JPS5941538A - 油圧シヨベルの油圧システム - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

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

従来の油圧ショ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）〜（１２
）は切換弁で、走行モータω）パケットシリンダ（ｑ）
ズームシリンダ（ｒ）アームシリンダ（Ｓ）走行モータ
（１）旋回モータ（Ｕ）アームシリンダ（Ｓ）ズームシ
リンダ（ｒ）等のアクチュエータへ圧油を供給する。即
ち、切換弁（ｇ）（Ａ’）から出た圧油は合流してブー
ムシリンダ（ｒ）−１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）は負荷保持用チェック弁、（ｎ）はキャビテ
ーション防止用チェック弁、（０）はオーツ２０−ビリ
リーフ弁、（ｖ）はクロスオーバリリーフ弁、（＠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−例を第２図により説明すると
、（ｃｌ）はシリンダ、（Ｃ２）はピストン、（Ｃ３）
はバイアス用ノζネ、（Ｃ４）はコントロールスプール
、（Ｃ５）（Ｃ６）は馬力設定用ハネ、（Ｃ７）はスリ
ーブ、（Ｃ８）〜（ｃｌｏ）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（ｃｓ）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）（Ｃ
６）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）は吐出圧に見合った流量を
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）〜（１）の特性を説明する。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。

次に前記油圧ショ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、アクチュエータのすべ
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〆
黒２　とし、第３図にプロットすると、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’／ｍ
ｉｎとすると、このとき（ＰｎＸＱｎ）／（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
アクチュエータにポンプ（ｂ）の吐出流量が全量供給さ
れているときに、アクチュ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６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、
アクチュエータに供給されるのはＧＥ線に漬った流量の
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ＣＤ線に泊った流量を吐出するのに、
アクチュエータに供給される流量はＧＥ線に溜ったもの
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って浪費される。

（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、アクチュエータへ供給される流量
が増すことになる。アクチュエータ側の負圧が高い場合
には、Ｐ→Ｒ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、アクチュエータの負荷に打
勝てる圧力に達すると、アクチュ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−ｅＲｙｇ−）へ流れる流量ＱＰＲがあ
る。アクチュエータの負荷圧をＰＬとし、Ｐ→Ａ間の切
換弁の圧損をΔＰＰＡとすると（ＰＬ＋ΔＰＰＡ）がポ
ンプ（ｂ）の吐出圧であり、ポンプ（ａ）１台当りＱＰ
ＲＸ（ＰＬ＋ΔＰＰＡ）／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）アクチュ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
ュ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。（Ｉ）がアクチュエータの軽負荷時
、（ＩＤが中負荷時、（２）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、ポンプ吐出圧がアクチュ
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
量アクチュ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ュ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（面に見られるよ−うにアク
チュエータ負荷が大きい程狭くなる。これは高圧では第
６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。このようにアクチュエータ負荷
によりスプールストローク操作量が同一でもアクチュエ
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　馬カ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
動しているとぎに、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パケットシリンダ
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の切換弁ブロックに供給し、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の切換弁ブロックに供給する油圧シ
ョベルの油圧システムにおいて、ズームシリンダの負荷
圧が上昇するＸｌそれに従っ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、旋回モータな単独で操作するときには高圧ですＩＪ
−）して高い旋回起動力で稼動し、旋回モータとズーム
シリンダとを同時に１操作してズームシリンダの負荷圧
が高いときにはそれに従っ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ョベルの油圧シ
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改良された油圧
ショ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ョ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（）〜（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、各位置でブロック内に破線
で示した負荷圧検出ホードを有する。

また（１４）は負荷保持用チェック弁、（１５）〜（２
）はオーバロート９リリーフ弁、（２１）はアンチボイ
ドチェック弁、（２２）〜（２７）は負荷圧選択用シャ
ツトル弁、（２Ｂ）（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
シャツトル弁（２４（２３Ｘ２４）等を経て左側のポー
ト（３−３）に連通ずる負荷圧センシング回路、破線（
３９）もシャトル弁（２５）（２６）（２７）等を経て
右側のポート（３−３）に連通ず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、オリフィス（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（（４
１−１）〜（４１−３）は第１．０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）、（４３）＆まポンプ（２）の吐出回路、（
４４）はパケットシリンダ、（４５）ハズームシリンタ
、（４６）ハアームシリンタ、（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）は走行用カウンタノζ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）はフィルター、（５８）はフィルターバイ
パスリリーフ弁、（５９）はオイルクーラ、（６０）は
クーラバイノミスリリーフ弁、（６１）はサクションス
トレーナである。なお切換弁（６）（力（８）は作動油
供給回路が並列になっているので、第６図では（６）（
力（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
上及び切換弁（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）　（
１のは優先側（優先の意味については後述する）に入っ
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ノミランス弁（
５１）旋回用カウンタバランス弁（５２）減衰用絞り（
５３Ｘ５４）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。またフィルタ（５７
）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、ノ２イノでスリリ−７弁（５８Ｘ
６０）サクショ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、切換弁ボディの加工穴の狭隘部、油通路臼
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。

