WO2016194417A1

WO2016194417A1 - 作業機械

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Publication number: WO2016194417A1
Application number: PCT/JP2016/055723
Authority: WO
Inventors: 自由理清水; 哲平齋藤; 平工　賢二; 悠基秋山; 宏政高橋
Original assignee: 日立建機株式会社
Priority date: 2015-06-03
Filing date: 2016-02-25
Publication date: 2016-12-08
Also published as: US10655740B2; EP3306111A4; CN107614894B; JP6476074B2; US20180135764A1; EP3306111B1; CN107614894A; EP3306111A1; JP2016223601A

Abstract

閉回路システムにおいて、片ロッドシリンダにかかる負荷が反転する時でも良好な操作性を実現し、小型で大流量に対応したフラッシング弁を備えた作業機械を提供する。　フラッシング弁は、弁本体と、弁本体の内部の配置された位置によって、第１流路と第３流路を接続するか、第２流路と第３流路を接続するか、第１流路と第２流路と第３流路の間を遮断するかを選択可能とするスプールと、弁本体の内部に設けられ第１流路からの作動油が流入する第１液室と、第１液室に流入した作動油を押圧し、第１液室の油圧によりスプールを第２流路と第３流路が接続する位置に移動させる第１ピストンと、弁本体内部に設けられ第２流路からの作動油が流入する第２液室と、第２液室に流入した作動油を押圧し、第２液室の油圧によりスプールを第１流路と第３流路が接続する位置に移動させる第２ピストンとを備えた。

Description

作業機械

　本発明は、作業機械に係り、更に詳しくは油圧ショベルなどの油圧駆動制御装置を備えた作業機械に関する。

　近年、油圧ショベルなどの作業機械において、油圧シリンダなどの油圧アクチュエータを駆動させる油圧回路内の絞り要素を減らし燃料消費率を低減する為に、油圧ポンプなどの油圧駆動源から作動油を油圧アクチュエータへ送り、油圧アクチュエータで仕事を行った作動油をタンクに戻さず油圧ポンプへ戻すように接続した油圧回路（以下、閉回路という）の開発が進められている。

　本技術分野の背景技術として、特開昭５９－２０８２０５号公報(特許文献１)がある。この公報には、油圧閉回路内の余剰流量を排出するフラッシング弁において、接続先を選択するスプールを駆動させる力を発生させるための、片ロッドシリンダのロッド側の流路に接続された第１受圧部とヘッド側の流路に接続された第２受圧部を備え、第２受圧部の受圧面積を第１受圧部の面積より大きく設定したものが記載されている。

　このようなフラッシング弁を備えることにより、片ロッドシリンダ内の圧力バランスが瞬間的に変動する場合でもフラッシング弁の切り換わりが安定化し、片ロッドシリンダを滑らかに駆動させることができる。

特開昭５９－２０８２０５号公報

　一般に、フラッシング弁は、油圧閉回路の応答性を上げるため、アクチュエータの負荷方向が反転する時、特に無負荷状態になると、全てのポートの接続を遮断する。片ロッドシリンダが無負荷状態では、ヘッド室受圧部の面積がロッド室受圧部の面積より大きいため、ヘッド室圧よりロッド室圧が高くなる。

　特許文献１には、フラッシング弁の第１受圧部と第２受圧部の面積比を、片ロッドシリンダのヘッド室受圧部とロッド室受圧部の面積比と同じになるように形成したフラッシング弁が示されている。この場合、片ロッドシリンダのロッド室圧とヘッド室圧が釣り合っている状態において、フラッシング弁のスプールに第１受圧部からかかる力と第２受圧部からかかる力とが釣り合う。また、このときに、全てのポートの接続を遮断する位置にスプールを維持するためのばねが備えられている。

　なお、フラッシング弁の第１受圧部と第２受圧部の面積比と、片ロッドシリンダのヘッド室受圧部とロッド室受圧部の面積比に誤差がある場合には、片ロッドシリンダが無負荷状態において、フラッシング弁のスプールを駆動させる力が発生する。このとき、フラッシング弁の全ポートを遮断する位置にスプールを保つためには、面積比の誤差により生じる力を、ばねをセットする際に与えるプリロードで抑制する必要がある。

　ところで、作業機械である油圧ショベルは、ロッド室とヘッド室の受圧面積比が異なる複数種類の片ロッドシリンダを搭載している。このため、特許文献１に記載されたフラッシング弁を油圧ショベルに適用すると、複数種類の片ロッドシリンダ毎にフラッシング弁を用意する必要があるので、部品が共通化できずコストが上昇するという問題がある。

　また、フラッシング弁を通過する圧油流量を増加するためには、スプールの直径を大きくする必要があるが、これに伴い第1受圧部と第２受圧部の面積も拡大する。第１受圧部と第２受圧部の面積が拡大すると、片ロッドシリンダの無負荷状態における面積比の誤差により生じる力も大きくなるので、上述したばねのプリロードも大きくする必要が生じる。

　フラッシング弁の応答性を上げるために、フラッシング弁のばねのばね定数は低くする必要がある。このため、所定のばね定数を維持して、プリロードを増大するには、ばねの大型化が必要になり、これに伴いフラッシング弁全体が大型化してしまうという問題がある。

　本発明は上述の事柄に基づいてなされたもので、その目的は、油圧ポンプにより油圧アクチュエータを駆動する閉回路システムにおいて、片ロッドシリンダにかかる負荷が反転する時でも良好な操作性を実現し、小型で大流量に対応したフラッシング弁を備えた作業機械を提供するものである。

　上記課題を解決するために、例えば特許請求の範囲に記載の構成を採用する。本願は、上記課題を解決する手段を複数含んでいるが、その一例を挙げるならば、吐出する作動油の流量と方向を制御する流量調整手段を有する一の油圧ポンプと、前記作動油により駆動され、作業装置を駆動する片ロッド油圧シリンダと、前記一の油圧ポンプと前記片ロッド油圧シリンダとを前記作動油が流れる流路で閉回路状に接続した油圧閉回路と、前記作動油を吐出する他の油圧ポンプと、前記他の油圧ポンプの吐出流路に接続されるリリーフ弁と、前記油圧閉回路のうちの前記片ロッド油圧シリンダのヘッド側油室に接続される第１流路と、前記他の油圧ポンプの吐出流路から前記第１流路に前記作動油を供給可能に接続された第１チェック弁と、前記油圧閉回路のうち前記片ロッド油圧シリンダのロッド側油室に接続される第２流路と、前記他の油圧ポンプの吐出流路から前記第２流路に前記作動油を供給可能に接続された第２チェック弁と、前記リリーフ弁を介してタンクに接続される第３流路と、フラッシング弁とを備えた作業機械において、前記フラッシング弁は、前記第１流路と前記第２流路と前記第３流路とに接続された弁本体と、前記弁本体の内部の配置された位置によって、前記第１流路と前記第３流路を接続するか、前記第２流路と前記第３流路を接続するか、前記第１流路と前記第２流路と前記第３流路の間を遮断するかを選択可能とするスプールと、前記弁本体の内部に設けられ前記第１流路からの前記作動油が流入する第１液室と、前記第１液室に流入した前記作動油を押圧し、前記第１液室の油圧により前記スプールを前記第２流路と前記第３流路が接続する位置に移動させる第１ピストンと、前記弁本体の内部に設けられ前記第２流路からの前記作動油が流入する第２液室と、前記第２液室に流入した前記作動油を押圧し、前記第２液室の油圧により前記スプールを前記第１流路と前記第３流路が接続する位置に移動させる第２ピストンとを備えたことを特徴とする。

　本発明によれば、フラッシング弁の接続状態と流量を制御するスプールと、スプールを押圧する２本のピストンとを設けたので、小型で大流量に対応可能なフラッシング弁を備えた作業機械を提供できる。

本発明の作業機械の第１の実施の形態である油圧ショベルを示す側面図である。本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁を含む油圧回路図である。本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁の理想的特性を説明する特性図である。本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁の理想的な領域を説明する特性図である。本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁のばねのセット荷重の一例を説明する特性図である。本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁のばねのセット荷重の他の例を説明する特性図である。本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成する異径ピストンを有するフラッシング弁のばねのセット荷重の一例を説明する特性図である。本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成する異径ピストンを有するフラッシング弁のばねのセット荷重の一例を説明する特性図である。本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁の動作の一例を説明する断面図である。本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁の動作の他の例を説明する断面図である。本発明の作業機械の第２の実施の形態を構成するフラッシング弁を含む油圧回路図である。

　以下本発明の作業機械の実施の形態を図面を用いて説明する。　

　図１は本発明の作業機械の一実施の形態である油圧ショベルを示す側面図、図２は本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁を含む油圧回路図である。

