最大）の状態から、オペレータが六角レンチを反時計回り方向に回転させていくと、ねじ部６５が弁本体６０と螺合しながら挿入部材６２は弁本体６０から脱出される方向Ａ2に移動される。
【０１０１】
挿入部材６２が矢印Ａ2方向に移動するにつれ、圧油流出ポート３３ｂへのバイパス流量は増加する。
【０１０２】
すなわち弁本体６０に対する挿入部材６２の挿入位置を矢印Ａ1方向ないしはＡ2方向に移動すると、テーパ部６７と切欠き部６８とからなる可変絞り部７１と弁本体６０との間の開口面積が変化する。この結果挿入部材６２の挿入位置を調整することによって圧油流入ポート３３ａから圧油流出ポート３３ｂへ導かれる圧油の流量（バイパス流量）が調整される。
【０１０３】
最適な挿入位置になった時点で、ロック用ナット６４が挿入部材６２の後端に螺合される。ロック用ナット６４をポンプケーシング１００の壁面６１に当接することで、挿入部材６２を弁本体６０に固定する。
【０１０４】
つぎにこの絞り弁３１による作用および効果について説明する。
【０１０５】
挿入部材６２のテーパ部６７の圧油上流側には、挿入部材６２の外周の周囲の一部に、きわめて少ない開口面積をもって圧油Ｐ１を通過させる切欠き部６８が設けられている。このため挿入部材６２のねじ込み回転量に対して、圧油Ｐ１のバイパス流量の変化は少なくなる。
【０１０６】
ここで、従来の絞り弁と比較をする。従来の絞り弁は、挿入部材６２のテーパ部６７の上流側には、挿入部材６２の外周の全周にわたり形成された固定絞り部だけが設けられている。したがって挿入部材６２のわずかなねじ込み回転量に対して、テーパ部６７の開口面積が大きく変化し圧油Ｐ１のバイパス流量は大きく変化することになる。つまりねじ込み量に対する流量変化の感度が高い。
【０１０７】
ここでロック用ナット６４を用いて挿入部材６２を弁本体６０に固定する際、ロック用ナット６４の締め付け前後では挿入部材６２の共回りによって挿入部材６２のねじ込み回転量が変化する場合がある。
【０１０８】
従来の絞り弁では挿入部材６２のねじ込み回転量の変化に対して、圧油Ｐ１のバイパス流量の変化が大きい。このため、ロック用ナット６４による固定の際、最適なものとして調整されたバイパス流量に対してきわめて大きなずれが発生することになる。このため絞り弁の調整を精度よく行うことは容易ではない。
【０１０９】
これに対して、本実施形態の絞り弁３１では、挿入部材６２のねじ込み回転量の変化に対して、圧油Ｐ１のバイパス流量の変化がきわめて小さい。
【０１１０】
すなわち図５（ｄ）に示すように切欠き部６８は、挿入部材６２の挿入方向に沿ってＶ字状部６８ａと平行部６８ｂとを有している。Ｖ字状部６８ａでは挿入部材６２のねじこみ回転量に対して開口面積が徐々に増大していき平行部６８ｂでは開口面積が一定となる。よって挿入部材６２のねじ込み回転量に対して切欠き部６８の開口面積の変化はきわめて緩やかとなる。切欠き部６８の開口面積の変化量はテーパ部６７の開口面積の変化量よりもきわめて小さくなる。よってねじ込み量に対する流量変化の感度は低くなる。
【０１１１】
このためたとえばロック用ナット６４の締め付け前後で挿入部材６２の共回りによって挿入部材６２のねじ込み回転量が多少変化したとしても、最適なものとして調整されたバイパス流量に対してわずかなずれしか発生しない。このため本実施形態の絞り弁３１によれば、ロック用ナット６４の固定の際の挿入部材６２のねじ込み量のずれを許容し、絞り弁３１の調整を精度よく容易に行うことができる。
【０１１２】
なお、切欠き部６８は図５（ｂ）に示すように、挿入部材６２の外周の２箇所に設けるようにしているが、それよりも多い数を設けるようにしてもよい。また場合によっては１箇所だけでよい。たとえば破線に示すように４箇所に等間隔に切欠き部６８を配設することができる。
ところで上記切欠き部６８は挿入部材６２の外周の一部にきわめて小さい開口面積をもって形成されている。このため圧油Ｐ１が上流側より切欠き部６８に達し圧油Ｐ１中に存在するゴミ等の異物が切欠き部６８に入り込むと、ねじ込み量に対する流量変化の感度が大きく変化してしまう。
【０１１３】
このため切欠き部６８への異物進入を防止することが必要となる。
【０１１４】
この点本実施形態では、切欠き部６８の上流側に、挿入部材６２の外周の全周にわたり、異物を通過させない程度の隙間ｄを有したクリアランスフィルタ６９が設けられている。
【０１１５】
すなわちクリアランスフィルタ６９の先は圧油吐出口１ｂに連通しており、圧油Ｐ１がバイパス管路３３を介してクリアランスフィルタ６９に向けて流入される。クリアランスフィルタ６９は、円環状の部材である。よってクリアランスフィルタ６９によって、挿入部材６２の外周の全周にわたり、流入する圧油Ｐ１中のゴミ等の異物を通過させない程度の隙間（クリアランス）ｄを挿入部材６２と弁本体６０との間に与える。
【０１１６】
クリアランスフィルタ６９は、挿入部材６２の全周にわたり形成されているため、クリアランスフィルタ６９の外周の一部で異物をせき止めたとしても、他の部分を介して圧油Ｐ１を下流側に通過させることができる。よってクリアランスフィルタ６９を通過した圧油Ｐ１中に異物を混入させないようにすることができ、圧油Ｐ１中に存在するゴミ等の異物が切欠き部６８に入り込むような事態を回避することができる。
【０１１７】
以上のように本実施形態の絞り弁３１によれば、ロック用ナット６４の固定の際のスプールねじ込み量のずれを許容し、絞り弁３１の調整を精度よく容易に行うことができる。さらにこの容易性を向上させたことに伴う問題点、つまり異物の詰まり易さという問題点をも同時に解決することができる。
【０１１８】
つぎに、前進時と後進時との走行曲がり具合が異なる油圧ショベル８０に好適な実施形態について説明する。
【０１１９】
図６はこの実施形態の絞り弁の配置構成を示す油圧回路図である。なお図１と共通する回路部分は省略している。図１と異なる部分のみを示している。
【０１２０】
同図６に示すように、この実施形態では、前進用圧油供給管路（５１Ａ、５２Ａ）および後進用圧油供給管路（５１Ｂ、５２Ｂ）の途中にそれぞれ、管路上の圧油をバイパスするとともにバイパスする圧油の流量を調整する絞り弁（３１Ａ、３２Ａ）、（３１Ｂ、３２Ｂ）が設けられている。
【０１２１】
以下走行曲がりを補正する作業について説明する。
【０１２２】
・前進走行時
前進方向の直進時に走行曲がりが発生するとオペレータは、前進用として設けられた左右の可変絞り弁３１Ａ、３２Ａを調整する。この結果前進用圧油供給管路５１Ａ、５２Ａを流れる圧油がそれぞれ所定流量ずつバイパスされてタンク７２、７４に戻される。このため左右の圧油供給管路５１Ａ、５２Ａを流れる圧油の流量差が補正され油圧ショベル８０の前進時の走行曲がりが補正される。
【０１２３】
・後進走行時
一方後進方向の直進時に走行曲がりが発生するとオペレータは、後進用として設けられた左右の可変絞り弁３１Ｂ、３２Ｂを調整する。この結果後進用圧油供給管路５１Ｂ、５２Ｂを流れる圧油がそれぞれ所定流量ずつバイパスされてタンク７３、７５に戻される。このため左右の圧油供給管路５１Ｂ、５２Ｂを流れる圧油の流量差が補正され油圧ショベル８０の後進時の走行曲がりが補正される。
【０１２４】
以上のようにこの実施形態によれば、前進時の走行曲がりを補正するときと後進時の走行曲がりを補正するときとで、別個に設けられた絞り弁（３１Ａに対して３１Ｂ、３２Ａに対して３２Ｂ）がそれぞれ使用される。つまり前進時と後進時とで走行曲がりが異なる場合であっても、走行曲がりの補正が個別になされる。
【０１２５】
このため本実施形態によれば、従来の実公平８−９２３６号公報に記載されたものと比較して、前進時、後進時の両方ともその走行曲がりを精度よく補正することができる。
【０１２６】
図７は図６に示す油圧回路の変形例を示している。
【０１２７】
すなわち図６では左右の油圧モータ２５、２６にそれぞれ対応して油圧ポンプ１の各圧油吐出口１ｂ、１ｃが設けられていて、異なる圧油吐出口１ｂ、１ｃから吐出される圧油Ｐ１、Ｐ２によって個別に駆動されるようにしている。これに対して図７に示す油圧回路では、左右の油圧モータ２５、２６には油圧ポンプ１の単一の圧油吐出口１ｄが共通に設けられていて、同じ圧油吐出口１ｄから吐出される圧油によって駆動される。
【０１２８】
また図８は図６に示す油圧回路と同じ作用効果を有する油圧回路構成例を示している。なお図８では左走行用の油圧回路のみを示し、右走行用の油圧回路は省略している。
【０１２９】
同図８に示すように、この実施形態では、前進用圧油供給管路５１Ａおよび後進用圧油供給管路５１Ｂの途中にそれぞれ、管路上の圧油をバイパスするとともにバイパスする圧油の流量を調整する絞り弁３１Ａ、３２Ａが設けられている。ただし図６の油圧回路と異なり、絞り弁３１Ａ、３１Ｂは油圧モータ２５の一方のポート２５Ａと他方のポート２５Ｂとを連通する管路５３、５４上にそれぞれ配設されている。このため連通管路５３上には、圧油供給管路５１Ａを流れる圧油のみを通過させ反対の圧油供給管路５１Ｂ上の圧油を通過させないチェック弁５５が設けられている。同様に連通管路５４上には、圧油供給管路５１Ｂを流れる圧油のみを通過させ反対の圧油供給管路５１Ａ上の圧油を通過させないチェック弁５６が設けられている。
【０１３０】
以下走行曲がりを補正する作業について説明する。
【０１３１】
・前進走行時
前進方向の直進時に走行曲がりが発生するとオペレータは、前進用として設けられた可変絞り弁３１Ａを調整する。この結果前進用圧油供給管路５１Ａを流れる圧油が所定流量だけ連通管路５３にバイパスされ、チェック弁５５を介して戻り管路に戻される。右側の圧油供給管路５２Ａについても同様にしてそのバイパス流量が調整される。このため左右の圧油供給管路５１Ａ、５２Ａを流れる圧油の流量差が補正され油圧ショベル８０の前進時の走行曲がりが補正される。
【０１３２】
・後進走行時
一方後進方向の直進時に走行曲がりが発生するとオペレータは、後進用として設けられた可変絞り弁３１Ｂを調整する。この結果後進用圧油供給管路５１Ｂを流れる圧油が所定流量だけ連通管路５４にバイパスされ、チェック弁５６を介して戻り管路に戻される。右側の圧油供給管路５２Ｂについても同様にしてそのバイパス流量が調整される。このため左右の圧油供給管路５１Ｂ、５２Ｂを流れる圧油の流量差が補正され油圧ショベル８０の後進時の走行曲がりが補正される。
【０１３３】
以上のようにこの図８に示す実施形態においても、前進時の走行曲がりを補正するときと後進時の走行曲がりを補正するときとで、別個に設けられた絞り弁（３１Ａに対して３１Ｂ、３２Ａに対して３２Ｂ）がそれぞれ使用される。つまり前進時と後進時とで走行曲がりが異なる場合であっても、走行曲がりの補正が個別になされる。
【０１３４】