従っ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１−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（・こと力を多い。シャトル弁
（２４Ｘ２７）の左右の回路が同圧で、リリーフ弁（４
の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（６２Ｘ６３）である。

（６４）はシャトル弁、（６５）はチェック弁である。

絞り（６２Ｘ６３）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）　（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ェ
ック弁（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、（３−１３１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
クチュエータシリンダ、（３−６）はアクチュエータピ
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
）は馬力設定用ノζネ、（３−１１）はメータリングス
リーブζ　（３−１２）はポンプ容量フィードバックリ
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）は優先弁ボディ、（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
プール中央ラント９角と優先弁ボディ（４−５）とで構
成される油通路のうち、ボー）　（４−１）と、Ｉｒ−
）（４−幻とを継ぐ方を（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、同径であっ
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Ｉ７１７−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
）はリリーフ弁ボディ、（４１−５）はリリーフ弁ボデ
ィ（４１−４）に摺動自在に装着されたポはット、（４
１−６）はポはット（４１−５）を押すバネ、（４１−
７）はバネ（４１−６）の押し力を調節するボルト、（
４１−８）はポル）　（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４−ト、（
４２−２）は戻りポート、（４２−３）は負荷圧印加ポ
ート、（４２−４）はサージ弁ボディ、（４２−５）は
ボディ（４２−４）に摺動自在に装着されたポペット、
（４２−６）はポペット（４２−５）を付勢するバネ、
（４２−７）はバネ（４２−６）７）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
）を固定するだめのナツトである。バネ（４２−６）の
付勢力に相当する油圧ＡＰ　Ｓ　Ｇ　（ｋｐｆ／ｃＩｒ
Ｌ２）　（（２［）式参照）は第７図の差圧設定用、４
ネ（３−１４）の付勢力に相当する油圧ＡＰ　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ＩＪ　ＩＪ−フしないように
して置く。

次に前記油圧ショ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ＩＪ　ＩＪ−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　（ｋｙｆ／ｃ
ｎＬ２）とし、ポート（３−３）に印加される負荷圧を
ＰＬ（ｋｐｆ〆扇２）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／ＣＩ
ｒＬ２）の印加面積をＡＰ（ｃｒＩＬ２）とすれば、Ｐ
−ＡＰ（ｋｌ？ｆ）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（ゆｆ）
Ｋ対してＰ−Ａｐ）Ｆｓ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−Ａｐ（Ｆｓ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＝Ｆｓ　　　・・・・・・（１）方へ押す力
は、Ｐ　（ｋｇｆ〆薄２）の印加面積なＡｔ（ぼっとす
れば、Ｐ−Ａｘ（ｋｇｆ）であり、差圧設定用バネ（３
−１４）の圧縮に対する反発力をＦｚ（ｋｇｆ）、ＰＬ
（ｋｇｆ／ｃＷＬ２）の印加面積をＡ２（儂２）とすｔ
ｔハ、メータリングスプール（３−１３）を左方へ押す
力はＰＬ−Ａ２＋Ｆ２となる。Ｆ−ＡＩ＞ＰＬ−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−ＡＩ＜ＰＬ−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＝ＰＬ−Ａ２＋Ｆ２　　　・・Ｏ・・・＋２Ｊ
（２）式を変形して（３）式を得る。

説明を簡単にするため、Ａ２＝ＡＩ、Ｆ２／ＡＩ＝ＡＰ
Ｌとして次の（４）式を得る。

Ｐ＝Ｐｂ＋ΔＰＬ　　　　　　　　　・・・・・・・　
（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＜ＰＬ＋ＡＰＬ、すなわち、負荷
圧押し付けられて■位置になっ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／ｍ２）のみ低下したとすると、Ｐ・Ａ
Ｐ＜ＦＳ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
ュエータピストン（３−６）の左端面油室はタンク（５
５）に通ずる。他方、アクチュエータピストン（３−６
）の右端面油室には、Ｐ　（ｋｇｆ／ｃｍ２）が印加さ
れており、さらにノζネ（３−７）の付勢力が加わって
いるので、アクチュエータピストン（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−回転当りの吐出容量Ｖ　（ｃ７ｎ３／ｒｅｖ）を
増大させる。するとフィードバックリンク（３−１２）
によりアクチュエータピストン（３−６）に結合された
メータリングスリーブ（３−１１）もアクチュエータピ
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１位置になり、またこの位置になるとア
クチュエータピストン（３−６）は静止して平衡状態と
なる。逆に平衡状態からＰ　（ｋｇ　ｆ／ｃＩｎ２）の
みが上昇したとすると、Ｐ−Ａ：ｐ＞Ｆｓ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、アクチュエータピストン（３−６
）の左端面油室にはＰ（ｋｇｆ／ｃｒｒＬ）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
トンロッド断面積だけ大きいので、アクチュエータピス
トン（３−６）を右方に押す力が、左方に押す力に打勝
つと、アクチュエータピストン（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
−回転当りの吐出容量Ｖ（ＣｒｒＬ３／ｒｅｖ）を減少
させる。するとフィードバックリンク（３−１２）によ
りアクチュエータピストン（３−６）に結合されたメー
タリングスリーブ（３−１１）もアクチュエータピスト
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１位置になり、またこの位置になるとアクチ
ュエータピストン（３−６）は静止して平衡状態となる
。このようにＰ（ｋｇｆ／ｃＩｆＬ２）が低下すると、
Ｖ　（ｍ３／ｒｅｖ）が上昇、ＰＣｋ＆ｆ／ｃｒｒｔ　
）か上昇すると、Ｖ　（ｃ＋ａ３／　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が折れ線になっているのは、馬力設定用
バネが（３−９）（３−１０）の２本によって構成され
ているためであり、馬カ一定の双曲線に出来る限り近づ
げ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Ｂ
ｅＤの勾配、折れ点位置等は、Ｐ　（ｋｇ　ｆ／ｃｒｎ
２）の印加面積ＡＰ（ｃＩｒＬ２）、馬力設定用−擲（
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）の内部のストッ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。０は原点とす
る。

