JP2014047769A - Double pump device and hydraulically-operated work machine - Google Patents

Double pump device and hydraulically-operated work machine Download PDF

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To attain fuel consumption reduction and noise reduction of a work machine driven by a double pump device and to improve work efficiency in a configuration including two variable capacity pumps, the discharge amounts per unit time of which are different, in the double pump device.SOLUTION: A double pump device 12 comprises: a first hydraulic pump 48 including a first pump shaft 66; a second hydraulic pump 50 including a second pump shaft 68; and a first power transmission mechanism 58 and a second power transmission mechanism 64. The first power transmission mechanism 58 transmits power while changing a rotating speed between the first pump shaft 66 and the second pump shaft 68, thereby making a maximum value for discharge capacity of the second hydraulic pump 50 per unit time larger than that of the first hydraulic pump 48. The second power transmission mechanism 64 transmits power of a pump input shaft 44 which is connectable with an output shaft of an engine 38, to the first pump shaft 66 while increasing rotation between the pump input shaft 44 and the first pump shaft 66.

Description

本発明は、例えば、バケット、アーム、ブーム等を用いた掘削作業機等の対地作業機であり、クローラ式走行装置や車輪を油圧モータにより駆動する油圧駆動作業機において油圧モータ等のアクチュエータに油圧を供給するために使用されるダブルポンプ装置に関する。   The present invention is a ground work machine such as an excavation work machine using a bucket, an arm, a boom, and the like, for example. In a hydraulic drive work machine that drives a crawler type traveling device or a wheel by a hydraulic motor, hydraulic pressure is applied to an actuator such as a hydraulic motor. It is related with the double pump apparatus used in order to supply.

従来から油圧ショベルと呼ばれる掘削作業機等の対地作業機である油圧駆動作業機が知られている。掘削作業機では、旋回部である上部構造に、アーム、ブーム、及びバケットやフォーク等を含む掘削部を設け、クローラ式走行装置を油圧モータにより駆動することが行われている。   2. Description of the Related Art Conventionally, a hydraulically-driven work machine that is a ground work machine such as an excavation work machine called a hydraulic excavator is known. In an excavation work machine, an excavation part including an arm, a boom, a bucket, a fork, and the like is provided in an upper structure that is a turning part, and a crawler traveling device is driven by a hydraulic motor.

特許文献１に記載された掘削作業機は、ブームと旋回台との間に設けられたブームシリンダ、アームと別のブームとの間に設けられたアームシリンダ、アームとバケットとの間に設けられたバケットシリンダ、及びクローラ式走行装置に設けられた２つの走行モータを備える。第一から第四の油圧ポンプを含むポンプユニットにエンジンの出力軸が動力伝達可能に連結され、各油圧ポンプが駆動可能とされている。第一油圧ポンプ及び第二油圧ポンプの吐出側に走行モータがそれぞれ接続されている。なお、本発明に関連する先行技術文献として特許文献２がある。   The excavation work machine described in Patent Document 1 is provided between a boom cylinder provided between a boom and a swivel, an arm cylinder provided between an arm and another boom, and provided between an arm and a bucket. And two traveling motors provided in the crawler type traveling device. An output shaft of the engine is connected to a pump unit including the first to fourth hydraulic pumps so that power can be transmitted, and each hydraulic pump can be driven. Traveling motors are connected to the discharge sides of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump, respectively. In addition, there exists patent document 2 as a prior art document relevant to this invention.

特開２０００−３１９９４２号公報JP 2000-319942 A 特開平６−１０８２７号公報Japanese Patent Laid-Open No. 6-10828

特許文献１に記載された掘削作業機の場合、エンジンと油圧ポンプとの間に設けられた動力伝達機構を含むポンプ装置において、エンジンの出力軸を変速して油圧ポンプに伝達することは記載されていない。このようなポンプ装置において、掘削作業機の低燃費化及び低騒音化を図るためにエンジンの回転数を低下させて、エンジン特性等から取得される所定の高効率回転数で運転することが考えられる。ただし、エンジン回転数を低下させると、エンジンに連結された油圧ポンプの吐出容量も低下するので、油圧ポンプから吐出された圧油が供給される走行モータ、シリンダ等のアクチュエータの出力が低下する可能性がある。この場合、掘削作業機の作業効率が低下する。このため、ポンプ装置により駆動される作業機の低燃費化及び低騒音化を図るとともに作業効率を高くする面から改良の余地がある。   In the case of the excavating work machine described in Patent Document 1, it is described that, in a pump device including a power transmission mechanism provided between an engine and a hydraulic pump, the output shaft of the engine is shifted and transmitted to the hydraulic pump. Not. In such a pump device, in order to reduce the fuel consumption and noise of the excavator, it is considered that the engine speed is decreased and the engine is operated at a predetermined high-efficiency speed obtained from engine characteristics and the like. It is done. However, if the engine speed is decreased, the discharge capacity of the hydraulic pump connected to the engine also decreases, so the output of actuators such as travel motors and cylinders supplied with pressure oil discharged from the hydraulic pump can decrease. There is sex. In this case, the working efficiency of the excavator is reduced. For this reason, there is room for improvement in terms of reducing the fuel consumption and noise of the working machine driven by the pump device and increasing the working efficiency.

また、ケースに２つのポンプ軸が支持される構成で、エンジンにより駆動される２つのポンプ軸によってケース内の２つの可変容量ポンプを駆動することが考えられる。また、このような２つの可変容量ポンプを有するダブルポンプ装置で、２つのアクチュエータに互いに単位時間当たりの吐出量を異ならせた２つの可変容量ポンプから作動流体を吐出し、それぞれのアクチュエータを駆動することも考えられる。ただし、このようなダブルポンプ装置でも、上記と同様に作業機の低燃費化及び低騒音化を図るとともに作業効率を高くする面から改良の余地がある。   Further, it is conceivable that two variable displacement pumps in the case are driven by two pump shafts driven by the engine in a configuration in which the case supports two pump shafts. Further, in such a double pump device having two variable displacement pumps, the working fluid is discharged from two variable displacement pumps having different discharge amounts per unit time to the two actuators, and the respective actuators are driven. It is also possible. However, even with such a double pump device, there is room for improvement in terms of reducing the fuel consumption and noise of the work machine and increasing the work efficiency in the same manner as described above.

特許文献２には、ケースに支持された一対の回転軸に歯数の異なる一対の歯車が固定され、一対の歯車同士が噛合しているダブル油圧ポンプが記載されている。各回転軸にシリンダブロックが固定され、各シリンダブロックのシリンダにピストンが配置されることでケース内に２つの固定容量型の油圧ポンプが設けられている。このような油圧ポンプでは、歯車の歯数の比率を変えることで、ポンプの最大流量が増加または減少される。ただし、一対の回転軸の駆動側の回転軸はエンジンの出力軸に連結され、出力軸と駆動側の回転軸との回転数は同じになっているので、上記と同様の不都合が生じる。   Patent Document 2 describes a double hydraulic pump in which a pair of gears having different numbers of teeth are fixed to a pair of rotating shafts supported by a case, and the pair of gears mesh with each other. A cylinder block is fixed to each rotating shaft, and a piston is disposed in a cylinder of each cylinder block, so that two fixed displacement hydraulic pumps are provided in the case. In such a hydraulic pump, the maximum flow rate of the pump is increased or decreased by changing the ratio of the number of gear teeth. However, the drive-side rotary shafts of the pair of rotary shafts are connected to the engine output shaft, and the rotational speeds of the output shaft and the drive-side rotary shaft are the same.

本発明に係るダブルポンプ装置及び油圧駆動作業機の目的は、単位時間当たりの吐出量が異なる２つの可変容量ポンプを有する構成で、ダブルポンプ装置により駆動される作業機の低燃費化及び低騒音化を図るとともに作業効率を高くすることである。   An object of the double pump device and the hydraulically driven working machine according to the present invention is to have two variable displacement pumps having different discharge amounts per unit time, and to reduce fuel consumption and noise of the working machine driven by the double pump device. To increase the work efficiency.

