JP7090567B2 - 建設機械 - Google Patents

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Description

本発明は、油圧ショベルなどの建設機械に関し、特に、片ロッド式油圧シリンダと旋回用油圧モータを油圧閉回路で駆動する建設機械に関する。
近年、油圧ショベルやホイールローダなどの建設機械において、省エネ化が重要な開発項目になっている。建設機械の省エネ化には油圧システム自体の省エネ化が重要であり、油圧ポンプと油圧アクチュエータを閉回路接続して、油圧ポンプの流量制御で直接的に油圧アクチュエータの速度を制御する油圧閉回路(以下、閉回路)が検討されている。このシステムは、従来の流量制御弁による圧損がなく、必要な流量のみをポンプが吐出するためエネルギ損失が少ない。また、油圧アクチュエータの位置エネルギや減速時の運動エネルギを回生することもできる。このため、さらなる省エネ化が可能となる。
閉回路を搭載した建設機械の先行技術を開示するものとして、特許文献1がある。特許文献1には、油圧ポンプをアクチュエータ(ブームシリンダ、旋回モータ等)に閉回路で接続し、油圧ポンプの斜板制御でアクチュエータの動作速度を制御する構成が記載されている。
特許文献1に記載の閉回路には、フラッシング弁が設けられている。フラッシング弁は、閉回路内の圧油の収支を保つため、閉回路のうち低圧側の流路をタンクに連通させる弁であり、低圧側の余剰油をタンクへ排出する機能を有する。
特許文献1において、ブームシリンダを収縮する場合、ポンプはブームシリンダのヘッド側から作動油を吸入し、ロッド側へ吐出する。この時、フラッシング弁は低圧側となるブームシリンダのロッド側とタンクを接続するように切り換わる。その結果、ポンプが吐出した作動油がブームシリンダのロッド側に流入する一方で、片ロッドシリンダであるブームシリンダの受圧面積差分の作動油がフラッシング弁からタンクに排出される。
一方、旋回体を加速する場合、ポンプは旋回モータの一方の入出力側から作動油を吸入し、他方の入出力側へ吐出する。この時、フラッシング弁は低圧側となるポンプ吸入側をタンクに接続するように切り換わる。ここで、ポンプの吐出流量を小さくし、旋回体を減速させる場合、旋回体の慣性エネルギにより旋回モータは作動油を吐出し続けるため、ポンプ吸入側が高圧となり、フラッシング弁が閉回路の低圧側であるポンプ吐出側をタンクへ接続するよう切り換わる。これにより、旋回モータにブレーキ圧が作用し、旋回体は減速する。
特開2016-017602号公報
一般的な片ロッドシリンダの場合、ヘッド側とロッド側の受圧面積比はおよそ2:1であるため、片ロッドシリンダを駆動する閉回路(以下、シリンダ閉回路)では、ポンプが吐出した作動油のおよそ半分がフラッシング弁からタンクへ排出されることになる。従って、シリンダ閉回路においては、フラッシング弁の圧力損失を低減するために、フラッシング弁のサイズを大きくする必要がある。
一方、旋回モータには片ロッドシリンダのような受圧面積差がないため、旋回モータを駆動する閉回路(以下、旋回閉回路)において、フラッシング弁からタンクに排出される流量はシリンダ閉回路に比べ1/10以下と少ない。ここで、コスト等の観点からシリンダ閉回路と旋回閉回路とで同じ形状のフラッシング弁を使用した場合、旋回閉回路におけるフラッシング弁の圧力損失が小さくなるため、旋回減速開始時にポンプ吸入側(低圧側)の圧力の立ち上がりが遅れることとなる。それにより、フラッシング弁が切り換わるタイミングが遅れ、ポンプ吸入側の圧力がリリーフ圧(ブレーキ圧)に達するまでに時間を要する。その結果、旋回減速応答性が低下し、操作性が悪化するという課題が生じる。
本発明は、上記の課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、片ロッド式油圧シリンダおよび旋回油圧モータを駆動する油圧閉回路を搭載し、かつ旋回減速応答性が良好な建設機械を提供することにある。