以上、負荷圧感知メータリングスプール（３−１３）が
常に１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Ｐｂ（ｋｇｆ／ｃＩｎ２）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　（ｃｒＩＬ”　／ｒ６ｖ）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ＡＰＬ（ｋｇｆ／ｃ
Ｉｎ２）だけ高い点をＧとする。０点よりＯＡ線に対し
平行に描いた線と折れ線ＢＣＤとの交点をＨ，５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（ｃｒｒＬ３／ｒｅ■）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■位置になっている。いま、ポンプ（２）
の吐出圧Ｐ　（ｋｌｉ’ｆ／ｃｒ／Ｌ２）かに点よりも
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、アクチュエータピストン（３−６）は
右方へ移動して、切換弁が必要とする５点の■（（７）
３／ｒｅｖ）よりも低減するため、Ｐ　（ｋｇｆ／ｃｒ
ｒＬ２）が低下してに点に戻る。逆にポンプ（２）の吐
出圧Ｐ　（ｋｇｆ／ｃｍ”　）かに点よりも低いと、負
荷圧感知メータリングスプール（３−１３）は■位置と
なり、アクチュエータピストン（３−６）は左方へ移動
して、切換弁が必要とする５点の■（ＣｒＩＬ３／ｒｅ
ｖ）よりも上昇スルタメ、Ｐ　（ｋｇｆ／ｍ２）が上昇
してに点に戻る。すなわち、負荷圧Ｐ　Ｌ　（ｋｇｆ／
ｃＷＬ２）がＦ点、切換弁が必要とするＶ　（ＣｎＬ３
／ｒｅｖ）がＪ点トスルト、＝Ｎ　ｙ　フ（２）ハ負荷
圧感知メータソングスプール（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　（ｃＭｔ３／　ｒｅｖ）の
値が上昇して、Ｋ点がＨ点に重なったときは、馬カ設定
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１位置となり、折れ
線ＢＣＤで設定された馬方でポンプ（２）が稼動するこ
とになる。次にに点が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、アクチュ
エータピストン（３−６）の左端面油室にはＰ　（ｋｇ
ｆｙ’ｃｍ２）が印加されることになり、アクチュエー
タピストン（３−６）は右方へ移動し、切換弁が必要と
するｖ（ｃｒｒＬ３／ｒｅｖ）より低下してしまうので
、ポンプ（２）は吐出圧Ｐ（ｋｇｆ／ｃ／ｒＬ２）をＧ
点の値に保持し得す、Ｋ１点よりＯＥに平行に描いた線
と折れ線ＢＣＤとの交点に２点に移動してしまう。

Ｋ２点においては、Ｐ＜ＰＬ＋ΔＰＬ　　であるので、
負荷圧感知メータリングスプール（３−１３）は１位置
となり、馬力設定用メータリングスプール（３−８）は
１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上のに２点では負荷圧感知メータリングスプ
ール（３−１３）が■位置になっているので、上述の仮
定で説明上に証劇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、０ＡＢＣＤＥ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）　（４（）には、Ｐ（Ｉｙｆｚ蒲２）が
印加されている。優先側ポート（４−２）の圧力をＰ　
１　（ｋｇｆ／ｃｒｆＬ２）とし、非優先側ポート（４
−３）　（７）圧力をＰ　２　（ｋｇｆ／Ｃｍ２）とす
る。負荷圧印加ポート（４−４］Ｃ＋ｉ、Ｐ　Ｌ　（ｋ
１１ｆ／ｃｍ２）が印加されている。

メータリンゲスゾール（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
力なＦｚｓ（ｌｙｆ）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Ａ　ｕ、　（
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、ＡｕＰ
　１　（ｋｇｆ　）となり、Ｅ方へ押す力は、ＡｕＰＬ
＋Ｆｚｓである。