このため本実施形態によれば、従来の実公平８−９２３６号公報に記載されたものと比較して、前進時、後進時の両方ともその走行曲がりを精度よく補正することができる。なお図６、図７、図８に示す実施形態の場合、絞り弁３１（３１Ａ、３１Ｂ）、３２（３２Ａ、３２Ｂ）を方向制御弁２３、２４自体に配設してもよい。また絞り弁３１（３１Ａ、３１Ｂ）、３２（３２Ａ、３２Ｂ）を油圧モータ２５、２６自体に配設してもよい。
【０１３５】
なお、本実施形態の油圧回路は、建設機械を含むあらゆる油圧駆動走行体に適用することができる。なお絞り弁３１、３２は本実施形態で説明した構造に限定されることなく、従来の一般的な構造のオリフィス、チョーク等の流量制御弁を使用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】図１は本発明に係る油圧駆動走行体の走行曲がり補正装置の実施形態を示す油圧回路図である。
【図２】図２は実施形態で想定している油圧ショベルの構造を示す斜視図である。
【図３】図３は油圧ポンプに絞り弁を配設した様子を示す図であり、図３（ａ）は正面図、図３（ｂ）は図３（ａ）の矢視Ｚ図である。
【図４】図４は実施形態の絞り弁の全体構造を示す図である。
【図５】図５は図４に示す絞り弁の一部を拡大して示す図であり、図５（ａ）はスプールの先端を拡大して示す図、図５（ｂ）は図５（ａ）のＢ−Ｂ断面図、図５（ｃ）は図５（ａ）のテーパ部をさらに拡大して示す図、図５（ｄ）は図５（ａ）の矢視Ｃ図である。
【図６】図６は図１の油圧回路とは異なる位置に絞り弁を配置構成した様子を示す油圧回路図である。
【図７】図７は図６に示す油圧回路の変形例を示す油圧回路図であり、単一の油圧ポンプを用いる油圧回路構成例を示す図である。
【図８】図８は図６の油圧回路と同一の作用効果を有する別の油圧回路構成例を示す図である。
【図９】従来の絞り弁の配置構成を示す油圧回路図である。
【符号の説明】
１油圧ポンプ
１ａ斜板
１ｂ、１ｃ、１ｄ圧油吐出口
２エンジン
２１、２２、５１、５２圧油供給管路
２３、２４方向制御弁
２５、２６油圧モータ
３１、３２絞り弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an apparatus for correcting a traveling curve when a hydraulically driven traveling body such as a hydraulic excavator travels straight.
[0002]
[Prior art]
A hydraulically driven traveling body such as a hydraulic excavator is provided with left and right hydraulic motors for driving the left and right crawler belts corresponding to the left and right crawler belts, respectively. A hydraulic pump is provided for each of the left and right hydraulic motors.
[0003]
When the hydraulically driven traveling body travels straight, if there is a difference in the discharge flow rate between these two hydraulic pumps, even if the operator is performing a straight traveling operation, the straight traveling is not complete, and a traveling bend occurs.
[0004]
The reason why the traveling bend occurs in this way is that the left and right crawler belts are driven using separate hydraulic devices (hydraulic pump, directional control valve, pressure oil supply conduit, hydraulic motor, etc.) for each left and right. . Even if the hydraulic pumps provided for each of the left and right have the same displacement (cc / rev), the rotation of the left and right crawler belts is not the same for the following reasons and does not travel completely straight.
[0005]
(1) Volumetric efficiency difference between left and right hydraulic pumps (difference in leakage due to temperature, difference in component clearance due to component accuracy, etc.)
(2) Difference in pressure loss between left and right pipes (pipe length difference, pipe inner diameter difference due to pipe component accuracy, etc.)
(3) Difference in volumetric efficiency between left and right hydraulic motors (difference in leakage due to temperature, difference in component clearance due to component accuracy, etc.)
(4) Difference in driving resistance between left and right crawler tracks (attachment error, resistance difference due to accuracy, etc.)
(5) Bending of the left and right crawler tracks
(6) Differences in resistance difference on the road surface due to left and right (resistance coefficient of road surface, levelness, etc.)
Etc.
[0006]
Therefore, in the past, the cause of these (1) to (6) was taken into consideration and the vehicle was assembled after the rotational difference between the left and right crawler tracks was made as small as possible by improving the accuracy of parts of the hydraulic equipment. . For example, there are stricter standards for the flow rate difference of the hydraulic pump discharge flow rate, the length, thickness, bent part, etc. of the piping path are the same for the left and right pipes, and the pipe resistance is the same for the left and right pipes. It is done.
[0007]
However, even if measures are taken such as by improving the accuracy of parts in this way, traveling bends may occur individually in vehicles that are actually assembled.
[0008]
For this reason, countermeasure parts have been incorporated in order to correct the vehicle running bend after the actual vehicle is assembled. For example, a fixed throttle that provides resistance to pressure oil is incorporated in the middle of the pressure oil supply pipe. In addition, a stopper for limiting the operation stroke is incorporated in the operation lever. In addition, a stopper for limiting the operation amount of the directional control valve (operating valve) has been incorporated.
[0009]
However, when assembling the vehicle with the difference in rotation between the left and right crawlers being as small as possible by improving the accuracy of hydraulic equipment components taking into account the causes of (1) to (6), etc. There arises a problem that the number of processes increases, the number of parts increases, and the degree of freedom of piping configuration decreases.