上記目的を達成するために、本発明は、下部走行体と、前記下部走行体に旋回可能に取り付けられた上部旋回体と、前記上部旋回体に設けられた作業装置と、作動油を貯留するタンクと、前記作業装置を駆動する片ロッド式油圧シリンダと、前記上部旋回体を駆動する旋回用油圧モータと、前記作業装置および前記上部旋回体の動作を指示する操作装置と、両傾転ポンプからなる第1閉回路ポンプと、両傾転ポンプからなる第2閉回路ポンプと、前記第1閉回路ポンプと前記片ロッド式油圧シリンダとを閉回路状に接続するシリンダ閉回路と、前記第2閉回路ポンプと前記旋回用油圧モータとを閉回路状に接続する旋回閉回路と、前記シリンダ閉回路の低圧側の流路を前記タンクに連通させる第1フラッシング弁と、前記旋回閉回路の低圧側の流路を前記タンクに連通させる第2フラッシング弁と、前記第1閉回路ポンプと前記片ロッド式油圧シリンダとの連通と遮断とを切り換える第1切換弁と、前記第2閉回路ポンプと前記旋回用油圧モータとの連通と遮断とを切り換える第2切換弁と、前記操作装置から入力される操作信号に応じて、前記第1切換弁および前記第2切換弁の開閉、ならびに前記第1閉回路ポンプおよび前記第2閉回路ポンプの吐出流量を制御する建設機械において、前記第2フラッシング弁が全開したときの前記第2フラッシング弁から前記タンクまでの最小流路面積は、前記第1フラッシング弁が全開したときの前記第1フラッシング弁から前記タンクまでの最小流路面積よりも小さいものとする。
以上のように構成した本発明によれば、旋回減速開始時に、旋回閉回路用のフラッシング弁(第2フラッシング弁)を介してポンプ吸入側からタンクへ作動油が排出される際に、第2フラッシング弁で大きな圧力損失が発生することで、ポンプ吸入側の流路の圧力が速やかに上昇し、第2フラッシング弁が速やかに切り換わる。これにより、ポンプ吸入側の流路の圧力がリリーフ圧に達するまでの時間が短縮されるため、旋回減速応答性が向上し、良好な旋回操作性が得られる。
本発明によれば、片ロッド式油圧シリンダおよび旋回油圧モータを油圧閉回路で駆動する建設機械において、旋回減速応答性が向上し、良好な旋回操作性が得られる。
本発明の第1の実施例に係る油圧ショベルを示す側面図である。 本発明の第1の実施例に係る油圧駆動装置を示す油圧回路図である。 本発明の第1の実施例に係るシリンダ閉回路に設けられたフラッシング弁の内部構造を示す概略図である。 本発明の第1の実施例に係る旋回閉回路に設けられたフラッシング弁の内部構造を示す概略図である。 従来の旋回閉回路の動作の一例を示す図である。 本発明の第1の実施例に係る旋回閉回路の動作の一例を示す図である。 本発明の第2の実施例に係る旋回閉回路に設けられたフラッシング弁の内部構造を示す概略図である。 本発明の第3の実施例に係る油圧駆動装置を示す油圧回路図である。
以下、本発明の実施の形態に係る建設機械として油圧ショベルを例に挙げ、図面を参照して説明する。なお、本発明は、閉回路ポンプと油圧シリンダを切換弁を介して閉回路状に接続された油圧閉回路を複数備え、かつ旋回閉回路を備えた建設機械全般に適用が可能であり、本発明の適用対象は油圧ショベルに限定されるものではない。
本発明の第1の実施例に係る油圧ショベルについて説明する。
(車体本体)
図1は、本実施例に係る油圧ショベルを示す側面図である。
図1において、油圧ショベル100は、左右方向の両側にクローラ式の走行装置8a,8bを備えた下部走行体103と、下部走行体103上に旋回可能に取り付けられた上部旋回体102とを備えている。下部走行体103と上部旋回体102は、油圧ショベル100の車体本体を構成する。
上部旋回体102上には、オペレータが搭乗する操作室としてキャブ101が設けられている。下部走行体103と上部旋回体102とは、旋回用油圧モータとしての旋回モータ7を介して旋回可能とされている。上部旋回体102の前側には、例えば掘削作業等を行うための作業装置としてのフロント作業機104の基端部が回動可能に取り付けられている。ここで、前側とは、キャブ101に搭乗する操作者が向く方向(図1中の左方向)をいう。
フロント作業機104は、上部旋回体102の前側に基端部が上下方向に回動可能に連結されたブーム2を備えている。ブーム2は、片ロッド式油圧シリンダであるブームシリンダ1を介して動作する。ブームシリンダ1は、ブームロッド1bの先端部が上部旋回体102に連結され、ブームヘッド1aの基端部がブーム2に連結されている。ブーム2の先端部には、アーム4の基端部が上下または前後方向に回動可能に連結されている。アーム4は、片ロッド式油圧シリンダであるアームシリンダ3を介して動作する。アームシリンダ3は、アームロッド3bの先端部がアーム4に連結され、アームヘッド3aの基端部がブーム2に連結されている。アーム4の先端部には、バケット6の基端部が上下または前後方向に回動可能に連結されている。バケット6は、片ロッド式油圧シリンダであるバケットシリンダ5を介して動作する。バケットシリンダ5は、バケットロッド5bの先端部がバケット6に連結され、バケットヘッド5aの基端部がアーム4に連結されている。キャブ101には、フロント作業機104を構成するブーム2、アーム4、バケット6および上部旋回体102を操作するための操作部材である操作レバー30(図2に示す)が配置されている。
