JP5809657B2 - ７トンクラスの油圧ショベル - Google Patents

Description

本発明は７トンクラスの油圧ショベルに関する。

油圧ショベルに７トンクラスの油圧ショベルと呼ばれているものがある。７トンクラスの油圧ショベルとは、一般的に、ブームがオフセットタイプではなくシングルタイプであり、アタッチメントとしてバケットを備えた場合の仕様で、車体重量が６３００〜８５００ｋｇ、バケットサイズが０．２８〜０．３３ｍ^３、最大掘削半径が６３００〜７７００ｍｍ、最大掘削深さが３８００〜４７００ｍｍ、最大掘削高さが６７００〜７８００ｍｍである油圧ショベルを言う。

ところで、ディーゼルエンジンの排ガス規制が年々強化されており、この排ガス規制は国ごとに異なる。

欧州では、２００４／２６／ＥＣ指令（非特許文献１）と２０１０／２６／ＥＵ指令（非特許文献２）によって油圧ショベル等の特定特殊自動車の排ガス規制が規定されている。この規定によれば、３７≦Ｐ＜５６の出力レンジのエンジンでは、２０１３年以降、排ガス規制はSTAGE IIIAからSTAGE IIIBへと強化される。なお、１８≦Ｐ＜３７の出力レンジ（Ｐはエンジン出力）のエンジンでは、２０１３年以降も排ガス規制はSTAGE IIIAのままである。

２００４／２６／ＥＣ指令 ２０１０／２６／ＥＵ指令

従来の７トンクラスの油圧ショベルは４０〜５５ｋＷのエンジンを搭載している。このエンジン出力は、排ガス規制では３７≦Ｐ＜５６の出力レンジに分類され、２０１３年以降の欧州の排ガス規制ではSTAG IIIBに対応することが必要となり、今まで以上に排ガスの成分（NOx，PM）を低減するための周辺機器が必要となる。具体的には、例えばコモンレールシステム(CRS)、EGRバルブ(EGR)、マフラフィルタ(DPF)の装着が必要となり、構造が複雑でコストアップとなる。また、エンジン周辺機器（CRS, EGR, DPF）の故障の発生リスクが高まる。

本発明の目的は、７トンクラスでありながら、構造が複雑で高価なエンジン周辺機器が付属しないエンジンの搭載を可能とし、かつ従来の作業機性能を保持した７トンクラスの油圧ショベルを提供することである。

上記課題を解決するため、本発明は、７トンクラスの油圧ショベルにおいて、エンジンの出力を、７トンクラスの油圧ショベルの現行出力である４０〜５５ｋＷよりも小さい３４〜３６．４ｋＷに設定し、コントロールバルブをブームシリンダ及びアームシリンダのロッド側にそれぞれ接続するロッド側配管のサイズを、７トンクラスの油圧ショベルの現行サイズである１／２インチよりも大きく設定し、コントロールバルブをブームシリンダ及びアームシリンダのボトム側にそれぞれ接続するボトム側配管のサイズを、７トンクラスの油圧ショベルの現行サイズである１／２〜５／８インチの５／８インチよりも大きく設定する。

エンジン出力を３４〜３６．４ｋＷに設定した場合、排ガス規制では１８≦Ｐ＜３７の出力レンジに分類され、欧州の排ガス規制ではSTAGE IIIBより１ランク下のSTAGE IIIAに該当する。このため２０１３年以降も、欧州の排ガス規制に対して、今まで通りの周辺機器を用いて対応することができる。