[0010]
In addition, when the countermeasure parts are assembled after the actual vehicle is assembled, there is a problem that the trouble of incorporating new countermeasure parts increases. In addition, when a fixed aperture is incorporated, it is necessary to select and incorporate a fixed aperture suitable for the traveling curve of each vehicle, and the work is complicated.
[0011]
In order to solve these problems, Japanese Utility Model Publication No. 8-9236 discloses a traveling hydraulic circuit for a construction machine as shown in FIG.
[0012]
In the hydraulic circuit shown in FIG. 9, hydraulic pumps are provided corresponding to the left and right traveling hydraulic motors 25 and 26, respectively. Direction control valves 23 and 24 are provided corresponding to the left and right traveling hydraulic motors 25 and 26, respectively. Variable throttle valves 91 and 92 are provided on the pressure oil supply pipes 51 (51A and 51B) and 52 (52A and 52B) between the directional control valves 23 and 24 and the traveling hydraulic motors 25 and 26, respectively. It has been. Reference numerals 25A and 26A denote forward pressure oil inflow ports for the hydraulic motors 25 and 26, and reference numerals 25B and 26B denote backward pressure oil inflow ports for the hydraulic motors 25 and 26.
[0013]
Therefore, when the operator operates the left crawler belt operating lever 27 to the forward side and the direction control valve 23 is switched to the forward position, the discharge pressure oil of the hydraulic pump passes through the forward pressure oil supply conduit 51A and is hydraulic. 25 of the forward pressure oil inflow port 25A. As a result, the hydraulic motor 25 rotates in the forward direction and the left crawler belt rotates in the forward direction. The pressure oil flowing out from the opposite port 25B of the hydraulic motor 25 is discharged through the pipe line 51B.
[0014]
Similarly, when the operator operates the right crawler belt operating lever 28 in the forward direction, the hydraulic motor 26 rotates in the forward rotation direction according to this operation, and the right crawler belt rotates in the forward direction. As a result, the construction machine goes straight in the forward direction.
[0015]
Here, when a traveling bend occurs during straight traveling in the forward direction, the operator adjusts the left and right variable throttle valves 91 and 92. As a result, the pressure oil flowing through the forward pressure oil supply pipes 51A and 52A is bypassed by a predetermined flow rate in the pipes 95 and 96, respectively, and discharged to the return side pipe. For this reason, the flow rate difference between the pressure oils flowing through the left and right pressure oil supply pipes 51A and 52A is corrected, and the traveling bend when the construction machine moves forward is corrected.
[0016]
As described above, according to the invention described in this publication, the traveling curve can be corrected by adjusting the variable throttle valve according to the traveling curve of each vehicle. Therefore, there is no need to increase the accuracy of parts, and there is no problem that the number of parts manufacturing steps increases, the number of parts increases, and the degree of freedom in piping configuration decreases. In addition, there is no trouble of selecting and incorporating a fixed aperture suitable for the traveling curve of each vehicle, and only the operation of adjusting the aperture is required, so that workability is improved.
[0017]
[Problems to be solved by the invention]
However, according to the hydraulic circuit described in the above publication, the variable throttle valves 91 and 92 are disposed between the directional control valves 23 and 24 and the hydraulic motors 25 and 26. That is, they are disposed on the conduits 95 and 96 that connect the inlets 25A and 26A and the outlets 25B and 26B of the hydraulic motors 25 and 26, respectively. Therefore, the variable throttle valves 91 and 92 are arranged at positions close to the hydraulic motors 25 and 26.
[0018]
FIG. 2 is a perspective view showing the structure of the hydraulic excavator 80.
[0019]
An engine hood 85 for inspecting and maintaining the engine 2 is provided at the rear end of the upper swing body 81 of the excavator 80. The engine hood 85 is openable and closable. The engine hood 85 is opened during engine maintenance.
[0020]
However, the hydraulic motors 25 and 26 are disposed near the crawler belts 83 and 84 of the lower traveling body 82. For this reason, it is far from the position of the engine hood 85 of the upper swing body 81 to the position of the hydraulic motors 25 and 26, and the operator's hand cannot reach.
[0021]
Therefore, it becomes impossible to adjust the variable throttle valves 91 and 92 provided close to the hydraulic motors 25 and 26 from the position of the engine hood 85.
[0022]
Therefore, in the conventional type, the variable throttle valve has to be adjusted at the production stage of the construction machine, and the variable throttle valve can be simplified according to the traveling curve of each vehicle after production assembly or during actual running by the user. Could not be adjusted.
[0023]
SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, the present invention provides a first solving problem in which a variable throttle valve can be easily adjusted with good workability in accordance with the traveling curve of each vehicle after production / assembly of a hydraulically driven traveling body or during actual traveling by a user. To do.
[0024]
By the way, in a construction machine, the amount of bending and the direction of bending may differ between forward and backward travel.
[0025]
In the above-mentioned publication, the same throttle valve as that used for forward travel is used when correcting the traveling curve during backward travel.
[0026]
That is, when a traveling curve occurs when the vehicle travels straight in the reverse direction, the operator adjusts the left and right variable throttle valves 91 and 92. As a result, the pressure oil flowing through the reverse pressure oil supply pipes 51B and 52B is bypassed by a predetermined flow rate to the pipes 95 and 96 that function as return pipes. For this reason, the flow rate difference between the pressure oils flowing through the left and right pressure oil supply pipes 51B and 52B is corrected, and the traveling curve when the construction machine is traveling backward is corrected.
[0027]
However, once the throttle valves 91 and 92 are adjusted in accordance with the forward travel, if the travel bend is different between the forward travel and the reverse travel, it is impossible to correct the travel bend during the reverse travel by that amount. Conversely, once the throttle valves 91 and 92 are adjusted in accordance with the reverse travel, it is impossible to correct the traveling curve during the forward travel).
[0028]
In view of the above, the present invention corrects the traveling bend accurately at both the forward and reverse travels when the amount and the direction of the bend are different between the forward movement and the backward movement of the hydraulically driven traveling body. This is a problem to be solved.
[0029]
[Means, actions and effects for solving the problems]
Therefore, in the first invention of the present invention, in order to achieve the first problem to be solved,
Left and right hydraulic actuators (25, 26) respectively provided corresponding to the left and right crawler belts (83, 84) or wheels of the hydraulic drive traveling body (80) and driving the left and right crawler belts (83, 84) or wheels, respectively. And a hydraulic pump (1) driven by the engine (2) and provided in the vicinity of the engine (2), and the hydraulic pumps provided corresponding to the left and right hydraulic actuators (25, 26), respectively. 1), each of the hydraulic oil discharge ports (1b, 1c) and the left and right hydraulic actuators (25, 26) are provided respectively, and from the pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1). A hydraulically driven traveling body (each having a directional control valve (23, 24) for controlling the flow direction of the discharged hydraulic oil and supplying the hydraulic oil to the left and right hydraulic actuators (25, 26), respectively ( The traveling curvature correction device for hydraulically driven traveling body for correcting the traveling bending of the straight running of 0),
In the middle of the pressure oil supply line (21, 22) between the pressure oil discharge port (1b, 1c) of the hydraulic pump (1) and the direction control valve (23, 24), the hydraulic pump (1 ) And a throttle valve (31, 32) that bypasses the pressure oil (P1, P2) on the pipe line (21, 22) and can adjust the flow rate of the pressure oil to bypass. Features.
[0030]
The first invention will be described with reference to FIGS.
[0031]
According to the first invention, in the middle of the pressure oil supply pipes 21 and 22 between the pressure oil discharge ports 1 b and 1 c of the hydraulic pump 1 and the direction control valves 23 and 24, at a position close to the hydraulic pump 1. Throttle valves 31 and 32 are provided that bypass the pressure oils P1 and P2 on the pipes 21 and 22 and can adjust the flow rate of the pressure oil to be bypassed (see FIG. 1).
[0032]
Here, the hydraulic pump 1 is driven by the engine 2 and is disposed close to the engine 2. For this reason, the position from the position of the engine hood 85 to the hydraulic pump 1 is very close, and the operator's hand can be easily reached (see FIG. 2).
[0033]
Therefore, the throttle valves 31 and 32 provided close to the hydraulic pump 1 can be adjusted very easily from the position of the engine hood 85.
[0034]
Therefore, the throttle valves 31 and 32 can be easily adjusted with good workability in accordance with the traveling curve of each vehicle after production and assembly of the hydraulically driven traveling body 80 or during actual traveling by the user.