平衡状態において両者は相等しいので、フローフォース
を無視すると、下式が成立する。

ＡｕＰｘ＝ＡｕＰｂ＋Ｆ２ｓ　　　＝−・・・　（５）
両辺をＡｕ　で割る。

Ｐ１＝ＰＬ＋ΔＰＩＬ　　　　・・・・・・（６）Ｆ２
Ｓ　　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、ΔＰｚ
ｂもそれに伴って増減するが、差圧設定用バネ（４−８
）のノ２ネ定数を小さ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）（４−１
４）の通路面積を各ｈ　ａ　１（ｃｍ２）　、ａ２（Ｃ
ｒＩＬ２）とし、ポート（４−１）に投入される作動油
流量をＱ　（ｃｍ３／５ｅｃ）、ポート（４−２）（４
−）から流出する作動油流量を各々Ｑ　１　（ｃｒＩＬ
３／ｓｅｃ　）　＋　ｑ　２　（ｃＩｒＬ３／５ｅｃ）
とすると、下式が成立する。

ｑ＝Ｃ１１＋Ｑ２　　　・・・・・・　（８）ｑ＝ｎＶ
ηＶ　　　　　　　・・・−・００Ｃ工二油通路４−１
３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（ｋｇ　ｆ／ｍ３／　
（釧／ｓｅｃ　２）　）＝（ｋｇｆ−ｓｅｃ　７ｃｍ　
） ０１、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ｒ　ｅｖ／ｓ　ｅ　ｃＶ
　：ポンプ（２）の−回転当りの吐出容量ｃｒｎ　／ｒ
ｅｖη　：ポンプ（２）の容積効率 ■ ただしく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）Ｃ０）式にお（・て
、ｑｌｌＱ２はよく知られた単純なオリフィスの式によ
り表わされると仮定した。

次に優先弁（４）の優先機能につ℃・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）カ
静止シテオリ、ｉｉＰ、　Ｐｔ、　Ｐｚ（ｋｇｆ／ｃ＋
ｙｔ２）とｑｔ　Ｑ　１　ｖ　Ｑ　２　（ｃｒｒＬ３／
５ｅｃ）とａｔ、ａｚ（ｃｍ２）等カーある平衡値を保
っているとする。この平衡状態を第１２図上にプロット
し、第）１２図での説明との混同を避けるために、第１
５図に新い・図を描く。

第１３図においてもＰＬ（ｋｇｆ／ＣｒｆＬ２）をＦ点
、Ｐ　（ｋ１Ｈ／ｃｒｒＬ２）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。

００式にｑ。

ｑ’　＋　ｑＺ　（ｍ３／５ｅｃ）を代入シテ得うレル
Ｖ、　Ｖｌ。

Ｖ　２　（ｃｍ３／ｒｅｖ）をＬＧ＝Ｖ　１．ＭＬ＝Ｖ
２．ＭＧ＝Ｖになるようにり、Ｍ点をＧＨ線上にプロッ
トする。いまＰ　１　、　Ｐ　２　（ｋｇｆ／ｃｒＩＬ
２）が一定のまま、ポート（４−２）よりも下流の切換
弁がＬＧ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）の吐出ホードとポー）　（
４−１）との間の回路（４３）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　（ｋｌｉ’　ｆ／ｃＩｒＬ”　）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っているので、実際にはＰ　（ｋ
ｇｆ／ｃ１ｎ２）が低下しないように、ポンプ（２）は
吐出量を増す。ｑｌ　（ＣｆｌＬ”　／５ｅｃ）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Ｐｌが低下しく５）式
の等号が成立しなくなり、ＡｕＰ　１（ＡｕＰ　Ｌ＋Ｆ
　２　Ｓ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、ａｌ（ＣｆｌＬ２）を増大させるこ
とにより、Ｐｌの低下を幾分回復した点で再度メータリ
ングスフ−＃　（４−６）ハ平衡に達する。Ｐ　２　（
ｋｙ　ｆ／ｃ＊２）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、ａ　２　（ｃｒｒｔ
２）が低下した割合だけ（１０）式によりｑＺ（ぼ３／
５ｅｃ）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Ｃ２（ＣｆｌＬ２）の
変化割合を小さく取れば、このＱ　２　（ｃｒｒＬ３／
５ｅｃ）の低下量は比較的小さくすることカテキル。こ
のｑｔ、　ｑＺ　Ｋエフ）Ｖ＝ＶＢ−Ｖ２が大きくなり
、第１６図のＭ点がＨ点に一致した後、更にｑ　１　（
（ｚ３／５ｅｃ）を増加させた場合、第７図のポンプコ
ントロール（３）の作用で説明したようにポンプ（２）
の吐出はＨ点からＢＨ綾線上沿うことになるので、ポン
プ（２）の吐出圧Ｐ（々ｆ／ｃＩｒＬ２）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Ｑ　１　（ｃＩｒＬ３／５ｅｃ）
を確保するためにＰｌ（ｋｇｆＸ襄２）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、Ｆｚｓ（ｋｇｆ）が幾分減少し
、ａｌ（ＣｆｌＬ２）が増大し、Ｐ　ｔ　（ｋｐｆ／ｃ
ｒｒＬ２）の低下を幾分回復し、新たに平衡状態に達す
ると同時にＣ２（ｃｎ２）を減じ、ｑＺ（ｃＩｒＬ３／
５ｅＣ）の流量を低下させることにより、優先側の流量
ｑ　ｓ　（ｃ＋＋ｔ３／５ｅｃ）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ＬＧ＝Ｖ１の大き
さから出発してｖｌを次第に大きくすると、ＭＬ押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■１を増大すると、はぼｖｌの増大した分だ
け■２が減少し、Ｌ点が上昇してＨ点に一致すると、Ｖ
２’５０　（ｃ／ｒＬ３／ｒｅｖ）になる。これにより
優先側の流量なｑ　１（ｃｒｒＬ”　／５ｅｃ）とする
と、非優先側に供給し得る流量ｑ２（Ｊｓｅｃ）の最大
値はＬＨｘｎη７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
的な機能によって得られるわけであるが、優先弁単体の
機能としては（６）式から知れるように（Ｐｉ−ＰＬ）
をほぼ一定のΔＰＩＬ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ΔｐＨ。