(油圧駆動装置)
図2は、油圧ショベル100を駆動する油圧駆動装置を示す概略図である。なお、図2では、ブームシリンダ1と旋回モータ7の駆動に関わる部分のみを図示し、その他のアクチュエータの駆動に関わる部分は省略している。
(シリンダ、モータ)
油圧駆動装置105は、ブームシリンダ1と、旋回モータ7と、ブームシリンダ1を駆動する閉回路ポンプ11と、旋回モータ7を駆動する閉回路ポンプ12とを備えている。旋回モータ7は、一対の入出力ポート7a,7bを備えている。
(ポンプ)
閉回路ポンプ11,12は、エンジン9からそれぞれ伝達装置10を介して動力を受けて駆動される。閉回路ポンプ11,12はそれぞれ流量調整手段として一対の入出力ポートを持つ傾転斜板機構、および斜板の傾斜角を調整してポンプ押しのけ容積を調整するレギュレータ11a,12aを備えている。レギュレータ11a,12aは、ポンプバルブ制御装置40から制御信号線を介して受信したポンプ吐出流量指令値に従い、閉回路ポンプ11,12の吐出流量と吐出方向を制御する。
(閉回路、切換弁)
閉回路ポンプ11の両方の吐出ポートは、流路21,22および切換弁23を介してブームシリンダ1に接続され、シリンダ閉回路C1を構成する。閉回路ポンプ12の両方の吐出ポートは、流路24,25および切換弁26を介して旋回モータ7に接続され、旋回閉回路C2を構成する。切換弁23は、ポンプバルブ制御装置40から制御信号線を介して受信した開閉制御指令により、流路21,22の流通と遮断とを切り換える。切換弁26は、ポンプバルブ制御装置40から制御信号線を介して受信した開閉制御指令により、流路24,25の流通と遮断とを切り換える。
(フラッシング弁)
フラッシング弁31は、流路21,22およびタンク33と接続されている。フラッシング弁31は、流路21と流路22のうち圧力が低い方の流路とタンク33とを連通するように切り換わる。フラッシング弁32は、流路24,25およびタンク33と接続されている。フラッシング弁32も同様に、流路24と流路25のうち圧力が低い方の流路とタンク33とを連通するように切り換わる。
(チェック弁、リリーフ弁)
チェック弁34aは、タンク33と流路21,22とを接続するように設けられている。流路21,22の圧力がタンク33の圧力より低下した場合、タンク33から作動油を流路21,22に供給する。チェック弁34bは、タンク33と流路24,25とを接続するように設けられている。流路24,25の圧力がタンク33の圧力より低下した場合、タンク33から作動油を流路24,25に供給する。
リリーフ弁37a,37bは、タンク33と流路21,22とを接続するように設けられている。リリーフ弁37a,37b,38a,38bは、流路21,22,24,25の圧力があらかじめ設定した圧力を超えた際に開き、作動油をタンク33に排出する安全弁の役割をはたす。
(ポンプバルブ制御装置)
ポンプバルブ制御装置40は、操作レバー30としてのブームレバー30a、旋回レバー30bと信号線で接続され、切換弁23,26および閉回路ポンプ11,12のレギュレータ11a,12aと制御信号線で接続されている。ポンプバルブ制御装置40は、ブームレバー30a、旋回レバー30bの操作量を元に、閉回路ポンプ11,12の吐出流量を決定し、吐出流量に応じた制御信号をレギュレータ11a,12aに出力する。また、ポンプバルブ制御装置40は、ブームレバー30a、旋回レバー30bが操作されたことを検出すると、切換弁23,26を開き、閉回路ポンプ11,12がそれぞれ吐出した作動油をブームシリンダ1と旋回モータ7へ流入させることにより、ブームシリンダ1と旋回モータ7の駆動制御を行う。閉回路ポンプ11,12の作動油の吐出方向は、それぞれブームレバー30aと旋回レバー30bの操作方向によって決定される。なお本実施例では、ポンプバルブ制御装置40を電気電子回路で構成されたコントローラを一例として説明するが、油圧回路によってポンプバルブ制御装置40を構成してもよい。