[0035]
The second invention of the present invention is the first invention,
The throttle valves (31, 32) are arranged in the hydraulic pump (1).
[0036]
According to the second aspect of the invention, in the middle of the pressure oil supply pipes 21 and 22 between the pressure oil discharge ports 1 b and 1 c of the hydraulic pump 1 and the direction control valves 23 and 24, the pipe 21 is connected to the hydraulic pump 1. The throttle valves 31 and 32 are provided to bypass the pressure oils P1 and P2 on the upper and lower sides 22 and to adjust the flow rate of the bypassed pressure oil (see FIGS. 1 and 3).
[0037]
Here, the hydraulic pump 1 is driven by the engine 2 and is disposed close to the engine 2. For this reason, the position from the position of the engine hood 85 to the hydraulic pump 1 is very close, and the operator's hand can be easily reached (see FIG. 2).
[0038]
Therefore, the throttle valves 31 and 32 provided in the hydraulic pump 1 can be adjusted very easily from the position of the engine hood 85.
[0039]
Therefore, the throttle valves 31 and 32 can be easily adjusted with good workability in accordance with the traveling curve of each vehicle after production and assembly of the hydraulically driven traveling body 80 or during actual traveling by the user.
[0040]
In order to achieve the second problem to be solved in the third invention of the present invention,
Left and right hydraulic actuators (25, 26) respectively provided corresponding to the left and right crawler belts (83, 84) or wheels of the hydraulic drive traveling body (80) and driving the left and right crawler belts (83, 84) or wheels, respectively. And corresponding to the left and right hydraulic actuators (25, 26), respectively, and controlling the flow direction of the pressure oil discharged from the hydraulic pump (1) to the left and right hydraulic actuators (25, 26), respectively. Each directional control valve (23, 24) for supplying pressure oil, and provided between the directional control valve (23, 24) and the hydraulic actuator (25, 26), of the hydraulic actuator (25, 26) Forward pressure oil supply pipes (51A, 52A) for supplying pressure oil to the forward pressure oil inflow ports (25A, 26A) and the reverse pressure oil inflow ports (25B, 26B); Proceeds for pressure oil supply line (51B, 52B) and the traveling bending correction device for hydraulically driven traveling body for correcting the traveling bending of the straight running of the hydraulic drive traveling body (80) equipped with,
In the middle of the forward pressure oil supply pipe (51A, 52A) and the reverse pressure oil supply pipe (51B, 52B), the pressure oil on the pipe is bypassed and the flow rate of the bypassed pressure oil is adjusted. A free throttle valve ((31A, 32A), (31B, 32B) is provided.
[0041]
The third invention will be described with reference to FIG.
[0042]
According to the third aspect of the present invention, the pressure oil on the pipeline is bypassed and the flow rate of the pressure oil bypassed is adjusted in the middle of the forward pressure oil supply pipelines 51A and 52A and the reverse pressure oil supply pipelines 51B and 52B, respectively. Free throttle valves (31A, 32A), (31B, 32B) are provided.
[0043]
When a traveling bend occurs during straight travel in the forward direction, the operator adjusts the left and right throttle valves 31A and 32A provided for forward travel. As a result, the pressure oil flowing through the forward pressure oil supply pipes 51A and 52A is bypassed by a predetermined flow rate and returned to the tanks 72 and 74, respectively. For this reason, the flow rate difference between the pressure oils flowing through the left and right pressure oil supply pipes 51A and 52A is corrected, and the traveling bend when the hydraulically driven traveling body 80 is advanced is corrected.
[0044]
On the other hand, when a traveling curve occurs when the vehicle travels straight in the reverse direction, the operator adjusts the left and right throttle valves 31B and 32B provided for reverse travel. As a result, the pressure oil flowing through the reverse pressure oil supply pipes 51B and 52B is bypassed by a predetermined flow rate and returned to the tanks 73 and 75, respectively. For this reason, the flow rate difference between the pressure oils flowing through the left and right pressure oil supply pipes 51B and 52B is corrected, and the traveling curve when the hydraulically driven traveling body 80 moves backward is corrected.
[0045]
As described above, according to the third aspect of the present invention, the throttle valve (provided separately for 31A and 31A for 31A and 32A) is separately provided for correcting the traveling curve when traveling forward and when correcting the traveling curve when traveling backward. 32B) are used. In other words, even when the amount of bending and the direction of bending are different between forward and reverse travel, the traveling bend is corrected individually.
[0046]
For this reason, according to the third aspect of the present invention, it is possible to accurately correct the traveling bend both during forward travel and during reverse travel.
[0047]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
An embodiment of a traveling bend correction device for a hydraulically driven traveling body according to the present invention will be described below with reference to the drawings. In addition, a hydraulic drive traveling body is a concept including vehicles other than construction machines, without being limited to construction machines such as hydraulic excavators.
[0048]
FIG. 2 is a perspective view showing the structure of the hydraulic excavator 80 assumed in this embodiment.
[0049]
The hydraulic excavator 80 is mainly composed of an upper swing body 81 and a lower traveling body 82. An engine hood 85 for inspecting and maintaining the engine 2 is provided at the rear end of the upper swing body 81. The engine hood 85 is openable and closable. The engine hood 85 is opened when the engine is serviced and when the throttle valves 31 and 32 are adjusted as will be described later.
[0050]
The lower traveling body 82 is configured around left and right crawler belts 83 and 84 disposed on the track frame. The hydraulic motors 25 and 26 are disposed near the crawler belts 83 and 84 of the lower traveling body 82, respectively. In other words, the hydraulic motors 25 and 26 are connected to the crawler belts 83 and 84 via reduction gears (not shown), respectively. On the other hand, the hydraulic pump 1 is disposed near the engine 2. A wheel may be used instead of the crawler belts 83 and 84. That is, the present invention can also be applied to a wheel-type hydraulically driven traveling body.
[0051]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration configuration of each hydraulic device mounted on the hydraulically driven traveling body (hydraulic excavator 80) of FIG.
[0052]
Corresponding to the left and right crawler belts 83 and 84 of the excavator 80, left and right traveling hydraulic motors 25 and 26 for driving the left and right crawler belts 83 and 84, respectively, are provided.
[0053]
The hydraulic pump 1 is a variable displacement hydraulic pump driven by the engine 2. The hydraulic pump 1 has pressure oil discharge ports 1b and 1c corresponding to the left and right hydraulic motors 25 and 26, respectively.
[0054]
In the present embodiment, two pressure oil discharge ports 1b and 1c are provided as pressure oil supply sources for supplying pressure oil to the traveling hydraulic motors 25 and 26, and the swash plate 1a is common to the pressure oil discharge ports 1b and 1c. A so-called two-flow type hydraulic pump 1 is used. Instead of the two-flow type hydraulic pump 1, two single hydraulic pumps may be used. A hydraulic pump provided with three or more pressure oil discharge ports may be used. In short, it may be a hydraulic pump provided with at least two pressure oil discharge ports corresponding to the left and right traveling hydraulic motors 25 and 26. In this specification, “each hydraulic oil discharge port of the hydraulic pump provided corresponding to each of the left and right hydraulic actuators” refers to each hydraulic oil discharge provided in a single pump in a two-flow-way hydraulic pump. In the configuration using two single hydraulic pumps, both the outlet and the concept of each pressure oil discharge port provided in both pumps are included, and the type of the hydraulic pump is not limited.
[0055]
The hydraulic pump 1 is also a hydraulic oil supply source that supplies hydraulic oil to a working machine hydraulic actuator of the excavator 80, that is, a boom hydraulic cylinder, an arm hydraulic cylinder, and the like. However, those configurations are omitted in the hydraulic circuit of FIG.
[0056]
The direction control valves 23 and 24 are provided corresponding to the left and right hydraulic motors 25 and 26, respectively, and control the flow direction of the pressure oil discharged from the pressure oil discharge ports 1b and 1c of the hydraulic pump 1. Pressure oil is supplied to the left and right hydraulic motors 25 and 26, respectively. The direction control valves 23 and 24 also function as flow control valves that control the flow rate of the pressure oil. The direction and flow rate of the pressure oil passing through the direction control valves 23 and 24 change according to the operation of the left travel operation lever 27 and the right travel operation lever 26.
[0057]
Pressure oil supply pipes 51 (51A, 51B) and 52 (52A, 52B) are provided between the directional control valves 23 and 24 and the traveling hydraulic motors 25 and 26, respectively. Reference numerals 25A and 26A denote forward pressure oil inflow ports for the hydraulic motors 25 and 26, and reference numerals 25B and 26B denote backward pressure oil inflow ports for the hydraulic motors 25 and 26.
