JPH0364655B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は油圧シヨベルの油圧システムの改良に
関するものである。

従来の油圧シヨベルの油圧システムを第１，２
図により説明すると、第１図のａは原動機、ｂは
原動機ａにより駆動される容量可変ポンプ、ｃは
ポンプコントロール、ｄはリリーフ弁、ｅ〜ｌは
切換弁で、走行モータｐバケツトシリンダｑブー
ムシリンダｒアームシリンダｓ走行モータｔ旋回
モータｕ等のアクチユエータへ圧油を供給する。
即ち、切換弁ｇ，ｌから出た圧油は合流してブー
ムシリンダｒへ供給され、切換弁ｈ，ｋから出た
圧油は合流してアームシリンダｓへ供給される。
ｍは負荷保持用チエツク弁、ｎはキヤビテーシヨ
ン防止用チエツク弁、ｏはオーバロードリリーフ
弁、ｖはクロスオーバリリーフ弁、ｗはカウンタ
バランス弁、ｘはオイルタンクである。ポンプコ
ントロールｃの一例を第２図により説明すると、
c₁はシリンダ、c₂はピストン、c₃はバイアス用バ
ネ、c₄はコントロールスプール、c₅，c₆は馬力設
定用バネ、c₇はスリーブ、c₈〜c₁₀はポートであ
る。ポンプｂの吐出圧はピストンc₂の右油室、コ
ントロールスプールc₄の左端面、ポートc₈に常時
印加されている。ある平衡状態からポンプｂ吐出
圧が上昇すると、コントロールスプールはバネ
c₅，c₆を圧縮して右へ移動する。するとポート
c₈，c₉とが連通し、ピストンc₂の圧油室の圧力が
上昇して、ピストンc₂を右方へ駆動するため、ポ
ンプ吐出量が低下する。ピストンc₂はスリーブc₇
と連結されており、スリーブc₇も右に移動し、ス
リーブc₇とスプールc₄との相対位置が最初の平衡
点に達すると、ピストンc₂は静止するため、ポン
プ吐出量の低下が停止する。このようにしてポン
プｂは吐出圧に見合つた流量を吐出する。これを
第３図に示す。AB線はポンプｂの最大吐出量、
BC，CD線は馬力設定用バネc₅，c₆により決まる
線、Ｅ点はリリーフ弁ｄの設定圧、Ｄ点はその設
定圧におけるポンプｂの吐出流量である。

次に切換弁ｅ〜ｌの特性を設定する。切換弁の
スプールストロークとＰ、Ａ、Ｂ、Ｒ各ポート間
の開口面積の一例を第４図に示した。

次に前記油圧シヨベルの油圧回路の欠点を説明
する。

(1) 切換弁のすべてが中立で、アクチユエータの
すべてが稼動していないとき、ポンプｂはその
最大流量を吐出する。ポンプｂの吐出側から切
換弁を経てオイルタンクｘに至るまでの流量通
過抵抗により、ポンプ吐出圧側には圧力が立
つ。この圧力をPnKgｆ／cm²とし、第３図にプ
ロツトすると、ポンプｂはＮ点で稼動している
ことになり、吐出流量をQn／minとすると、
このとき（Pn×Qn）／（450ηt）の馬力を浪費
することになる。ただし、ηtはポンプ全体効率
とする。

(2) 切換弁がフルストローク状態にあり、いずれ
かのアクチユエータにポンプｂの吐出流量が全
量供給されているときに、アクチユエータの負
荷が大きくなり、リリーフ弁ｄの設定に近づく
と、第３図の斜線部に示す流量がリリーフ弁ｄ
からリリーフしてしまい、アクチユエータに供
給されるのはGE線に沿つた流量のみとなる。
すなわち、リリーフ弁ｄがリリーフを開始する
Ｆ点とリリーフ設定圧Ｅ点との間の圧力におい
て、ポンプｂはGD線に沿つた流量を吐出する
のに、アクチユエータに供給される流量はGE
線に沿つたものだけで、残りはリリーフ弁ｄか
らリリーフされ、その分が熱エネルギーとなつ
て浪費される。

(3) 第４図に示すように、切換弁スプールを実線
矢印方向に操作すると、Ｐ−Ｒポート面積が小
さくなり、Ｐ−Ａ、Ｂ−Ｒポートの面積が大き
くなる。ポンプ吐出量はＰ→ＲまたはＰ→Ａに
流れ得るのみであるから、次第にＰ→Ａ、すな
わち、アクチユエータへ供給される流量が増す
ことになる。アクチユエータ側の負荷圧が高い
場合には、Ｐ→Ａ開口面積を小さくすることに
より、ポンプｂの吐出圧を上昇させ、アクチユ
エータの負荷に打勝てる圧力に達すると、アク
チユエータが稼動を開始することになるが、こ
のときは、まだＰ→Ｒポートが開いているた
め、Ｐ→Ｒポートへ流れる流量Q_PRがある。ア
クチユエータの負荷圧をP_Lとし、Ｐ→Ａ間の
切換弁の圧損をΔP_PAとすると（P_L＋ΔP_PA）が
ポンプｂの吐出圧であり、ポンプa1台当りQ_PR
×（P_L＋ΔP_PA）／450ηtPSの馬力を浪費してい
ることになる。

これを第３図に描いた。

(4) アクチユエータ側の負荷が大きい場合と小さ
い場合とでは、切換弁のスプールの操作量が同
一でもアクチユエータに流入する流量に差がつ
き一様ではない。これを第５図に描いた。が
アクチユエータの軽負荷時、が中負荷時、
が重負荷時である。すでに(3)項で述べたように
重負荷時には、Ｐ→Ｒポートの開口面積を小さ
く絞らないと、ポート吐出圧がアクチユエータ
負荷に打勝つことができない。これを第４図で
見ると、スプールストロークはＰ→Ｒポート開
口面積が小さい右寄りの位置となる。ところが
Ｐ−Ｒポート開口面積がゼロとなる点では、ポ
ンプｂの吐出流量は全流量アクチユエータに供
給されるので、スプールストロークの大小によ
りアクチユエータへ供給する流量を加減調整で
きる操作領域が第５図に見られるようにアク
チユエータ負荷が大きい程狭くなる。これは高
圧では第３図で示すごとくポンプ吐出流量が減
少するために狭くなるのと、第５図で見られる
ように勾配が急になるのと２つの原因で狭くな
る。このようにアクチユエータ負荷によりスプ
ールストローク操作量が同一でもアクチユエー
タへの流量はまちまちであり、負荷が大きい程
操作範囲が狭くなり、上記２つの原因のうちの
後者が操作性を悪化させている。

本発明は前記の問題点に対処するもので、負荷
圧感知機構及び馬力一定制御機構を具備したポン
プコントロール部を有する２つの油圧ポンプを一
つの原動機により駆動しているときに、一方の油
圧ポンプの吐出油を、アームシリンダ操作用切換
弁を優先型圧力補償弁の非優先側に、ブームシリ
ンダ操作用切換弁及びバケツトシリンダ操作用切
換弁を同優先型圧力補償弁の優先側に接続してな
る第１の切換弁ブロツクに供給し、他方の油圧ポ
ンプの吐出油を、アームシリンダ操作用切換弁及
びブームシリンダ操作用切換弁を優先型圧力補償
弁の非優先側に、旋回モータ操作用切換弁を同優
先型圧力補償弁の優先側に接続してなる第２の切
換弁ブロツクに供給する油圧シヨベルの油圧シス
テムにおいて、ブームシリンダの負荷圧が上昇す
ると、それに従つてリリーフ設定圧が低下するよ
うに構成したリリーフ弁を旋回系負荷圧回路に介
装し、旋回モータを単独で操作するときには高圧
でリリーフして高い旋回起動力で稼動し、旋回モ
ータをブームシリンダとを同時に操作してブーム
シリンダの負荷圧が高いときにはそれに従つて低
い圧力でリリーフして低い旋回起動力で稼動し、
余剰油をブームシリンダに供給し、ブームの持上
げ速度等を早めて、旋回を早く行なわないように
したことを特徴とする油圧シヨベルの油圧システ
ムに係り、その目的とする処は、前記(1)〜(4)項に
述べた従来の不具合を解消できる起良された油圧
シヨベルの油圧システムを供する点にある。