　本実施の形態は、油圧ショベル１００の持つ油圧駆動制御装置内において、各油圧片ロッドシリンダに対して、第１のポンプを閉回路状に接続し、第２のポンプを吐出側が閉回路の流路に、吸入側がタンクになるよう開回路状に接続する。１つの油圧片ロッドシリンダで、閉回路の第１のポンプと開回路の第２のポンプを専有する構成にすることで、他のアクチュエータの圧力の変動に影響を受けず油圧片ロッドシリンダへ流入する流量を適切に制御することが可能となる。この結果、良好な操作性を確保した作業機械が得られる。

　図１において、油圧ショベル１００は、クローラ式の走行装置８を備えた下部走行体１０１と、下部走行体１０１の上に旋回装置７を介して旋回可能に設けた上部旋回体１０２とを備えている。上部旋回体１０２にはオペレータが搭乗するキャブ１０３が配置されている。また、上部旋回体１０２の前側には、フロント作業装置１０４の基端部が回動可能に取付けられている。

　フロント作業装置１０４は、ブーム２、アーム４、バケット６を有する多関節構造であり、ブーム２は油圧片ロッドシリンダからなるブームシリンダ１の伸縮により上部旋回体１０２に対して上下方向に回動し、アーム４は油圧片ロッドシリンダからなるアームシリンダ３の伸縮によりブーム２に対して上下及び前後方向に回動し、バケット６は油圧片ロッドシリンダからなるバケットシリンダ５の伸縮によりアーム４に対して上下及び前後方向に回動する。

　本実施の形態においては、１つの油圧片ロッドシリンダに対して、閉回路ポンプ１台と開回路ポンプ１台を備え、油圧片ロッドシリンダを駆動する際には、閉回路ポンプと開回路ポンプ、および比例弁を組み合わせて流量制御を行うことを特徴とする。

　次に、図２に示す油圧回路における油圧駆動制御装置のシステム構成を説明する。　
　図２において、動力源であるエンジン９の駆動軸は、動力を配分する動力伝達装置１０に接続されている。動力伝達装置１０には、一の油圧ポンプである第１の油圧ポンプ１２と第２の油圧ポンプ１３と他の油圧ポンプであるチャージポンプ１１とが接続されている。

　第１の油圧ポンプ１２と第２の油圧ポンプ１３は、流量調整手段である一対の入出力ポートを持つ両傾転斜板機構と、両傾転斜板の傾転角を調整するレギュレータとを各々備えている。第１の油圧ポンプ１２と第２の油圧ポンプ１３とは、両傾転斜板の傾転角を調整することにより、入出力ポートからの作動油の吐出流量と方向を制御できる。また、圧油の供給を受けると油圧モータとしても機能する。チャージポンプ１１は、タンク２５から油圧回路に圧油を補充する。

　第１の油圧ポンプ１２の一対の入出力ポートには、第１流路である流路２１２と、第２流路である流路２１３が接続さている。第１の油圧ポンプ１２は、流路２１２、２１３をそれぞれ介してブームシリンダ１に接続されることにより閉回路を構成する。

　第２の油圧ポンプ１３の一対の入出力ポートの一方側は、流路２１２に接続されている。第２の油圧ポンプ１３の一対の入出力ポートの他方側は、タンク２５と連通する流路に接続されている。

　チャージポンプ１１の吐出口に接続された第３流路である流路２２９には、チャージ用リリーフ弁２０とチャージ用チェック弁２６、４０ａ、４０ｂが設けられている。チャージポンプ１１の吸込口は、タンク２５と連通する流路に接続されている。

　チャージ用リリーフ弁２０は、チャージ用チェック弁２６、４０ａ、４０ｂのチャージ圧力を調整する。チャージ用チェック弁２６は、流路２１２、２１３の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力下回った場合、流路２１２、２１３にチャージポンプ１１の圧油を供給する。チャージ用チェック弁４０ａ、４０ｂは、流路２１２、２１３の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力を下回った場合、流路２１２、２１３にチャージポンプ１１の圧油を供給する。

　流路２１２と流路２１３とに設けられたリリーフ弁３０ａ、３０ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油をチャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５に逃がして油圧回路を保護する。また、流路２１２と流路２１３とに設けられたリリーフ弁３７ａ、３７ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油をチャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５に逃がして油圧回路を保護する。

　第１流路である流路２１２は、ブームシリンダ１のヘッド側油室１ａに接続されている。第２流路である流路２１３は、ブームシリンダ１のロッド側油室１ｂに接続されている。ブームシリンダ１は、作動油の供給を受けて伸縮作動する油圧片ロッドシリンダである。ブームシリンダ１の伸縮方向は作動油の供給方向に依存する。また、流路２１２と２１３の間に設けられたフラッシング弁３４は、流路内の余剰油をチャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５に排出する。

　次にフラッシング弁３４の構造を説明する。　
　フラッシング弁３４は、第１流路である流路２１２からの圧油が供給される第１のポート３４ｇ１と、第２流路である流路２１３からの圧油が供給される第２のポート３４ｇ２と、タンク２５と連通する第３流路である流路２２９に接続される第３のポート３４ｉと、これらのポートを形成した弁本体３４ａとを備えている。

　また、弁本体３４ａには、スプール穴３４ｆが形成され、このスプール穴３４ｆにスプール３４ｂが挿入されている。スプール穴３４ｆの周囲には、流路２２９につながる第３のポート３４ｉが形成されると共に、これを中央に挟んで図示右側に、流路２１２につながる第１のポート３４ｇ１が形成され、図示左側に、流路２１３につながる第２のポート３４ｇ２が形成されている。スプール穴３４ｆの両側にはスプール穴３４ｆより径大の第１ばね室３４ｊ１，第２ばね室３４ｊ２が設けられていて、第１及び第２ばね室３４ｊ１，３４ｊ２には、スプール３４ｂを押圧する第１ばね３４ｄ１，第２ばね３４ｄ２と第１ばね座３４ｅ１，第２ばね座３４ｅ２と、第１のピストン３４ｃ１と、第２のピストン３４ｃ２とが配置されている。

　スプール３４ｂは、左右の第１及び第２のポート３４ｇ１，３４ｇ２の部分に大径部を有し、第３のポート３４ｉの部分は小径になっている。スプール３４ｂの右端面には、第１のピストン３４ｃ１が摺動自在に嵌合する第１凹部が形成され、スプール３４ｂの左端面には、第２のピストン３４ｃ２が摺動自在に嵌合する第２凹部が形成されている。第１のピストン３４ｃ１と第１凹部との間に第１の油室３４ｈ１が形成され、第２のピストン３４ｃ２と第２凹部との間に第２の油室３４ｈ２が形成されている。第１の油室３４ｈ１は第１のポート３４ｇ１と連通していて、流路２１２からの圧油が流入する。第２の油室３４ｈ２は第２のポート３４ｇ２と連通していて、流路２１３からの圧油が流入する。

　フラッシング弁３４ｂの第１ばね３４ｄ１、第２ばね３４ｄ２と第１ばね座３４ｅ１、第２ばね座３４ｅ２は、図２に示すように、スプール３４ｂを左右から押圧し、第１のポート３４ｇ１と第２のポート３４ｇ２と第３のポート３４ｉとが遮断した状態となる中間位置に保つ機能を有する。

　また、フラッシング弁３４ｂの第１ピストン３４ｃ１は、第１のポート３４ｇ１に連通した第１の油室３４ｈ１の油圧により第２のポート３４ｇ２と第３のポート３４ｉが連通するようにスプール３４ｂを押圧するものである。同様に、第２のピストン３４ｃ２は、第２のポート３４ｇ２に連通した第２の油室３４ｈ２の油圧により第１のポート３４ｇ１と第３のポート３４ｉが連通するようにスプール３４ｂを押圧するものである。

　フラッシング弁３４は、第１のポート３４ｇ１と第２のポート３４ｇ２のうち、圧力が低い側を第３のポート３４ｉに接続する低圧選択弁の機能を持たせる必要がある。ここで、図２に示す１つの油圧片ロッドシリンダに対して、閉回路ポンプ１台と開回路ポンプ１台を備え、油圧片ロッドシリンダを駆動する際に、閉回路ポンプと開回路ポンプ、および比例弁を組み合わせて流量制御を行う油圧システムにおける、フラッシング弁の理想的な特性について図３Ａを用いて説明する。

　図３Ａは本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁の理想的特性を説明する特性図である。図３Ａは、横軸にブームシリンダ１のヘッド側油室１ａの圧力であるヘッド圧Ｐｈを示し、縦軸にロッド側油室１ｂの圧力であるロッド圧Ｐｒを示し、各圧力の組合せにおけるフラッシング弁３４の第１のポート３４ｇ１、第２のポート３４ｇ２、および第３のポート３４ｉの接続状態を示すものである。