(本発明にかかわる構成)
次に、本実施例におけるフラッシング弁の構造について説明する。
(フラッシング弁構造)
図3にシリンダ閉回路C1用のフラッシング弁31の内部構造の一例を示す。マニホールド31aには、流路31b,31c,31dが形成されている。流路31b,31c,31dには、図2における流路21,22、タンク33がそれぞれ接続される。マニホールド31a内には、流路31hが形成されたスプール31eと、シム31g1,31g2と、バネ31f1、バネ31f2とが配置されている。流路31b,31cからバネ31f1,31f2がある油室へそれぞれ圧油が導かれると、油室の圧力の大小関係で、スプール31eが左右のどちらかに移動する。例えば流路31bの圧力が流路31cより高い場合、バネ31f1のある油室が高圧になるため、スプール31eは右へ移動する。スプール31eが右へストローク量31i分移動することで、低圧側の流路32cは流路32hを介して流路32dへと接続される。
図4に旋回閉回路C2用のフラッシング弁32の内部構造の一例を示す。マニホールド32aには、流路32b,32c,32dが形成されている。流路32b,32c,32dには、図2における流路24,25、タンク33がそれぞれ接続される。マニホールド32a内には、流路32hが形成されたスプール32eと、シム32g1,32g2と、バネ32f1、バネ32f2とが配置されている。フラッシング弁32は、図3のフラッシング弁31と同様に動作する。図4において、スプール32eの中立位置からの移動量をストローク量32iとする。
ここで、図4の旋回閉回路C2用のフラッシング弁32では、シリンダ閉回路C1用のフラッシング弁31(図3に示す)より絞りを狭くするため、シム32g1,32g2の厚さT2を図3のシム31g1,31g2の厚さT1より大きくする。これにより、図4の流路32bと流路32cとの間に圧力差が生じた場合のスプール32eのストローク量32iが図3のストローク量31iより小さくなるため、流路32bまたは流路32cと流路32hとの間の最大開口面積が小さくなる。
(従来の旋回動作)
次に、従来の油圧駆動装置で旋回モータ7駆動した場合の動作を図2を用いて説明する。ここで、従来の油圧駆動装置とは、図2に示す油圧駆動装置105において、旋回閉回路C2用のフラッシング弁32の構造をシリンダ閉回路C1用のフラッシング弁31(図3に示す)と同一にしたものである。
(停止~レバー入力~旋回加速)
操作者が旋回レバー30bを中立から一定の操作量まで操作し、旋回モータ7の回転駆動を指令する入力を与えると、ポンプバルブ制御装置40は、旋回レバー30bの操作量を信号線を介して受け取る。ポンプバルブ制御装置40は、受信した旋回レバー30bの操作量を元に、閉回路ポンプ12を旋回モータ7に接続するために切換弁26を開状態へと制御指令値を設定する。また、ポンプバルブ制御装置40は、閉回路ポンプ12のポンプ吐出流量指令値を旋回レバー30bの操作量を応じた値に設定する。ポンプバルブ制御装置40は、切換弁26と閉回路ポンプ12のレギュレータ12aに制御信号線を介して制御指令値とポンプ吐出流量指令値を出力する。
これにより、切換弁26が開き、閉回路ポンプ12が吐出した作動油は切換弁26と流路24を介して旋回モータ7の入出力ポート7aへ流入し、旋回モータ7を駆動する。入出力ポート7bから流出した作動油は、流路25と切換弁26を介して閉回路ポンプ12へ吸入される。
この時、閉回路ポンプ12が吐出した圧油は、旋回モータ7に接続されている上部旋回体102(図1に示す)の慣性体を加速させるため、閉回路ポンプ12の作動油吐出側である流路24の圧力が流路25の圧力より高圧になる。フラッシング弁32は、低圧側の流路25とタンク33を接続するように切り換わる。
(旋回中~レバー中立~旋回減速)