本発明に係るダブルポンプ装置は、第１ポンプ軸を有する第１可変容量ポンプと、第２ポンプ軸を有する第２可変容量ポンプと、前記第１ポンプ軸と前記第２ポンプ軸との間に接続される第一動力伝達機構であって、前記第１ポンプ軸と前記第２ポンプ軸との間で回転速度を変化させつつ動力を伝達することで、前記第２可変容量ポンプの単位時間当たりの吐出容量の最大値を前記第１可変容量ポンプの単位時間当たりの吐出容量の最大値よりも大きくする前記第一動力伝達機構と、内燃機関の出力軸と連結可能なポンプ入力軸と前記第１ポンプ軸との間に接続される第二動力伝達機構とを備え、前記第二動力伝達機構は、前記ポンプ入力軸と前記第１ポンプ軸との間で回転を増速しつつ、前記ポンプ入力軸の動力を前記第１ポンプ軸に伝達させるように構成してあることを特徴とする。   The double pump device according to the present invention includes a first variable displacement pump having a first pump shaft, a second variable displacement pump having a second pump shaft, and between the first pump shaft and the second pump shaft. A first power transmission mechanism to be connected, wherein power is transmitted while changing a rotation speed between the first pump shaft and the second pump shaft; The first power transmission mechanism for making the maximum value of the discharge capacity of the first variable displacement pump larger than the maximum value of the discharge capacity per unit time of the first variable displacement pump, the pump input shaft connectable with the output shaft of the internal combustion engine, and the first A second power transmission mechanism connected to one pump shaft, wherein the second power transmission mechanism accelerates rotation between the pump input shaft and the first pump shaft, and the pump Transmits input shaft power to the first pump shaft Characterized in that are configured to cause.

本発明に係るダブルポンプ装置において、好ましくは、前記第二動力伝達機構は、前記第１ポンプ軸に固定された第１駆動側小歯車と、前記ポンプ入力軸に固定され、前記第１駆動側小歯車と噛合する駆動側大歯車とを含み、前記ポンプ入力軸と前記第１ポンプ軸との間で回転を増速しつつ、前記ポンプ入力軸の動力を前記第１ポンプ軸に伝達する駆動側歯車機構であり、前記第一動力伝達機構は、前記第１ポンプ軸に固定された第１従動側大歯車と、前記第２ポンプ軸に固定され、前記第１従動側大歯車に噛合する第２従動側小歯車とを含み、前記第１ポンプ軸と前記第２ポンプ軸との間で回転を増速しつつ、前記第１ポンプ軸の動力を前記第２ポンプ軸に伝達する従動側歯車機構である。   In the double pump device according to the present invention, preferably, the second power transmission mechanism includes a first drive side small gear fixed to the first pump shaft, a first drive side fixed to the pump input shaft, and the first drive side. A driving gear that meshes with a small gear and transmits the power of the pump input shaft to the first pump shaft while increasing the rotation speed between the pump input shaft and the first pump shaft. A side gear mechanism, wherein the first power transmission mechanism is fixed to the first driven large gear fixed to the first pump shaft and fixed to the second pump shaft, and meshes with the first driven large gear. A driven side including a second driven small gear and transmitting the power of the first pump shaft to the second pump shaft while increasing the rotation speed between the first pump shaft and the second pump shaft. It is a gear mechanism.

本発明に係る油圧駆動作業機は、本発明に係るダブルポンプ装置と、互いに独立して駆動可能な一方側走行部及び他方側走行部と、前記一方側走行部を駆動するアクチュエータである一方側走行用モータと、前記他方側走行部を駆動するアクチュエータである他方側走行用モータとを含む走行装置と、前記走行装置の上側に旋回可能に設けられた旋回部と、前記旋回部旋回用のアクチュエータである旋回モータと、前記旋回部に支持された作業部とを備え、前記一方側走行用モータを含む第１アクチュエータ群は、前記第１可変容量ポンプから加圧された作動油を供給され、前記旋回モータと前記他方側走行用モータとを含む第２アクチュエータ群は、前記第２可変容量ポンプから加圧された作動油を供給されることを特徴とする。   The hydraulic drive working machine according to the present invention is a double pump device according to the present invention, one side traveling unit and the other side traveling unit that can be driven independently from each other, and one side that is an actuator that drives the one side traveling unit A traveling device that includes a traveling motor and an other-side traveling motor that is an actuator that drives the other-side traveling unit; a turning unit that is turnable on the upper side of the traveling device; and A first actuator group including a swing motor that is an actuator and a working unit supported by the swing unit and including the one-side traveling motor is supplied with pressurized hydraulic oil from the first variable displacement pump. The second actuator group including the turning motor and the other-side traveling motor is supplied with pressurized hydraulic oil from the second variable displacement pump.

本発明に係るダブルポンプ装置及び油圧駆動作業機によれば、ポンプ入力軸に内燃機関の駆動軸が連結された状態で、ポンプ入力軸の動力が第一動力伝達機構及び第二動力伝達機構によって増速され、２つの可変容量ポンプのポンプ軸に伝達されるので、各可変容量ポンプの回転数を低下させることなく、各ポンプ軸の回転数よりも低い回転数である予め設定された高効率領域の一定回転数で内燃機関を駆動させることができる。また、第一動力伝達機構により、２つの可変容量ポンプの単位時間当たりの吐出量を異ならせることができる。このため、ダブルポンプ装置により駆動される作業機の低燃費化及び低騒音化を図れるとともに作業効率を高くできる。   According to the double pump device and the hydraulic drive working machine according to the present invention, the power of the pump input shaft is transmitted by the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism in a state where the drive shaft of the internal combustion engine is connected to the pump input shaft. Since the speed is increased and transmitted to the pump shafts of the two variable displacement pumps, a preset high efficiency that is lower than the rotational speed of each pump shaft without reducing the rotational speed of each variable displacement pump. The internal combustion engine can be driven at a constant rotational speed in the region. Moreover, the discharge amount per unit time of two variable displacement pumps can be varied by the first power transmission mechanism. For this reason, it is possible to reduce the fuel consumption and noise of the working machine driven by the double pump device and to increase the working efficiency.

（Ａ）は本発明の第１実施形態のダブルポンプ装置を含む油圧駆動作業機である掘削作業機の概略図であり、（Ｂ）は（Ａ）のダブルポンプ装置を模式的に示す図である。(A) is the schematic of the excavation working machine which is a hydraulic drive working machine containing the double pump apparatus of 1st Embodiment of this invention, (B) is a figure which shows the double pump apparatus of (A) typically. is there. 図１の掘削作業機を構成する機器収容部内部に設けられた複数の装置を、一部を省略して示す平面図である。It is a top view which abbreviate | omits one part and shows several apparatuses provided in the apparatus accommodating part which comprises the excavation work machine of FIG. 図１の掘削作業機の油圧回路の全体図である。FIG. 2 is an overall view of a hydraulic circuit of the excavating work machine in FIG. 1. 第１実施形態のダブルポンプ装置の断面図である。It is sectional drawing of the double pump apparatus of 1st Embodiment. 図４のＡ−Ａ断面図である。It is AA sectional drawing of FIG. 図４に示した斜板受け部材の斜視図である。It is a perspective view of the swash plate receiving member shown in FIG. 図５のＢ−Ｂ断面図である。It is BB sectional drawing of FIG. エンジンの高効率回転数と、アクチュエータの作業効率が高い油圧ポンプの高作業効率回転数との関係の１例を説明するための図である。It is a figure for demonstrating an example of the relationship between the high efficient rotation speed of an engine, and the high working efficiency rotation speed of a hydraulic pump with high working efficiency of an actuator. 本発明の第２実施形態のダブルポンプ装置を示している図５の左部分に対応する図である。It is a figure corresponding to the left part of Drawing 5 showing the double pump device of a 2nd embodiment of the present invention. 可動斜板の傾転角度が大きくなった状態を示す図９のＣ−Ｃ断面対応図である。It is CC sectional view corresponding to FIG. 9 which shows the state which the inclination angle of the movable swash plate became large. 可動斜板の傾転角度が最小斜板角となるスタンバイ状態を示す図９のＣ−Ｃ断面対応図である。It is CC sectional view corresponding to FIG. 9 which shows the standby state in which the tilt angle of a movable swash plate becomes the minimum swash plate angle. 本発明の第３実施形態のダブルポンプ装置を示している図５の左部分に対応する図である。It is a figure corresponding to the left part of Drawing 5 showing the double pump device of a 3rd embodiment of the present invention. 図１２のＤ−Ｄ断面図である。It is DD sectional drawing of FIG.