[0058]
The pressure oil discharge ports 1b and 1c of the hydraulic pump 1 and the direction control valves 23 and 24 are connected by pressure oil supply lines 21 and 22, respectively. Then, the pressure oil P1 and P2 on the pipelines 21 and 22 are bypassed at a position in the middle of the pressure oil supply pipelines 21 and 22 and close to the hydraulic pump 1, and the flow rate of the pressure oil to be bypassed is adjusted. Possible variable throttle valves 31 and 32 are respectively provided.
[0059]
That is, the bypass conduit 33 is branched from the pressure oil supply conduit 21 for left travel. A throttle valve 31 is provided on the bypass line 33. The pressure oil that has passed through the throttle valve 31 is further circulated to the pump suction port 13 via the return pipe 35.
[0060]
Similarly, a bypass pipeline 34 is branched from the pressure oil supply pipeline 22 for right travel. A throttle valve 32 is provided on the bypass line 34. The pressure oil that has passed through the throttle valve 32 is further circulated to the pump suction port 13 via the return line 36.
[0061]
The pressure oil that has passed through the throttle valves 31 and 32 may be discharged to the tank.
[0062]
The gear pump 3 is a constant displacement hydraulic pump, and is a pressure oil supply source that supplies pressure oil to, for example, a turning hydraulic motor via the gear pump discharge port 10. The gear pump 3 is driven by the engine 2 similarly to the hydraulic pump 1.
[0063]
The pressure oil supply pipes 41 and 42 are pipes for supplying the pressure oil discharged from the hydraulic pump 1 to the swash plate drive mechanism 16. The pressure oil supply pipes 41 and 42 are provided with branch pipes 4a, 4b, 4c, 4e and 4f.
[0064]
The pressure reducing valve 5 is a valve for reducing the pressure oil that has flowed in via the pipe line 41. Further, the pressure reducing valve 5 causes the pressure oil that has been depressurized to flow out to the pipe 42.
[0065]
The swash plate drive mechanism 16 includes a servo piston 17 that drives the swash plate 1a of the hydraulic pump 1, an LS valve (load sensing valve) 18 that applies control pressure oil to the large diameter side (left side) of the servo piston 17. Similarly, it is composed of a PC valve 19 that causes control pressure oil to act on the large-diameter chamber (left side) of the servo piston 17.
[0066]
The PC valve 19 is configured so that the product of the average pressure of the pressure oils P1 and P2 of the discharge ports 1b and 1c of the hydraulic pump 1 and the displacement volume of the hydraulic pump 1 does not exceed a certain torque, This is a control valve for controlling the plate 1a. If the rotational speed of the engine 2 is constant, the tilt angle of the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 is set so that the product of the average pressure and the discharge flow rate of the pump 1 does not exceed a constant horsepower (maximum horsepower of the engine 2). Be controlled.
[0067]
The LS valve 18 is a control valve that controls the tilt angle of the swash plate 1 a of the hydraulic pump 1 in accordance with the load pressure of each hydraulic actuator such as the hydraulic motors 25 and 26. The LS valve 18 performs control as follows. In other words, the discharge pressure of the hydraulic pump 1 obtained via the pump pressure input port 14 is always set pressure differential only than the LS pressure which is the maximum value of the load pressure of the plurality of hydraulic actuators obtained via the LS pressure input port 15. Control to be higher (load sensing control).
[0068]
Next, the operation of the hydraulic circuit shown in FIG. 1 will be described. It should be noted that the explanation is that the pressure oil discharged from the hydraulic pump 1 flows into the swash plate drive mechanism 16 through the pipelines 4a, 4b, 41, 42, 4c, and 4f. The explanation regarding the control of one swash plate 1a is a known technique, and is different from the gist of the present invention.
[0069]
The hydraulic pump 1 sucks pressure oil in a tank (not shown) from the pump suction port 13 and discharges pressure oil P1 from the pressure oil discharge port 1b. The pressure oil P1 is discharged from the pressure oil supply line 21, the direction control valve 23, The oil is supplied to the left traveling hydraulic motor 25 via the pressure oil supply pipe 51 (51A, 51B). Moreover, the pressure oil P2 is discharged from the pressure oil discharge port 1c, and this pressure oil P2 is used for the other right traveling through the pressure oil supply line 22, the direction control valve 24, and the pressure oil supply lines 52 (52A, 52B). The hydraulic motor 26 is supplied.
[0070]
・ Forward travel
Therefore, when the operator now operates the left travel operation lever 27 to the forward side and the direction control valve 23 is switched to the forward position, the discharge pressure oil P1 of the hydraulic pump 1 passes through the forward pressure oil supply line 51A. Then, it flows into the forward pressure oil inflow port 25A of the hydraulic motor 25. As a result, the hydraulic motor 25 rotates in the forward direction, and the left crawler belt 83 rotates in the forward direction. The pressure oil flowing out from the opposite port 25B of the hydraulic motor 25 passes through the pipeline 51B and the direction control valve 23 and is returned to the tank 29.
[0071]
Similarly, when the operator operates the right travel operation lever 28 forward and the direction control valve 24 is switched to the forward position, the discharge pressure oil P2 of the hydraulic pump 1 passes through the forward pressure oil supply line 52A. Then, it flows into the forward pressure oil inflow port 26A of the hydraulic motor 26. As a result, the hydraulic motor 26 rotates in the forward direction, and the right crawler belt 84 rotates in the forward direction. The pressure oil flowing out from the opposite port 26 B of the hydraulic motor 26 passes through the conduit 52 B and the direction control valve 24 and is returned to the tank 30.
[0072]
・ Backward travel
Therefore, when the operator now operates the left travel operation lever 27 to the reverse side and the direction control valve 23 is switched to the reverse position, the discharge pressure oil P1 of the hydraulic pump 1 passes through the reverse pressure oil supply conduit 51B. Then, the hydraulic oil 25 flows into the reverse pressure oil inflow port 25B. As a result, the hydraulic motor 25 rotates in the reverse direction, and the left crawler belt 83 rotates in the reverse direction. The pressure oil flowing out from the opposite port 25A of the hydraulic motor 25 passes through the pipe line 51A and the direction control valve 23 and is returned to the tank 29.
[0073]
Similarly, when the operator operates the right travel operation lever 28 to the reverse side and the direction control valve 24 is switched to the reverse position, the discharge pressure oil P2 of the hydraulic pump 1 passes through the reverse pressure oil supply line 52B. Then, the hydraulic motor 26 flows into the reverse pressure oil inflow port 26B. As a result, the hydraulic motor 26 rotates in the reverse direction, and the right crawler belt 84 rotates in the reverse direction. The pressure oil flowing out from the opposite port 26 A of the hydraulic motor 26 passes through the conduit 52 A and the direction control valve 24 and is returned to the tank 30.
[0074]
In the drawings, the tanks 29 and 30 are shown as separate ones for convenience of explanation, but the same tank is used in an actual apparatus.
[0075]
As described above, the excavator 80 moves straight forward or backward. In order to move the excavator 80 straight, it is necessary to operate the operation levers 27 and 28 in the same direction with the same operation amount.
[0076]
Here, when a traveling bend occurs during straight travel, the operator adjusts the opening area of the left and right throttle valves 31 and 32 to adjust the bypass flow rate. As a result, the pressure oils P1 and P2 flowing through the left-running pressure oil supply pipe 21 and the right-running pressure oil supply pipe 22 are respectively bypassed by a predetermined flow rate into the bypass pipes 33 and 34, and the return pipe 35 is returned. , 36 to the pump suction port 13 respectively. For this reason, the flow rate difference between the pressure oils P1 and P2 flowing through the left and right pressure oil supply pipes 21 and 22 is corrected, and the traveling bend when the excavator 80 goes straight is corrected. Note that the pressure oil bypassed to the bypass lines 33 and 34 may be directly circulated to the tank.
[0077]
Here, as described above, the hydraulic pump 1 is disposed close to the engine 2. For this reason, the position from the position of the engine hood 85 to the hydraulic pump 1 is very close, and the operator's hand can be easily reached (see FIG. 2).
[0078]
Therefore, the throttle valves 31 and 32 provided close to the hydraulic pump 1 can be adjusted very easily from the position of the engine hood 85.
[0079]
Therefore, after the production and assembly of the hydraulic excavator 80 or during actual travel by the user, the throttle valves 31 and 32 can be easily adjusted with good workability according to the travel curve of each vehicle.