また、エンジンの出力を現行出力よりも低い３４〜３６．４ｋＷに設定すると、エンジン出力の余裕率（エンジン出力馬力に対するポンプ消費馬力の余剰分のエンジン出力に対する比率）は減少する。しかし、欧州では高地でかつ高温となる地域が少なく、使用環境を欧州に限定することで、一般的な数値より低い余裕率の設定が可能となる。また、油圧ポンプには消費（吸収）馬力を設定した一定値以下に保持する馬力制御機能が付加されており、余裕率の設定根拠には、油圧ポンプの吐出圧が急峻に変動した際の馬力制御機能の動特性の遅れによる油圧ポンプの負荷過多の吸収がある。本発明では、油圧ポンプの吐出圧の急峻な変動は、掘削動作時のブームシリンダやアームシリンダの負荷圧の変動等が主な原因であるということに着目し、コントロールバルブをブームシリンダ及びアームシリンダにそれぞれ接続するロッド側配管のサイズを、７トンクラスの油圧ショベルの現行サイズである１／２インチよりも大きく設定し、コントロールバルブをブームシリンダ及びアームシリンダのボトム側にそれぞれ接続するボトム側配管のサイズを、７トンクラスの油圧ショベルの現行サイズである１／２〜５／８インチの５／８インチよりも大きく設定した。これにより管路圧損によるエネルギロスが減少するため、余裕率の低減分が補正され、余裕率が低減しても、従来の作業機性能を保持することが可能となる。

好ましくは、前記コントロールバルブを前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのロッド側及びボトム側にそれぞれ接続する前記ロッド側及びボトム側配管のサイズは、それぞれ、３／４インチである。

また、好ましくは、前記エンジンの出力は３５ｋＷである。

また、本発明は、前記複数の油圧アクチュエータは右左の履帯を駆動する右左の走行モータを更に含み、好ましくは、前記コントロールバルブを前記右左の走行モータにそれぞれ接続する走行配管のサイズを、前記７トンクラスの油圧ショベルの現行サイズである１／２インチよりも大きく設定する。これにより走行モータの負荷圧が瞬時に高くなる場合にブームシリンダ及びアームシリンダの場合と同様、余裕率の低減分が補正され、余裕率が低減しても、従来の作業機性能を保持することが可能となる。

好ましくは、前記コントロールバルブを前記右左の走行モータにそれぞれ接続する走行配管のサイズは、それぞれ、５／８インチである。

また、好ましくは、前記油圧ポンプの消費馬力を前記７トンクラスの油圧ショベルの現行消費馬力と同等に設定する。

本発明によれば、７トンクラス油圧ショベルにおいて、欧州排ガス規制をSTAGE IIIAレベルでクリアし、複雑な周辺機器（CRS, EGR, DPF）を使わないエンジンを採用することが可能となり、コストアップを抑え、しかも、余裕率が低減しても、従来の作業機性能を保持することが可能となる。

本発明の一実施の形態に係わる７トンクラスの油圧ショベルの油圧駆動装置を示すシステム構成図である。 トルク制御装置（第１及び第２トルク制御ピストン）のトルク制御線図である。 ７トンクラスの油圧ショベルの外観を示す図である。 従来の７トンクラスの油圧ショベルの一般的な仕様を表形式で示す図である。 各国の排ガス規制を示す図である。 本実施形態のブームシリンダ、アームシリンダ、走行モータの配管サイズを表形式で示す図である。 従来技術と本実施の形態（本発明）とにおけるエンジン出力馬力に対するポンプ消費馬力の余剰分の変化をグラフで示す図である。 従来技術におけるエンジン出力馬力とポンプ消費馬力の時間変化を示す図である。 本実施の形態（本発明）におけるエンジン出力馬力とポンプ消費馬力の時間変化を示す図である。

以下、本発明の実施の形態を説明する。
〜構成〜
図１は、本発明の一実施の形態に係わる７トンクラスの油圧ショベルの油圧駆動装置を示すシステム構成図である。

７トンクラスの油圧ショベルの油圧駆動装置は、ディーゼルエンジン１と、このエンジン１によって駆動される油圧ポンプ２と、油圧ポンプ２の吐出圧油により駆動されるブームシリンダ４、アームシリンダ５、バケットシリンダ６、右走行モータ７、左走行モータ８、旋回モータ９、ブレードシリンダ１０、スイングシリンダ１１を含む複数の油圧アクチュエータと、油圧ポンプ２から複数の油圧アクチュエータに供給される圧油の流れを制御する複数の制御スプールを内蔵したコントロールバルブ３と、コントロールバルブ３に接続され、複数のアクチュエータからの戻り油をドレンタンク１２に還流させる戻り回路１３とを備えている。