　図２に示す油圧回路においては、図３Ａに示すように、ヘッド圧Ｐｈとロッド圧Ｐｒのうち、低圧側の圧力は、チャージ用リリーフ弁２０で調整されたチャージ圧力Ｐｃｈと等しくなるため、理想的には領域Ａ，Ｂ，Ｃで示す線上の圧力組合せ条件のみを検討すればよい。図３Ａにおいて、ブームシリンダ１のヘッド側油室１ａの圧力Ｐｈとロッド側油室１ｂの圧力Ｐｒがいずれもチャージ圧力Ｐｃｈと等しくなる点を点ｂとする。また、ブームシリンダ１が釣合状態となる点を点ａとする。点ａよりロッド圧Ｐｒが大きくなる範囲を領域Ａとし、点ａと点ｂの間の範囲を領域Ｂとする。また、点ｂよりヘッド圧Ｐｈが大きくなる範囲を領域Ｃとする。点ａでは、ブームシリンダ１に働く外力が０となるため、ロッド側油室１ｂから働く力Ｆｒとヘッド側油室１ａから働く力Ｆｈとが釣り合う。この時、ブームシリンダ１のロッド側油室１ｂの受圧面積Ａｒと、ヘッド側油室１ａの受圧面積Ａｈの関係から、ロッド圧Ｐｒとヘッド圧Ｐｈの関係は、次の式（１）～（３）で算出できる。　
　Ｆｒ＝Ｆｈ　・・・・・（１）
　Ｐｒ×Ａｒ＝Ｐｈ×Ａｈ　・・・・・（２）
　Ｐｒ＝Ａｈ／Ａｒ×Ｐｈ　・・・・・（３）

　ロッド側油室１ｂの受圧面積Ａｒより、ヘッド側油室１ａの受圧面積Ａｈのほうが大きいため、上記の関係から、ブームシリンダ１が釣合状態になる場合は、ロッド圧Ｐｒがヘッド圧Ｐｈより高くなることが分かる。また、低圧側は、常にチャージ圧Ｐｃｈになるため、点ａにおけるヘッド圧Ｐｈと、ロッド圧Ｐｒは、次の式（４）、（５）で算出できる。　
　Ｐｈ＝Ｐｃｈ　・・・・・（４）
　Ｐｒ＝Ａｈ／Ａｒ×Ｐｃｈ　・・・・・（５）

　図３Ａに示す領域Ｂにおいては、スプール３４ｂを中立位置に配置して、第１のポート３４ｇ１と、第２のポート３４ｇ２、および第３のポート３４ｉを遮断した状態にする必要がある。

　領域Ｂは、ロッド圧Ｐｒがヘッド圧Ｐｈよりも高いため、図２に示す油圧回路において、フラッシング弁３４に通常の低圧選択弁の機能のみを持たせると、第１のポート３４ｇ１と第３のポート３４ｉとが連通する。この状態からブームシリンダ１を伸長させようとすると、閉回路ポンプ１２と、開回路ポンプ１３から吐出した圧油が流路２１２、第１のポート３４ｇ１、第３のポート３４ｉを介してチャージ用リリーフ弁２０からタンク２５へ流出してしまうので、ブームシリンダ１が駆動しなくなる。しかし、領域Ｂにおいて、フラッシング弁３４の第１のポート３４ｇ１と第２のポート３４ｇ２と第３のポート３４ｉを遮断した状態に保てば、ブームシリンダ１の釣合状態から、ブームシリンダ１を伸長させようとするときに、閉回路ポンプ１２と開回路ポンプ１３から吐出した圧油が流路２１２を介してブームシリンダ１のヘッド側油室１ａに流入するので、ブームシリンダ１は伸長駆動する。

　図３Ａの点ａよりロッド圧Ｐｒが大きくなる領域Ａにおいて、ロッド圧Ｐｒがヘッド圧Ｐｈより高くなるため、フラッシング弁３４は、図２に示す第２液室３４ｈ２の油圧によりスプール３４ｂを右側に移動させて、第１のポート３４ｇ１と第３のポート３４ｉを連通させなければならない。また、点ｂよりヘッド圧Ｐｈが大きくなる領域Ｃにおいて、ヘッド圧Ｐｈがロッド圧Ｐｒより高くなるため、図２に示す第１液室３４ｈ１の油圧によりスプール３４ｂを左側に移動させて、フラッシング弁３４は、第２のポート３４ｇ２と第３のポート３４ｉを連通させなければならない。

　実際のフラッシング弁３４では、チャージポンプ１１の流量不足や、チャージ用リリーフ弁２０の応答遅れにより、低圧側の圧力がチャージ圧Ｐｃｈから変動する場合がある。このため、領域Ａ，Ｂ，Ｃは、線上のみならず、図３Ｂに示す通り全領域で検討する必要がある。図３Ｂは本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁の理想的な領域を説明する特性図である。

　次に、図３Ｂに示す理想的な領域Ａ，Ｂ，Ｃを実現するための第１のピストン３４ｃ１と第２のピストン３４ｃ２の直径の比率と、第１のばね３４ｄ１，第２のばね３４ｄ２のセット荷重の決定方法について図３Ｃと図３Ｄを用いて説明する。図３Ｃは本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁のばねのセット荷重の一例を説明する特性図、図３Ｄは本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁のばねのセット荷重の他の例を説明する特性図である。

　まず、第１のピストン３４ｃ１と第２のピストン３４ｃ２の受圧面積が同一の場合について説明する。第１のばね３４ｄ１と第２のばね３４ｄ２のセット荷重が０の場合、図３Ｃに示すように、フラッシング弁３４の第３のポート３４ｉが、第１のポート３４ｇ１に接続されるか、第２のポート３４ｇ２に接続されるかの境界特性線は、点ｂを通る一点鎖線で示す直線ｃになる。ここで、第１のばね３４ｄ１と第２のばね３４ｄ２のセット荷重Ｆｐｒｅを以下の式（６）で算出した値に設定する。　
　Ｆｐｒｅ＝（Ａｈ／Ａｒ－１）×Ｐｃｈ×Ａｐ　・・・・・（６）

　Ａｐは第１のピストン３４ｃ１および第２のピストン３４ｃ２の断面積である。これは、換言すると、ばねの設定荷重Ｆｐｒｅを、片ロッドシリンダ１のヘッド側油室１ａの受圧面積Ａｈをロッド側油室１ｂの受圧面積Ａｒで除算した値から１を減算した値に、第１液室３４ｈ１にリリーフ弁２０のリリーフ設定圧Ｐｃｈが作用する場合に第１のピストン３４ｃ１に発生する荷重（Ｐｃｈ×Ａｐ）を乗算して算出した値としている。

　第１のばね３４ｄ１と第２のばね３４ｄ２にセット荷重Ｆｐｒｅを与えることにより、直線ｃ’および直線ｃ’’で囲われた領域Ｂ’が形成出来る。

　点ａを通過する直線ｃ’の特性は式（７）で設定され、直線ｃ’’の特性は式（８）で設定される。　
　Ｐｒ＝Ｐｈ＋Ｆｐｒｅ／Ａｐ　・・・・・（７）
　Ｐｒ＝Ｐｈ－Ｆｐｒｅ／Ａｐ　・・・・・（８）

　この様に荷重Ｆｐｒｅを決定することにより、直線ｃ’が点ａを通過することになり、点ａと点ｂの間を、フラッシング弁３４の第１のポート３４ｇ１と、第２のポート３４ｇ２、および第３のポート３４ｉが遮断した領域Ｂ’とすることができる。また、直線ｃ’よりロッド圧Ｐｒが高い領域Ａ’において、フラッシング弁３４は、図２に示す第２液室３４ｈ２の油圧によりスプール３４ｂを右側に移動させて、第１のポート３４ｇ１と第３のポート３４ｉを連通させる。また、直線ｃ’’よりヘッド圧Ｐｈが高い領域Ｃ’において、フラッシング弁３４は、図２に示す第１液室３４ｈ１の油圧によりスプール３４ｂを左側に移動させて、第２のポート３４ｇ２と第３のポート３４ｉを連通させる。

　また、図３Ｄに示すように、第１のばね３４ｄ１と第２のばね３４ｄ２のセット荷重を独立して設定できる場合には、第１のばね３４ｄ１にのみセット荷重Ｆｐｒｅを与えても、直線ｃ’が点ａを通過することができる。このことにより、点ａと点ｂの間を、フラッシング弁３４の第１のポート３４ｇ１、第２のポート３４ｇ２、および第３のポート３４ｉが遮断した領域Ｂ’とすることができる。