[0080]
FIG. 3 shows a configuration example in which throttle valves 31 and 32 are arranged in the casing 100 of the hydraulic pump 1.
[0081]
FIG. 3A is a front view of the hydraulic pump 1, and FIG. 3B shows an arrow Z in FIG.
In this way, when the throttle valves 31 and 32 are arranged in the casing 100 of the hydraulic pump 1, the throttle valves 31 and 32 can be adjusted more easily from the position of the engine hood 85.
[0082]
Next, a specific configuration of the throttle valves 31 and 32 will be described below. The throttle valve 31 provided for left travel will be described as a representative. As shown in FIG. 1, pressure oil flows into the throttle valve 31 from the pressure oil inflow port 33a, and pressure oil flows out from the pressure oil outflow port 33b.
[0083]
FIG. 4 shows the structure of the throttle valve 31 provided in the casing 100 of the hydraulic pump 1 as described in FIG. The throttle valve 31 includes a valve body 60 and an insertion member 62. The insertion member 62 further includes a clearance filter 69, a fixed throttle portion 70, a notch portion 68, and a taper portion 67. The upstream position of the clearance filter 69 is a pressure oil inflow port 33a. A downstream position of the taper portion 67 is a pressure oil outflow port 33b.
[0084]
That is, as shown in FIG. 4, the throttle valve 31 includes a valve casing 60 as a valve main body and the valve main body 60 and an insertion member 62 that can be inserted into the valve main body 60.
[0085]
FIG. 5 shows an enlarged part of the throttle valve 31. FIG. 5A shows an enlarged tip portion of the throttle valve 31 of FIG. FIG.5 (b) has shown the BB cross section of Fig.5 (a). FIG. 5C shows the variable aperture portion of FIG. 5A further enlarged. FIG.5 (d) has shown the arrow C figure of Fig.5 (a).
[0086]
The configuration of the throttle valve 31 will be described with reference to these drawings.
[0087]
In a state where the insertion member 62 is inserted in the longitudinal direction with respect to the valve body 60, a clearance filter 69 is formed at the distal end in the insertion direction. A clearance filter is a member having a function of a filter that removes foreign matter in pressurized oil by a gap (clearance).
[0088]
A fixed throttle portion 70 is formed on the downstream side of the clearance filter 69.
[0089]
The fixed throttle portion 70 is a cylindrical portion formed over the entire outer periphery of the insertion member 62. The diameter of this cylindrical portion is smaller than the diameter of the bypass conduit 33 in the pressure oil inflow port 33a. The fixed throttle portion 70 allows the pressure oil P1 to pass through with a certain opening area.
[0090]
Further, a notch 68 is formed on the downstream side of the fixed restrictor 70.
[0091]
As shown in FIG. 5B, the notch 68 is formed at a part of the outer periphery of the insertion member 62, that is, at two places. The notch shape is, for example, a V-shaped groove. The pressure oil P1 is allowed to pass through with a very small opening area by the notch 68 formed in a part of the periphery of the insertion member 62. The flow rate of the pressure oil P 1 that passes through the notch 68 varies depending on the insertion position of the insertion member 62. The opening area of the notch 68 is extremely small compared to the total cross-sectional area of the clearance d of the clearance filter 69.
[0092]
Further, a tapered portion 67 is formed on the downstream side of the notch portion 68. Corresponding to the taper portion 67 on the insertion member 62 side, a taper portion is also formed on the valve body 60 side. The tapered portion 67 is formed over the entire outer periphery of the insertion member 62. Therefore, the passage opening area of the pressure oil P1 is changed according to the change in the relative position of the tapered portion 67 on the insertion member 62 side and the tapered portion on the valve body 60 side. That is, the tapered portion 67 on the insertion member 62 side and the tapered portion on the valve body 60 side constitute an orifice.
[0093]
As shown in FIG. 5C, the taper portion 67 on the insertion member 62 side and the taper portion on the valve body 60 side have different inclinations. The inclination angle of the taper portion 67 on the insertion member 62 side is larger than the inclination angle of the taper portion on the valve body 60 side. For this reason, when the throttle amount of the throttle valve 31 is the maximum (the flow rate of the pressure oil P1 is zero), the tapered portion 67 is in line contact with the tapered portion on the valve body 60 side along the circumferential direction. As a result, the flow rate of the pressure oil P1 can be zeroed very accurately without causing bleeding or leakage of the pressure oil P1 from the tapered portion 67 to the downstream side.
The notch portion 68 and the tapered portion 67 described above constitute a variable throttle portion 71.
[0094]
A further downstream side of the taper portion 67 communicates with the pump suction port 13 via the return pipe 35.
[0095]
An O-ring 66 is provided at a further rear portion of the insertion member 62 over the entire circumference of the outer periphery of the insertion member 62, and the pressure oil P1 oozes out or leaks between the insertion member 62 and the valve body 60. To prevent it.
[0096]
A screw portion 65 that is screwed into the valve main body 60 is formed at a position further rearward of the place where the O-ring 66 is disposed.
[0097]
A hexagonal bolt hole 63 is formed at the rear end of the rear portion of the screw portion 65. A screw portion that is screwed into the lock nut 64 is formed on the outer periphery of the rear end of the insertion member 62.
[0098]
Hereinafter, the operation of adjusting the bypass flow rate of the pressure oil P1 using the throttle valve 31 will be described.
[0099]
When the operator inserts a hexagon wrench into the hexagon bolt hole 63 and rotates it in the clockwise direction, the insertion member 62 is inserted in the direction of the arrow A1 while the screw portion 65 is screwed with the valve body 60. The state where the insertion member 62 is inserted to the end is the state shown in FIG. At this time, the taper part 67 is in line contact with the valve body 60 along the circumferential direction, and the passage opening area of the pressure oil P1 in the taper part 67 becomes zero. At this time, the throttle amount of the throttle valve 31 is maximized (the flow rate of the pressure oil P1 is zero), and the bypass flow rate to the pressure oil outflow port 33b is zero.
[0100]
When the operator rotates the hexagon wrench counterclockwise from the state where the bypass flow rate is zero (maximum throttle amount), the insertion member 62 escapes from the valve body 60 while the screw portion 65 is screwed with the valve body 60. Is moved in the direction A2.
[0101]
As the insertion member 62 moves in the direction of arrow A2, the bypass flow rate to the pressure oil outflow port 33b increases.
[0102]
That is, when the insertion position of the insertion member 62 with respect to the valve body 60 is moved in the arrow A1 direction or the A2 direction, the opening area between the variable throttle part 71 composed of the taper part 67 and the notch part 68 and the valve body 60 changes. . As a result, the flow rate (bypass flow rate) of the pressure oil guided from the pressure oil inflow port 33a to the pressure oil outflow port 33b is adjusted by adjusting the insertion position of the insertion member 62.
[0103]
When the optimum insertion position is reached, the locking nut 64 is screwed onto the rear end of the insertion member 62. The insertion member 62 is fixed to the valve body 60 by bringing the locking nut 64 into contact with the wall surface 61 of the pump casing 100.
[0104]
Next, the operation and effect of the throttle valve 31 will be described.
[0105]
On the upstream side of the pressure oil 67 of the taper portion 67 of the insertion member 62, a notch portion 68 that allows the pressure oil P 1 to pass with a very small opening area is provided in a part of the periphery of the insertion member 62. For this reason, the change of the bypass flow rate of the pressure oil P1 is less with respect to the screwing rotation amount of the insertion member 62.
[0106]
Here, it compares with the conventional throttle valve. In the conventional throttle valve, only the fixed throttle portion formed over the entire outer periphery of the insertion member 62 is provided on the upstream side of the tapered portion 67 of the insertion member 62. Therefore, the opening area of the taper portion 67 changes greatly with respect to a slight screwing rotation amount of the insertion member 62, and the bypass flow rate of the pressure oil P1 changes greatly. That is, the sensitivity of the flow rate change with respect to the screwing amount is high.
[0107]
Here, when the insertion member 62 is fixed to the valve main body 60 using the locking nut 64, the screwing rotation amount of the insertion member 62 may change due to the joint rotation of the insertion member 62 before and after the locking nut 64 is tightened.
[0108]
In the conventional throttle valve, the change in the bypass flow rate of the pressure oil P1 is large with respect to the change in the screwing rotation amount of the insertion member 62. For this reason, when fixing with the lock nut 64, a very large deviation occurs with respect to the bypass flow rate adjusted to be optimum. For this reason, it is not easy to accurately adjust the throttle valve.
[0109]
On the other hand, in the throttle valve 31 of this embodiment, the change in the bypass flow rate of the pressure oil P1 is extremely small with respect to the change in the screwing rotation amount of the insertion member 62.