次に本発明の油圧シヨベルの油圧システムを第
６図に示す一実施例により説明すると、(1)は原動
機、２は原動機１により駆動される可変容量ポン
プ（以下ポンプと呼び）、３はポンプ２のコント
ロール部３−１〜３−３）については第７図にお
いて説明する）、４は優先型圧力補償付流量制御
弁（以下優先弁と称する）（４−１〜４−４は第
８図において説明する）、５は圧力補償付流量制
御弁（以下圧力補償弁と称する）（５−１，５−
２，５−４については第９図において説明する）、
６〜１３は切換弁であり、各位置でブロツク内に
破線で示した負荷検出ポートを有する。また１４
は負荷保持用チエツク弁、１５〜２０はオーバロ
ードリリーフ弁、２１はアンチボイドチエツク
弁、２２〜２７は負荷圧選択用シヤツトル弁、２
８，２９はスプール減衰用絞り、３０〜３７は負
荷圧設定用絞り、破線３８はシヤツトル弁２２，
２３，２４等を経て左側のポート３−３に連通す
る負荷圧センシング回路、破線３９もシヤツトル
弁２５，２６，２７等を経て右側のポート３−３
に連通する負荷圧センシング回路、４０は回路圧
設定用リリーフ弁、４１は旋回回路圧設定用リリ
ーフ弁で、オリフイス３５及び３７から出る圧力
による力の和が、ある設定荷重以上になると、リ
リーフするごとく構成されたもの（４１−１〜４
１−３は第１０図において説明する）、４２はサ
ージ圧吸収弁（以下サージ弁と称する）（４２−
１〜４２−３は第１１図において説明する）、４
３はポンプ２の吐出回路、４４はバケツトシリン
ダ、４５はブームシリンダ、４６はアームシリン
ダ、４７は走行モータ、４８は旋回モータ、４９
は走行用クロスオーバリリーフ弁、５０は旋回用
クロスオーバリリーフ弁、５１は走行用カウンタ
バランス弁、５２は旋回用カウンタバランス弁、
５３，５４は各々走行用、旋回用カウンタバラン
ス弁のスプール、減衰用絞り、５５はオイルタン
ク、５６は旋回負荷圧回路、５７はフイルター、
５８はフイルターバイパスリリーフ弁、５９はオ
イルクーラ、６０はクーラバイパスリリーフ弁、
６１はサクシヨンストレーナである。なお切換弁
６，７，８は作動油供給回路が並列になつている
ので、第６図では６，７，８の順序で記載した
が、この順序に限定されることはない。このこと
は、並列の切換弁１０，１１、及び切換弁１２，
１３も同じで、第６図に記載の順序に限定される
ことはない。また切換弁６，１０は優先側（優先
の意味については後述する）に入つているが、非
優先側（非優先の意味についても後述する）に入
れてもよい。また走行用カウンタバランス弁５１
旋回用カウンタバランス弁５２減衰用絞り５３，
５４は本発明に必須のものではなく、通常配設さ
れている一例を示したに留まる。またフイルタ５
７オイルクーラ５９等の配置の順序も第６図に限
定されるものではなく、パイパスリリーフ弁５
８，６０サクシヨンストレーナ等も本発明では必
須の構成要件でなく、省略しても差支えない。第
６図は通常配設の一例を示したに留まる。また負
荷圧設定用絞り３０〜３７は本発明の構成に欠く
ことのできないものであるが、実際には破線で示
した負荷圧センシング回路は細い断面積の回路で
あることが多く、切換弁ボデイの加工穴の狭隘
部、油通路曲り部等の圧損により、図示位置にわ
ざわざ絞りを入れなくとも本発明の機能を実質的
に達成できる場合がある。従つて絞りを入れない
ものでも同等の圧損があれば、本発明と実質的に
同一である。また第６図では、回路圧設定用リリ
ーフ弁４０サージ弁４２等が左右に各々１個宛あ
る例を示したが、部品点数を削減し、コストを低
減するために、第１５図に示すように左右合わせ
て１個のみにすることもできる。同第１５図にお
いて、回路圧設定用リリーフ弁４０にはコスト低
減のために、小型のバルブを採用しており、リリ
ーフ弁４０のオーバライド特性が悪いことが多
い。シヤトル弁２４，２７の左右の回路が同圧
で、リリーフ弁４０がリリーフするときには、左
右から作動油がリリーフするため、リリーフ流量
が増して、リリーフ圧が上昇することがある。こ
れを防止するために装着したのが絞り６２，６３
である。６４はシヤトル弁、６５はチエツク弁で
ある。絞り６２，６３は上記と同様に第６図の当
該個所に挿入してもよいが、機能説明が頻雑にな
るため省略する。また第６図では、旋回回路圧設
定用リリーフ弁４１のポート４１−２に印加する
油圧を絞り３７から導いた場合を描いているが、
絞り３２から導いても同等の効果が得られる。本
発明にはこの回路も含まれる。また第６図では、
圧力補償弁５を装着した油圧回路図を示している
が、油圧システムの価格を安くしたい場合には、
圧力補償弁５をなくして優先弁４の非優先ポート
４−３から直接負荷保持用チエツク弁１４に継ぐ
回路にしてもよい。このように圧力補償弁５をな
くした場合には、後の機能説明で記述する（13）
式による圧力補償がないので、幾分操作性が悪く
なるが、操作性よりも価格をより重視する場合に
はかかる回路もあり、これも本発明に含まれる。
次にポンプコントロール部３の構造の一例を第７
図により説明すると、３−１はポンプ容量可変機
構、３−２はポンプ吐出圧印加ポート、３−３は
負荷圧印加ポート、３−４は戻りポート、３−５
はアクチユエータシリンダ、３−６はアクチユエ
ータピストン、３−７はバイアスバネ、３−８は
馬力設定用メータリングスプール、３−９，３−
１０は馬力設定用バネ、３−１１はメータリング
スリーブ、３−１２はポンプ容量フイードバツク
リンク、３−１３は負荷圧感知メータリングスプ
ール、３−１４は差圧設定用バネである。次に優
先弁４の構造の一例を第８図により説明すると、
４−１はポンプ吐出油供給ポート、４−２は優先
側ポート、４−３は非優先側ポート、４−４は負
荷圧印加ポート、４−５は優先弁ボデイ、４−６
はメータリングスプール、４−７はメータリング
スプールに設けた連通穴、４−８は差圧設定用バ
ネ、４−９〜４−１２は油室である。メータリン
グスプール中央ランド角と優先弁ボデイ４−５と
で構成される油通路のうち、ポート４−１とポー
ト４−２とを継ぐ方を４−１３、ポート４−１と
ポート４−３とを継ぐ方を４−１４とする。メー
タリングスプール４−６は右側ランド部分のみを
左２カ所に比べて大径に描いているが、同径であ
つてもよい。次に圧力補償弁５の構造の一例を第
９図により説明すると、同第９図は、第８図の非
優先側ポート４−３を閉止した以外は第８図の優
先弁４と全く同一のものを示しており、５−１，
５−２，５−４〜５−１３が第８図の優先弁４の
それぞれに対応している。なお第８図の優先弁４
の差圧設定用バネ４−８及び第９図の圧力補償弁
５の差圧設定用バネ５−８については、その設定
荷重を外部から調節できるように第１０図または
第１１図のボルト、ナツト等を装着すると便利で
ある。