　次に、第１のピストン３４ｃ１と第２のピストン３４ｃ２の面積比が、ブームシリンダ１のヘッド側油室１ａの受圧面積Ａｈと、ロッド側油室１ｂの受圧面積Ａｒの面積比と等しい場合について図３Ｅと図３Ｆを用いて説明する。図３Ｅは本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成する異径ピストンを有するフラッシング弁のばねのセット荷重の一例を説明する特性図、図３Ｆは本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成する異径ピストンを有するフラッシング弁のばねのセット荷重の一例を説明する特性図である。

　第１のばね３４ｄ１と第２のばね３４ｄ２のセット荷重が０の場合、図３Ｅに示すように、フラッシング弁３４の第３のポート３４ｉが、第１のポート３４ｇ１に接続されるか、第２のポート３４ｇ２に接続されるかの境界特性線は、点ａを通る二点鎖線で示す直線ｄになる。直線ｄの特性は式（９）で設定される。　
　Ｐｒ＝Ａｐｈ／Ａｐｒ×Ｐｈ　・・・・・（９）

　Ａｐｈは第１のピストン３４ｃ１の断面積であり、Ａｐｒは第２のピストン３４ｃ２の断面積である。ここで、第１のばね３４ｄ１と第２のばね３４ｄ２のセット荷重Ｆｐｒｅを以下の式（１０）で算出した値に設定する。　
　Ｆｐｒｅ＝（Ａｐｈ／Ａｐｒ－１）×Ｐｃｈ×Ａｐｒ　
　∴　Ｆｐｒｅ＝（Ａｐｈ－Ａｐｒ）×Ｐｃｈ　・・・・・（１０）

　これは、換言すると、ばねの設定荷重Ｆｐｒｅを、第１液室３４ｈ１にリリーフ弁２０のリリーフ設定圧Ｐｃｈが作用する場合に第１ピストン３４ｃ１に発生する第１の荷重（Ａｐｈ×Ｐｃｈ）から、第２液室３４ｈ２にリリーフ弁２０のリリーフ設定圧Ｐｃｈが作用する場合に第２ピストン３４ｃ２に発生する第２の荷重（Ａｐｒ×Ｐｃｈ）を減算して算出した値としている。

　このように、第１のばね３４ｄ１と第２のばね３４ｄ２にセット荷重Ｆｐｒｅを付与することにより、図３Ｅに示す直線ｄ’と直線ｄ’’で囲われた領域Ｂ’’が形成出来る。

　直線ｄ’の特性は式（１１）で設定され、点ｂを通過する直線ｄ’’の特性は式（１２）で設定される。　
　Ｐｒ＝Ａｐｈ／Ａｐｒ×Ｐｈ＋Ｆｐｒｅ／Ａｐｒ　・・・・・（１１）
　Ｐｒ＝Ａｐｈ／Ａｐｒ×Ｐｈ－Ｆｐｒｅ／Ａｐｒ　・・・・・（１２）

　図３Ｆに示すように、第１のばね３４ｄ１と第２のばね３４ｄ２のセット荷重を独立して設定できる場合には、第２のばね３４ｄ２にのみセット荷重Ｆｐｒｅを与えても、直線ｄ’’が点ｂを通過することができる。このことにより、点ａと点ｂの間を、フラッシング弁３４の第１のポート３４ｇ１、第２のポート３４ｇ２、および第３のポート３４ｉが遮断した領域Ｂ’’とすることができる。

　図３Ｃに示す第１のピストン３４ｃ１と第２のピストン３４ｃ２の受圧面積が同一の場合は、図３Ｅに示す第１のピストン３４ｃ１と第２のピストン３４ｃ２の面積比が、ブームシリンダ１のヘッド側油室１ａの受圧面積Ａｈと、ロッド側油室１ｂの受圧面積Ａｒの面積比と等しい場合と比較して、領域Ｂ’が広く形成される。領域Ｂ’は、フラッシング弁３４の第１のポート３４ｇ１、第２のポート３４ｇ２、および第３のポート３４ｉが遮断した状態となる領域であるため、ヘッド圧Ｐｈとロッド圧Ｐｒの高低関係が反転する際に、圧力が高い側のポートが第３のポート３４ｉに接続するリスクが低くなり、動作が安定しやすいというメリットがある。

　逆に、図３Ｅに示す第１のピストン３４ｃ１と第２のピストン３４ｃ２の面積比が、ブームシリンダ１のヘッド側油室１ａの受圧面積Ａｈと、ロッド側油室１ｂの受圧面積Ａｒの面積比と等しい場合は、図３Ｃに示す第１のピストン３４ｃ１と第２のピストン３４ｃ２の受圧面積が同一の場合と比較して、領域Ｃ’’が広く形成される。領域Ｃ’’は、図２に示す第１液室３４ｈ１の油圧によりスプール３４ｂを左側に移動させて、フラッシング弁３４の第２のポート３４ｇ２と第３のポート３４ｉを連通させる領域である。

　特に油圧ショベル１００が仕事を行う時のシリンダ伸長動作時において、ヘッド圧Ｐｈが高くなると、領域Ｃ’’が広く形成されているため、ロッド圧Ｐｒが第３のポート３４ｉと連通し、ロッド圧Ｐｒを下げる。このことにより、必要以上にヘッド圧Ｐｈが上がらなくなり、閉回路ポンプ１２と開回路ポンプ１３にかかる負荷が抑制され、燃費が向上しやすいというメリットがある。

　次に、本発明の作業機械の第１の実施の形態の動作について図４Ａと図４Ｂを用いて説明する。図４Ａは本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁の動作の一例を説明する断面図、図４Ｂは本発明の作業機械の第１の実施の形態を構成するフラッシング弁の動作の他の例を説明する断面図である。図４Ａ及び図４Ｂにおいて、図１乃至図３Ｆに示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。

　図２に示す油圧回路において、ブームシリンダ１のヘッド側油室１ａの圧力Ｐｈは、流路２１２とフラッシング弁３４の第１のポート３４ｇ１を介して、第１の油室３４ｈ１に印加する。第１の油室３４ｈ１に働く圧力Ｐｈが、第１のピストン３４ｃ１の受圧面積Ａｐｈに作用することでスプール３４ｂを左側に押す力Ｆｎが発生する。また、ブームシリンダ１のロッド側油室１ｂの圧力Ｐｒは、流路２１３とフラッシング弁３４の第２のポート３４ｇ２を介して、第２の油室３４ｈ２に印加する。第２の油室３４ｈ２に働く圧力Ｐｒが、第２のピストン３４ｃ２の受圧面積Ａｐｒに作用することでスプール３４ｂを右側に押す力Ｆｍが発生する。

　図４Ａは、ブームシリンダ１のヘッド側油室１ａの圧力であるヘッド圧Ｐｈとロッド側油室１ｂの圧力であるロッド圧Ｐｒを比較したときに、ロッド圧Ｐｒが充分に高く、スプール３４ｂが右方向に移動し、フラッシング弁３４が流路２１２とチャージ用リリーフ弁２０を連通させた状態を示す。ヘッド圧Ｐｈよりロッド圧Ｐｒが高い場合に、第１のピストン３４ｃ１が発生させる力Ｆｎと第２のピストン３４ｃ２が発生させる力Ｆｍとの関係は、以下の式（１３）～（１５）のようになる。　
　Ｐｈ＜＜Ｐｒ　・・・・・（１３）
　Ｐｈ×Ａｐｈ＜Ｐｒ×Ａｐｒ　・・・・・（１４）
　Ｆｎ＜Ｆｍ　・・・・・（１５）

　第１のピストン３４ｃ１が発生させる力Ｆｎより、第２のピストン３４ｃ２が発生させる力Ｆｍの方が大きいため、スプール３４ｂは右側に押圧される。このことにより、図４Ａに示すように、第１のポート３４ｇ１と第３のポート３４ｉが連通する。

　図４Ｂは、ブームシリンダ１のヘッド側油室１ａの圧力であるヘッド圧Ｐｈとロッド側油室１ｂの圧力であるロッド圧Ｐｒを比較したときに、ヘッド圧Ｐｈが充分に高く、スプール３４ｂが左方向に移動し、フラッシング弁３４が流路２１３とチャージ用リリーフ弁２０を連通させた状態を示す。ヘッド圧Ｐｈがロッド圧Ｐｒより高い場合に、第１のピストン３４ｃ１が発生させる力Ｆｎと第２のピストン３４ｃ２が発生させる力Ｆｍとの関係は、以下の式（１６）～（１８）のようになる。　
　Ｐｈ＞＞Ｐｒ　・・・・・（１６）
　Ｐｈ×Ａｐｈ＞Ｐｒ×Ａｐｒ　・・・・・（１７）
　Ｆｎ＞Ｆｍ　・・・・・（１８）