[0110]
That is, as shown in FIG. 5D, the cutout portion 68 has a V-shaped portion 68 a and a parallel portion 68 b along the insertion direction of the insertion member 62. In the V-shaped portion 68a, the opening area gradually increases with respect to the amount of screw rotation of the insertion member 62, and the opening area becomes constant in the parallel portion 68b. Therefore, the change in the opening area of the notch 68 is very gradual with respect to the screwing rotation amount of the insertion member 62. The amount of change in the opening area of the notch 68 is extremely smaller than the amount of change in the opening area of the tapered portion 67. Therefore, the sensitivity of the flow rate change with respect to the screwing amount becomes low.
[0111]
For this reason, for example, even if the amount of screw rotation of the insertion member 62 slightly changes due to the joint rotation of the insertion member 62 before and after the locking nut 64 is tightened, only a slight deviation occurs with respect to the optimally adjusted bypass flow rate. . For this reason, according to the throttle valve 31 of the present embodiment, a displacement of the screwing amount of the insertion member 62 when the lock nut 64 is fixed is allowed, and the throttle valve 31 can be adjusted with ease and accuracy.
[0112]
In addition, as shown in FIG.5 (b), although the notch part 68 is provided in two places of the outer periphery of the insertion member 62, you may make it provide more numbers than it. In some cases, only one location is required. For example, as shown by a broken line, the notches 68 can be arranged at four equal intervals.
The notch 68 is formed in a part of the outer periphery of the insertion member 62 with a very small opening area. For this reason, when the pressure oil P1 reaches the notch 68 from the upstream side and foreign matter such as dust existing in the pressure oil P1 enters the notch 68, the sensitivity of the flow rate change with respect to the screwing amount greatly changes.
[0113]
For this reason, it is necessary to prevent foreign matter from entering the notch 68.
[0114]
In this regard, in this embodiment, a clearance filter 69 having a gap d that does not allow foreign matters to pass through is provided on the entire upstream side of the notch 68 on the outer periphery of the insertion member 62.
[0115]
That is, the tip of the clearance filter 69 communicates with the pressure oil discharge port 1b, and the pressure oil P1 flows into the clearance filter 69 via the bypass conduit 33. The clearance filter 69 is an annular member. Therefore, the clearance filter 69 provides a clearance (clearance) d between the insertion member 62 and the valve main body 60 over the entire outer periphery of the insertion member 62 so as not to allow foreign matters such as dust in the flowing pressure oil P1 to pass therethrough. .
[0116]
Since the clearance filter 69 is formed over the entire circumference of the insertion member 62, even if the foreign matter is blocked by a part of the outer periphery of the clearance filter 69, the pressure oil P1 is allowed to pass downstream through the other part. Can do. Accordingly, foreign matter can be prevented from entering the pressure oil P1 that has passed through the clearance filter 69, and a situation in which foreign matter such as dust existing in the pressure oil P1 enters the notch 68 can be avoided. .
[0117]
As described above, according to the throttle valve 31 of the present embodiment, the displacement of the spool screw amount when the lock nut 64 is fixed is allowed, and the throttle valve 31 can be adjusted accurately and easily. Furthermore, the problem associated with the improvement in ease, that is, the problem of easy clogging of foreign matters can be solved at the same time.
[0118]
Next, an embodiment suitable for the hydraulic excavator 80 in which the traveling bends are different between forward travel and reverse travel will be described.
[0119]
FIG. 6 is a hydraulic circuit diagram showing the arrangement configuration of the throttle valves of this embodiment. Note that circuit portions common to those in FIG. 1 are omitted. Only the parts different from FIG. 1 are shown.
[0120]
As shown in FIG. 6, in this embodiment, the pressure oil on the pipeline is bypassed in the middle of the forward pressure oil supply pipeline (51A, 52A) and the reverse pressure oil supply pipeline (51B, 52B). In addition, throttle valves (31A, 32A) and (31B, 32B) for adjusting the flow rate of the pressure oil to be bypassed are provided.
[0121]
Hereinafter, the operation for correcting the traveling curve will be described.
[0122]
・ Forward travel
When a traveling bend occurs when the vehicle travels straight in the forward direction, the operator adjusts the left and right variable throttle valves 31A and 32A provided for forward travel. As a result, the pressure oil flowing through the forward pressure oil supply pipes 51A and 52A is bypassed by a predetermined flow rate and returned to the tanks 72 and 74, respectively. For this reason, the flow rate difference between the pressure oils flowing through the left and right pressure oil supply pipes 51A and 52A is corrected, and the traveling bend when the excavator 80 moves forward is corrected.
[0123]
・ When driving backward
On the other hand, when a traveling curve occurs when the vehicle travels straight in the reverse direction, the operator adjusts the left and right variable throttle valves 31B and 32B provided for reverse travel. As a result, the pressure oil flowing through the reverse pressure oil supply pipes 51B and 52B is bypassed by a predetermined flow rate and returned to the tanks 73 and 75, respectively. For this reason, the flow rate difference of the pressure oil flowing through the left and right pressure oil supply pipes 51B and 52B is corrected, and the traveling curve when the excavator 80 moves backward is corrected.
[0124]
As described above, according to this embodiment, the throttle valve (provided separately for 31A and 31A for 31A and for 32A) is separately provided for correcting the traveling curve when traveling forward and when correcting the traveling curve when traveling backward. 32B) are used respectively. That is, even when the traveling curve is different between the forward travel and the reverse travel, the travel bend is corrected individually.
[0125]
For this reason, according to the present embodiment, the traveling curve can be accurately corrected both when moving forward and when moving backward, as compared with that described in Japanese Utility Model Publication No. 8-9236.
[0126]
FIG. 7 shows a modification of the hydraulic circuit shown in FIG.
[0127]
That is, in FIG. 6, the pressure oil discharge ports 1b and 1c of the hydraulic pump 1 are provided corresponding to the left and right hydraulic motors 25 and 26, respectively, and the pressure oil P1 discharged from different pressure oil discharge ports 1b and 1c, These are individually driven by P2. On the other hand, in the hydraulic circuit shown in FIG. 7, the left and right hydraulic motors 25 and 26 are commonly provided with a single pressure oil discharge port 1d of the hydraulic pump 1, and are discharged from the same pressure oil discharge port 1d. Driven by pressure oil.
[0128]
FIG. 8 shows an example of a hydraulic circuit configuration having the same effects as the hydraulic circuit shown in FIG. In FIG. 8, only the hydraulic circuit for left travel is shown, and the hydraulic circuit for right travel is omitted.
[0129]
As shown in FIG. 8, in this embodiment, the flow rate of the pressure oil that bypasses and bypasses the pressure oil on the pipeline in the middle of the forward pressure oil supply pipeline 51A and the reverse pressure oil supply pipeline 51B, respectively. Throttle valves 31A and 32A for adjusting the above are provided. However, unlike the hydraulic circuit of FIG. 6, the throttle valves 31A and 31B are respectively disposed on pipes 53 and 54 that connect one port 25A of the hydraulic motor 25 and the other port 25B. For this reason, a check valve 55 is provided on the communication line 53 so that only the pressure oil flowing through the pressure oil supply line 51A is allowed to pass, and the pressure oil on the opposite pressure oil supply line 51B is not allowed to pass. Similarly, a check valve 56 is provided on the communication pipe 54 so that only the pressure oil flowing through the pressure oil supply pipe 51B is allowed to pass, and the pressure oil on the opposite pressure oil supply pipe 51A is not allowed to pass.
[0130]
Hereinafter, the operation for correcting the traveling curve will be described.
[0131]
・ Forward travel
When a traveling bend occurs during straight travel in the forward direction, the operator adjusts the variable throttle valve 31A provided for forward travel. As a result, the pressure oil flowing through the forward pressure oil supply pipe 51 A is bypassed to the communication pipe 53 by a predetermined flow rate and returned to the return pipe via the check valve 55. The bypass flow rate is adjusted in the same manner for the right pressure oil supply conduit 52A. For this reason, the flow rate difference between the pressure oils flowing through the left and right pressure oil supply pipes 51A and 52A is corrected, and the traveling curve when the excavator 80 moves forward is corrected.
[0132]
・ When driving backward
On the other hand, when a traveling curve occurs when the vehicle travels straight in the reverse direction, the operator adjusts the variable throttle valve 31B provided for reverse travel. As a result, the pressure oil flowing through the reverse pressure oil supply pipe 51 B is bypassed to the communication pipe 54 by a predetermined flow rate, and returned to the return pipe via the check valve 56. The bypass flow rate of the right pressure oil supply pipe 52B is adjusted in the same manner. For this reason, the flow rate difference of the pressure oil flowing through the left and right pressure oil supply pipes 51B and 52B is corrected, and the traveling curve when the excavator 80 moves backward is corrected.