次に旋回回路圧設定用リリーフ弁４１の構造の
一例を第１０図により説明すると、４１−１は旋
回回路圧印加ポート、４１−２はブームシリンダ
負荷圧印加ポート、４１−３は戻りポート、４１
−４はリリーフ弁ボデイ、４１−５はリリーフ弁
ボデイ４１−４に摺動自在に装着されたポペツ
ト、４１−６はポペツト４１−５を押すバネ、４
１−７はバネ４１−６の押し力を調節するボル
ト、４１−８はボルト４１−７を固定するナツト
である。

次にサージ弁４２の構造の一例を第１１図によ
り説明すると、４２−１はポンプ吐出圧印加ポー
ト、４２−２は戻りポート、４２−３は負荷圧印
加ポート、４２−４はサージ弁ボデイ、４２−５
はボデイ４２−４に摺動自在に装着されたポペツ
ト、４２−６はポペツト４２−５を付勢するバ
ネ、４２−７はバネ４２−６の付勢力を調整可能
にするためのボルト、４２−８はボルト４２−７
を固定するためのナツトである。バネ４２−６の
付勢力に相当する油圧ΔP_SG（Kgｆ／cm²）（（20）式
参照）は第７図の差圧設定用バネ３−１４の付勢
力に相当する油圧ΔP_L（(4)式参照）より大きな値
に設定してポンプ２の容量可変機構３−１の過渡
的な応答遅れ発生時以外にはサージ弁４２からは
リリーフしないようにして置く。

次に前記油圧シヨベルの油圧回路の作用を説明
する。第６図の油圧回路は、第７図のポンプコン
トロール３、第８図の優先弁４、第９図の圧力補
償弁５、第１０図のリリーフ弁、第１１図のサー
ジ弁等を有するが、これらの第７図乃至第１１図
について予め説明しておくと、第６図の油圧回路
の作用を説明する上で便利であるので、第７，
８，９，１０，１１，６図の順序で説明すること
とする。

まず第７図のポンプコントロール３の作用につ
いて説明すると、ポンプ２の吐出圧をＰ（Kgｆ／
cm²）とし、ポート３−３に印加される負荷圧を
P_L（Kgｆ／cm²）とする。馬力設定用メータリング
スプール３−８を右方へ押す力はＰ（Kgｆ／cm²）
の印加面積をA_P（cm²）とすれば、Ｐ・A_P（Kgｆ）
であり、馬力設定用バネ３−９，３−１０の圧縮
に対する合計の反発力Fs（Kgｆ）に対してＰ・A_P
＞F_Sの場合には、馬力設定用メータリングスプー
ルは右方へ移動し、Ｐ・A_P＜F_Sの場合には、左
方へ移動する。以降の説明を進めるために便宜上
下式を(1)とする。

Ｐ・A_P＝F_S ………(1) 負荷圧感知メータリングスプール３−１３を右
方へ押す力は、Ｐ（Kgｆ／cm²）の印加面積をA₁
（cm²）とすれば、Ｐ・A₁（Kgｆ）であり、差圧設
定用バネ３−１４の圧縮に対する反発力をF₂（Kg
ｆ）、P_L（Kgｆ／cm²）の印加面積をA₂（cm²）とすれ
ば、メータリングスプール３−１３を左方へ押す
力はP_L・A₂＋F₂となる。Ｐ・A₁＞P_L・A₂＋F₂の
場合には、メータリングスプール３−１３は右方
へ移動し、Ｐ・A₁＜P_L・A₂＋F₂の場合には、メ
ータリングスプール３−１３は左方へ移動する。

Ｐ・A₁＝P_L・A₂＋F₂ ………(2) (2)式を変形して(3)式を得る。

Ｐ＝P_L・（A₂／A₁）＋F₂／A₁ ………(3) 説明を簡単にするため、A₂＝A₁、F₂／A₁＝
ΔP_Lとして次の(4)式を得る。

Ｐ＝P_L＋ΔP_L ………(4) 第７図の作用を説明するに当り、メータリング
するスプールが３−８と３−１３との２個あるの
で、説明の便宜上、Ｐ＜P_L＋ΔP_L、すなわち、負
荷圧感知メータリングスプール３−１３が常に左
方へ押し付けられて位置になつている状態を考
える。この状態において、ポンプ２が(1)式の等号
を成立させながら吐出している状態、すなわち、
平衡状態からＰ（Kgｆ／cm²）のみ低下したとする
と、Ｐ・A_P＞F_Sとなるため、馬力設定用メータ
リングスプール３−８は左方に移動して位置と
なるため、アクチユエータピストン３−６の左端
面油室はタンク５５に通ずる。他方、アクチユエ
ータピストン３−６の右端面油室には、Ｐ（Kg
ｆ／cm²）が印加されており、さらにバネ３−７の
付勢力が加わつているので、アクチユエータピス
トン３−６は左方へ移動し、ポンプ容量可変機構
３−１を動かして、ポンプ一回転当りの吐出容量
Ｖ（cm³／rev）を増大させる。するとフイードバツ
クリンク３−１２によりアクチユエータピストン
３−６に結合されたメータリングスプール３−１
１もアクチユエータピストン３−６と共に左方へ
移動し、メータリングスプール３−８とメータリ
ングスリーブ３−１１との相対位置が位置にな
り、またこの位置になるとアクチユエータピスト
ン３−６は静止して平衡状態となる。逆に平衡状
態からＰ（Kgｆ／cm²）のみが上昇したとすると、
Ｐ・A_P＞F_Sとなり、馬力設定用メータリングス
プール３−８は右方に移動して位置となるた
め、アクチユエータピストン３−６の左端面油室
にはＰ（Kgｆ／cm²）の圧力が印加される。左端面
油室面積は右端面油室面積よりもピストンロツド
断面積だけ大きいので、アクチユエータピストン
３−６を右方に押す力が、左方に押す力に打勝つ
と、アクチユエータピストン３−６が右方に移動
し、ポンプ容量可変機構３−１を動かして、ポン
プ一回転当りの吐出容量Ｖ（cm³／rev）を減少させ
る。するとフイードバツクリンク３−１２により
アクチユエータピストン３−６に結合されたメー
タリングスリーブ３−１１もアクチユエータピス
トン３−６と共に右方へ移動し、メータリングス
プール３−８とメータリングスリーブ３−１１と
の相対位置が位置になり、またこの位置になる
とアクチユエータピストン３−６は静止して平衡
状態となる。このようにＰ（Kgｆ／cm²）が低下す
ると、Ｖ（cm³／rev）が上昇、Ｐ（Kgｆ／cm²）が上
昇すると、Ｖ（cm³／rev）が低下するが、この状況
を第１２図に描くと、線BCDのようになる。線
BCDが折れ線になつているのは、馬力設定用バ
ネが３−９，３−１０の２本によつて構成されて
いるためであり、馬力一定の双曲線に出来る限り
近づけるためのものである。近似の精度があまり
高くなくてもよい場合には、馬力設定用バネは１
本でもよいし、近似の精度を高くする必要がある
場合には、馬力設定用バネを２本以上の任意の本
数とする。第１２図の折れ線BCDの勾配、折れ
点位置等は、Ｐ（Kgｆ／cm²）の印加面積A_P（cm²）、
馬力設定用バネ３−９，３−１０のバネ定数、予
荷重、自由長等により決まる。第１２図の線AB
はポンプ２の最大吐出容量であり、ポンプ２また
はポンプコントロール３の内部のストツパー等に
より定められるものである。線DEについては後
に説明するが、線DEより右方の領域では吐出稼
動し得ないものである。Ｏは原点とする。

以上、負荷圧感知メータリングスプール３−１
３が常に位置にあると仮定して馬力設定用メー
タリングスプール３−８の作用を説明したが、次
に負荷圧感知メータリングスプール３−１３の作
用を説明する。第１２図において、負荷圧P_L（Kg
ｆ／cm²）がOE線上の任意の点Ｆの値をとり、切
換弁の必要とするＶ（cm³／rev）の値がOA上の任
意の点Ｊの値をとるとする。またＦ点よりΔP_L
（Kgｆ／cm²）だけ高い点をＧとする。Ｇ点より
OA線に対し平行に描いた線や折れ線BCDとの交
点をＨ，Ｊ点よりOEに対し平行に描いた線と
GH線との交点をＫとする。そしてＫが線分GH
上に乗る場合について説明する。