　第１のピストン３４ｃ１が発生させる力Ｆｎが、第２のピストン３４ｃ２が発生させる力Ｆｍより大きいため、スプール３４ｂは左側に押圧される。このことにより、図４Ｂに示すように、第２のポート３４ｇ２と第３のポート３４ｉが連通する。

　本実施の形態においては、フラッシング弁３４を通過する圧油の流量を制御するスプール３４ｂの位置を、スプール３４ｂの左右の両端から第１のピストン３４ｃ１と第２のピストン３４ｃ２で制御する構造としている。このため、例えば、フラッシング弁３４の通過流量を大流量化する場合には、スプール３４ｂの大きさを相似形を保ったまま大型化すればよく、第１のピストン３４ｃ１、第２のピストン３４ｃ２を変更する必要がない。

　特にプリロードを設定する場合には、従来構造では、大流量化に伴って受圧部が大型化するため、プリロードを大きくする必要が生じ、第１のばね３４ｄ１と第２のばね３４ｄ２を大型化しなければならなかった。本実施の形態においては、流量に拠らず第１のピストン３４ｃ１、第２のピストン３４ｃ２が一定であるため、プリロードも一定でよいので、第１のばね３４ｄ１と第２のばね３４ｄ２を大型化する必要がない。このことにより、従来構造のフラッシング弁３４よりバルブ本体を小型化できる。

　上述した本発明の作業機械の第１の実施の形態によれば、フラッシング弁３４の接続状態と流量を制御するスプール３４ｂと、スプール３４ｂを押圧する２本のピストン３４ｃ１，３４ｃ２とを設けたので、小型で大流量に対応可能なフラッシング弁３４を備えた作業機械を提供できる。

　なお、本実施の形態においては、第１のばね３４ｄ１と第２のばね３４ｄ２の２本のばねを設けた場合を例に説明したが、これに限るものではない。ばねを１本、もしくは２本以上使用する構造としても良い。また、ばねの中立位置を保つことができる限りにおいて、設定荷重は式（６）で表される値以上でもよい。

　以下、本発明の作業機械の第２の実施の形態を図面を用いて説明する。図５は本発明の作業機械の第２の実施の形態を構成するフラッシング弁を含む油圧回路図である。図５において、図１乃至図４Ｂに示す符号と同符号のものは同一部分であるので、その詳細な説明は省略する。本実施の形態においては、３種類の油圧片ロッドシリンダと、３種類の油圧モータに対して、閉回路ポンプ４台と開回路ポンプ４台を備え、油圧片ロッドシリンダを駆動する際には、１台の閉回路ポンプと１台の開回路ポンプを組み合わせて流量制御を行う。また、各ポンプに切換弁を設けることにより、１つの油圧片ロッドシリンダに対して、複数の閉回路ポンプと複数の開回路ポンプが合流出来る構成となっている。１つの油圧片ロッドシリンダへの合流時は、１台の閉回路ポンプと１台の開回路ポンプを組み合わせて合流するように切換弁を制御するコントローラを備えている。

　図５に示す油圧回路における油圧駆動制御装置のシステム構成を説明する。　
　図５において、動力源であるエンジン９の駆動軸は、動力を配分する動力伝達装置１０に接続されている。動力伝達装置１０には、第１の油圧ポンプ１２と第２の油圧ポンプ１３と第３の油圧ポンプ１４と第４の油圧ポンプ１５と第５の油圧ポンプ１６と第６の油圧ポンプ１７と第７の油圧ポンプ１８と第８の油圧ポンプ１９とチャージポンプ１１とが接続されている。

　第１の油圧ポンプ１２と第３の油圧ポンプ１４は、動力伝達装置１０と駆動軸６９を介して接続され、第５の油圧ポンプ１６と第７の油圧ポンプ１８は、動力伝達装置１０と駆動軸６８を介して接続されている。

　また、第２の油圧ポンプ１３と第４の油圧ポンプ１５は、動力伝達装置１０と駆動軸７１を介して接続され、第６の油圧ポンプ１７と第８の油圧ポンプ１９は、動力伝達装置１０と駆動軸７２を介して接続され、チャージポンプ１１は、動力伝達装置１０と駆動軸７０を介して接続されている。

　第１の油圧ポンプ１２、第２の油圧ポンプ１３、第３の油圧ポンプ１４、第４の油圧ポンプ１５、第５の油圧ポンプ１６、第６の油圧ポンプ１７、第７の油圧ポンプ１８、および第８の油圧ポンプ１９は、一対の入出力ポートを持つ両傾転斜板機構と、両傾転斜板の傾斜角を調整するレギュレータ１２ａ、１３ａ、１４ａ、１５ａ、１６ａ、１７ａ、１８ａ、および１９ａを備えている。

　レギュレータ１２ａ乃至１９ａは、コントローラ５７からの信号により、第１乃至８油圧ポンプ１２～１９の両傾転斜板の傾転角を調整する。第１乃至８油圧ポンプ１２～１９は、各両傾転斜板の傾転角を調整することにより、入出力ポートからの作動油の吐出流量と方向を制御できる構成となっている。

　チャージポンプ１１は、流路２２９に圧油を補充する。第１乃至８油圧ポンプ１２～１９は、圧油の供給を受けることにより、油圧モータとしても機能できる。

　第１の油圧ポンプ１２は、一対の入出力ポートに流路２００、２０１が接続され、流路２００、２０１には、切換弁４３ａ、４３ｂ、４３ｃ、および４３ｄが接続されている。切換弁４３ａ、４３ｂ、４３ｃ、および４３ｄは、コントローラ５７からの信号により、流路の導通と遮断を切換える。切換弁４３ａ、４３ｂ、４３ｃ、および４３ｄは、コントローラ５７からの信号が無い場合は、遮断状態となる。また，コントローラ５７は、切換弁４３ａ、４３ｂ、４３ｃ、および４３ｄが、同時に導通状態にならないように制御する。

　切換弁４３ａは、流路２１２、２１３をそれぞれ介してブームシリンダ１に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４３ａが導通状態になると、第１の油圧ポンプ１２は、流路２００、２０１、切換弁４３ａ、および流路２１２、２１３を介して、ブームシリンダ１と接続されることにより閉回路を構成する。切換弁４３ｂは、流路２１４、２１５をそれぞれ介してアームシリンダ３に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４３ｂが導通状態になると、第１の油圧ポンプ１２は、流路２００、２０１、切換弁４３ｂ、および流路２１４、２１５を介して，アームシリンダ３と接続されることにより閉回路を構成する。

　切換弁４３ｃは、流路２１６、２１７をそれぞれ介してバケットシリンダ５に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４３ｃが導通状態になると、第１の油圧ポンプ１２は、流路２００、２０１、切換弁４３ｃ、および流路２１６、２１７を介して，バケットシリンダ５と接続されることにより閉回路を構成する。切換弁４３ｄは、流路２１８、２１９をそれぞれ介して旋回装置７に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４３ｄが導通状態になると、第１の油圧ポンプ１２は、流路２００、２０１、切換弁４３ｄ、および流路２１８、２１９を介して、旋回装置７と接続されることにより閉回路を構成する。

　第３の油圧ポンプ１４は、一対の入出力ポートに流路２０３、２０４が接続され、流路２０３、２０４には，切換弁４５ａ、４５ｂ、４５ｃ、および４５ｄが接続されている。切換弁４５ａ、４５ｂ、４５ｃ、および４５ｄは、コントローラ５７からの信号により、流路の導通と遮断を切換える。切換弁４５ａ、４５ｂ、４５ｃ、および４５ｄは、コントローラ５７からの信号が無い場合は、遮断状態となる。また，コントローラ５７は、切換弁４５ａ、４５ｂ、４５ｃ、および４５ｄが、同時に導通状態にならないように制御する。

　切換弁４５ａは、流路２１２、２１３をそれぞれ介してブームシリンダ１に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４５ａが導通状態になると、第３の油圧ポンプ１４は、流路２０３、２０４、切換弁４５ａ、および流路２１２、２１３を介して、ブームシリンダ１と接続されることにより閉回路を構成する。切換弁４５ｂは、流路２１４、２１５をそれぞれ介してアームシリンダ３に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４５ｂが導通状態になると、第３の油圧ポンプ１４は、流路２０３、２０４、切換弁４５ｂ、および流路２１４、２１５を介して、アームシリンダ３と接続されることにより閉回路を構成する。