［第１実施形態］
以下、図面を用いて本発明の実施形態を詳細に説明する。以下では、本発明のダブルポンプ装置を油圧駆動作業機である掘削作業機に搭載して使用する場合を説明するが、これは例示であって、ダブルポンプ装置から吐出される作動油等の作動流体により駆動するモータ等、種々のアクチュエータを含む装置に搭載して使用してもよい。例えば、２つの油圧モータで左右の車輪を独立駆動し掘削作業装置を機体後部に搭載する農用トラクタ等の作業車両に本発明のダブルポンプ装置を搭載して使用してもよい。また、以下ではすべての図面において同様の要素には同一の符号を付して説明する。 [First Embodiment]
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following, the case where the double pump device of the present invention is used by being mounted on an excavation work machine that is a hydraulically driven work machine will be described. You may mount and use for the apparatus containing various actuators, such as a motor driven with a fluid. For example, the double pump device of the present invention may be mounted and used on a work vehicle such as an agricultural tractor in which the left and right wheels are independently driven by two hydraulic motors and the excavation work device is mounted at the rear of the machine body. In the following description, like reference numerals denote like elements in all drawings.

図１から図８は、本発明の第１実施形態を示す図である。図１は、（Ａ）により本実施形態のダブルポンプ装置１２を含む掘削作業機１０の概略図を示している。図２は、図１の掘削作業機１０を構成する機器収容部１１内部に設けられた複数の装置を、一部を省略して示す平面図である。掘削作業機１０は、左右一対のクローラベルト１４，１６を含む走行装置１８と、走行装置１８の中央部に配置された回転台２０と、回転台２０の中心部に設けられた旋回モータ２２と、旋回部である上部構造２４と、作業部である掘削部３６とを備える。   1 to 8 are views showing a first embodiment of the present invention. FIG. 1: has shown the schematic of the excavation work machine 10 containing the double pump apparatus 12 of this embodiment by (A). FIG. 2 is a plan view showing a plurality of devices provided in the equipment accommodating portion 11 constituting the excavating work machine 10 of FIG. The excavation work machine 10 includes a traveling device 18 including a pair of left and right crawler belts 14, a turntable 20 disposed at a central portion of the travel device 18, and a turning motor 22 provided at the center of the turntable 20. The upper structure 24 that is a turning part and the excavation part 36 that is a working part are provided.

走行装置１８は、アクチュエータである左右の走行用モータ２６ａ、２６ｂを含み、左右のクローラベルト１４，１６を対応する側のモータ２６ａ、２６ｂにより両方向に独立して回転駆動可能とする。左のクローラベルト１４が一方側走行部であり、右のクローラベルト１６が他方側走行部である。また、走行装置１８の後側である図１の右側に、排土板であるブレード２８が取り付けられる。ブレード２８は、図２に示すブレードシリンダ３０の伸縮により上下に回動可能に、走行装置１８に支持される。   The traveling device 18 includes left and right traveling motors 26a and 26b, which are actuators, and allows the left and right crawler belts 14 and 16 to be driven to rotate independently in both directions by the corresponding motors 26a and 26b. The left crawler belt 14 is a one-side traveling unit, and the right crawler belt 16 is the other-side traveling unit. Further, a blade 28 that is a soil discharge plate is attached to the right side of FIG. The blade 28 is supported by the traveling device 18 so as to be rotatable up and down by expansion and contraction of the blade cylinder 30 shown in FIG.

上部構造２４は、走行装置１８の上側に設けられ、回転台２０により図２に示す上下方向の旋回軸Ｏを中心とする旋回可能に支持される。上部構造２４は、旋回モータ２２により、走行装置１８に対し旋回軸Ｏを中心に回転駆動される。上部構造２４は、上側の蓋部により開口部を塞ぐ機器収容部１１と、運転席３２と、操作子３４と、掘削部３６とを含む。機器収容部１１は、内部にエンジン３８とダブルポンプ装置１２と方向切換弁４０ａ，４０ｂと切換用パイロット弁４２ａ，４２ｂとを含んでいる。   The upper structure 24 is provided on the upper side of the traveling device 18 and is supported by the turntable 20 so as to be able to turn around a turning axis O in the vertical direction shown in FIG. The upper structure 24 is rotationally driven about the turning axis O with respect to the traveling device 18 by the turning motor 22. The upper structure 24 includes a device accommodating portion 11 that closes the opening with an upper lid portion, a driver's seat 32, an operator 34, and an excavating portion 36. The equipment accommodating portion 11 includes an engine 38, a double pump device 12, direction switching valves 40a and 40b, and switching pilot valves 42a and 42b.

図１（Ｂ）は図１（Ａ）のダブルポンプ装置１２を模式的に示す図である。ダブルポンプ装置１２は、エンジン３８の出力軸と連結可能なポンプ入力軸４４と、ポンプ入力軸４４に結合された増速部４６と、第１可変容量ポンプである第１油圧ポンプ４８及び第２可変容量ポンプである第２油圧ポンプ５０と、ギヤポンプ５２とを含む。増速部４６は、互いに噛合する第１従動側大歯車５４及び第２従動側小歯車５６から構成される第一動力伝達機構５８と、互いに噛合する第１駆動側小歯車６０及び駆動側大歯車６２から構成される第二動力伝達機構６４とを含む。第１従動側大歯車５４及び第１駆動側小歯車６０は、第１油圧ポンプ４８が有する第１ポンプ軸６８に固定される。第２従動側小歯車５６は、第２油圧ポンプ５０が有する第２ポンプ軸６８に固定される。   FIG. 1B is a diagram schematically showing the double pump device 12 of FIG. The double pump device 12 includes a pump input shaft 44 that can be connected to the output shaft of the engine 38, a speed increasing portion 46 that is coupled to the pump input shaft 44, a first hydraulic pump 48 that is a first variable displacement pump, and a second hydraulic pump 48. A second hydraulic pump 50 that is a variable displacement pump and a gear pump 52 are included. The speed increasing portion 46 includes a first power transmission mechanism 58 including a first driven side large gear 54 and a second driven side small gear 56 that mesh with each other, and a first drive side small gear 60 and a drive side large that mesh with each other. And a second power transmission mechanism 64 composed of a gear 62. The first driven large gear 54 and the first drive small gear 60 are fixed to a first pump shaft 68 included in the first hydraulic pump 48. The second driven small gear 56 is fixed to a second pump shaft 68 included in the second hydraulic pump 50.

ギヤポンプ５２は、第１ポンプ軸６６に結合され第１ポンプ軸６６により回転駆動される。ギヤポンプ５２は、機器収容部１１内の切換用パイロット弁４２ａ，４２ｂに作動油を供給するためのパイロットポンプである。   The gear pump 52 is coupled to the first pump shaft 66 and is driven to rotate by the first pump shaft 66. The gear pump 52 is a pilot pump for supplying hydraulic oil to the switching pilot valves 42 a and 42 b in the device accommodating portion 11.

第１油圧ポンプ４８は、後述するように左側の走行用モータ２６ａ等の複数のアクチュエータを含む第１アクチュエータ群７０に作動油を供給して第１アクチュエータ群７０を駆動する。第２油圧ポンプ５０は、後述するように右側の走行用モータ２６ｂ、旋回モータ２２等の複数のアクチュエータを含む第２アクチュエータ群７２に作動油を供給して第２アクチュエータ群７２を駆動する。このようなダブルポンプ装置１２の構成は後で詳しく説明する。   As will be described later, the first hydraulic pump 48 supplies hydraulic oil to a first actuator group 70 including a plurality of actuators such as the left traveling motor 26a to drive the first actuator group 70. As will be described later, the second hydraulic pump 50 supplies hydraulic oil to the second actuator group 72 including a plurality of actuators such as the right traveling motor 26 b and the turning motor 22 to drive the second actuator group 72. The configuration of such a double pump device 12 will be described in detail later.