油圧ポンプ２は２つの吐出ポートＰ１，Ｐ２と１つの容量制御機構（斜板）２ａを備えたスプリットフローポンプであり、２つの吐出ポートＰ１，Ｐ２は供給配管１４，１５を介してコントロールバルブ３に接続され、コントロールバルブ３は配管４ａ，４ｂ、配管５ａ，５ｂ、配管６ａ，６ｂ、配管７ａ，７ｂ、配管８ａ，８ｂ、配管９ａ，９ｂ、配管１０ａ，１０ｂ、配管１１ａ，１１ｂを介してそれぞれのアクチュエータ４〜１１に接続されている。

コントロールバルブ３は、ブームシリンダ４の駆動時、油圧ポンプ２の２つの吐出ポートＰ１，Ｐ２の吐出油が合流してブームシリンダ４に供給され、アームシリンダ５の駆動時も、同様に、油圧ポンプ２の２つの吐出ポートＰ１，Ｐ２の吐出油が合流してアームシリンダ５に供給されるように構成されている。また、コントロールバルブ３は、右走行モータ７の駆動時は油圧ポンプ２の一方の吐出ポートＰ１の吐出油が右走行モータ７に供給され、左走行モータ８の駆動時は油圧ポンプ２の他方の吐出ポートＰ２の吐出油が右走行モータ７に供給されるように構成されている。更に、コントロールバルブ３は、ブームシリンダ４、アームシリンダ５、右走行モータ７、左走行モータ８以外の油圧アクチュエータ６，９〜１１の駆動時は油圧ポンプ２の２つの吐出ポートＰ１，Ｐ２のいずれか一方の吐出油が各アクチュエータに供給されるように構成されている。

油圧ポンプ２は、容量制御機構（斜板）２ａの容量（斜板の傾転角）を制御することで２つの吐出ポートＰ１，Ｐ２から吐出される圧油の流量（吐出流量）を制御するポンプ制御装置２１を備えている。ポンプ制御装置２１は、吐出ポートＰ１の吐出圧が導入される第１トルク制御ピストン２２ａと、吐出ポートＰ２の吐出圧が導入される第２トルク制御ピストン２２ｂと、油圧ポンプ２の最大吸収トルクを設定するバネ２３とを有し、油圧ポンプ２の２つの吐出ポートＰ１，Ｐ２の平均吐出圧（Ｐ１ｐ＋Ｐ２ｐ）／２がバネ２３の付勢力によって定まる所定圧力Ｐａを超えると、平均吐出圧が上昇するにしたがって油圧ポンプ２の斜板２ａの容量を小さくするように制御する。第１及び第２トルク制御ピストン２２ａ，２２ｂは、油圧ポンプ２の吸収トルクがバネ２３によって設定された最大吸収トルクを超えないように油圧ポンプ２の斜板の容量を制限制御するトルク制御装置２２を構成する。

図２は、トルク制御装置２２（第１及び第２トルク制御ピストン２２ａ，２２ｂ）のトルク制御線図である。トルク制御線図では縦軸は容量ｑである。縦軸を吐出流量Ｑに置き換えると、馬力制御線図となる。

図２において、２つの吐出ポートＰ１，Ｐ２の平均吐出圧がＰａ以下であるときは、トルク制御装置２２は動作しない。この場合、油圧ポンプ２の斜板２ａの容量は、トルク制御装置２２の制限を受けることなく、図示しない流量制御機構により、操作レバー装置の操作量（要求流量）に応じて、油圧ポンプ２が持つ最大容量ｑmaxまで増加可能である。