　切換弁４５ｃは、流路２１６、２１７をそれぞれ介してバケットシリンダ５に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４５ｃが導通状態になると、第３の油圧ポンプ１４は、流路２０３、２０４、切換弁４５ｃ、および流路２１６、２１７を介して、バケットシリンダ５と接続されることにより閉回路を構成する。切換弁４５ｄは、流路２１８、２１９をそれぞれ介して旋回装置７に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４５ｄが導通状態になると、第３の油圧ポンプ１４は、流路２０３、２０４、切換弁４５ｄ、および流路２１８、２１９を介して、旋回装置７と接続されることにより閉回路を構成する。

　第５の油圧ポンプ１６は、一対の入出力ポートに流路２０６、２０７が接続され、流路２０６、２０７には、切換弁４７ａ、４７ｂ、４７ｃ、および４７ｄが接続されている。切換弁４７ａ、４７ｂ、４７ｃ、および４７ｄは、コントローラ５７からの信号により、流路の導通と遮断を切換える。切換弁４７ａ、４７ｂ、４７ｃ、および４７ｄは、コントローラ５７からの信号が無い場合は、遮断状態となる。また，コントローラ５７は、切換弁４７ａ、４７ｂ、４７ｃ、および４７ｄが、同時に導通状態にならないように制御する。

　切換弁４７ａは、流路２１２、２１３をそれぞれ介してブームシリンダ１に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４７ａが導通状態になると、第５の油圧ポンプ１６は、流路２０６、２０７、切換弁４７ａ、および流路２１２、２１３を介して，ブームシリンダ１と接続されることにより閉回路を構成する。切換弁４７ｂは、流路２１４、２１５をそれぞれ介してアームシリンダ３に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４７ｂが導通状態になると、第５の油圧ポンプ１６は、流路２０６、２０７、切換弁４７ｂ、および流路２１４、２１５を介して、アームシリンダ３と接続されることにより閉回路を構成する。

　切換弁４７ｃは、流路２１６、２１７をそれぞれ介してバケットシリンダ５に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４７ｃが導通状態になると、第５の油圧ポンプ１６は、流路２０６、２０７、切換弁４７ｃ、および流路２１６、２１７を介して、バケットシリンダ５と接続されることにより閉回路を構成する。切換弁４７ｄは、流路２１８、２１９をそれぞれ介して旋回装置７に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４７ｄが導通状態になると、第５の油圧ポンプ１６は、流路２０６、２０７、切換弁４７ｄ、および流路２１８、２１９を介して、旋回装置７と接続されることにより閉回路を構成する。

　第７の油圧ポンプ１８は、一対の入出力ポートに流路２０９、２１０が接続され、流路２０９、２１０には、切換弁４９ａ、４９ｂ、４９ｃ、および４９ｄが接続されている。切換弁４９ａ、４９ｂ、４９ｃ、および４９ｄは、コントローラ５７からの信号により、流路の導通と遮断を切換える。切換弁４９ａ、４９ｂ、４９ｃ、および４９ｄは、コントローラ５７からの信号が無い場合は、遮断状態となる。また、コントローラ５７は、切換弁４９ａ、４９ｂ、４９ｃ、および４９ｄが、同時に導通状態にならないように制御する。

　切換弁４９ａは、流路２１２、２１３をそれぞれ介してブームシリンダ１に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４９ａが導通状態になると、第７の油圧ポンプ１８は、流路２０９、２１０、切換弁４９ａ、および流路２１２、２１３を介して、ブームシリンダ１と接続されることにより閉回路を構成する。切換弁４９ｂは、流路２１４、２１５をそれぞれ介してアームシリンダ３に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４９ｂが導通状態になると、第７の油圧ポンプ１８は、流路２０９、２１０、切換弁４９ｂ、および流路２１４、２１５を介して、アームシリンダ３と接続されることにより閉回路を構成する。

　切換弁４９ｃは、流路２１６、２１７をそれぞれ介してバケットシリンダ５に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４９ｃが導通状態になると、第７の油圧ポンプ１８は、流路２０９、２１０、切換弁４９ｃ、および流路２１６、２１７を介して、バケットシリンダ５と接続されることにより閉回路を構成する。切換弁４９ｄは、流路２１８、２１９をそれぞれ介して旋回装置７に接続されている。コントローラ５７からの信号により、切換弁４９ｄが導通状態になると、第７の油圧ポンプ１８は、流路２０９、２１０、切換弁４９ｄ、および流路２１８、２１９を介して、旋回装置７と接続されることにより閉回路を構成する。

　第２の油圧ポンプ１３は、一対の入出力ポートの一方側に流路２０２が接続され、流路２０２には、切換弁４４ａ，４４ｂ，４４ｃ，４４ｄ，およびリリーフ弁２１が接続されている。第２の油圧ポンプ１３の一対の入出力ポートの他方側は、タンク２５ｃと連通する流路に接続されている。リリーフ弁２１は、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油をタンク２５ｃに逃がし回路を保護する。切換弁４４ａ、４４ｂ、４４ｃ、および４４ｄは、コントローラ５７からの信号により、流路の導通と遮断を切換える。コントローラ５７からの信号が無い場合は、切換弁４４ａ、４４ｂ、４４ｃ、および４４ｄは、遮断状態となる。また、コントローラ５７は、切換弁４４ａ、４４ｂ、４４ｃ、および４４ｄが、同時に導通状態にならないように制御する。

　切換弁４４ａは、流路２１２を介してブームシリンダ１に接続されている。切換弁４４ｂは、流路２１４を介してアームシリンダ３に接続されている。切換弁４４ｃは、流路２１６を介してバケットシリンダ５に接続されている。切換弁４４ｄは、流路２２０を介して、比例切換弁５４、５５に接続されている。

　第４の油圧ポンプ１５は、一対の入出力ポートの一方側に流路２０５が接続され、流路２０５には、切換弁４６ａ、４６ｂ、４６ｃ、４６ｄ、およびリリーフ弁２２が接続されている。第４の油圧ポンプ１５の一対の入出力ポートの他方側は、タンク２５ｄと連通する流路に接続されている。リリーフ弁２２は、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油をタンク２５ｄに逃がし回路を保護する。切換弁４６ａ、４６ｂ、４６ｃ、および４６ｄは、コントローラ５７からの信号により、流路の導通と遮断を切換える。コントローラ５７からの信号が無い場合は、切換弁４６ａ、４６ｂ、４６ｃ、および４６ｄは、遮断状態となる。また、コントローラ５７は、切換弁４６ａ、４６ｂ、４６ｃ、および４６ｄが、同時に導通状態にならないように制御する。

　切換弁４６ａは、流路２１２を介してブームシリンダ１に接続されている。切換弁４６ｂは、流路２１４を介してアームシリンダ３に接続されている。切換弁４６ｃは、流路２１６を介してバケットシリンダ５に接続されている。切換弁４６ｄは、流路２２０を介して、比例切換弁５４、５５に接続されている。

　第６の油圧ポンプ１７は、一対の入出力ポートの一方側に流路２０８が接続され、流路２０８には、切換弁４８ａ、４８ｂ、４８ｃ、４８ｄ、およびリリーフ弁２３が接続されている。第６の油圧ポンプ１７の一対の入出力ポートの他方側は、タンク２５ｅと連通する流路に接続されている。リリーフ弁２３は、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油をタンク２５ｅに逃がし回路を保護する。切換弁４８ａ、４８ｂ、４８ｃ、および４８ｄは、コントローラ５７からの信号により、流路の導通と遮断を切換える。コントローラ５７からの信号が無い場合は、切換弁４８ａ、４８ｂ、４８ｃ、および４８ｄは、遮断状態となる。また、コントローラ５７は、切換弁４８ａ、４８ｂ、４８ｃ、および４８ｄが、同時に導通状態にならないように制御する。

　切換弁４８ａは、流路２１２を介してブームシリンダ１に接続されている。切換弁４８ｂは、流路２１４を介してアームシリンダ３に接続されている。切換弁４８ｃは、流路２１６を介してバケットシリンダ５に接続されている。切換弁４８ｄは、流路２２０を介して、比例切換弁５４、５５に接続されている。

　第８の油圧ポンプ１９は、一対の入出力ポートの一方側に流路２１１が接続され、流路２１１には、切換弁５０ａ、５０ｂ、５０ｃ、５０ｄ、およびリリーフ弁２４が接続されている。第８の油圧ポンプ１９の一対の入出力ポートの他方側は、タンク２５ｆと連通する流路に接続されている。リリーフ弁２４は、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油をタンク２５ｆに逃がし回路を保護する。切換弁５０ａ、５０ｂ、５０ｃ、および５０ｄは、コントローラ５７からの信号により、流路の導通と遮断を切換える。コントローラ５７からの信号が無い場合は、切換弁５０ａ、５０ｂ、５０ｃ、および５０ｄは、遮断状態となる。また、コントローラ５７は、切換弁５０ａ、５０ｂ、５０ｃ、および５０ｄが、同時に導通状態にならないように制御する。