図１（Ａ）に示す運転席３２は、機器収容部１１の上部外側に設けられる。操作子３４は、操作レバーやペダル等であり、運転席３２の前側及び左右片側または両側に設けられ、後述する切換用パイロット弁４２ａ、４２ｂと連係する。   The driver's seat 32 shown in FIG. The operation element 34 is an operation lever, a pedal, or the like, and is provided on the front side, the left and right sides or both sides of the driver's seat 32, and is linked to switching pilot valves 42a and 42b described later.

掘削部３６は、上部構造２４の前部である図１（Ａ）の左部に、揺動支持部７４を介して支持される。掘削部３６の下端部は、揺動支持部７４に支持される。掘削部３６は、ブーム７６と、ブーム７６の先端に上下回動可能に支持されたアーム７８と、アーム７８の先端に上下回動可能に支持されたバケット８０とを含む。   The excavation part 36 is supported via a swinging support part 74 on the left part of FIG. The lower end portion of the excavation part 36 is supported by the swing support part 74. The excavation unit 36 includes a boom 76, an arm 78 supported by the tip of the boom 76 so as to be vertically rotatable, and a bucket 80 supported by the tip of the arm 78 so as to be vertically rotatable.

ブーム７６は、揺動支持部７４に、水平方向の軸８２を中心に揺動可能に支持される。ブーム７６は、ブーム７６の中間部と揺動支持部７４との間に取り付けられたブームシリンダ８４の伸縮により上下方向に回動可能である。アーム７８は、ブーム７６の中間部とアーム７８の端部との間に取り付けられたアームシリンダ８６の伸縮により、ブーム７６に対して回動可能である。バケット８０は、アーム７８の端部とバケット８０に連結したリンクとの間に取り付けられたバケットシリンダ８８の伸縮により、アーム７８に対し回動可能である。   The boom 76 is supported by the swing support portion 74 so as to be swingable about a horizontal shaft 82. The boom 76 can be rotated in the vertical direction by expansion and contraction of a boom cylinder 84 attached between an intermediate portion of the boom 76 and the swing support portion 74. The arm 78 is rotatable with respect to the boom 76 by expansion and contraction of an arm cylinder 86 attached between an intermediate portion of the boom 76 and an end portion of the arm 78. The bucket 80 is rotatable with respect to the arm 78 by expansion and contraction of a bucket cylinder 88 attached between the end of the arm 78 and a link connected to the bucket 80.

図２に示すように、揺動支持部７４は、上部構造２４の前部に、上下方向である図２の裏表方向の軸９０を中心に回動可能に支持される。揺動支持部７４は、上部構造２４との間に設けられたスイングシリンダ９２の伸縮により、軸９０を中心に回動する。スイングシリンダ９２の伸縮に応じて図１に示す掘削部３６全体が左右にスイングされる。   As shown in FIG. 2, the swing support portion 74 is supported on the front portion of the upper structure 24 so as to be rotatable about a shaft 90 in the up-down direction in FIG. The swing support portion 74 rotates around the shaft 90 by expansion and contraction of a swing cylinder 92 provided between the upper structure 24 and the swing support portion 74. The entire excavation part 36 shown in FIG. 1 is swung to the left and right according to the expansion and contraction of the swing cylinder 92.

機器収容部１１は、内側にエンジン３８及びダブルポンプ装置１２の他に、ダブルポンプ装置１２から作動流体である作動油を供給可能とする複数の、図示の例では８つの方向切換弁を含むバルブユニット９４と、油タンク９６とを収容している。ダブルポンプ装置１２は、エンジン３８のケースと結合されている。   In addition to the engine 38 and the double pump device 12, the device accommodating portion 11 includes a plurality of, in the illustrated example, eight directional control valves that can supply hydraulic oil as a working fluid from the double pump device 12. A unit 94 and an oil tank 96 are accommodated. The double pump device 12 is coupled to the case of the engine 38.

図３は、図１の掘削作業機１０の油圧回路の全体図である。掘削作業機１０は、作業機油圧回路９８を備える。作業機油圧回路９８は、第１アクチュエータ群７０及び第２アクチュエータ群７２と、各アクチュエータ群７０，７２に油圧的に接続されたダブルポンプ装置１２と、複数の方向切換弁４０ａ，４０ｂと、複数の切換用パイロット弁４２ａ，４２ｂとを含む。第１アクチュエータ群７０は、複数のアクチュエータであるバケットシリンダ８８、ブームシリンダ８４、スイングシリンダ９２、及び左側の走行用モータ２６ａから構成される。第２アクチュエータ群７２は、複数のアクチュエータであるアームシリンダ８６、ブレードシリンダ３０、旋回モータ２２、及び右側の走行用モータ２６ｂから構成される。   FIG. 3 is an overall view of the hydraulic circuit of the excavator 10 of FIG. The excavation work machine 10 includes a work machine hydraulic circuit 98. The work machine hydraulic circuit 98 includes a first actuator group 70 and a second actuator group 72, a double pump device 12 hydraulically connected to the actuator groups 70 and 72, a plurality of direction switching valves 40a and 40b, and a plurality of Switching pilot valves 42a and 42b. The first actuator group 70 includes a bucket cylinder 88, a boom cylinder 84, a swing cylinder 92, and a left traveling motor 26a, which are a plurality of actuators. The second actuator group 72 includes a plurality of actuators such as an arm cylinder 86, a blade cylinder 30, the turning motor 22, and a right traveling motor 26b.

ダブルポンプ装置１２が有する第１油圧ポンプ４８の吐出口は、対応する方向切換弁４０ａを介して第１アクチュエータ群７０の各アクチュエータに並列に接続される。一方、ダブルポンプ装置１２が有する第２油圧ポンプ５０の吐出口は、対応する方向切換弁４０ｂを介して第２アクチュエータ群７２の各アクチュエータに並列に接続される。   The discharge port of the first hydraulic pump 48 included in the double pump device 12 is connected in parallel to each actuator of the first actuator group 70 via the corresponding direction switching valve 40a. On the other hand, the discharge port of the second hydraulic pump 50 included in the double pump device 12 is connected in parallel to each actuator of the second actuator group 72 via the corresponding direction switching valve 40b.

各方向切換弁４０ａ，４０ｂは、クローズドセンター型のアクチュエータ切換弁である。各方向切換弁４０ａ，４０ｂの左右端の切換油室のそれぞれは、切換用パイロット弁４２ａ，４２ｂの出力ポートに接続されている。各切換用パイロット弁４２ａ，４２ｂもクローズドセンター型であり、それぞれの入力ポートは、ダブルポンプ装置１２が有するギヤポンプ５２の吐出口に並列に接続されている。ギヤポンプ５２の吸入口は、油タンク９６に接続されている。   Each direction switching valve 40a, 40b is a closed center type actuator switching valve. The switching oil chambers at the left and right ends of the direction switching valves 40a and 40b are connected to the output ports of the switching pilot valves 42a and 42b, respectively. Each switching pilot valve 42a, 42b is also a closed center type, and each input port is connected in parallel to the discharge port of the gear pump 52 of the double pump device 12. The suction port of the gear pump 52 is connected to the oil tank 96.