の変動を小さくすれば、（ＰＩ−ＰＬ）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
側ホー）（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Ｐ　２　（ｋｇｆ
／ｃｒｒＬ２）、流量ｑ２（ｃｒｒＬ３／５ｅｃ）とし
、ホード（５−２）ノ油圧ヲＰ　ａ　（ｋｇｆ／ｃＩｒ
Ｌ２）、流出する流量Ｑ　３　（ｃｍ”　／５ｅｃ）　
　とする。また差圧設定用バネ（５−８）の付勢力をＦ
１ａ（ｋｇｆ）とし、メータリングスプール（５−６）
の右端面面積をＡ３（ＣＩ！Ｌ２）とすると、定常状態
では（５）式と同様に、下式が成立する。

Ａ３Ｐ３＝Ａ３ＰＬ＋Ｆ３Ｓ　　　＝　（１２）両辺を
Ａ３で割る。

Ｆｓｓ Ｐ３＝ＰＬ＋□ ３ ＝ＰＬ＋ΔＰ３Ｌ　　　　・・・・・・峙また連続の式
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が単純なオリフィス
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（ｃｒｒＬ２）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、ＰＬ、　Ｐ　２　（）ｃＢ／ｃｔｒ
ｔ２）一定のまま、ｑ　３　（Ｃ１ｒＬ３／５ｅｃ）を
増大すると、００式からＰ３（ｋｇｆ／ｃｒＩＬ２）が
低下するので、平衡式ａり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、Ｆｓｓ（ｋｇｆ
）が幾分減少し、Ａ３（ＣｒｆＬ２）が増大し、Ｐ３（
ｋｇｆ／ｃＩｒＬ２）の低下が幾分回復して、再度新し
い平衡状態に入っ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Ｆｓｓ（ｋｇｆ）が低下するため、ａり〜（１４
）式から知れるようにΔＰ３Ｌも低下するが、差圧設定
用ノζネ（５−８）のバネ定数を小さくＡ３（ｃｍ２）
を大きく構成すれば、ΔＰ３Ｌ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、０６）式
中の（Ｐ　２−Ｐ　３　）　（ｋｇｆ／（Ｘ２）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　（ｃｍ３／５ｅｃ）の増減に見合っ
てａ　３　（ｃＭＬ、”　）を増減して、（Ｐ２−Ｐ３
　）　（ｋｇｆ／ｃｍ”　）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（４１）に
ついて説明する。、ｌｒ　−）　（４１−１）に印加さ
れる旋回モータ負荷圧をＰ　Ｌ　Ｓ　（ｋｇｆ／ｃｍ２
）、ポート（４１−２）に印加されるブームシリンダ負
荷圧をＰＬＢ（ｋｌ？ｆ／ｃｒｒＬ２）、ポはット（４
１−５）のシート径部の面積をＡ４（儂２）、ポはット
（４１−５）の右端面をＡ５（ｃＲ２）、バネ（４１−
６）の付勢力なＦｓｓ（ｋｇｆ）トシ、フローフォース
を無視すれば、リリーフ時には下式が成立している。

ＦＳＳ＝＝（Ａ４−Ａ５）ＰＬＳ＋Ａ５ＰＬＢ・・・・
・αＤノミネ（４１−６）の付勢力Ｆｓｓ（ｋｇｆ）は
、ポはットのリリーフ時のり７ト行程量が大きくなれば
大きくなる値であるが、はぼ一定値とみなすことができ
る。