操作者が旋回レバー30bを一定の操作量から中立位置まで操作し、旋回モータ7の停止を指令する入力を与えると、ポンプバルブ制御装置40は、旋回レバー-30bの操作量を信号線を介して受け取る。ポンプバルブ制御装置40は、受信した旋回レバー30bの操作量を元に、閉回路ポンプ12を旋回モータ7に接続するために切換弁26を閉状態へと制御指令値を設定する。また、ポンプバルブ制御装置40は、閉回路ポンプ12のポンプ吐出流量指令値を旋回レバー30bの操作量を応じた値に設定する。旋回レバー30bが中立の場合、ポンプ吐出流量指令値は0となる。ポンプバルブ制御装置40は、切換弁26と閉回路ポンプ12のレギュレータ12aに制御信号線を介して制御指令値とポンプ吐出流量指令値を出力する。
これにより、切換弁26は閉じ、閉回路ポンプ12は作動油の吐出を停止するが、旋回モータ7に接続されている上部旋回体102(図1に示す)の慣性力により、旋回モータ7は回転し続けるため、旋回モータ7は入出力ポート7bから作動油を流路25へ吐出する。この時、フラッシング弁32は、旋回開始時の切換え位置を保持しているため、流路25とタンク33を接続している。したがって、入出力ポート7bから流出した作動油は、流路25とフラッシング弁32を介してタンク33へ排出される。
この時の旋回閉回路C2内の状態について、図5を用いて説明する。操作者が旋回レバー30bを一定の操作量から中立位置まで操作すると、それに合わせて、フラッシング弁32に流れる作動油の流量が増加する。フラッシング弁32の通過流量が増加すると、圧力損失によって流路25の圧力が上昇する。一方で流路24の圧力は、旋回モータ7の入出力ポート7aが流路24の作動油を吸入するため、低下していく。流路24の圧力が流路25の圧力を下回ると、フラッシング弁32が切り換わり、流路24とタンク33を接続する。その後、旋回モータ7の入出力ポート7bから流出される作動油は流路25に流れ、流路25の圧力はさらに上昇する。流路25の圧力が、リリーフ弁38bのあらかじめ設定した設定圧力(以下、リリーフ圧)まで上昇すると、リリーフ弁38bが開き、作動油はタンク33へ排出される。流路25の圧力が流路24の圧力を超えてリリーフ圧に達すると、旋回モータ7の回転速度が減速し、一定時間後、旋回モータ7は停止する。
(本発明のフラッシング弁の場合)
次に、本実施例における油圧駆動装置105で旋回モータ7駆動した場合の動作を図2を用いて説明する。
(停止~レバー入力~旋回加速)
操作者が旋回レバー30bを中立から一定の操作量まで操作した場合の旋回モータ7の挙動については、前述と同様なため、説明を省略する。
(旋回中~レバー中立~旋回減速)
操作者が旋回レバー30bを一定の操作量から中立位置まで操作し、旋回モータ7の停止を指令する入力を与えると、ポンプバルブ制御装置40は、旋回レバー30bの操作量を信号線を介して受け取る。ポンプバルブ制御装置40は受信した旋回レバー30bの操作量を元に、閉回路ポンプ12を旋回モータ7に接続するために切換弁26を閉状態へと制御指令値を設定する。また、ポンプバルブ制御装置40は、閉回路ポンプ12のポンプ吐出流量指令値を旋回レバー30bの操作量を応じた値に設定する。旋回レバー30bが中立の場合、ポンプ吐出流量指令値は0となる。ポンプバルブ制御装置40は、切換弁26と閉回路ポンプ12のレギュレータ12aに制御信号線を介して制御指令値とポンプ吐出流量指令値を出力する。
これにより、切換弁26は閉じ、閉回路ポンプ12は作動油の吐出を停止するが、旋回モータ7に接続されている上部旋回体102(図1に示す)の慣性体の持つ慣性力により、旋回モータ7は回転し続けるため、旋回モータ7は入出力ポート7bから作動油を流路25へ吐出する。この時、フラッシング弁32は旋回開始時の切換え位置を保持しているため、流路25とタンク33を接続している。したがって、入出力ポート7bから流出した作動油は、流路25とフラッシング弁32を介してタンク33へ排出される。
次に旋回閉回路C2内の状態について、図6を用いて説明する。操作者が旋回レバー30bを一定の操作量から中立位置まで操作すると、それに合わせて、フラッシング弁32の通過流量が増加する。
図4に示したフラッシング弁32の構造は、前述した図3の構造と比べ、ストローク量32iが小さく絞りが狭いため、フラッシング弁32の通過流量の増加に対し、圧力損失による流路25の圧力上昇が早い。その結果、フラッシング弁32は、図3の構造を適用した場合と比べ、旋回レバー30bの操作に対して早く切り換わる。
その後、図6に示す通り、流路25が流路24の圧力を超えてリリーフ圧に達すると、旋回モータ7の回転速度が減速し、一定時間後、停止する。
(発明の効果)