Ｋ点は、Ｈ点より低いＶ（cm³／rev）の値を取る
ので、このときは馬力設定用メータリングスプー
ル３−８は位置になつている。いま、ポンプ２
の吐出圧Ｐ（Kgｆ／cm²）がＫ点よりも高いと、負
荷圧感知メータリングスプール３−１３は位置
となり、アクチユエータピストン３−６は右方へ
移動して、切換弁が必要とするＪ点のＶ（cm³／
rev）よりも低減するため、Ｐ（Kgｆ／cm²）が低下
してＫ点に戻る。逆にポンプ２の吐出圧Ｐ（Kg
ｆ／cm²）がＫ点よりも低いと、負荷圧感知メータ
リングスプール３−１３は位置となり、アクチ
ユエータピストン３−６は左方へ移動して、切換
弁が必要とするＪ点のＶ（cm³／rev）よりも上昇す
るため、Ｐ（Kgｆ／cm²）が上昇してＫ点に戻る。
すなわち、負荷圧P_L（Kgｆ／cm²）がＦ点、切換弁
が必要とするＶ（cm³／rev）がＪ点とすると、ポン
プ２は負荷圧感知メータリングスプール３−１３
の作用により、Ｋ点において吐出稼動を維持する
ことになる。また切換弁が必要とするＶ（cm³／
rev）の値が上昇して、Ｋ点がＨ点に重なつたと
きは、馬力設定用メータリングスプール３−８負
荷圧感知メータリングスプール３−１３は共に
位置となり、折れ線BCDで設定された馬力でポ
ンプ２が稼動することになる。次にＫ点がＨ点よ
りもさらに上昇してK₁点で稼動し得るか否かを
説明する。

K₁点においては、馬力設定用メータリングス
プール３−８は位置に通じており、負荷圧感知
メータリングスプール３−１３は位置にあるの
で、アクチユエータピストン３−６の左端面油室
にはＰ（Kgｆ／cm²）が印加されることになり、ア
クチユエータピストン３−６は右方へ移動し、切
換弁が必要とするＶ（cm³／rev）より低下してしま
うので、ポンプ２は吐出圧Ｐ（Kgｆ／cm²）をＧ点
の値に保持し得ず、K₁点よりOEに平行に描いた
線と折れ線BCDとの交点K₂点に移動してしまう。
K₂点においてはＰ＜P_L＋ΔP_Lであるので、負荷
圧感知メータリングスプール３−１３は位置と
なり、馬力説定用メータリングスプール３−８は
位置になる。以上、折れ線BCD上での稼動状
況の説明では、負荷圧感知メータリングスプール
３−１３が常に位置にあると仮定したが、上述
のごとく折れ線BCD上のK₂点では負荷圧感知メ
ータリングスプール３−１３が位置になつてい
るので、上述の仮定で説明上に齟齬のないことは
明らかである。またポンプ２は、折れ線BCDを
越したK₁点では吐出稼動し得ないので、
OABCDEで囲まれた範囲内でのみ吐出稼動する
ことになる。

次に第８図の優先弁４について説明する。ポン
プ吐出圧供給ポート４−１には、Ｐ（Kgｆ／cm²）
が印加されている。優先側ポート４−２の圧力を
P₁（Kgｆ／cm²）とし、非優先側ポート４−３の圧
力をP₂（Kgｆ／cm²）とする。負荷圧印加ポート４
−４には、P_L（Kgｆ／cm²）が印加されている。メ
ータリングスプール４−６がある位置で平衡状態
にあり、その位置での差圧設定用バネ４−８の付
勢力をF_2S（Kgｆ）とする。油室４−９のメータリ
ングスプール４−６の右端面面積をAu（cm²）とす
ると、油室４−１０と油室４−１２とは連通穴４
−７により連通しているので、メータリングスプ
ール４−６を右方へ押す力は、AuP₁（Kgｆ）とな
り、左方へ押す力は、AuP_L＋F_2Sである。平衡状
態において両者は相等しいので、フローフオース
を無視すると、下式が成立する。

AuP₁＝AuP_L＋F_2S ………(5) 両辺をAuで割る。

P₁＝P_L＋F_2S／Au P₁＝P_L＋ΔP_1L ………(6) ただし ΔP_1LF_2S／Au ………(7) F_2Sはメータリングスプール４−６が左方に移
動すると減少し、右方に移動すると増大するの
で、ΔP_1Lもそれに伴つて増減するが、差圧設定
用バネ４−８のバネ定数を小さくくすることによ
り左記の増減量を小さくすることができる。油通
路４−１３，４−１４の通路面積を各々a₁（cm²）、
a₂（cm²）とし、ポート４−１に投入される作動油
流量をｑ（cm³／sec）、ポート４−２，４−から流
出する作動油流量を各々q₁（cm³／sec）、q₂（cm³／
sec）とすると、下式が成立する。

ｑ＝q₁＋q₂ ………(8) ｑ＝nVηv ………(11) c₁：油通路４−１３の流量係数（無次元） c₂：油通路４−１４の流量係数（無次元） ρ：作動油の密度（Kgｆ／cm³（cm／sec²））＝（Kg
ｆ・sec²／cm⁴） c₁、c₂及びρはほぼ一定な値であるので定数と
見なすことが出来る。

ｎ：ポンプ２の回転速度rev／sec Ｖ：ポンプ２の一回転当りの吐出容量cm³／rev η_v：ポンプ２の容積効率 ただし(8)式においては、メータリングスプール
４−６の移動に必要な作動油流量及び作動油の圧
縮性は小さいとして無視した。また(9)(10)式におい
て、q₁、q₂はよく知られた単純なオリフイスの式
により表わされると仮定した。

次に優先弁４の優先機能について説明する。あ
る平衡状態において、メータリングスプール４−
６が静止しており、変数Ｐ、P₁、P₂（Kgｆ／cm²）
とｑ、q₁、q₂（cm³／sec）とa₁、a₂（cm²）等がある
平衡値を保つているとする。この平衡状態を第１
２図上にプロツトし、第１２図での説明との混同
を避けるために、第１３図に新しい図を描く。第
１３図においてもP_L（Kgｆ／cm²）をＦ点、Ｐ（Kg
ｆ／cm²）をＧ点、Ｇ点からOAに平行に描いた線
と折れ線BCDとの交点をＨ点とする。(11)式にｑ、
q₁、q₂（cm³／sec）を代入して得られるＶ、V₁、
V₂（cm³／rev）を＝V₁、＝V₂、＝Ｖに
なるようにＬ、Ｍ点をGH線上にプロツトする。
いまP₁、P₂（Kgｆ／cm²）が一定のまま、ポート４
−２よりも下流の切換弁がよりも大きい流量
q₁を必要としたとする。このとき、ポンプ２の吐
出流量が不変であると仮定すると、第６図のポン
プ２の吐出ポートとポート４−１との間の回路４
３に流入する作動油流量が変らず、流出する作動
油流量が増すので、その結果、この回路の圧力Ｐ
（Kgｆ／cm²）は低下する。ところが第７図の説明
でポンプ２はポンプコントロール３の作用により
(4)式を維持しながら吐出することがわかつている
ので、実際にはＰ（Kgｆ／cm²）が低下しないよう
に、ポンプ２は吐出量を増す。q₁（cm³／sec）が増
したとき、メータリングスプール４−６が静止し
ていると仮定すると、(9)式によりP₁が低下し(5)
式の等号が成立しなくなり、AuP₁＜AuP_L＋F_2S
となるので、メータリングスプール４−６は左方
へ移動して、a₁（cm²）を増大させることにより、
P₁の低下を幾分回復した点で再度メータリング
スプール４−６は平衡に達する。P₂（Kgｆ／cm²）
は一定とすると、メータリングスプール４−６が
左方に移動して、a₂（cm²）が低下した割合だけ(10)
式によりq₂（cm³／sec）が低下するが、メータリン
グスプール４−６の変位またはその変位に対する
a₂（cm²）の変化割合を小さく取れば、このq₂（cm³／
sec）の低下量は比較的小さくすることができる。
このq₁、q₂よるＶ＝V₁＋V₂が大きくなり、第１
３図のＭ点がＨ点に一致した後、更にq₁（cm³／
sec）を増加させた場合、第７図のポンプコント
ロール３の作用で説明ししたようにポンプ２の吐
出はＨ点からBH線上に沿うことになるので、ポ
ンプ２の吐出圧Ｐ（Kgｆ／cm²）が低下することに
なる。Ｐ（Kgｆ／cm²）が低下し、さらに(9)式より、
増大したq₁（cm³／sec）を確保するためにP₁（Kg
ｆ／cm²）が低下し、(5)式によるメータリングスプ
ール４−６の平衡が破れて左方へ移動すると、
F_2S（Kgｆ）が幾分減少し、a₁（cm²）が増大し、P₁
（Kgｆ／cm²）の低下を幾分回復し、新たに平衡状
態に達すると同時にa₂（cm²）を減じ、q₂（cm³／sec）
の流量を低下させることにより、優先側の流量q₁
（cm³／sec）を確保することになる。