２つの吐出ポートＰ１，Ｐ２の平均吐出圧がＰａを超えるとトルク制御装置２２は動作し、平均吐出圧が上昇するにしたがって油圧ポンプ２の傾転角（容量）を特性線ＴＰ１，ＴＰ２に沿って減らすよう制限制御する。

特性線ＴＰ１，ＴＰ２はバネ２３によって設定された最大吸収トルクに対応しており、吸収トルク一定曲線（双曲線）を近似するよう設定されている。これにより油圧ポンプ２は平均吐出圧が上昇するにしたがって特性線ＴＰ１，ＴＰ２に沿って油圧ポンプ２の最大容量を減らすことで、油圧ポンプ２の吸収トルクがバネ２３によって設定された最大吸収トルク以下となるよう制御される。

ここで、特性線ＴＰ１，ＴＰ２は、油圧ポンプ２の最大吸収トルクがエンジン１の出力トルクＴＥＬＡよりも小さく設定されており、トルク制御装置２２は油圧ポンプ２の吸収トルクがＴＥＬＡを超えないように制御する。これにより油圧ポンプ２の吐出ポートＰ１に係わるアクチュエータと吐出ポートＰ２に係わるアクチュエータが同時に駆動された場合にも、油圧ポンプ２の吸収トルクはエンジン１の出力トルクＴＥＬＡ以下となり、エンジンストールが防止される。図２において、ＴＥＬＢは従来の７トンクラスの油圧ショベルに搭載されるエンジンの出力トルクを示している（後述）。

図３は、７トンクラスの油圧ショベルの外観を示す図である。

図３において、油圧ショベルは、上部旋回体３００と、下部走行体３０１と、フロント作業機３０２とを備え、上部旋回体３００は下部走行体３０１上に旋回可能に搭載され、フロント作業機３０２は、上部旋回体３００の先端部分にスイングポスト３０３を介して上下及び左右方向に回動可能に連結されている。下部走行体３０１は左右の履帯３１０，３１１を備え、かつトラックフレーム３０４の前方に上下動可能な排土用のブレード３０５を備えている。上部旋回体３００はキャビン（運転室）３００ａを備え、キャビン３００ａ内にフロント作業機及び旋回用の操作レバー装置３０９ａ，３０９ｂ（一方のみ図示）や走行用の操作レバー／ペダル装置３０９ｃ，３０９ｄ（一方のみ図示）などの操作手段が設けられている。フロント作業機３０２はブーム３０６、アーム３０７、バケット３０８をピン結合して構成されている。

上部旋回体３００は下部走行体３０１に対して旋回モータ９によって旋回駆動され、フロント作業機３０２は、スイングポスト３０３をスイングシリンダ１１（図１参照）により回動することで水平方向に回動し、下部走行体３０１の右左の履帯３１０，３１１は右左の走行モータ７，８によって回転駆動され、ブレード３０５はブレードシリンダ１０により上下に駆動される。また、ブーム３０６、アーム３０７、バケット３０８は、それぞれ、ブームシリンダ４、アームシリンダ５、バケットシリンダ６を伸縮することにより上下方向に回動する。

図４は、従来の７トンクラスの油圧ショベルの一般的な仕様を示す表形式で示す図である。図４に示す仕様は、ブームがオフセットタイプではなくシングルタイプであり、アタッチメントとしてバケットを備えた標準タイプの場合のものである。なお、図４において、１／２インチは１．２７ｃｍ、５／８インチは１．５９ｃｍ、３／８インチは０．９５ｃｍである。

本願明細書では、標準タイプの油圧ショベルにおいて、図４に示すように車体重量が６３００〜８５００ｋｇ、バケットサイズが０．２８〜０．３３ｍ^３、最大掘削半径が６３００〜７７００ｍｍ、最大掘削深さが３８００〜４７００ｍｍ、最大掘削高さが６７００〜７８００ｍｍであるものを７トンクラスの油圧ショベルと定義する。