図4に示したフラッシング弁32の構造は、前述したフラッシング弁31に適用した図3の構造に比べ、絞りが狭いため、図6に示すフラッシング弁32の通過流量に対する流路25の圧力上昇が、図5に示す従来例と比べ大きくなる。これにより、旋回レバー30bの中立位置に戻す操作に対し、流路25の圧力上昇のタイミングが従来例(図5に示す)に比べ早くなり、旋回モータ7の減速開始も早くなる。すなわち、本発明により、旋回モータ7の減速応答性が向上する。
油圧ショベル100において上部旋回体102の旋回動作は減速停止性能が重要となる。例えば、掘削した土砂をダンプトラックなどの車両に積み込む際、油圧ショベル100は掘削後、旋回して、土をこぼさずにダンプトラックの上まで運ぶ必要があるが、この時、旋回減速応答、すなわちブレーキ応答性が悪いと、ダンプトラックの上で旋回を停止できず、旋回が行き過ぎたりすることになり、作業効率が低下する。
本発明により、旋回閉回路における旋回のブレーキ応答性が向上すると、ダンプトラックの上で旋回を停止することが容易になり、作業効率が改善する。
本発明の第1の実施例では、下部走行体103と、下部走行体103に旋回可能に取り付けられた上部旋回体102と、上部旋回体102に設けられた作業装置104と、作動油を貯留するタンク33と、作業装置104を駆動する片ロッド式油圧シリンダ1と、上部旋回体102を駆動する旋回用油圧モータ7と、作業装置104および上部旋回体102の動作を指示する操作装置30と、両傾転ポンプからなる第1閉回路ポンプ11と、両傾転ポンプからなる第2閉回路ポンプ12と、第1閉回路ポンプ11と片ロッド式油圧シリンダ1とを閉回路状に接続するシリンダ閉回路C1と、第2閉回路ポンプ12と旋回用油圧モータ7とを閉回路状に接続する旋回閉回路C2と、シリンダ閉回路C1の低圧側の流路をタンク33に連通させる第1フラッシング弁31と、旋回閉回路C2の低圧側の流路をタンク33に連通させる第2フラッシング弁32と、第1閉回路ポンプ11と片ロッド式油圧シリンダ1との連通と遮断とを切り換える第1切換弁23と、第2閉回路ポンプ12と旋回用油圧モータ7との連通と遮断とを切り換える第2切換弁26と、操作装置30から入力される操作信号に応じて、第1切換弁23および第2切換弁26の開閉、ならびに第1閉回路ポンプ11および第2閉回路ポンプ12の吐出流量を制御する建設機械100において、第2フラッシング弁32が全開したときの第2フラッシング弁32からタンク33までの最小流路面積は、第1フラッシング弁31が全開したときの第1フラッシング弁31からタンク33までの最小流路面積よりも小さい。
以上のように構成された本実施例によれば、旋回減速開始時に、旋回閉回路C2用のフラッシング弁(第2フラッシング弁)32を介してポンプ吸入側からタンクへ作動油が排出される際に、第2フラッシング弁32で大きな圧力損失が発生することで、ポンプ吸入側の流路の圧力が速やかに上昇し、第2フラッシング弁32が速やかに切り換わる。これにより、ポンプ吸入側の流路の圧力がリリーフ圧に達するまでの時間が短縮されるため、旋回減速応答性が向上し、良好な旋回操作性が得られる。
また、第1フラッシング弁31は、第1マニホールド31aと、第1マニホールド31a内に配置された第1スプール31eと、第1マニホールド31a内に配置され、第1スプール31eを付勢する第1バネ31f1,31f2と、第1スプール31eと第1バネ31f1,31f2との間に配置された第1シム31g1,31g2とを有し、第2フラッシング弁32は、第2マニホールド32aと、第2マニホールド32a内に配置された第2スプール32eと、第2マニホールド32a内に配置され、第2スプール32eを付勢する第2バネ32f1,32f2と、第2スプール32eと第2バネ32f1,32f2との間に配置された第2シム32g1,32g2とを有し、第2シム32g1,32g2のスプール軸方向の厚さT2は、第1シム31g1,31g2のスプール軸方向の厚さT1よりも大きい。これにより、鋳型で成型されるマニホールド32aの形状を変更することなく、フラッシング弁32の最大開口面積を小さくすることができるため、フラッシング弁32のコストを抑えることが可能となる。
図7に本発明の第2の実施例に係る旋回閉回路C2用のフラッシング弁32の内部構造を示す。