　切換弁５０ａは、流路２１２を介してブームシリンダ１に接続されている。切換弁５０ｂは、流路２１４を介してアームシリンダ３に接続されている。切換弁５０ｃは、流路２１６を介してバケットシリンダ５に接続されている。切換弁５０ｄは、流路２２０を介して、比例切換弁５４、５５に接続されている。

　チャージポンプ１１の吐出口は、流路２２９を介して、チャージ用リリーフ弁２０、チャージ用チェック弁２６、２７、２８、２９、４０ａ、４０ｂ、４１ａ、４１ｂ、４２ａ、および４２ｂに接続されている。チャージポンプ１１の吸込口は、タンク２５ｂと連通する流路に接続されている。チャージ用リリーフ弁２０は、チャージ用チェック弁２６、２７、２８、２９、４０ａ、４０ｂ、４１ａ、４１ｂ、４２ａ、および４２ｂのチャージ圧力を調整する。

　チャージ用チェック弁２６は、流路２００、２０１の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力を下回った場合、流路２００、２０１にチャージポンプ１１の圧油を供給する。チャージ用チェック弁２７は、流路２０３、２０４の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力を下回った場合、流路２０３、２０４にチャージポンプ１１の圧油を供給する。チャージ用チェック弁２８は、流路２０６、２０７の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力を下回った場合、流路２０６、２０７にチャージポンプ１１の圧油を供給する。チャージ用チェック弁２９は、流路２０９、２１０の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力を下回った場合、流路２０９、２１０にチャージポンプ１１の圧油を供給する。

　チャージ用チェック弁４０ａ、４０ｂは、流路２１２、２１３の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力を下回った場合、流路２１２、２１３にチャージポンプ１１の圧油を供給する。チャージ用チェック弁４１ａ、４１ｂは、流路２１４、２１５の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力を下回った場合、流路２１４、２１５にチャージポンプ１１の圧油を供給する。チャージ用チェック弁４２ａ、４２ｂは、流路２１６、２１７の圧力が、チャージ用リリーフ弁２０で設定した圧力を下回った場合、流路２１６、２１７にチャージポンプ１１の圧油を供給する。

　流路２００と２０１に設けられたリリーフ弁３０ａ、３０ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５ｂに逃がし回路を保護する。流路２０３と２０４に設けられたリリーフ弁３１ａ、３１ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５ｂに逃がし回路を保護する。

　流路２０６と２０７に設けられたリリーフ弁３２ａ、３２ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５ｂに逃がし回路を保護する。流路２０９と２１０に設けられたリリーフ弁３３ａ、３３ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５ｂに逃がし回路を保護する。

　流路２１２は、ブームシリンダ１のヘッド側油室１ａに接続されている。流路２１３は、ブームシリンダ１のロッド側油室１ｂに接続されている。ブームシリンダ１は、作動油の供給を受けて伸縮作動する油圧片ロッドシリンダである。ブームシリンダ１の伸縮方向は作動油の供給方向に依存する。

　流路２１２と流路２１３に設けられたリリーフ弁３７ａ、３７ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５ｂに逃がし回路を保護する。流路２１２と流路２１３に設けられたフラッシング弁３４は、流路内の余剰油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５ｂに排出する。流路２１２に接続された圧力センサ６４ａは、流路２１２の圧力を計測してコントローラ５７に入力する。流路２１３に接続された圧力センサ６４ｂは、流路２１３の圧力を計測してコントローラ５７に入力する。

　流路２１４は、アームシリンダ３のヘッド側油室３ａに接続されている。流路２１５は、アームシリンダ３のロッド側油室３ｂに接続されている。アームシリンダ３は、作動油の供給を受けて伸縮作動する油圧片ロッドシリンダである。アームシリンダ３の伸縮方向は作動油の供給方向に依存する。

　流路２１４と流路２１５に設けられたリリーフ弁３８ａ、３８ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５ｂに逃がし回路を保護する。流路２１４と流路２１５に設けられたフラッシング弁３５は、流路内の余剰油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５ｂに排出する。流路２１４に接続された圧力センサ６５ａは、流路２１４の圧力を計測してコントローラ５７に入力する。流路２１５に接続された圧力センサ６５ｂは、流路２１５の圧力を計測してコントローラ５７に入力する。

　流路２１６は、バケットシリンダ５のヘッド側油室５ａに接続されている。流路２１７は、バケットシリンダ５のロッド側油室５ｂに接続されている。バケットシリンダ５は、作動油の供給を受けて伸縮作動する油圧片ロッドシリンダである。バケットシリンダ５の伸縮方向は作動油の供給方向に依存する。

　流路２１６と流路２１７に設けられたリリーフ弁３９ａ、３９ｂは、流路圧が所定の圧力以上になったときに、作動油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５ｂに逃がし回路を保護する。流路２１６と流路２１７に設けられたフラッシング弁３６は、流路内の余剰油を、チャージ用リリーフ弁２０を介して、タンク２５ｂに排出する。流路２１６に接続された圧力センサ６６ａは、流路２１６の圧力を計測してコントローラ５７に入力する。流路２１７に接続された圧力センサ６６ｂは、流路２１７の圧力を計測してコントローラ５７に入力する。

　流路２１８と流路２１９は、旋回装置７に接続されている。旋回装置７は作動油の供給を受け回転する油圧モータである。流路２１８と流路２１９に設けられたリリーフ弁５１ａ、５１ｂは、流路２１８と２１９の流路圧力差が所定の圧力以上になったときに、作動油を、高圧側の流路から低圧側の流路へ逃がして回路を保護する。流路２１８に接続された圧力センサ６７ａは、流路２１８の圧力を計測してコントローラ５７に入力する。流路２１９に接続された圧力センサ６７ｂは、流路２１９の圧力を計測してコントローラ５７に入力する。

　流路２２１と流路２２２は、比例切換弁５４と走行装置８ａを接続している。
流路２２１と流路２２２に設けられたリリーフ弁５２ａ、５２ｂは、流路２２１と流路２２２の流路圧力差が所定の圧力以上になったときに、作動油を、高圧側の流路から低圧側の流路へ逃がして回路を保護する。比例切換弁５４は、コントローラ５７からの信号により、流路２２０とタンク２５ａの接続先を、流路２２１か流路２２２に切換可能とするものであり、さらに流量調整も可能である。走行装置８ａは、作動油の供給を受け回転する油圧モータである。

　流路２２３と流路２２４は、比例切換弁５５と走行装置８ｂを接続している。
流路２２３と流路２２４に設けられたリリーフ弁５３ａ、５３ｂは、流路２２３と流路２２４の流路圧力差が所定の圧力以上になったときに、作動油を、高圧側の流路から低圧側の流路へ逃がして回路を保護する。比例切換弁５５は、コントローラ５７からの信号により、流路２２０とタンク２５ａの接続先を、流路２２３か流路２２４に切換可能とするものであり、さらに流量調整も可能である。走行装置８ｂは、作動油の供給を受け回転する油圧モータである。

　操作レバー５６ａは、ブームシリンダ１の伸縮方向と速度の指令値をコントローラ５７に与える。操作レバー５６ｂは、アームシリンダ３の伸縮方向と速度の指令値をコントローラ５７に与える。操作レバー５６ｃは、バケットシリンダ５の伸縮方向と速度の指令値をコントローラ５７に与える。操作レバー５６ｄは、旋回装置７の回転方向と回転速度の指令値をコントローラ５７に与える。また、図示しないが、走行装置８ａ、８ｂの回転方向と回転速度の指令値をコントローラ５７に与える操作レバーも備えている。

　コントローラ５７は、各操作レバー５６ａ～５６ｄからのブームシリンダ１、アームシリンダ３、およびバケットシリンダ５の伸縮方向と速度の指令値と、旋回装置７と走行装置８ａ，８ｂの回転方向と回転速度の指令値と、油圧回路内のセンサ情報に基づいて、第１油圧ポンプ１２のレギュレータ１２ａ～第８油圧ポンプ１９のレギュレータ１９ａ、切換弁４３ａ～４３ｄ，４４ａ～４４ｄ，４５ａ～４５ｄ，４６ａ～４６ｄ，４７ａ～４７ｄ，４８ａ～４８ｄ，４９ａ～４９ｄ，５０ａ～５０ｄ、及び、比例切換弁５４，５５を制御する。