[0133]
As described above, also in the embodiment shown in FIG. 8, the throttle valve (31B with respect to 31A, 31B, provided separately when the travel curve at the time of forward travel and when the travel curve at the time of reverse travel is corrected). 32B) is used for 32A respectively. That is, even when the traveling curve is different between the forward travel and the reverse travel, the travel bend is corrected individually.
[0134]
For this reason, according to the present embodiment, the traveling curve can be accurately corrected both when moving forward and when moving backward, as compared with that described in Japanese Utility Model Publication No. 8-9236. In the case of the embodiment shown in FIGS. 6, 7, and 8, the throttle valves 31 (31A, 31B) and 32 (32A, 32B) may be disposed in the direction control valves 23 and 24 themselves. Further, the throttle valves 31 (31A, 31B) and 32 (32A, 32B) may be disposed in the hydraulic motors 25 and 26 themselves.
[0135]
Note that the hydraulic circuit of the present embodiment can be applied to all hydraulically driven traveling bodies including construction machines. The throttle valves 31 and 32 are not limited to the structure described in the present embodiment, and a conventional flow control valve such as an orifice or choke having a general structure can be used.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing an embodiment of a traveling bend correction device for a hydraulically driven traveling body according to the present invention.
FIG. 2 is a perspective view showing a structure of a hydraulic excavator assumed in the embodiment.
FIG. 3 is a view showing a state in which a throttle valve is disposed in a hydraulic pump, FIG. 3 (a) is a front view, and FIG. 3 (b) is a Z view of FIG. 3 (a). .
FIG. 4 is a diagram illustrating an entire structure of a throttle valve according to the embodiment.
5 is an enlarged view of a part of the throttle valve shown in FIG. 4, FIG. 5 (a) is an enlarged view of the tip of the spool, and FIG. 5 (b) is an enlarged view of FIG. FIG. 5C is an enlarged view of the tapered portion of FIG. 5A, and FIG. 5D is an arrow C view of FIG. 5A.
6 is a hydraulic circuit diagram showing a state in which throttle valves are arranged and configured at positions different from those of the hydraulic circuit of FIG. 1. FIG.
7 is a hydraulic circuit diagram showing a modified example of the hydraulic circuit shown in FIG. 6, and is a diagram showing a configuration example of a hydraulic circuit using a single hydraulic pump. FIG.
8 is a diagram showing another example of a hydraulic circuit configuration having the same operational effects as the hydraulic circuit of FIG. 6;
FIG. 9 is a hydraulic circuit diagram showing an arrangement configuration of a conventional throttle valve.
[Explanation of symbols]
1 Hydraulic pump
1a Swash plate
1b, 1c, 1d Pressure oil outlet
2 Engine
21, 22, 51, 52 Pressure oil supply pipeline
23, 24 Directional control valve
25, 26 Hydraulic motor
31, 32 Throttle valve

Claims

Provided corresponding to the left and right crawler belts (83, 84) or wheels of the hydraulically driven traveling body (80),
Left and right crawler belts (83, 84) or left and right hydraulic actuators (25, 26) for driving the wheels,
A hydraulic pump (1) driven by the engine (2) and provided in the vicinity of the engine (2);
An engine hood (85) provided at the rear end of the hydraulically driven traveling body (80) and openable and closable for inspecting and maintaining the engine (2);
Pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1) respectively provided corresponding to the left and right hydraulic actuators (25, 26);
The left and right hydraulic actuators (25, 26) are provided corresponding to the left and right hydraulic actuators (25, 26), respectively, to control the flow direction of the pressure oil discharged from the pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1). Travel of a hydraulically driven traveling body that corrects a traveling bend during straight traveling of a hydraulically driven traveling body (80) including directional control valves (23, 24) that supply hydraulic oil to hydraulic actuators (25, 26), respectively. In the bending correction device,
In the middle of the pressure oil supply line (21, 22) between the pressure oil discharge port (1b, 1c) of the hydraulic pump (1) and the direction control valve (23, 24), the hydraulic pump (1 ) Or on the hydraulic pump (1), the pressure oil (P1, P2) on the pipes (21, 22) is bypassed and the flow rate of the pressurized oil is bypassed by the engine hood (85). From the position of
It consists of a valve body, an insertion member constituted by a clearance filter, a fixed throttle part, a notch part and a taper part,
In a state where the insertion member is inserted into the valve body, the clearance filter is disposed at the distal end in the insertion direction, the fixed throttle portion is disposed on the downstream side of the clearance filter, and the downstream side of the throttle portion. A notch is disposed, and the tapered portion is disposed downstream of the notch,
Throttle valves (31, 32) in which the opening area between the variable throttle part constituted by the notch part and the tapered part and the valve body can be adjusted by adjusting the insertion position of the insertion member in the previous period
A traveling curve correction device for a hydraulically driven traveling body, comprising:

Provided corresponding to the left and right crawler belts (83, 84) or wheels of the hydraulically driven traveling body (80),
Left and right crawler belts (83, 84) or left and right hydraulic actuators (25, 26) for driving the wheels,
A hydraulic pump (1) driven by the engine (2) and provided in the vicinity of the engine (2);
An engine hood (85) provided at the rear end of the hydraulically driven traveling body (80) and openable and closable for inspecting and maintaining the engine (2);
Pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1) respectively provided corresponding to the left and right hydraulic actuators (25, 26);
The left and right hydraulic actuators (25, 26) are provided corresponding to the left and right hydraulic actuators (25, 26), respectively, to control the flow direction of the pressure oil discharged from the pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1). Travel of a hydraulically driven traveling body that corrects a traveling bend during straight traveling of a hydraulically driven traveling body (80) including directional control valves (23, 24) that supply hydraulic oil to hydraulic actuators (25, 26), respectively. In the bending correction device,
In the middle of the pressure oil supply line (21, 22) between the pressure oil discharge port (1b, 1c) of the hydraulic pump (1) and the direction control valve (23, 24), the hydraulic pump (1 ) Or on the hydraulic pump (1), the pressure oil (P1, P2) on the pipes (21, 22) is bypassed and the flow rate of the pressurized oil is bypassed by the engine hood (85). From the position of
It consists of a valve body, an insertion member constituted by a clearance filter, a fixed throttle part, a notch part and a taper part,
In a state where the insertion member is inserted into the valve body, the clearance filter is disposed at the distal end in the insertion direction, the fixed throttle portion is disposed on the downstream side of the clearance filter, and the downstream side of the throttle portion. A notch is disposed, and the tapered portion is disposed downstream of the notch,
By manually adjusting the insertion position of the first-stage insertion member, the opening area between the variable throttle part constituted by the notch part and the taper part and the valve body is adjusted and fixed after adjustment. Throttle valve (31, 32)
A traveling curve correction device for a hydraulically driven traveling body, comprising:

Provided corresponding to the left and right crawler belts (83, 84) or wheels of the hydraulically driven traveling body (80),
Left and right crawler belts (83, 84) or left and right hydraulic actuators (25, 26) for driving the wheels,
Pressure oil is provided corresponding to the left and right hydraulic actuators (25, 26), respectively, and controls the flow direction of the pressure oil discharged from the hydraulic pump (1) to the left and right hydraulic actuators (25, 26). Each directional control valve (23, 24) for supplying
Provided between the directional control valve (23, 24) and the hydraulic actuator (25, 26), the forward pressure oil inflow port (25A, 26A) and the reverse pressure oil of the hydraulic actuator (25, 26). Of a hydraulically driven traveling body (80) having a forward pressure oil supply line (51A, 52A) for supplying pressure oil to the inflow ports (25B, 26B) and a reverse pressure oil supply line (51B, 52B). In a traveling curve correction device for a hydraulically driven traveling body that corrects traveling curve during straight traveling,
In the middle of the forward pressure oil supply pipes (51A, 52A), there are provided first throttle valves (31A, 32A) for bypassing the pressure oil on the pipes and adjusting the flow rate of the pressure oil to be bypassed,
Separately from the first throttle valve (31A, 32A), in the middle of the reverse pressure oil supply pipe (51B, 52B), the flow of pressure oil to bypass and bypass the pressure oil on the pipe A travel bending correction device for a hydraulically driven traveling body, characterized in that an adjustable second throttle valve (31B, 32B) is provided.