以上の挙動を総括すると、第１２図の＝V₁
の大きさから出発してV₁を次第に大きくすると、
ML≒V₂を維持しながら増大するが、Ｍ点がＨ点
に一致した時点よりさらにV₁を増大すると、ほ
ぼV₁の増大した分だけV₂が減少し、Ｌ点が上昇
してＨ点に一致すると、V₂≒０（cm³／rev）にな
る。これにより優先側の流量をq₁（cm³／sec）とす
ると、非優先側に供給し得る流量q₂（cm³／sec）の
最大値は×nη_vということがわかる。また上
記の挙動は、ポンプコントロール３と優先弁４と
の総合的な機能によつて得られるわけであるが、
優先弁単位の機能としては(6)式から知れるように
（P₁−P_L）をほぼ一定のΔP_1Lに維持することにあ
る。差圧設定用バネ４−８のバネ定数を低くし、
Auを大きくすることにより、メータリングスプ
ール４−６が左右に動いても、それによるΔP_1L
の変動を小さくすれば、（P₁−P_L）の変動も極く
小さなものにおさえることができる。

次に第９図の圧力補償弁５の圧力補償機能につ
いて説明する。同圧力補償弁５は優先弁４の非優
先側ポート４−３を閉止したものに相当してい
る。ポート５−１に投入される油圧はP₂（Kgｆ／
cm²）、流量q₂（cm³／sec）とし、ポート５−２の油
圧をP₃（Kgｆ／cm²）、流出する流量q₃（cm³／sec）と
する。また差圧設定用バネ５−８の付勢力をF_3S
（Kgｆ）とし、メータリングスプール５−６の右
端面面積をA₃（cm²）とすると、定常状態では(5)式
と同様に、下式が成立する。

A₃P₃＝A₃P_L＋F_3S ………(12) 両辺をA₃で割る。

P₃＝P_L＋F_3S／A₃ ＝P_L＋ΔP_3L ………（13） ただし ΔP_3L＝F_3S／A₃ ………（14） また連続の式から定常状態においては、メータ
リングスプール５−６は静止しているので、該ス
プールの動きに必要な流量はなく、さらに作動油
の圧縮による体積変化もなしと考えることができ
るので、下式が成立する。

q₂＝q₃ ………（15） さらに油通路５−１３を通過するq₂が単純なオ
リフイスの式により表わされるとすると、下式が
成立する。

c₃：油通路５−１３の流量係数（無次元） a₃：油通路５−１３の通路面積（cm²） いま、メータリングスプール５−６が静止して
流量を流している平衡状態から、P_L、P₂（Kgｆ／
cm²）一定のまま、q₃（cm³／sec）を増大すると、
（16）式からP₃（Kgｆ／cm²）が低下するので、平
衡式(12)の平衡が破れてメータリングスプール５−
６は左方へ移動して、F_3S（Kgｆ）が幾分減少し、
a₃（cm²）が増大し、P₃（Kgｆ／cm²）の低下が幾分回
復して、再度新しい平衡状態に入つてメータリン
グスプール５−６は静止する。この新しい平衡状
態においては、先の平衡状態よりF_3S（Kgｆ）が低
下するため、(12)〜（14）式から知られるように
ΔP_3Lも低下するが、差圧用設定用バネ５−８の
バネ定数を小さくA₃（cm²）を大きく構成すれば、
ΔP_3Lの低下量は実用上問題にならない程度に小
さくすることができるので、（16）式中の（P₂−
P₃）（Kgｆ／cm²）はほぼ一定値とみなすことがで
きる。すなわち、圧力補償弁５の機能はq₃（cm³／
sec）の増減に見合つてa₃（cm²）を増減して、（P₂
−P₃）（Kgｆ／cm²）の値をほぼ一定に維持するこ
とになる。

次に第１０図の旋回回路圧設定用リリーフ弁４
１について説明する。ポート４１−１に印加され
る旋回モータ負荷圧をP_LS（Kgｆ／cm²）、ポート４
１−２に印加されるブームシリンダ負荷圧をP_LB
（Kgｆ／cm²）、ポペツト４１−５のシート径部の面
積をA₄（cm²）、ポペツト４１−５の右端面をA₅
（cm²）、バネ４１−６の付勢力をF_SS（Kgｆ）とし、
フローフオースを無視すれば、リリーフ時には下
式が成立している。

F_SS＝（A₄−A₅）P_LS＋A₅P_LB ………（17） バネ４１−６の付勢力F_SS（Kgｆ）は、ポペツト
のリリーフ時のリフト行程量が大きくなれば大き
くなる値であるが、ほぼ一定値とみなすことがで
きる。この（17）式にかかわるP_LS、P_LB（Kgｆ／
cm²）の関係をグラフに描くと、第１４図のように
なる。すなわち、P_LB＝０のときのP_LS（Kgｆ／cm²）
はＡ点に示すように高く、ブームシリンダを稼動
させてP_LB（Kgｆ／cm²）が高くなると、P_LS（Kgｆ／
cm²）はＢ点に示すように低くなる。なおＡ点にお
ける圧力P_LS（Kgｆ／cm²）は回路圧設定用リリーフ
弁４０及び旋回用クロスオーバリリーフ弁の設定
圧より低く設定しておく。

次に第１１図のサージ弁４２について説明する
と、ポート４２−１に印加されるポンプ２の吐出
圧Ｐ（Kgｆ／cm²）、ポート４２−３に印加される負
荷圧P_L（Kgｆ／cm²）、ポペツト４２−５がシート
している状態のときのバネ４２−６の付勢力を
F_SG（Kgｆ）、ポペツト４２−５のシート径面積と
摺動径部面積とをA_SG（cm²）とすると、下式が成
立するときには、ポペツト４２−５はボデイ４２
−４にはシートしておらず、クラツク状態とな
る。

A_SGＰ＞A_SGP_L＋F_SG ………（18） Ｐ＞P_L＋F_SG／A_SG Ｐ＞P_L＋ΔP_SG ………（19） ただし ΔP_SG＝F_SG／A_SG ………（20） すなわち、ポンプ吐出圧Ｐ（Kgｆ／cm²）は（P_L
＋ΔP_SG）（Kgｆ／cm²）以上になるとポペツト４２
−５が浮上り、リリーフするので、過大に上昇す
ることを防止することができる。