図４に示すように、従来技術の７トンクラスの油圧ショベルは４０〜５５ｋＷのエンジンを搭載している。

図５は各国の排ガス規制を示す図である。排ガス規制はエンジンの出力レンジ毎に規定されており、欧州の場合、３７≦Ｐ＜５６の出力レンジでは、２０１３年１月１日以降の排ガス規制はSTAGE IIIBへと強化される。なお、１８≦Ｐ＜３７の出力レンジ（Ｐはエンジン出力）では、排ガス規制は２０１３年以降もSTAGE IIIAレベルのままである。

従来技術の７トンクラスの油圧ショベルは４０〜５５ｋＷのエンジンを搭載していた。このエンジン出力は排ガス規制では３７≦Ｐ＜５６の出力レンジに分類され、２０１３年以降の欧州の排ガス規制ではSTAG IIIBに対応することが必要となり、今まで以上に排ガスの成分（NOx，PM）を低減するための周辺機器が必要となる。具体的には例えばコモンレールシステム(CRS)、EGRバルブ(EGR)、マフラフィルタ(DPF)が必要となり、構造が複雑でコストアップとなる。また、エンジン周辺機器（CRS, EGR, DPF）の故障の発生リスクが高まる。

本発明では、油圧ショベルに搭載するエンジン１の出力を現行出力である４０〜５５ｋＷよりも小さい３４〜３６．４ｋＷに設定し、特に本実施の形態では３６ｋＷに設定する。これは、図５の排ガス規制では１８≦Ｐ＜３７の出力レンジに分類され、欧州の排ガス規制ではSTAGE IIIBより１ランク下のSTAGE IIIAに該当する。このため２０１３年以降も、欧州の排ガス規制に対して、今まで通りの周辺機器を用いて対応することができる。

また、本実施形態では、油圧ポンプ２の消費(吸収)馬力は、従来技術の７トンクラスの油圧ショベルに通常搭載される油圧ポンプと同等に設定する。

更に、コントロールバルブ３からブームシリンダ４、アームシリンダ５への配管４ａ，４ｂ，５ａ，５ｂに関しては、図４に示した従来技術の７トンクラスの油圧ショベルに用いられているホースサイズより規格で一回り大きく設定する。具体的には、図６に示す仕様で構成する。すなわち、
ブームシリンダ４のロッド側配管４ａのサイズ：３／４インチ（１．９１ｃｍ）；
ブームシリンダ４のボトム側配管４ｂのサイズ：３／４インチ（１．９１ｃｍ）；
アームシリンダ５のロッド側配管５ａのサイズ：３／４インチ（１．９１ｃｍ）；
アームシリンダ５のボトム側配管５ｂのサイズ：３／４インチ（１．９１ｃｍ）。

また、コントロールバルブ３から右左走行モータ７，８への配管７ａ，７ｂ，８ａ，８ｂに関しても、図４に示した従来技術の７トンクラスの油圧ショベルに用いられているホースサイズより大きく設定する。具体的には、図６に示す仕様で構成する。すなわち、
右走行モータ７の配管７ａ，７ｂのサイズ：５／８インチ（１．５９ｃｍ）；
左走行モータ８の配管８ａ，８ｂのサイズ：５／８インチ（１．５９ｃｍ）。

次に、本実施の形態の作用（エンジンの出力レンジを１ランク下げても７トンクラスの油圧ショベルとして成り立つ理由）を機能１及び機能２に分けて説明する。
〜機能１〜
前述したように、本実施の形態では、エンジン１の出力を欧州排ガス規制でSTAGEIIIAに該当する３６ｋＷに設定する。一方、油圧ポンプ２の消費(吸収)馬力（バネ２３の設定）を従来技術と同等に設定する。