このα９式にかかわるＰＬ、Ｓ、　ＰＬＢ　（ｋｇｆ〆
蕪２）の関係をグラフに描くと、第１４図のようになる
。すなわち、ＰＬＢ＝００ときのＰ　Ｌ　Ｓ　（ｋｇ　
ｆ／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／ｃｒＩＬ２）が高
くなると、Ｐ　ＬＳ　（ｋｇｆ／ｃｎ”　）はＢ点に示
すように低くなる。なおＡ点における圧力ＰＬＳ（ｋｇ
ｆ／ｃｍ　）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（５０）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１
．Ｎ　−）　（４２−１）に印加されるポンプ（２）の
吐出圧Ｐ（ｋｇｆ／ｃｒ！Ｌ２）、ボー）　（４２−３
）に印加される負荷圧ＰＬ（ｋｇｆ／ｃｍ２）、ポＳ７
ト（４２−５）がシートしている状態のときのバネ（４
２−６）の付勢力をＦｓＧ（ｋｇｆ）、ポペット（４２
−５）のシート径面積と摺動径部面積とをＡｓＧ（ｃＩ
ｒＬ２）とすると、下式が成立するときには、ボペッ）
　（４２−５）はボディ（４２−４）にはシートしてお
らず、クラック状態となる。

ＡＳＧＰ＞ＡＳＧＰＬ＋ＦＳＧ　　　・・・・・・０樽
ＳＧ Ｐ＞ＰＬ＋− ５Ｇ Ｐ）Ｐｂ＋ΔＰｓＧ　　　　　山・・・０！３ＳＧ ただし　ΔＰｓａ＝−・・・・・・（２）ＡｓＧ すなわち、ポンプ吐出圧Ｐ　（ｋｇｆ／ｃｒｎ２）は（
Ｐ　Ｌ−１−ΔＰ　Ｓ　Ｇ　）　（ｋｇｆ／ｃ１ｎ２）
以上になるとポペット（４２−５）が浮上り、ＩＪ　Ｉ
Ｊ−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図の油圧ショ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。

（Ｉ）　　切換弁（６）（７）（ａ）（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、シャツトル弁（２２Ｘ２３）及び（２４）を経て
負荷圧印加ポー　）　（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）ノ吐出圧Ｐ　（ｋｇｆ／
ｃｍ　２）は第７図の説明により（４）式を満足するノ
テ、Ｐ＝ΔＰ　Ｌ　（ｋｇｆ／ｃｒｎ２）となる。

ΔＰ　Ｌ　（ｋｇｆ／ｃＩｒＬ２）に差圧設定用バネ（
３−１４）の付勢力Ｆｚ（ｋｇｆ）をＡＩ（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）（力（８）（９）のすべてが中立位置に
あるので、切換弁（６）（力（８）（９）を通る作動油
は洩れ以外はゼロである。すなわち、ぞンプ（２）はＰ
　Ｌ　（ｋｇｆ／ｃＩｒＬ２）なる低吐出圧で吐出し、
そのとき、吐出流量は回路（４３）に継がる油圧機器の
洩れを補充して、回路（４３）の油圧をＰＬ（ｋｇｆ／
ｃＩｒＬ２）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。

（Ｉｔ）　　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（力を操作してパケットシリンダ
（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　（ｋｇｆ／ｃｍ”　）とすると、
この負荷圧Ｐ　Ｌ　（Ｘ’ｆ／ｃｒｒＬ２）はオリフィ
ス（３１）シャトル弁（２３Ｘ２２Ｘ２４）負荷圧セン
シング回路（３８）を経て負荷圧印加ポー）　（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）弐Ｐ＝ＰＬ＋ΔＰＬなる吐出圧Ｐ（ｋｇｆ
／ｃｒｆＬ２）で吐出する。このＰ　（ｋｇｆ／ＣｎＬ
２）は優先弁（４）のポンプ吐出圧供給ポー）　（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Ｐｌ（ｋｇｆ／ｃｒｆＬ２）は（
６）弐Ｐ１＝ＰＬ＋ΔＰＩＬ　　に維持されるので、負
荷保持用チェック弁（１４）を経て切換弁（力のポート
（７−１）に印加される圧力Ｐ　１（ｋｙｆ／ｃｒ／１
２）と切換弁（７）の、ｔＦ　−）　（７−２）の圧力
（すなわちパケットシリンダ（４４）への供給圧力）　
Ｐ　Ｌ　（ｋｇｆ／ｃ１ｒｔ２）との差圧がほぼ一定値
のΔＰ　Ｉ　Ｌ　（ｋｇｆ／ｍ２）になる。ポート（７
−１）からポー）　（７−２）に流れるときの切換弁（
力の開口面積をａ１２（ｃＴＬ２）とし、その流量ｑ１
２（ｃＷＬ３／５ｅｃ）が単純なオリフィスの式により
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 （２Ｉ）式から知れるように切換弁（力を通る流量ｑ１
２（ｃｒｆＬ３／５ｅｃ）はほぼ切換弁（力の開口面積
ａ１２（ｃｍ２）に比例することになり、負荷圧Ｐ　Ｌ
　（ｋｇｆ／ｃｒＩＬ２）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。またパケットシリンダ（
４４）の負荷圧ＰＬ（ｋｇｆ／ｃＩＩＬ２）が上昇して
、回路圧設定用ＩＪ　ＩＪ−フ弁（４０）の設定以上に
なると、リリーフ弁（４ｏ）がリリーフし、負荷圧°設
定用縁り（３１）より下流のシャツトル弁（２３Ｘ２２
Ｘ２４）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（４ののリリーフ圧Ｐ　ＬＯ（ｋｌｉ
’ｆ／ｍ２）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　Ｌ　Ｏ（ｋｇｆ／ｃｗｔ２）より高圧になる
。（４）式のＰＬにこのＰｒ、ｏを代入し、ポンプ（２
）の吐出圧Ｐ　（ｋｇ　ｆ／ｃｗＬ”　）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、アクチュエータピ
ストン（３−６）は右方へ移動して、ポンプ（２）の■
（ＣＴＬ３／ｒｅｖ）が急激に減少する。