各切換用パイロット弁４２ａ，４２ｂは、図１の運転席３２の周辺部に設けられた対応する操作子３４により機械的に切換可能である。各切換用パイロット弁４２ａ，４２ｂは、切り換えにより、対応する方向切換弁４０ａ，４０ｂを油圧的に中立位置から作用位置へ切り換え可能とする。各方向切換弁４０ａ，４０ｂは、この切り換えにより、対応するシリンダ３０，８４，８６，８８，９２の伸長・収縮及び走行用モータ２６ａ、２６ｂや旋回モータ２２の回転方向を切り換え可能とする。このような構成により、左の走行用モータ２６ａを含む第１アクチュエータ群７０は、第１油圧ポンプ４８から加圧された作動油を供給される。また、右の走行用モータ２６ｂ及び旋回モータ２２を含む第２アクチュエータ群７２は、第２油圧ポンプ５０から加圧された作動油を供給される。   Each switching pilot valve 42a, 42b can be mechanically switched by a corresponding operation element 34 provided in the periphery of the driver's seat 32 in FIG. Each switching pilot valve 42a, 42b can switch the corresponding direction switching valve 40a, 40b hydraulically from the neutral position to the operating position by switching. Each direction switching valve 40a, 40b can switch the expansion / contraction of the corresponding cylinder 30, 84, 86, 88, 92 and the rotation direction of the traveling motors 26a, 26b and the turning motor 22 by this switching. With such a configuration, the first actuator group 70 including the left traveling motor 26 a is supplied with pressurized hydraulic oil from the first hydraulic pump 48. The second actuator group 72 including the right traveling motor 26 b and the turning motor 22 is supplied with pressurized hydraulic fluid from the second hydraulic pump 50.

旋回モータ２２は、対応する方向切換弁４０ｂの切換により回転方向が切り換えられることにより、この方向切換弁４０ｂを介して第２油圧ポンプ５０の吐出口に接続される。これにより旋回モータ２２に加圧された作動油が供給され、図１の上部構造２４が所望の左右方向へ旋回する。   The turning motor 22 is connected to the discharge port of the second hydraulic pump 50 via the direction switching valve 40b by switching the rotation direction by switching the corresponding direction switching valve 40b. As a result, pressurized hydraulic oil is supplied to the turning motor 22, and the upper structure 24 of FIG. 1 turns in the desired left-right direction.

方向切換弁４０ａ、４０ｂの作用位置にはアクチュエータへの吐出流量を徐々に増やす図示しない可変絞り弁が設けられる。可変絞り弁は、各切換用パイロット弁４２ａ，４２ｂの操作量に応じて方向切換弁４０ａ、４０ｂの開度を任意に調整する機能を有する。また、ダブルポンプ装置１２が有する後述のロードセンシングサーボ機構９９により、各油圧ポンプ４８，５０の可動斜板の傾転角度を制御する。これについては後で詳しく説明する。   A variable throttle valve (not shown) that gradually increases the discharge flow rate to the actuator is provided at the operation position of the direction switching valves 40a and 40b. The variable throttle valve has a function of arbitrarily adjusting the opening degree of the direction switching valves 40a and 40b according to the operation amount of each switching pilot valve 42a and 42b. Further, the tilt angle of the movable swash plate of each of the hydraulic pumps 48 and 50 is controlled by a load sensing servo mechanism 99 which will be described later that the double pump device 12 has. This will be described in detail later.

アンロード弁１００は、作業機油圧回路９８に設けられ、第１油圧ポンプ４８及び第２油圧ポンプ５０の吐出側にそれぞれ接続されている。各アンロード弁１００は、対応する油圧ポンプ４８，５０の吐出口と方向切換弁４０ａ、４０ｂとを接続する油路から分岐した油路に接続されている。アンロード弁１００は、対応するすべての方向切換弁４０ａ、４０ｂが中立位置にある場合に、アンロード弁１００を開放して油タンク９６に作動油を排出可能とする。この構成により、各油圧ポンプ４８，５０の可動斜板は、初期位置において、ポンプ軸６６，６８に対し直交する平面に対しわずかに（例えば２度程度）傾けた状態で維持されスタンバイ状態となる。また、アンロード弁１００は、方向切換弁４０ａ，４０ｂを作用位置にしたときにその出力油圧を切換信号として閉鎖側に導入して、油タンク９６への作動油排出を停止させるように構成される。   The unload valve 100 is provided in the work machine hydraulic circuit 98 and is connected to the discharge sides of the first hydraulic pump 48 and the second hydraulic pump 50, respectively. Each unload valve 100 is connected to an oil passage branched from an oil passage connecting the discharge ports of the corresponding hydraulic pumps 48 and 50 and the direction switching valves 40a and 40b. The unload valve 100 allows the hydraulic oil to be discharged into the oil tank 96 by opening the unload valve 100 when all the corresponding directional control valves 40a and 40b are in the neutral position. With this configuration, the movable swash plate of each of the hydraulic pumps 48 and 50 is maintained in a state of being slightly inclined (for example, about 2 degrees) with respect to a plane orthogonal to the pump shafts 66 and 68 at an initial position and is in a standby state. . Further, the unload valve 100 is configured to introduce the output hydraulic pressure to the closing side as a switching signal when the direction switching valves 40a and 40b are set to the operating position, and stop the discharge of the hydraulic oil to the oil tank 96. The

増速切換弁１０２は、左右の走行用モータ２６ａ，２６ｂの可動斜板の、ポンプ軸に対する傾きである、傾転角度を同時に２段階で変える機能を有する。増速切換弁１０２は、ギヤポンプ５２の吐出口に接続される。走行用モータ２６ａ，２６ｂの可動斜板は、容積変更アクチュエータ１０４に連結される。増速切換弁１０２は、図１の運転席３２周辺部に設けられた操作子３４のうち、２速切換レバーである操作子３４により切換可能である。増速切換弁１０２の切り替えにより、走行用モータ２６ａ、２６ｂの容積を大きくする、または小さくする方向へ切り換えて、各走行用モータ２６ａ，２６ｂの速度変更を可能とする。   The speed increasing switching valve 102 has a function of simultaneously changing the tilt angle of the movable swash plate of the left and right traveling motors 26a, 26b with respect to the pump shaft in two stages. The speed increasing switching valve 102 is connected to the discharge port of the gear pump 52. The movable swash plates of the traveling motors 26 a and 26 b are connected to the volume changing actuator 104. The speed increasing switching valve 102 can be switched by an operating element 34 which is a second speed switching lever among the operating elements 34 provided in the periphery of the driver's seat 32 in FIG. By switching the acceleration switching valve 102, the travel motors 26a, 26b are switched in the direction of increasing or decreasing the volume, and the speeds of the travel motors 26a, 26b can be changed.

各走行用モータ２６ａ，２６ｂの２つのポートは、方向切換弁４０ａ，４０ｂを介して、対応する油圧ポンプ４８，５０の吐出口と、油タンク９６とのいずれかに接続される。切換用パイロット弁４２ａ，４２ｂは、図１の運転席３２の周辺部に設けられた操作子３４のうち、変速レバーとしての操作子３４により切り換え可能である。切換用パイロット弁４２ａ，４２ｂの切り換えにより、対応する油圧ポンプ４８，５０の走行用モータ２６ａ，２６ｂへの供給油量が変更される。このため、対応する操作子３４の操作によって、各走行用モータ２６ａ，２６ｂの回転方向が変更されるとともに、速度調節が可能となる。   The two ports of each traveling motor 26a, 26b are connected to either the discharge port of the corresponding hydraulic pump 48, 50 or the oil tank 96 via the direction switching valves 40a, 40b. The switching pilot valves 42a and 42b can be switched by the operating element 34 as a shift lever among the operating elements 34 provided in the peripheral portion of the driver's seat 32 in FIG. By switching the switching pilot valves 42a and 42b, the amount of oil supplied to the traveling motors 26a and 26b of the corresponding hydraulic pumps 48 and 50 is changed. For this reason, the rotation direction of each traveling motor 26a, 26b is changed by the operation of the corresponding operation element 34, and the speed can be adjusted.

図４から図７を用いて、ダブルポンプ装置１２の具体的構造を説明する。図４は、ダブルポンプ装置１２の断面図である。図５は、図４のＡ−Ａ断面図である。   A specific structure of the double pump device 12 will be described with reference to FIGS. FIG. 4 is a cross-sectional view of the double pump device 12. 5 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.