本実施の形態では、エンジン１の出力を従来よりも低い３６ｋＷに設定したにも係わらず、油圧ポンプ２の消費馬力は従来と同等に設定した結果、図２に示したようにエンジン出力馬力に対するポンプ消費馬力の余剰分（特性線ＴＰ１，ＴＰ２とエンジン出力トルクＴＥＬＡ，ＴＥＬＢ）との距離）が従来技術よりも減少する。

図７は、従来技術と本実施の形態（本発明）とにおけるエンジン出力馬力に対するポンプ消費馬力の余剰分の変化をグラフで示す図である。

エンジン出力馬力に対するポンプ消費馬力の余剰分のエンジン出力に対する比率を余裕率と定義すると、一般的に従来の７トンクラスの油圧ショベルでは下記のように設定されている。

余裕率：２０〜３０％
本実施の形態では、エンジン１の出力を従来よりも低い３６ｋＷに設定したにも係わらず、油圧ポンプ２の消費馬力は従来と同等に設定した結果、上記余裕率は減少し、１５〜２０％の範囲に設定される。

本来、余裕率は使用環境の変化によるエンジン出力の低下を想定して油圧ポンプの負荷がそれを上回ることがないように設定される。

従来の一般的な油圧ショベルにおける想定される使用環境を下記に示す。

（ａ）高地での使用
（ｂ）高温環境での使用（吸気温度上昇）
（ｃ）粗悪燃料の想定
（ｄ）燃料温度の上昇
一般的に余裕率を設定する場合は、上記（ａ）〜（ｄ）が併行して同時に発生する環境を想定する。

それに対し、本実施の形態（本発明）では、使用環境を欧州に限定することで、上記（ａ）と、（ｂ）及び（ｃ）の両立の度合いが低いと想定した（欧州では高地でかつ高温となる地域が少ない）。この想定により、一般的な数値より低い余裕率の設定が可能となる。
〜機能２〜
また、余裕率の設定根拠には油圧ポンプの動特性の遅れによる油圧ポンプの負荷過多の吸収がある。

図８は、従来技術におけるエンジン出力馬力とポンプ消費馬力の時間変化を示す図であり、図９は、本実施の形態（本発明）におけるエンジン出力馬力とポンプ消費馬力の時間変化を示す図である。

油圧ポンプ２は、前述したように、油圧ポンプ２の吸収トルクをバネ２３によって設定した最大吸収トルク以下となるよう制御するトルク制御装置２２を備えており、このトルク制御装置２２により、消費（吸収）馬力を設定した一定値（図９の特性線ＴＰ１，ＴＰ２に対応する消費馬力）以下に保持する馬力制御機能が付加されている。ここで、油圧ポンプ２の吸収トルクをτ、油圧ポンプ２の消費馬力（ポンプ消費(吸収)馬力）をＪ_ｐで表すと、これらの関係は次のように表せる。

τ＝(π／２)＊Ｐ＊ｑ
Ｊ_ｐ∝τ
Ｐ：油圧ポンプ２の吐出圧
ｑ：油圧ポンプ２の容量
油圧ポンプ２の吐出圧が急峻に上昇した場合、トルク制御装置２２の制御機能の応答遅れにより油圧ポンプ２の容量が下がらず、油圧ポンプ２の吸収馬力が設定したポンプ消費（吸収）馬力以上になる状態が想定される。このような油圧ポンプ２の吐出圧の急峻な変動は、掘削動作時のブームシリンダ４やアームシリンダ５の負荷圧の変動により特に生じやすい。その理由は、ブームシリンダ４とアームシリンダ５は他の油圧アクチュエータに比べて大きな流量を必要とするアクチュエータであり、油圧ポンプ２の２つの吐出ポートＰ１，Ｐ２の吐出油の合流により駆動されるからである。また、走行モータ７，８の要求流量はブームシリンダ４やアームシリンダ５に比べれば少ないため、それぞれ１つの吐出ポートＰ１又はＰ２の吐出油で駆動されるが、走行起動時に負荷圧が瞬時に高くなる場合があり、その場合は油圧ポンプ２の吐出圧が急峻に変動することがある。