Ｐ＞ＰＬＯ＋ΔＰＬ　　　・・・・・・　　（２２１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、アクチュエー
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、（わ
式が成立すると、負荷圧感知メータＩＪ　ｙゲスプール
（３−１３）のみが右方へ移動するため、アクチュエー
タピストン（３−６）の左端面油室圧力が上昇し、アク
チュエータピストン（３−６）は右方へ移動して、ポン
プ（２）のＶ　（ｃＩｒｔ３／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、アクチュエータピストン（３−
６）の左端面油室はポンプ（２）の吐出圧Ｐ　（ｋｇｆ
／ｃＩＩＬ２）となり、アクチュエータピストン（３−
６）は右方行程限まで行程してポンプ（２）の■（ｍ３
／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＝Ｑ
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Ｏ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点でばＶ＝Ｑ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（力（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（力と（９）との同時操作を
説明する。パケットシリンダ（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／ｃ１ｒＬ２）は、シャツトル弁（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　（ＩＱ？ｆ／ｃＩ
ｒｔ２）で吐出する。このＰ　Ｌ　（ｋｇｆ／ｃＩｒＬ
２）　、　Ｐ　（ｋｐｆ〆扇２）をふたたび、第１３図
のＦ、Ｇ点とし、パケットシリンダ（４４）及びアーム
シリンダ（４６）に供給される作動油流量をＱｌ、　ｑ
２とし、とのｑｌ、ｑ２を００式に代入して得られるＶ
ｌ、Ｖ２を第１３図のＣＬ、ＬＭ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（。

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。ΔＰＩＬ（ゆｆ／ｃＩＩＬ２）は（７）
式で示すようにほぼ一定値であるので、ＣＤ式から知れ
るようにｑ１２＝ｑ１　は増大する。この間ＬＭ＝Ｖ２
はほぼ一定値を維持するので、はぼｖｌが増大した分だ
けＧＭ＝Ｖは増大するが、Ｍ点がＨ点に一致した時点よ
りさらに■１を増大すると、はぼｖｌの増大した分だけ
■２が減少し、Ｌ点がＨ点に一致すると、Ｖ２＝Ｑとな
る。あるいは、第１６図の状態から、切換弁（９）の操
作量を増して、ＬＭ４Ｖ２のみを増大させると、ＧＬ＝
Ｖ１はほぼ一定値を維持しながら、ＧＭ＝Ｖは増大する
が、Ｍ点がＨ点に一致した時点よりさらに■２を増大し
ようとしても■２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。

■　アクチュエータ（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ュエータ
（４４）〜（４７）が稼動している状況において、アク
チュ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９に当った場合には、アクチュエー
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ＡＢＯＤＥ線上に沿っ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、瞬間的にはアクチュエータが
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（４３）
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（ｋｇｆＡＭＬ２）
がα９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ュ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油も同様に、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　（ｋｇｆ／ｃｍ２）は０である。

（１）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。

６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（力と（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ＰＬ（ｋｌ？　ｆ／ｍ２）とすると、このＰ
　’Ｌ　（ｋｇｆ／Ｃｒｎ２）はシャツトル弁（２３Ｘ
２２Ｘ２４）及び負荷圧センシンダ回路（３８）を経て
負荷圧印加ポー　）　（３−３）に印加されるので、ポ
ンプ（２）は（４）式を満足するＰ　（ｋｐｆ／ｃｍ２
）で吐出することになる。優先弁（４）の働きにより、
ポー）　（４−２）の油圧は（６）式を満足するＰ　１
　（ｋｇｆ／ｃｙｘ　）に維持される。しかしポー　）
　（４−２）から切換弁（力と（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（２Ｉ）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、０９式に示すｑ１２が２Ｌ１２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）（１１Ｘ１２Ｘ１３）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（１
２）（１３）が接続されているので、切換弁（１０）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（１２）と（１３）も圧力補償弁（５）に並列
に接続されているので、同上のことが云える。

旋回モータ（４８）は、油圧ショベルの上部旋回体（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
スオーツζＩＪ　リーフ弁（５のの設定圧は、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（４の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（５ｏ）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。