図7において、第1の実施例に係る旋回閉回路C2用のフラッシング弁32(図4に示す)との相違点は、シム32g1,32g2の厚さT2がシリンダ閉回路C1用のフラッシング弁31(図2に示す)のシム31g1,31g2の厚さT1と等しく、スプール32eに形成された流路32hのスプール軸方向の幅W2がフラッシング弁31の流路31hの幅W1よりも小さい点である。
このように、本実施例では、第1フラッシング弁31は、第1マニホールド31aと、第1マニホールド31a内に配置された第1スプール31eとを有し、第2フラッシング弁32は、第2マニホールド32aと、第2マニホールド32a内に配置された第2スプール32eとを有し、第1スプール31eの中間部には、シリンダ閉回路C1の低圧側の流路をタンク33に連通させるための第1タンク接続流路31hが形成されており、第2スプール32eの中間部には、旋回閉回路C2の低圧側の流路をタンク33に連通させるための第2タンク接続流路32hが形成されており、第2タンク接続流路32hのスプール軸方向の幅W2は、第1タンク接続流路31hのスプール軸方向の幅W1よりも小さい。
以上のように構成された本実施例においても、フラッシング弁32が全開したときのフラッシング弁32からタンク33までの最小流路面積が、フラッシング弁31が全開したときのフラッシング弁31からタンク33までの最小流路面積よりも小さくなるため、第1の実施例と同様に、旋回減速応答性が向上し、良好な旋回操作性が得られる。
図8に本発明の第3の実施例に係る油圧駆動装置105を示す。
図8において、第1の実施例(図2に示す)との相違点は、旋回閉回路C2用のフラッシング弁32の構造をシリンダ閉回路C1用のフラッシング弁31(図3に示す)と同一にし、フラッシング弁31とタンク33とを接続する流路に絞り41を設けた点である。ここで、絞り41の開口面積は、第1の実施例に係る旋回閉回路C2用のフラッシング弁32(図4に示す)における流路32bまたは流路32cと流路32hとの間の最大開口面積と同程度である。これにより、フラッシング弁32が全開したときのフラッシング弁32からタンク33までの最小流路面積は、第1の実施例と同様に、フラッシング弁31が全開したときのフラッシング弁31からタンク33までの最小流路面積よりも小さくなる。
このように、本実施例に係る油圧ショベル100は、第2フラッシング弁32とタンク33とを接続する流路上に設けられた絞り41を更に備え、第2フラッシング弁32は、第1フラッシング弁31と同一の構造を有する。
以上のように構成された本実施例においても、フラッシング弁32が全開したときのフラッシング弁32からタンク33までの最小流路面積がフラッシング弁31が全開したときのフラッシング弁31からタンク33までの最小流路面積よりも小さくなるため、第1の実施例と同様に、旋回減速応答性が向上し、良好な旋回操作性が得られる。
さらに、旋回閉回路C2用のフラッシング弁(第2フラッシング弁32)とシリンダ閉回路C1用のフラッシング弁(第1フラッシング弁31)とが同一仕様となるため、コストを低減することが可能となる。
以上、本発明の実施例について詳述したが、本発明は、上記した実施例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施例は、本発明を分かり易く説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。さらに、ある実施例の構成に他の実施例の構成の一部を加えることも可能であり、ある実施例の構成の一部を削除し、あるいは、他の実施例の一部と置き換えることも可能である。
1…ブームシリンダ(片ロッド式油圧シリンダ)、1a…ブームヘッド、1b…ブームロッド、2…ブーム、3…アームシリンダ、3a…アームヘッド、3b…アームロッド、4…アーム、5…バケットシリンダ、5a…バケットヘッド、5b…バケットロッド、6…バケット、7…旋回モータ(旋回用油圧モータ)、7a,7b…入出力ポート、8a,8b…走行装置、9…エンジン、10…伝達装置、11…閉回路ポンプ(第1閉回路ポンプ)、12…閉回路ポンプ(第2閉回路ポンプ)、11a,12a…レギュレータ、21,22,24,25…流路、23…切換弁(第1切換弁)、26…切換弁(第2切換弁)、30…操作レバー(操作装置)、30a…ブームレバー、30b…旋回レバー、31…フラッシング弁(第1フラッシング弁)、32…フラッシング弁(第2フラッシング弁)、31