図４、図５に示すように、ダブルポンプ装置１２は、ポンプケース１０８と、ポンプケース１０８に収容された２つのアキシャルピストン型の第１油圧ポンプ４８及び第２油圧ポンプ５０と、ギヤポンプ５２と、増速部４６とを備える。第１油圧ポンプ４８は第１ポンプ軸６６を有し、第２油圧ポンプ５０は第２ポンプ軸６８を有する。   As shown in FIGS. 4 and 5, the double pump device 12 includes a pump case 108, two axial piston-type first hydraulic pump 48 and second hydraulic pump 50 housed in the pump case 108, a gear pump 52, and the like. The speed increasing part 46 is provided. The first hydraulic pump 48 has a first pump shaft 66, and the second hydraulic pump 50 has a second pump shaft 68.

図５に示すように、ダブルポンプ装置１２は、各油圧ポンプ５０のそれぞれに対応する２つのサーボ機構１１０及び２つのバランスピストン機構１１２を含むロードセンシングサーボ機構９９を備える。   As shown in FIG. 5, the double pump device 12 includes a load sensing servo mechanism 99 including two servo mechanisms 110 and two balance piston mechanisms 112 corresponding to the respective hydraulic pumps 50.

ポンプケース１０８は、一端である図４の右端に開口部を有するケース本体１１４と、ケース本体１１４の開口部を塞ぐポートブロック１１６と、ポートブロック１１６のケース本体１１４と反対側に結合されたギヤケース１１８とを含む。ポートブロック１１６には、第１油圧ポンプ４８及び第２油圧ポンプ５０に対して油給排を行うポートが形成されている。第１ポンプ軸６６及び第２ポンプ軸６８の両端部は、ケース本体１１４及びポートブロック１１６に軸受により両持ち支持状態で回転可能に支持される。油溜め１２０は、ポンプケース１０８内側に設けられている。   The pump case 108 includes a case main body 114 having an opening at the right end in FIG. 4 as one end, a port block 116 that closes the opening of the case main body 114, and a gear case coupled to the opposite side of the case main body 114 of the port block 116. 118. The port block 116 has ports for supplying and discharging oil to and from the first hydraulic pump 48 and the second hydraulic pump 50. Both ends of the first pump shaft 66 and the second pump shaft 68 are rotatably supported by the case main body 114 and the port block 116 in a both-end supported state by bearings. The oil sump 120 is provided inside the pump case 108.

ポンプ入力軸４４は、図１に示すエンジン３８の出力軸に連結可能であり、ギヤケース１１８に軸受により両持ち支持状態で回転可能に支持される。第２ポンプ軸６８及びポンプ入力軸４４は、同軸上に配置されるが、互いに隙間を介して分離されている。   The pump input shaft 44 can be connected to the output shaft of the engine 38 shown in FIG. 1, and is rotatably supported by the gear case 118 in a both-end supported state by a bearing. The second pump shaft 68 and the pump input shaft 44 are arranged coaxially, but are separated from each other via a gap.

増速部４６は、第一動力伝達機構５８と第二動力伝達機構６４とを含む。第一動力伝達機構５８は、従動側歯車機構であり、第１ポンプ軸６６と第２ポンプ軸６８との間に接続される。第一動力伝達機構５８は、互いに噛合する第１従動側大歯車５４及び第２従動側小歯車５６から構成される。   The speed increasing unit 46 includes a first power transmission mechanism 58 and a second power transmission mechanism 64. The first power transmission mechanism 58 is a driven gear mechanism and is connected between the first pump shaft 66 and the second pump shaft 68. The first power transmission mechanism 58 includes a first driven large gear 54 and a second driven small gear 56 that mesh with each other.

第二動力伝達機構６４は、駆動側歯車機構であり、ポンプ入力軸４４と第１ポンプ軸６６との間に接続される。第二動力伝達機構６４は、互いに噛合する第１駆動側小歯車６０及び駆動側大歯車６２から構成される。   The second power transmission mechanism 64 is a drive-side gear mechanism and is connected between the pump input shaft 44 and the first pump shaft 66. The second power transmission mechanism 64 includes a first drive side small gear 60 and a drive side large gear 62 that mesh with each other.

第１従動側大歯車５４及び第１駆動側小歯車６０は、第１ポンプ軸６６に固定されている。第２従動側小歯車５６は、第２ポンプ軸６８に固定されている。   The first driven side large gear 54 and the first drive side small gear 60 are fixed to the first pump shaft 66. The second driven small gear 56 is fixed to the second pump shaft 68.

第一動力伝達機構５８は、第１ポンプ軸６６と第２ポンプ軸６８との間で回転速度を高くするように変化させつつ、すなわち増速しつつ第１ポンプ軸６６の動力を第２ポンプ軸６８に伝達可能とすることで、第２油圧ポンプ５０の単位時間当たりの吐出容量の最大値を、第１油圧ポンプ５０の単位時間当たりの吐出容量の最大値よりも大きくする。一方、第二動力伝達機構６４は、ポンプ入力軸４４と第１ポンプ軸６６との間で回転を増速しつつ、ポンプ入力軸４４の動力を第１ポンプ軸６６に伝達するように構成されている。   The first power transmission mechanism 58 changes the power of the first pump shaft 66 between the first pump shaft 66 and the second pump shaft 68 so as to increase the rotational speed, that is, increases the speed of the first pump shaft 66 while increasing the speed. By enabling transmission to the shaft 68, the maximum value of the discharge capacity per unit time of the second hydraulic pump 50 is made larger than the maximum value of the discharge capacity per unit time of the first hydraulic pump 50. On the other hand, the second power transmission mechanism 64 is configured to transmit the power of the pump input shaft 44 to the first pump shaft 66 while increasing the rotation speed between the pump input shaft 44 and the first pump shaft 66. ing.

なお、上記では各動力伝達機構５８，６４を歯車機構により構成しているが、動力伝達機構として、回転軸に固定されたプーリにベルトをかけ渡し、ベルトにより２つの回転軸間で動力を伝達するベルト機構や、回転軸に固定されたスプロケットにチェーンをかけ渡し、チェーンにより２つの回転軸間で動力を伝達するチェーン機構を使用してもよい。   In the above, each power transmission mechanism 58, 64 is constituted by a gear mechanism, but as a power transmission mechanism, a belt is passed over a pulley fixed to the rotating shaft, and power is transmitted between the two rotating shafts by the belt. Alternatively, a chain mechanism may be used in which a chain is passed over a sprocket fixed to a rotating shaft or a sprocket fixed to the rotating shaft, and power is transmitted between the two rotating shafts by the chain.

第１油圧ポンプ４８及び第２油圧ポンプ５０は、それぞれシリンダブロック１２２と、複数のピストン１２４と、バネ１２６と、可動斜板１２８とを備える。第１油圧ポンプ４８は第１ポンプ軸６６を有し、第２油圧ポンプ５０は第２ポンプ軸６８を有する。シリンダブロック１２２は、それぞれのポンプ軸６６，６８にスプライン係合させることによりポンプ軸６６，６８に一体的に固定されている。複数のピストン１２４は、それぞれのシリンダブロック１２２のシリンダに往復動可能に収容される。バネ１２６は、それぞれのシリンダブロック１２２の内周面とポンプ軸６６，６８の外周面との間に設けられ、ピンを介して、外周面が球面状のワッシャにより、各ピストン１２４の一端に支持されたシューを可動斜板１２８側に押圧する。   The first hydraulic pump 48 and the second hydraulic pump 50 each include a cylinder block 122, a plurality of pistons 124, a spring 126, and a movable swash plate 128. The first hydraulic pump 48 has a first pump shaft 66, and the second hydraulic pump 50 has a second pump shaft 68. The cylinder block 122 is integrally fixed to the pump shafts 66 and 68 by spline engagement with the respective pump shafts 66 and 68. The plurality of pistons 124 are accommodated in the cylinders of the respective cylinder blocks 122 so as to reciprocate. The spring 126 is provided between the inner peripheral surface of each cylinder block 122 and the outer peripheral surface of the pump shafts 66 and 68, and is supported on one end of each piston 124 by a washer having a spherical outer peripheral surface via a pin. The pressed shoe is pressed toward the movable swash plate 128 side.