本実施の形態（本発明）では、エンジン１の出力馬力に対してポンプ消費（吸収）馬力が過渡的に制御値に対して上昇した分を許容できる余裕率が、従来技術よりも減少している。

一方、本実施の形態（本発明）では、前述したようにブームシリンダ４、アームシリンダ５、走行モータ７，８への配管４ａ，４ｂ，５ａ，５ｂ，７ａ，７ｂ，８ａ，８ｂのサイズを一般的な使用サイズに対して大きく設定している。

油圧ホース（配管）のサイズには規格があり、ブームシリンダ４及びアームシリンダ５の回路のように従来技術に対して１サイズ上の太さの配管を設定した場合は、管路断面積は約２倍となる。これにより管路圧損によるエネルギロスは従来技術に対して１／２（＝５０％）になる。すなわち、管路断面積をＡ、管路圧損によるエネルギロスをＪ_ｈで表すと、これらｈの関係は次のように表せる。

Ｑ＝ｃ＊Ａ＊ΔＰ（管路粘性流れと仮定）
Ｊｈ∝Ｑ＊ΔＰ＝１／（ｃ＊Ａ）＊Ｑ２
Ｑ：管路通過流量
ΔＰ：管路圧損
ｃ：粘性流れのパラメータ
油圧ポンプ２からドレンタンク１２までのブームシリンダ４、アームシリンダ５の回路での配管の構成比率は２０〜３０％であり、上記のエネルギロスＪｈの低減率は全体の１０％（＝５０％＊２０％）程度となり、図９に示すように余裕率の低減分が補正され、油圧ポンプ２の消費（吸収）馬力の過渡的な上昇がエンジン１の出力馬力以下に抑えられる。

油圧ポンプ２からドレンタンク１２までの走行モータ７，８の回路の配管についても同様であり、走行モータ７，８の配管７ａ，７ｂ，８ａ，８ｂを一般的なサイズより大きく設定することで、管路圧損によるエネルギロスＪｈが低減し、余裕率の低減分が補正され、油圧ポンプ２の消費（吸収）馬力の過渡的な上昇がエンジン１の出力馬力以下に抑えられる。

以上のように構成することで、７トンクラス油圧ショベルにおいて、欧州排ガス規制をSTAGE IIIAレベルでクリアし、複雑な周辺機器（CRS, EGR, DPF）を使わないエンジンを採用することが可能となり、コストアップを抑え、しかも、従来の作業機性能を保持することが可能となる。

なお、本実施の形態では，エンジン１の出力を３６ｋＷに設定したが、３７ｋＷ未満であれば、３６ｋＷよりも大きくてもよい。この場合もエンジンは、排ガス規制では１８≦Ｐ＜３７の出力レンジに分類されるため、欧州の排ガス規制ではSTAGE IIIAに該当し、２０１３年以降も、欧州の排ガス規制に対して、今まで通りの周辺機器を用いて対応することができる。

また、エンジン１の出力の下限については、３４ｋＷ以上であれば、エンジン１の出力を３６ｋＷに設定した場合とほぼ同等の作用により余裕率低減分を補正し、従来の作業性能を保持することができる。

更に、ブームシリンダ４，アームシリンダ５、走行モータ７，８の配管サイズも３／４インチ或いは５／８インチに限られるものではなく、余裕率低減分を補正できるサイズであれば、それ以外のサイズであってもよい。

また、本実施例では、ブームシリンダ４及びアームシリンダ５だけでなく、走行モータ７，８の配管７ａ，７ｂ，８ａ，８ｂも一般的な使用サイズよりも大きく設定したが、走行モータ７，８の個々の要求流量はブームシリンダ４及びアームシリンダ５に比べて少なく管路圧損も小さいため、一般的なサイズの配管を用いてもよい。