b,31c,31d…流路、31e…スプール(第1スプール)、31g1,31g2…シム(第1シム)、31f1,31f2…バネ(第1バネ)、31h…流路(第1タンク接続流路)、31i…ストローク量、32b,32c,32d…流路、32e…スプール(第2スプール)、32g1,32g2…シム(第2シム)、32f1,32f2…バネ(第2バネ)、32h…流路(第2タンク接続流路)、32i…ストローク量、33…タンク、34a,34b…チェック弁、37a,37b,38a,38b…リリーフ弁、40…ポンプバルブ制御装置、100…油圧ショベル(建設機械)、101…キャブ、102…上部旋回体、104…フロント作業機(作業装置)、105…油圧駆動装置。

Claims (4)

  1. 下部走行体と、
    前記下部走行体に旋回可能に取り付けられた上部旋回体と、
    前記上部旋回体に設けられた作業装置と、
    作動油を貯留するタンクと、
    前記作業装置を駆動する片ロッド式油圧シリンダと、
    前記上部旋回体を駆動する旋回用油圧モータと、
    前記作業装置および前記上部旋回体の動作を指示する操作装置と、
    両傾転ポンプからなる第1閉回路ポンプと、
    両傾転ポンプからなる第2閉回路ポンプと、
    前記第1閉回路ポンプと前記片ロッド式油圧シリンダとを閉回路状に接続するシリンダ閉回路と、
    前記第2閉回路ポンプと前記旋回用油圧モータとを閉回路状に接続する旋回閉回路と、
    前記シリンダ閉回路の低圧側の流路を前記タンクに連通させる第1フラッシング弁と、
    前記旋回閉回路の低圧側の流路を前記タンクに連通させる第2フラッシング弁と、
    前記第1閉回路ポンプと前記片ロッド式油圧シリンダとの連通と遮断とを切り換える第1切換弁と、
    前記第2閉回路ポンプと前記旋回用油圧モータとの連通と遮断とを切り換える第2切換弁と、
    前記操作装置から入力される操作信号に応じて、前記第1切換弁および前記第2切換弁の開閉、ならびに前記第1閉回路ポンプおよび前記第2閉回路ポンプの吐出流量を制御する建設機械において、
    前記第2フラッシング弁が全開したときの前記第2フラッシング弁から前記タンクまでの最小流路面積は、前記第1フラッシング弁が全開したときの前記第1フラッシング弁から前記タンクまでの最小流路面積よりも小さい
    ことを特徴とする建設機械。
  2. 請求項1に記載の建設機械において、
    前記第1フラッシング弁は、第1マニホールドと、前記第1マニホールド内に配置された第1スプールと、前記第1マニホールド内に配置され、前記第1スプールを付勢する第1バネと、前記第1スプールと前記第1バネとの間に配置された第1シムとを有し、
    前記第2フラッシング弁は、第2マニホールドと、前記第2マニホールド内に配置された第2スプールと、前記第2マニホールド内に配置され、前記第2スプールを付勢する第2バネと、前記第2スプールと前記第2バネとの間に配置された第2シムとを有し、
    前記第2シムのスプール軸方向の厚さは、前記第1シムのスプール軸方向の厚さよりも大きい
    ことを特徴とする建設機械。
  3. 請求項1に記載の建設機械において、
    前記第1フラッシング弁は、第1マニホールドと、前記第1マニホールド内に配置された第1スプールとを有し、
    前記第2フラッシング弁は、第2マニホールドと、前記第2マニホールド内に配置された第2スプールとを有し、
    前記第1スプールの中間部には、前記シリンダ閉回路の低圧側の流路を前記タンクに連通させるための第1タンク接続流路が形成されており、
    前記第2スプールの中間部には、前記旋回閉回路の低圧側の流路を前記タンクに連通させるための第2タンク接続流路が形成されており、
    前記第2タンク接続流路のスプール軸方向の幅は、前記第1タンク接続流路のスプール軸方向の幅よりも小さい
    ことを特徴とする建設機械。
  4. 請求項1に記載の建設機械において、
    前記第2フラッシング弁と前記タンクとを接続する流路上に設けられた絞りを更に備え、
    前記第2フラッシング弁は、前記第1フラッシング弁と同一の構造を有する
    ことを特徴とする建設機械。
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