可動斜板１２８は、クレイドル式であって、図５の上下両側の半円部１５８と、半円部１５８同士を連結する連結部とを含む。片側の半円部１５８の外側面に操作ピン１４２が突出するように結合されている。可動斜板１２８は、ポンプケース１０８に固定された斜板受け部材１３０にハーフベアリング１３２を介して回動可能に支持されている。各半円部１５８はハーフベアリング１３２に対し摺動する。図４の矢印Ｐは可動斜板１２８の回動方向である。図６は、斜板受け部材１３０の斜視図である。斜板受け部材１３０は、幅方向両端部に一体に設けられた２つの受け部１３４を有する。各受け部１３４の図４に示す可動斜板１２８と対向する片側に、円筒面の一部である曲面部１３６が設けられる。また、各曲面部１３６の中央部と図４のポンプケース１０８と対向する他側とを通じさせる連通路１３８が形成されている。   The movable swash plate 128 is a cradle type and includes a semicircular portion 158 on both upper and lower sides in FIG. 5 and a connecting portion that connects the semicircular portions 158 to each other. The operation pin 142 is coupled to the outer surface of the semicircular portion 158 on one side so as to protrude. The movable swash plate 128 is rotatably supported by a swash plate receiving member 130 fixed to the pump case 108 via a half bearing 132. Each semicircular portion 158 slides relative to the half bearing 132. The arrow P in FIG. 4 is the rotation direction of the movable swash plate 128. FIG. 6 is a perspective view of the swash plate receiving member 130. The swash plate receiving member 130 has two receiving portions 134 that are integrally provided at both ends in the width direction. A curved surface portion 136 that is a part of a cylindrical surface is provided on one side of each receiving portion 134 that faces the movable swash plate 128 shown in FIG. Further, a communication path 138 is formed through the central portion of each curved surface portion 136 and the other side facing the pump case 108 of FIG.

図５に示すように、連通路１３８は、ポンプケース１０８内の油路１４０に接続されている。図７は、図５のＢ−Ｂ断面図である。油路１４０は、図７のポンプケース１０８の片側端部に設けられた油路要素１５２と、油路要素１５２から直交して伸びるように形成された互いに平行な油路要素１５４と、各油路要素１５４の長さ方向２個所から直交する方向に形成され、各油圧ポンプ４８，５０の可動斜板１２８に対向する斜板受け部材１３０の両端部の連通路１３８に向かう油路要素１５６とを含む。各油路要素１５６の端部が各連通路１３８の端部に対向し接続される。   As shown in FIG. 5, the communication path 138 is connected to the oil path 140 in the pump case 108. 7 is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG. The oil passage 140 includes an oil passage element 152 provided at one end portion of the pump case 108 in FIG. 7, oil passage elements 154 parallel to each other formed so as to extend orthogonally from the oil passage element 152, and each oil passage. An oil passage element 156 that is formed in a direction orthogonal from two longitudinal directions of the passage element 154 and faces the communication passage 138 at both ends of the swash plate receiving member 130 facing the movable swash plate 128 of each hydraulic pump 48, 50; including. An end portion of each oil passage element 156 is opposed to and connected to an end portion of each communication path 138.

図４に示したギヤポンプ５２から吐出された油が油路１４０を介して各連通路１３８に供給される。図示の例では油路１４０は、後述するサーボ機構１１０のサーボシリンダ内に油を供給するためにも使用される。   Oil discharged from the gear pump 52 shown in FIG. 4 is supplied to each communication passage 138 through the oil passage 140. In the illustrated example, the oil passage 140 is also used for supplying oil into a servo cylinder of a servo mechanism 110 described later.

可動斜板１２８は、斜板受け部材１３０の曲面部１３６上のハーフベアリング１３２の曲面に沿って回動可能である。ハーフベアリング１３２にも連通路１３８に通じる孔が形成され、可動斜板１２８の側に開口している。なお、斜板受け部材１３０とハーフベアリング１３２とはピンで互いに係合させ、互いの位置ずれを効果的に防止することもできる。また、可動斜板１２８の片側に連結された操作ピン１４２は、ロードセンシングサーボ機構９９の操作部であるサーボ機構１１０を構成するサーボピストン１４４の係合溝１６０に係合される。   The movable swash plate 128 is rotatable along the curved surface of the half bearing 132 on the curved surface portion 136 of the swash plate receiving member 130. The half bearing 132 is also formed with a hole that communicates with the communication path 138 and opens toward the movable swash plate 128. In addition, the swash plate receiving member 130 and the half bearing 132 can be engaged with each other by a pin, and the mutual displacement can be effectively prevented. Further, the operation pin 142 connected to one side of the movable swash plate 128 is engaged with the engagement groove 160 of the servo piston 144 constituting the servo mechanism 110 which is the operation unit of the load sensing servo mechanism 99.

サーボ機構１１０及びバランスピストン機構１１２は、各油圧ポンプ４８，５０に対応してそれぞれ２つ設けられている。以下では代表して第２油圧ポンプ５０側のサーボ機構１１０及びバランスピストン機構１１２を、図５を用いて説明する。サーボ機構１１０は、サーボシリンダ内に摺動可能に設けられたサーボピストン１４４と、サーボピストン１４４内の内側シリンダに摺動可能に設けられたスプール１４５とを含む。スプール１４５は、後述するバランスピストン機構１１２のバランスピストン１４６との間に連結されたアーム部材１４８により移動可能である。スプール１４５は、移動により、スプール１４５とサーボピストン１４４との内部に設けられた油路の接続関係を切り換えて、油圧によりサーボピストン１４４をスプール１４５と同方向に移動させる。これによって、操作ピン１４２が移動して可動斜板１２８の傾転角度が変更される。すなわち、サーボ機構１１０を構成するサーボピストン１４４が軸方向である図５の表裏方向に移動すると、操作ピン１４２は係合溝１６０内でこの軸方向に対し直交する方向にも移動するので、操作ピン１４２の移動により、可動斜板１２８のポンプ軸に対し直交する平面に対する傾斜角度である傾転角度の変更が可能となる。   Two servo mechanisms 110 and two balance piston mechanisms 112 are provided corresponding to the hydraulic pumps 48 and 50, respectively. Hereinafter, the servo mechanism 110 and the balance piston mechanism 112 on the second hydraulic pump 50 side will be described as a representative with reference to FIG. The servo mechanism 110 includes a servo piston 144 slidably provided in the servo cylinder and a spool 145 slidably provided on the inner cylinder in the servo piston 144. The spool 145 is movable by an arm member 148 connected between a balance piston 146 of a balance piston mechanism 112 described later. The spool 145 switches the connection relation between the oil passages provided inside the spool 145 and the servo piston 144 by movement, and moves the servo piston 144 in the same direction as the spool 145 by hydraulic pressure. As a result, the operation pin 142 moves and the tilt angle of the movable swash plate 128 is changed. That is, when the servo piston 144 constituting the servo mechanism 110 moves in the axial direction of FIG. 5, the operation pin 142 also moves in the engagement groove 160 in a direction perpendicular to the axial direction. By moving the pin 142, it is possible to change the tilt angle, which is the tilt angle with respect to a plane orthogonal to the pump axis of the movable swash plate 128.