１ エンジン
２ 油圧ポンプ
３ コントロールバルブ
４〜１１ アクチュエータ
４ａ ブームロッド配管
４ｂ ブームボトム配管
５ａ アームロッド配管
５ｂ アームボトム配管
６ａ バケットロッド配管
６ｂ バケットボトム配管
７ａ，７ｂ 走行配管
８ａ，８ｂ走行配管
９ａ，９ｂ 旋回配管
１０ａ，１０ｂ ブレード配管
１１ａ，１１ｂ スイング配管
１２ タンク
１３ 戻り回路
１４，１５ 供給配管
２１ ポンプ制御装置
２２ トルク制御装置
２２ａ 第１トルク制御ピストン
２２ｂ 第２トルク制御ピストン
２３ バネ

Claims (6)

1. 車体重量が６３００〜８５００ｋｇ、バケットサイズが０．２８〜０．３３ｍ^３、最大掘削半径が６３００〜７７００ｍｍ、最大掘削深さが３８００〜４７００ｍｍ、最大掘削高さが６７００〜７８００ｍｍであり、かつディーゼルエンジンの出力の余裕率を現行出力の余裕率より低く設定することを可能とするため使用環境を欧州に限定した７トンクラスの油圧ショベルにおいて、
   前記エンジンによって駆動される油圧ポンプと、
   この油圧ポンプの吐出圧油により駆動される複数の油圧アクチュエータと、
   前記油圧ポンプから複数の油圧アクチュエータに供給される圧油の流れを制御する複数の制御スプールを内蔵したコントロールバルブとを備え、
   前記複数の油圧アクチュエータは、ブームを駆動するブームシリンダと、アームを駆動するアームシリンダとを含み、
   前記エンジンの出力を、前記７トンクラスの油圧ショベルの現行出力である４０〜５５ｋＷよりも小さい３４〜３６．４ｋＷに設定し、
   前記コントロールバルブを前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのロッド側にそれぞれ接続するロッド側配管のサイズを、前記７トンクラスの油圧ショベルの現行サイズである１／２インチよりも大きく設定し、前記コントロールバルブを前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのボトム側にそれぞれ接続するボトム側配管のサイズを、前記７トンクラスの油圧ショベルの現行サイズである１／２〜５／８インチの５／８インチよりも大きく設定したことを特徴とする７トンクラスの油圧ショベル。
2. 請求項１記載の７トンクラスの油圧ショベルにおいて、
   前記コントロールバルブを前記ブームシリンダ及び前記アームシリンダのロッド側及びボトム側にそれぞれ接続する前記ロッド側及びボトム側配管のサイズは、それぞれ、３／４インチであることを特徴とする７トンクラスの油圧ショベル。
3. 請求項１又は２記載の７トンクラスの油圧ショベルにおいて、
   前記エンジンの出力は３５ｋＷであることを特徴とする７トンクラスの油圧ショベル。
4. 請求項１記載の７トンクラスの油圧ショベルにおいて、
   前記複数の油圧アクチュエータは右左の履帯を駆動する右左の走行モータを更に含み、
   前記コントロールバルブを前記右左の走行モータにそれぞれ接続する走行配管のサイズを、前記７トンクラスの油圧ショベルの現行サイズである１／２インチよりも大きく設定したことを特徴とする７トンクラスの油圧ショベル。
5. 請求項４記載の７トンクラスの油圧ショベルにおいて、
   前記コントロールバルブを前記右左の走行モータにそれぞれ接続する走行配管のサイズは、それぞれ、５／８インチであることを特徴とする７トンクラスの油圧ショベル。
6. 請求項１〜５のいずれか１項記載の７トンクラスの油圧ショベルにおいて、
   前記油圧ポンプの消費馬力を前記７トンクラスの油圧ショベルの現行消費馬力と同等に設定したことを特徴とする７トンクラスの油圧ショベル。

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