次に第６図の油圧シヨベルの油圧回路の作用に
ついて説明する。切換弁６，７，８，９とこれ等
に作動油を供給するポンプ２の系列（以下左系列
と呼ぶ）について説明する。

() 切換弁６，７，８，９のすべてが中立のと
き。

切換弁６，７，８，９のすべてが中立のとき
には、シヤツトル弁２２，２３及び２４を経て
負荷圧印加ポート３−３に通ずる負荷圧センシ
ング回路３８はタンク５５に連通しているの
で、回路３８の油圧P_L（Kgｆ／cm²）はほぼ大気
圧である。ポンプ２の吐出圧Ｐ（Kgｆ／cm²）は
第７図の説明により(4)式を満足するので、Ｐ＝
ΔP_L（Kgｆ／cm²）となる。ΔP_L（Kgｆ／cm²）に差
圧設定用バネ３−１４の付勢力F₂（Kgｆ）をA₁
（cm²）で除した値であるので、低い圧力に設定
することができる。切換弁６，７，８，９のす
べてが中立位置にあるので、切換弁６，７，
８，９を通る作動油は洩れ以外はゼロである。
すなわち、ポンプ２はP_L（Kgｆ／cm²）なる低吐
出圧で吐出し、そのとき、吐出流量は回路４３
に継ぶる油圧機器の洩れを補充して、回路４３
の油圧をP_L（Kgｆ／cm²）に維持するのに必要な
だけの流量を吐出するのみであり、僅かな動力
を消費するに留まる。

() 切換弁６，７，８のうち、いずれか一連の
もののみを切換操作したとき。

どの切換弁を操作しても同じ機能となるの
で、ここでは説明の便宜上、切換弁７を操作し
てバケツトシリンダ４４のピストンを伸張させ
たときとする。この伸張時の負荷圧をP_L（Kg
ｆ／cm²）とすると、この負荷圧P_L（Kgｆ／cm²）
はオリフイス３１シヤトル弁２３，２２，２４
負荷圧センシング回路３８を経て負荷圧印加ポ
ート３−３に印加される。するとポンプ２はポ
ンプコントロール３の働きにより(4)式Ｐ＝P_L
＋ΔP_Lなる吐出圧Ｐ（Kgｆ／cm²）で吐出する。
このＰ（Kgｆ／cm²）は優先弁４のポンプ吐出圧
供給ポート４−１に印加され、優先弁４の働き
により、優先側ポート４−２の油圧P₁（Kgｆ／
cm²）は(6)式P₁＝P_L＋ΔP_1Lに維持されるので、
負荷保持用チエツク弁１４を経て切換弁７のポ
ート７−１に印加される圧力P₁（Kgｆ／cm²）と
切換弁７のポート７−２の圧力（すなわちバケ
ツトシリンダ４４への供給圧力）P_L（Kgｆ／
cm²）との差圧がほぼ一定値のΔP_1L（Kgｆ／cm²）
になる。ポート７−１からポート７−２に流れ
るときの切換弁７の開口面積をa₁₂（cm²）とし、
その流量q₁₂（cm³／sec）が単純なオリフイスの
式により表わされるとすると下式となる。

c₁₂：流量係数でほぼ一定な定数 （21）式から知られるように切換弁７を通る
流量q₁₂（cm³／sec）はほぼ切換弁７の開口面積
a₁₂（cm²）に比例することになり、負荷圧P_L（Kg
ｆ／cm²）の大きさ等に影響されないので、オペ
レータは操作し易い。またバケツトシリンダ４
４の負荷圧P_L（Kgｆ／cm²）が上昇して、回路圧
設定用リリーフ弁４０の設定以上になると、リ
リーフ弁４０がリリーフし、負荷圧設定用絞り
３１より下流のシヤツトル弁２３，２２，２４
及び負荷圧センシング回路３８等の油圧はすべ
てリリーフ弁４０のリリーフ圧P_L0（Kgｆ／cm²）
以上に上昇し得ないのに反して、ポート７−１
は、絞り３１におけるリリーフ弁４０のリリー
フ流量による圧力損失分だけ負荷圧センシング
回路圧P_L0（Kgｆ／cm²）より高圧になる。(4)式の
P_LにこのP_L0を代入し、ポンプ２の吐出圧Ｐ（Kg
ｆ／cm²）が下式になると、第７図で説明したよ
うに負荷圧感知メータリングスプール３−１３
は位置となり、アクチユエータピストン３−
６は右方へ移動して、ポンプ２のＶ（cm³／rev）
が急激に減少する。

Ｐ＞P_L0＋ΔP_L ………（22） これを図に示したのが第１２図のDE線であ
る。Ｄ点はリリーフ弁４０がリリーフ開始する
直前の状態であり、このときには、第７図の馬
力設定用メータリングスプール３−８及び負荷
圧感知メータリングスプール３−１３は共に
位置にあり、アクチユエータピストン３−６は
平衡状態にあり、静止している。Ｄ点にてリリ
ーフ弁４０がリリーフし始め、（22）式が成立
すると、負荷圧感知メータリングスプール３−
１３のみが右方へ移動するため、アクチユエー
タピストン３−６の左端面油室圧力が上昇し、
アクチユエータピストン３−６は右方へ移動し
て、ポンプ２のＶ（cm³／rev）を低減する。負荷
圧感知メータリングスプール３−１３が右方行
程限に底着した状態では、アクチユエータピス
トン３−６の左端面油室はポンプ２の吐出圧Ｐ
（Kgｆ／cm²）となり、アクチユエータピストン
３−６は右方行程限まで行程してポンプ２のＶ
（cm³／rev）は０になろうとするが、実際には第
６図の吐出回路４３に継がる構成部品の洩れの
ため、Ｖ＝０では第１２図のＥ点における高圧
を保持し得ないので、ポンプ２のＶは０にはな
らず、上記洩れ分を補充してＥ点における高圧
を保持するに必要な量を吐出することになる。
このため、Ｅ点ではＶ＝０ではないが、図示を
簡単にするため第１２図のように示した。

() 切換弁７，９を同時に操作したとき。

優先側と非優先側との切換弁を各々１個宛同
時操作する場合の一例として、切換弁７と９と
の同時操作を説明する。バケツトシリンダ４４
とアームシリンダ４６の負荷圧のうち、いずれ
か高圧側の圧力P_L（Kgｆ／cm²）は、シヤツトル
弁２３，２２または２４及び負荷圧センシング
回路３８を経て負荷圧印加ポート３−３に印加
される。するとポンプコントロール３の働きに
より、ポンプ２は(4)式を満足する吐出圧Ｐ（Kg
ｆ／cm²）で吐出する。このP_L（Kgｆ／cm²）、Ｐ
（Kgｆ／cm²）をふたたび、第１３図のＦ、Ｇ点
とし、バケツトシリンダ４４及びアームシリン
ダ４６に供給される作動油流量をq₁、q₂とし、
このq₁、q₂を(11)式に代入して得られるV₁、V₂
を第１３図の、とする。いま、切換弁
９は一定状態を保持したまま、切換弁７の操作
量を増していき、開口面積を増していく。第８
図で説明した通り優先弁４の働きにより(5)式が
保たれる。ΔP_1L（Kgｆ／cm²）は(7)式で示すよう
にほぼ一定値であるので、（21）式から知られ
るようにq₁₂＝q₁は増大する。この間＝V₂
はほぼ一定値を維持するので、ほぼV₁がが増
大した分だけ＝Ｖは増大するが、Ｍ点がＨ
点に一致した時点よりさらにV₁を増大すると、
ほぼV₁の増大した分だけV₂が減少し、Ｌ点が
Ｈ点に一致すると、V₂＝０となる。あるいは、
第１３図の状態から、切換弁９の操作量を増し
て、≒V₂のみを増大させると、＝V₁は
ほぼ一定値を維持しながら、＝Ｖは増大す
るが、Ｍ点がＨ点に一致した時点よりさらに
V₂を増大しようとしてもV₂は増大することが
できない。すなわち、優先側の切換弁７が消費
した残余分が非優先側の切換弁９で消費し得る
ことになる。