（ＶＩ）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、勢いかつ（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　）　（３−３）に
印加される負荷圧Ｐ　Ｌ　（ｋｙｆ／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／ｃＩｒＬ）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　Ｌ　Ｓ　（ｋｙｒ／ｃｎ２）は第１４
図のＡ点の値となる。このＡ点での設定圧ＰＬｓＡ（ｋ
ｇｆ／ｃｒｆＬ２）は回路圧設定用ＩＪ　ＩＪ−７弁（
４０）の設定圧Ｐｔ、ｏ（ｋｇｆ〆−２）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（４
１）のリリーフ設定圧ＰＬｓＡ（ｋｇｆ／Ｃｒｎ２）と
なる。他方、ポンプ（２）の吐山王Ｐ　（ｋ＆ｆ／Ｃｒ
ｒＬ２　）は、絞り（３５）の圧力損失分だけｐ　Ｌ　
Ｓ　Ａ　（ｋｙｆ／ｃｒｒＬ２）よりも高圧になるので
、（４）式のＰＬの代わりにＰＬＳＡＯ値を代入し、Ｐ
＞ＰＩＪＳＡ＋ΔＰＬ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　（（Ｘ３／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　（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、ズーム（図示せず）持上
げ旋回を行なった場合、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　Ｌ　ｓ　（ｋｇｆ／ｃｒｒＬ”　）はより低い値
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）の操作量に見合った（２Ｉ）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）　
（４−３）及び切換弁（１３）を経由してズームシリン
ダ（４５）へ供給することにより、ブーム持上げを早め
る。加速し終って定常速度で旋回する状態においては、
旋回負荷圧Ｐｒ、ｓ（ｋｇｆ／ｃｒｒＬ２）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、０１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士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ョベルの油圧回路の
全体的がどのように機能するかを説明する。

（１）掘削時。

掘削時には主にパケットシリンダ（４４）　ドア　−ム
シリング（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。パケットシリンダ（４４）を作動させるには
、切換弁（力を操作すればよい。切換弁（７）と（９）
とは左系列に入っているが、パケットシリンダ操作用切
換弁（７）の方が優先側になっているので、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
ってパケットシリンダ（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。また壁面押し付は掘削も旋回がズーム、アーム
に対して優先側にあるため、ズーム、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。

（ＩＫ）　　ズーム持上げ旋回時。

ズーム持上げ旋回時には、ブームシリンダ（４５）と旋
回モータ（４８）とが同時に作動する。ズームシリンダ
（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
ズームシリンダ（４５）の作動に対して優先となるが、
ブームシリンダ（４５）の負荷圧の影響は受け、ズーム
持上げ旋回時のパケットの軌跡をダンゾ積込みに適する
ように設定することができる。

（Ｘ）排土時。

パケット（図示せず）内の土を排上するときには、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）　　ズーム持上げ旋回時。

旋回操作用切換弁（１１）はズーム操作用切換弁ＯＪに
対して優先になっており、ズーム下げ時には、ズームシ
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（作動できて、操作独立性がよい。

本発明の油圧ショばルの油圧回路は前記のように（Ｉ）
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ュエータ負荷圧ＰＬ＋α
１（＝ｚｅ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
チュエータ負荷圧をゼロになるように構成したので、バ
イノξスポート（Ｐ−＋Ｒ）をなくし、切換弁の中立状
態でのノミ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（すことができる。（ＩＤ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って、その
馬力損失もなくなる。（２）切換弁にバイパス＄−）（
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、（ｆｆ）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げており、掘
削作業時には、パケッ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パケットシリンダへ優先して供
し、右側ポンプ（２）は圧油な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、油圧ショは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図は従来の油圧ショベルの油圧回路図、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６
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ュエータへの流量−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
油圧ショ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１２．１６
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図は旋回回路圧とズ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）・・・浸先型圧力
補償弁、（６）（１０）・・・走行モータ操作」切換弁
、（力・・・バケットシリンダ操作用切換弁、（８Ｘ１
３）・・・ブームシリンダ操作用切換弁、（９Ｘ１２）
・・・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
換弁ブロック、（１０）〜（１３）・・・第２の切換弁
ブロック、（４１）・・・リリーフ弁、（４４）・・・
パケットシリンダ、（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。 復代理人　弁理士開本重文 外２名 ＬＬ）−５５ 尤７図 骨８図 ７１″ｑ図 牙ＩＱ（］ 米＋１［］ ボンフ０のυｉ出ｈＰ（Ｋ１１１ｃｍ２）大１２図 ボンフ１Ｕｋ’ｆＪ＋　　Ｐ（Ｋ１１７ｃｍ。 第１３図 アームシリング貞＄ｒ圧Ｐ 米１４図 ７ と 一〇＞−＋ Σ恍 一−−’　　６３ ”乞 一］ 第１５図 ｔ８（”ｊｆｋｍ’） ０

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. 負荷圧感知機構及び　馬カ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５ムシリング操作用切換弁及びパ
   ケッ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の切換弁ブロックに供給し、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、旋回モニ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の切換弁ブロックに
   供給する油圧ショ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、それに従ってリリーフ
   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！Ｊ！ｊ−７して高い旋回起動力で稼動し、旋
   回モータとブームシリンダとを同時に操作してズームシ
   リンダの負荷圧が高いときにはそれに従って低い圧力で
   Ｉ７　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
   圧ショベルの油圧システム。