　次に、本実施の形態におけるフラッシング弁３４、３５、３６の設定について説明する。　
　図５に示すブームシリンダ１のロッド側油室１ｂとヘッド側油室１ａの受圧面積比率と、アームシリンダ３のロッド側油室３ｂとヘッド側油室３ａの受圧面積比率と、バケットシリンダ５のロッド側油室５ｂとヘッド側油室５ａの受圧面積比率はそれぞれ異なっている。本実施の形態においては、同一仕様のフラッシング弁を使用し、フラッシング弁毎に異なるばねのセット荷重Ｆｐｒｅを設定する。また、これらのフラッシング弁は、第１のピストンの受圧面積と、第２のピストンの受圧面積とが等しい場合を例にして説明する。

　ブームシリンダ１用閉回路に設けられたフラッシング弁３４における、ばねのセット荷重Ｆｐｒｅ１は、ブームシリンダ１のロッド側油室１ｂの受圧面積Ａｒ１と、ヘッド側油室１ａの受圧面積Ａｈ１に対して、以下の式（１９）で算出した値に設定する。　
　Ｆｐｒｅ１＝（Ａｈ１／Ａｒ１－１）×Ｐｃｈ×Ａｐ　・・・・・（１９）　
　Ａｐは、フラッシング弁３４を構成する第１のピストンおよび第２のピストンの受圧面積である。Ｐｃｈは、チャージ用リリーフ弁２０で設定したチャージ圧力である。

　アームシリンダ３用閉回路に設けられたフラッシング弁３５における、ばねのセット荷重Ｆｐｒｅ２は、アームシリンダ３のロッド側油室３ｂの受圧面積Ａｒ２と、ヘッド側油室３ａの受圧面積Ａｈ２に対して、以下の式（２０）で算出した値に設定する。　
　Ｆｐｒｅ２＝（Ａｈ２／Ａｒ２－１）×Ｐｃｈ×Ａｐ　・・・・・（２０）　
　Ａｐは、フラッシング弁３５を構成する第１のピストンおよび第２のピストンの受圧面積である。Ｐｃｈは、チャージ用リリーフ弁２０で設定したチャージ圧力である。

　バケットシリンダ５用閉回路に設けられたフラッシング弁３６における、ばねのセット荷重Ｆｐｒｅ３は、バケットシリンダ５のロッド側油室５ｂの受圧面積Ａｒ３と、ヘッド側油室５ａの受圧面積Ａｈ３に対して、以下の式（２１）で算出した値に設定する。　
　Ｆｐｒｅ３＝（Ａｈ３／Ａｒ３－１）×Ｐｃｈ×Ａｐ　・・・・・（２１）　
　Ａｐは、フラッシング弁３６を構成する第１のピストンおよび第２のピストンの受圧面積である。Ｐｃｈは、チャージ用リリーフ弁２０で設定したチャージ圧力である。

　上述したように、フラッシング弁のプリロードを、ばねのセット荷重を調整することで設定できるので、作業機械に搭載された片ロッドシリンダ毎に、ロッド側油室とヘッド側油室の受圧面積比が異なる場合であっても、同一仕様のフラッシング弁が使用できる。このことにより、部品の共通化が図れる。

　上述した本発明の作業機械の第２の実施の形態によれば、上述した第１の実施の形態と同様の効果を得ることができる。

　また、上述した本発明の作業機械の第２の実施の形態によれば、作業機械に搭載された片ロッドシリンダ毎に、ロッド側油室とヘッド側油室の受圧面積比が異なる場合であっても、同一仕様のフラッシング弁が使用できる。この結果、部品の共通化が図れ、生産性が向上する。

　なお、本発明は、上述の各実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲内の様々な変形例が含まれる。例えば、上述した実施の形態では、本発明を油圧ショベルに適用した場合について説明したが、これに限るものではなく、油圧アクチュエータを備える作業機械であれば、油圧クレーン、ホイールローダ等、その他の作業機械にも適用することができる。

１：ブームシリンダ（油圧シリンダ）、１ａ：ヘッド側油室、１ｂ：ロッド側油室、３：アームシリンダ（油圧シリンダ）、５：バケットシリンダ（油圧シリンダ）、９：エンジン、１０：動力伝達装置、１１：チャージポンプ（他の油圧ポンプ）、１２：第１油圧ポンプ（一の油圧ポンプ）、１２ａ：レギュレータ（流量調整手段）、１３：第２油圧ポンプ、１３ａ：レギュレータ、２０：チャージ用リリーフ弁、２５：作動油タンク、２６：チェック弁、３４：フラッシング弁、３４ａ：弁本体、３４ｂ：スプール、３４ｃ１：第１ピストン、３４ｃ２：第２ピストン、３４ｄ１：第１ばね、３４ｄ２：第２ばね、３４ｇ１：第１のポート、３４ｇ２：第２のポート、３４ｈ１：第１の油室（第１液室）、３４ｈ２：第２の油室（第２液室）、３４ｉ：第３のポート、４０ａ：チェック弁。４０ｂ：チェック弁、２１２：流路（第１流路）、２１３：流路（第２流路）、２２９：流路（第３流路）

Claims

　吐出する作動油の流量と方向を制御する流量調整手段を有する一の油圧ポンプと、前記作動油により駆動され、作業装置を駆動する片ロッド油圧シリンダと、前記一の油圧ポンプと前記片ロッド油圧シリンダとを前記作動油が流れる流路で閉回路状に接続した油圧閉回路と、
　前記作動油を吐出する他の油圧ポンプと、前記他の油圧ポンプの吐出流路に接続されるリリーフ弁と、前記油圧閉回路のうちの前記片ロッド油圧シリンダのヘッド側油室に接続される第１流路と、前記他の油圧ポンプの吐出流路から前記第１流路に前記作動油を供給可能に接続された第１チェック弁と、前記油圧閉回路のうち前記片ロッド油圧シリンダのロッド側油室に接続される第２流路と、前記他の油圧ポンプの吐出流路から前記第２流路に前記作動油を供給可能に接続された第２チェック弁と、前記リリーフ弁を介してタンクに接続される第３流路と、フラッシング弁とを備えた作業機械において、
　前記フラッシング弁は、前記第１流路と前記第２流路と前記第３流路とに接続された弁本体と、前記弁本体の内部の配置された位置によって、前記第１流路と前記第３流路を接続するか、前記第２流路と前記第３流路を接続するか、前記第１流路と前記第２流路と前記第３流路の間を遮断するかを選択可能とするスプールと、
　前記弁本体の内部に設けられ前記第１流路からの前記作動油が流入する第１液室と、前記第１液室に流入した前記作動油を押圧し、前記第１液室の油圧により前記スプールを前記第２流路と前記第３流路が接続する位置に移動させる第１ピストンと、
　前記弁本体の内部に設けられ前記第２流路からの前記作動油が流入する第２液室と、前記第２液室に流入した前記作動油を押圧し、前記第２液室の油圧により前記スプールを前記第１流路と前記第３流路が接続する位置に移動させる第２ピストンとを備えた
　ことを特徴とする作業機械。
　請求項１に記載の作業機械において、
　前記第１ピストンの受圧部の面積が前記第２ピストンの受圧部の面積より大きい
　ことを特徴とする作業機械。
　請求項２に記載の作業機械において、
　前記第１ピストンの受圧部の面積と前記第２ピストンの受圧部の面積の比率を、前記片ロッド油圧シリンダのヘッド側油室の受圧部の面積とロッド側油室の受圧部の面積の比率と等しくなるように設定した
　ことを特徴とする作業機械。
　請求項３に記載の作業機械において、
　前記フラッシング弁は、前記スプールを前記第１流路と第２流路と第３流路が遮断する位置に維持する力を発生させるばねを備え、
　前記ばねの設定荷重を、前記第１液室に前記リリーフ弁のリリーフ設定圧が作用する場合に前記第１ピストンに発生する第１の荷重から
　前記第２液室に前記リリーフ弁のリリーフ設定圧が作用する場合に前記第２ピストンに発生する第２の荷重を減算して算出した値以上とした
　ことを特徴とする作業機械。
　請求項１に記載の作業機械において、
　前記フラッシング弁は、それぞれの受圧部の面積が同一である第１ピストンと第２ピストンと、前記スプールを前記第１流路と第２流路と第３流路が遮断する位置に維持する力を発生させるばねとを備え、
　前記ばねの設定荷重を、前記片ロッド油圧シリンダのヘッド側油室の受圧面積をロッド側油室の受圧面積で除算した値から１を減算した値に、
　前記第１液室に前記リリーフ弁のリリーフ設定圧が作用する場合に前記第１ピストンに発生する荷重を乗算して算出した値以上とした
　ことを特徴とする作業機械。