() アクチユエータ４４〜４７が急激に停止し
たとき。

ポンプ２がある流量を吐出しながらアクチユ
エータ４４〜４７が稼動している状況におい
て、アクチユエータの負荷が急激に増大する
か、また、シリンダのストロークエンドに当つ
た場合には、アクチユエータへ供給する圧力が
急激に上昇する。ポンプ２の吐出が静的に上昇
するときは、第１２図のABCDE線上に沿つて
高圧側に移動するが、急激に上昇する場合に
は、ポンプ２はポンプコントロール３の応答遅
れのため、瞬間的にはアクチユエータが必要と
する、より多くの作動油をポンプ２は吐出して
しまう。この余分な作動油のため、吐出回路４
３は高圧となるが、過大に上昇させない目的の
ためにサージ弁４２が装着されている。すなわ
ち、ポンプ２の吐出圧Ｐ（Kgｆ／cm²）が（19）
式の状態になると、サージ弁４２がリリーフし
て、過大にＰ（Kgｆ／cm²）が上昇することを防
止することができる。またポンプ２がある流量
を吐出しながらアクチユエータが稼動している
状態において、切換弁を急激に中立に戻したと
きにも、切換弁は閉状態にあるのにポンプコン
トロール３の応答遅れの間、ポンプ２から吐出
される作動無も同様に、サージ弁４２からリリ
ーフされる。ただし、この時の負荷圧P_L（Kg
ｆ／cm²）は０である。

() 切換弁６，７，８のうち、いずれか２つ以
上を同時に操作したとき。

３つの切換弁を同時に操作した時も基本的に
は２つの切換弁を同時操作したときと同じで、
説明を簡単にするために切換弁７と８とを同時
操作した場合について説明する。切換弁７と８
とで、いずれか高圧側の負荷圧をP_L（Kgｆ／
cm²）とすると、このP_L（Kgｆ／cm²）はシヤツト
ル弁２３，２２，２４及び負荷圧センシング回
路３８を経て負荷圧印加ポート３−３に印加さ
れるので、ポンプ２は(4)式を満足するＰ（Kg
ｆ／cm²）で吐出することになる。優先弁４の働
きにより、ポート４−２の油圧は(6)式を満足す
るP₁（Kgｆ／cm²）に維持される。しかしポート
４−２から切換弁７と８とへは並列に接続され
ているために、負荷圧が高い側では（21）式の
関係は成立するが、負荷圧の低い方に作動油流
量が多量に流れる傾向になり、（21）式に示す
q₁₂がa₁₂のみに比例するという関係が失なわれ
る。このため、同時操作時の操作性は幾分悪く
なる。

以上で左系列についての説明を完了する。以
下は、切換弁１０，１１，１２，１３とこれ等
に作動油を供給するポンプ２の系列（以下右系
列と呼ぶ）についての説明である。

優先側の切換弁１０と１１とは、並列に優先
弁４に接続されており、非優先側には圧力補償
弁５が接続されており、圧力補償弁５には切換
弁１２，１３が接続されているので、切換弁１
０または１１で消費した残余分が圧力補償弁５
に供給されることについては左系列と同じで、
この説明は省略する。また切換弁１０と１１は
優先弁４に並列に接続されているので、これ等
を同時に操作した場合には、負荷圧の低い側に
作動油流量が多量に流れる傾向になることも左
系列と同じで、この説明も省略する。切換弁１
２と１３も圧力補償弁５に並列に接続されてい
るので、同士のことが云える。旋回モータ４８
は、油圧シヨベルの上部旋回体（図示せず）を
旋回駆動するものであるが、この上部旋回体の
慣性モーメントは大きいので、切換弁１１を操
作して旋回モータ４８に作動油を供給して、旋
回起動しても勢いがつくまでは旋回しない。一
方、旋回用クロスオーバリリーフ弁５０の設定
圧は、旋回の起動、停止時の衝撃を低減するた
め、回路圧設定用リリーフ弁４０の設定圧より
も低く設定する場合が多い。この場合、旋回回
路圧設定用リリーフ弁４１がないと、ポンプ２
から切換弁１１を経て旋回モータ４８に作動油
を供給して起動しようとするとき、旋回体に勢
いが付いて旋回し始めるまでは、供給された作
動油はすべて旋回用クロスオーバリリーフ弁５
０からリリーフしてしまい、油圧動力が熱エネ
ルギーとなり、エネルギー損失となる。このエ
ネルギー損失を防止するために旋回回路圧設定
用リリーフ弁４１が装着されているのである
が、その働きを第１０，１４図を参照しながら
説明する。

() 切換弁１１を単独で操作したとき。

切換弁１１を単独で操作し、旋回モータ４８
を起動する場合を考える。上部旋回体の慣性モ
ーメントは大きいので、勢いがつくまでは旋回
せず、作動油も流れないので、切換弁１１を通
過する際の圧力損失も生じない。すなわち、負
荷圧印加ポート３−３に印加される負荷圧P_L
（Kgｆ／cm²）はポンプ２の吐出圧そのものとい
うことになり、直ちにポンプ吐出圧Ｐ（Kgｆ／
cm²）は上昇して、旋回回路圧設定用リリーフ弁
４１の設定圧に達する。するとこれがリリーフ
し始める。このときの旋回負荷圧回路５６の圧
力P_LS（Kgｆ／cm²）は第１４図のＡ点の値とな
る。このＡ点での設定圧P_LSA（Kgｆ／cm²）は回
路圧設定用リリーフ弁４０の設定圧P_LO（Kgｆ／
cm²）よりも低く設定されているので、負荷圧セ
ンシング回路３９及び負荷圧印加ポート３−３
の圧力は、リリーフ弁４１のリリーフ設定圧
P_LSA（Kgｆ／cm²）となる。他方、ポンプ２の吐
出圧Ｐ（Kgｆ／cm²）は、絞り３５の圧力損失分
だけP_LSA（Kgｆ／cm²）よりも高圧になるので、
(4)式のP_Lの代わりにP_LSAの値を代入し、Ｐ＞
P_LSA＋ΔP_Lになると、第７図の負荷圧メータリ
ングスプール３−１３が右方行程限に底着した
状態となり、ポンプ２のＶ（cm³／rev）は殆んど
０となるため、ポンプ２の吐出作動油は、クロ
スオーバリリーフ弁５０からリリーフせずに高
圧を維持し、これにより熱損失の少ない旋回起
動が可能となる。

() 切換弁１１と１３とを同時に操作したと
き。

切換弁１１は切換弁１３に対して優先側にあ
り、切換弁１１で消費された残余分の流量しか
切換弁１３に供給されないので、ブーム（図示
せず）持上げ旋回を行なつた場合、旋回が早く
回りすぎてブーム持上げが遅くなる恐れがあ
る。これを防止するために、旋回回路圧設定用
リリーフ弁４１を第１０図のように構成し、ブ
ームを持上げ操作した場合、第１０図のポート
４１−２に印加されるブーム持上げ負荷圧が上
昇すると、第１４図に示すように旋回負荷圧回
路５６のP_LS（Kgｆ／cm²）はより低い側でリリー
フすることになる。これにより旋回起動及び加
速度を弱め、旋回体に勢いがついて、旋回モー
タ４８が、切換弁１１の操作量に見合つた
（21）式相当の流量を吸収するようになるまで
の時間を長引かせ、その間の余剰流量分を優先
弁４の非優先側ポート４−３及び切換弁１３を
経由してブームシリンダ４５へ供給することに
より、ブーム持上げを早める。加速し終つて定
常速度で旋回する状態においては、旋回負荷圧
P_LS（Kgｆ／cm²）は低下するので、そのときには
旋回回路圧設定用リリーフ弁４１はリリーフし
ないように構成しておけば、優先弁４の働きに
より(6)式が維持され、（21）式相当の流量が確
保されるため、定常旋回速度は低下しない。ま
た切換弁１１のみを操作して旋回を単独で作動
する限りにおいては第１４図のＡ点に示すごと
く旋回起動及び加速力は強いままであるので、
不具合も生じない。

以上、左系列と右系列とを便宜上別々に説明
してきたが、次には左右系列を総覧して油圧シ
ヨベルの油圧回路の全体的がどのように機能す
るかを説明する。

() 掘削時。

掘削時には主にバケツトシリンダ４４とアー
ムシリンダ４６とが同時に作動する。アームシ
リンダ４６を作動させるには、切換弁９と１２
とが連結リンク（図示せず）等により順次また
は同時に操作される。バケツトシリンダ４４を
作動させるには、切換弁７を操作すればよい。
切換弁７と９とは左系列に入つているが、バケ
ツトシリンダ操作用切換弁７の方が優先側にな
つているので、切換弁７で使用した残余分のみ
切換弁９に供給される。従つてバケツトシリン
ダ４４とアームシリンダ４６とは各々左右のポ
ンプ２の吐出動力を独占的に吸収できるため、
独立性がよく、掘削作業が容易で能率的にな
る。また壁面押し付け掘削も旋回がブーム、ア
ームに対して優先側にあるため、ブーム、アー
ムの負荷に影響を受けずに壁面押し付けが可能
であり、右系列の余剰分はブームシリンダ４５
アームシリンダ４６に供給されるので油圧動力
の無駄が出ない。

() ブーム持上げ旋回時。

ブーム持上げ旋回時には、ブームシリンダ４
５と旋回モータ４８とが同時に作動する。ブー
ムシリンダ４５を作動させるには、切換弁８と
１３とが連結リンク（図示せず）等により順次
または同時に操作される。旋回操作用の切換弁
１１はブーム操作用切換弁１３に対して優先側
にあるため、旋回作動はブームシリンダ４５の
作動に対して優先となるが、ブームシリンダ４
５の負荷圧の影響は受け、ブーム持上げ旋回時
のバケツトの軌跡をダンプ積込みに適するよう
に設定することができる。

() 排土時。

バケツト（図示せず）内の土を排土するとき
には、切換弁７を操作すればよく、アーム操作
用切換弁９に対して優先側にあるため独立性が
よい。

(XI) ブーム持下げ旋回時。

旋回操作用切換弁１１はブーム操作用切換弁
１３に対して優先になつており、ブーム下げ時
には、ブームシリンダ４５の負荷圧も低いの
で、旋回はブーム操作に影響されることなく作
動できて、操作独立性がよい。

本発明の油圧シヨベルの油圧回路は前記のよう
に（）ポンプコントロール部が負荷圧感知機構
を有しているので、ポンプ吐出圧を常にアクチユ
エータ負荷圧P_L＋α₁（＝バネ設定による一定値）
に自動的に調整できる。また切換弁のすべてが中
立位置にあるときには、アクチユエータ負荷圧を
ゼロになるように構成したので、バイパスポート
（Ｐ→Ｒ）をなくし、切換弁の中立状態でのバイ
パス流量をなくすことができて、切換弁中立時の
馬力損失をなくすことができる。（）ポンプ吐
出圧がある設定圧になると、ポンプ吐出量を自動
的低下させて、該設定圧を保持できるに足るだけ
の吐出量にするので、リリーフ弁からのリリーフ
がなくなつて、その馬力損失もなくなる。（）
切換弁にバイパスポート（Ｐ−Ｒ）がないので、
それを通過する流量と馬力損失がなくなるという
効果を有するが、（）さらに切換弁の上流側に
優先型圧力補償流量制御弁を設けており、掘削作
業時には、バケツトシリンダとアームシリンダと
を完全に独立にする。すなわち、左側のポンプ２
は圧油をアームシリンダからバケツトシリンダへ
優先して供給し、右側ポンプ２は圧油をアームシ
リンダのみに供給するので、掘削作業が容易にな
る。（）切換弁の上流側に他の優先型圧力補償
流量制御弁を設けており、旋回モータをブームシ
リンダ及びアームシリンダに優先させるので、旋
回操作をブームシリンダ及びアームシリンダの操
作に対して独立に行なうことができて、作業機の
操作と旋回操作との同時連動操作性がよくなると
いう効果を有し、油圧シヨベルの油圧回路に適用
して非常に有益である。

以上本発明を実施例について説明したが、勿論
本発明はこのような実施例にだけ局限されるもの
ではなく、本発明の精神を逸脱しない範囲内で
種々の設計の改変を施しうるものである。

【図面の簡単な説明】

第１図は従来の油圧シヨベルの油圧回路図、第
２図は同油圧回路に設けたポンプコントロール部
の説明図、第３図は同油圧回路に設けたポンプの
吐出流量−吐出圧特性を示す説明図、第４図は同
油圧回路に設けた切換弁のスプールストロークを
示す説明図、第５図は同油圧回路に設けた切換弁
のアクチユエータへの流量−切換弁スプールスト
ローク特性を示す説明図、第６図は本発明に係る
油圧シヨベルの油圧回路の一実施例を示す油圧回
路図、第７図は同油圧回路に設けたポンプコント
ロール部の説明図、第８図は同油圧回路に設けた
優先弁の説明図、第９図は同油圧回路に設けた圧
力優先弁の説明図、第１０図は同油圧回路に設け
たリリーフ弁の説明図、第１１図は同油圧回路に
設けたサージ弁の説明図、第１２，１３図はポン
プの一回転当りの吐出容量−吐出圧特性を示す説
明図、第１４図は旋回回路圧とブームシリンダ負
荷圧との関係を示す説明図、第１５図は他の実施
例を示す油圧回路図である。 １……原動機、２……油圧ポンプ、３……ポン
プコントロール部、５……優先型圧力補償弁、
６，１０……走行モータ操作用切換弁、７……バ
ケツトシリンダ操作用切換弁、８，１３……ブー
ムシリンダ操作用切換弁、９，１２……アームシ
リンダ操作用切換弁、１１……旋回モータ操作用
切換弁、６〜９……第１の切換弁ブロツク、１０
〜１３……第２の切換弁ブロツク、４１……リリ
ーフ弁、４４……バケツトシリンダ、４５……ブ
ームシリンダ、４６……アームシリンダ、４７…
…走行モータ、４８……旋回モータ。

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. １ 負荷圧感知機構及び馬力一定制御機構を具備
   したポンプコントロール部を有する２つの油圧ポ
   ンプを一つの原動機により駆動しているときに、
   一方の油圧ポンプの吐出油を、アームシリンダ操
   作用切換弁を優先型圧力補償弁の非優先側に、ブ
   ームシリンダ操作用切換弁及びバケツトシリンダ
   操作用切換弁を同優先型圧力補償弁の優先側に接
   続してなる第１の切換弁ブロツクに供給し、他方
   の油圧ポンプの吐出油を、アームシリンダ操作用
   切換弁及びブームシリンダ操作用切換弁を優先型
   圧力補償弁の非優先側に、旋回モータ操作用切換
   弁を同優先型圧力補償弁の優先側に接続してなる
   第２の切換弁ブロツクに供給する油圧シヨベルの
   油圧システムにおいて、ブームシリンダの負荷圧
   が上昇すると、それに従つてリリーフ設定圧が低
   下するように構成したリリーフ弁を旋回系負荷圧
   回路に介装し、旋回モータを単独で操作するとき
   には高圧でリリーフして高い旋回起動力で稼動
   し、旋回モータをブームシリンダとを同時に操作
   してブームシリンダの負荷圧が高いときにはそれ
   に従つて低い圧力でリリーフして低い旋回起動力
   で稼動し、余剰油をブームシリンダに供給し、ブ
   ームの持上げ速度等を早めて、旋回を早く行なわ
   ないようにしたことを特徴とする油圧シヨベルの
   油圧システム。