バランスピストン機構１１２は、バランスシリンダ内に摺動可能なバランスピストン１４６と、バランスシリンダ内でバランスピストン１４６の軸方向両側２個所ずつに設けられた図示しない４つの受圧室とを含む。４つの受圧室を第１から第４受圧室と設定する。第１受圧室は、第２油圧ポンプ５０の吐出口にポンプケース１０８内の油路を介して接続する。第２受圧室は、図３に示した第２アクチュエータ群７２の各アクチュエータに接続される方向切換弁４０ｂの二次側に接続する。第３受圧室は、図４に示したギヤポンプ５２の吐出口に図示しない固定減圧弁を介して接続する。第４受圧室は、ギヤポンプ５２の吐出口に図示しない可変減圧弁を介して接続する。第４受圧室内の圧力は可変減圧弁により０としてもよい。バランスピストン１４６の軸方向片側に第１受圧室及び第４受圧室を配置し、軸方向他側に第２受圧室及び第３受圧室を配置する。このようなサーボ機構１１０及びバランスピストン機構１１２を２つずつ含んで構成されるロードセンシングサーボ機構９９は、アクチュエータの作業時の負荷で生じる圧力に応じて油圧ポンプ４８，５０の吐出油量を適切に変化させ、掘削作業機１０の燃費低減を図る機能を有する。なお、ダブルポンプ装置１２では、２つの油圧ポンプ４８，５０から異なる吐出量で作動油を吐出するものであればよく、上記のロードセンシングサーボ機構９９またはバランスピストン機構１１２を省略することもできる。   The balance piston mechanism 112 includes a balance piston 146 slidable in the balance cylinder, and four pressure receiving chambers (not shown) provided at two positions on both sides of the balance piston 146 in the axial direction in the balance cylinder. Four pressure receiving chambers are set as first to fourth pressure receiving chambers. The first pressure receiving chamber is connected to the discharge port of the second hydraulic pump 50 via an oil passage in the pump case 108. The second pressure receiving chamber is connected to the secondary side of the direction switching valve 40b connected to each actuator of the second actuator group 72 shown in FIG. The third pressure receiving chamber is connected to the discharge port of the gear pump 52 shown in FIG. 4 via a fixed pressure reducing valve (not shown). The fourth pressure receiving chamber is connected to the discharge port of the gear pump 52 via a variable pressure reducing valve (not shown). The pressure in the fourth pressure receiving chamber may be set to 0 by a variable pressure reducing valve. The first pressure receiving chamber and the fourth pressure receiving chamber are arranged on one side of the balance piston 146 in the axial direction, and the second pressure receiving chamber and the third pressure receiving chamber are arranged on the other side in the axial direction. The load sensing servomechanism 99 configured to include two servo mechanisms 110 and two balance piston mechanisms 112 appropriately controls the amount of oil discharged from the hydraulic pumps 48 and 50 according to the pressure generated by the load during the operation of the actuator. The excavation work machine 10 has a function of reducing fuel consumption. It should be noted that the double pump device 12 only needs to discharge hydraulic oil from the two hydraulic pumps 48 and 50 with different discharge amounts, and the load sensing servo mechanism 99 or the balance piston mechanism 112 can be omitted.

また、各油圧ポンプ４８，５０は、ポートブロック１１６の片面側である図５の左側に面方向の位置ずれを防止するように支持された弁板１５０を備える。各油圧ポンプ４８，５０の吸入口は、弁板１５０の吸入ポートＰ１を介してポートブロック１１６の吸入油路Ｕ１に接続されている。各油圧ポンプ４８，５０の吐出口は、弁板１５０の吐出ポートＰ２を介してポートブロック１１６の吐出油路Ｕ２に接続されている。   Further, each of the hydraulic pumps 48 and 50 includes a valve plate 150 supported on the left side of FIG. 5 that is one side of the port block 116 so as to prevent displacement in the surface direction. The suction ports of the hydraulic pumps 48 and 50 are connected to the suction oil passage U1 of the port block 116 via the suction port P1 of the valve plate 150. The discharge ports of the hydraulic pumps 48 and 50 are connected to the discharge oil passage U2 of the port block 116 via the discharge port P2 of the valve plate 150.

吸入油路Ｕ１の入口ポートＴ１は、図２に示した外部の油タンク９６に接続されている。吐出油路Ｕ２の出口ポートＴ２は、図３に示した対応する方向切換弁４０ａ（または４０ｂ）の一次側に接続されている。   The inlet port T1 of the suction oil passage U1 is connected to the external oil tank 96 shown in FIG. The outlet port T2 of the discharge oil passage U2 is connected to the primary side of the corresponding direction switching valve 40a (or 40b) shown in FIG.

また、図４に示すように、ギヤポンプ５２は、ケース本体１１４の外面に固定されたギヤケースと、ギヤケース内に回転可能に支持されたギヤポンプ軸とを含む。ギヤポンプ軸は、第１ポンプ軸６６に同軸上に固定されている。ギヤポンプ軸に駆動歯車またはインナーロータが固定される。第１ポンプ軸６６の駆動によりギヤポンプ５２が駆動され、油タンク９６から吸い上げた作動油を加圧して吐出する。ギヤポンプ５２は、駆動歯車に従動歯車を噛合させるか、または、アウターロータをインナーロータに対し偏心させつつ回転させるトロコイドポンプ等としてもよい。   As shown in FIG. 4, the gear pump 52 includes a gear case fixed to the outer surface of the case main body 114 and a gear pump shaft rotatably supported in the gear case. The gear pump shaft is fixed coaxially to the first pump shaft 66. A drive gear or an inner rotor is fixed to the gear pump shaft. The gear pump 52 is driven by driving the first pump shaft 66, and pressurizes and discharges the hydraulic oil sucked up from the oil tank 96. The gear pump 52 may be a trochoid pump or the like that rotates the outer rotor eccentrically with respect to the inner rotor by meshing the driven gear with the driven gear.

また、図５に示すように、傾転角度センサ１６２は、ポンプケース１０８の外側に取り付けられ、可動斜板１２８の傾転角度を検出可能とする。傾転角度センサ１６２の回転軸は、図５の上下方向の揺動軸中心に揺動する複数のリンク部を有するリンク部材１６４を介して、ロードセンシングサーボ機構９９のアーム部材１４８に結合された回転軸１６６に連結される。アーム部材１４８が図５の表裏方向である軸方向に移動することで回転軸１６６が回転し、傾転角度センサ１６２の回転軸が回転するので、その回転角度を検出することで可動斜板１２８の傾転角度の検出が可能となる。   As shown in FIG. 5, the tilt angle sensor 162 is attached to the outside of the pump case 108 and can detect the tilt angle of the movable swash plate 128. The rotation axis of the tilt angle sensor 162 is coupled to the arm member 148 of the load sensing servomechanism 99 via a link member 164 having a plurality of link portions that swing about the vertical swing shaft in FIG. It is connected to the rotating shaft 166. When the arm member 148 moves in the axial direction which is the front and back direction in FIG. 5, the rotating shaft 166 rotates and the rotating shaft of the tilt angle sensor 162 rotates. Therefore, the movable swash plate 128 is detected by detecting the rotating angle. It is possible to detect the tilt angle.

上記のダブルポンプ装置１２によれば、エンジン３８の出力軸にポンプ入力軸４４が固定された状態で、エンジン３８の出力が第二動力伝達機構６４で増速されて第１ポンプ軸６６に伝達される。また、第１ポンプ軸６６の動力が第一動力伝達機構５８で増速されて第２ポンプ軸６８に伝達される。この状態でエンジン３８の駆動により各ポンプ軸６６，６８が回転し、各油圧ポンプ４８，５０で加圧された作動油が対応するアクチュエータに向けて吐出される。この場合、エンジン３８の回転数が相対的に低くても各ポンプ軸６６，６８の回転数を高くできる。このため、エンジン回転数を各ポンプ軸６６，６８の回転数よりも低いが、エンジン効率の高い高効率回転数で回転し続けることができる。このように各油圧ポンプ４８，５０の回転数を低下させることなく、各ポンプ軸６６，６８の回転数よりも低い回転数である予め設定された高効率領域の一定回転数でエンジン３８を駆動させることができる。また、第一動力伝達機構５８により、２つの油圧ポンプ４８，５０の単位時間当たりの吐出量を異ならせることができる。このため、ダブルポンプ装置１２により駆動される掘削作業機１０の低燃費化及び低騒音化を図れるとともに作業効率を高くできる。   According to the double pump device 12 described above, the output of the engine 38 is accelerated by the second power transmission mechanism 64 and transmitted to the first pump shaft 66 while the pump input shaft 44 is fixed to the output shaft of the engine 38. Is done. Further, the power of the first pump shaft 66 is increased by the first power transmission mechanism 58 and transmitted to the second pump shaft 68. In this state, the pump shafts 66 and 68 are rotated by driving the engine 38, and the hydraulic oil pressurized by the hydraulic pumps 48 and 50 is discharged toward the corresponding actuator. In this case, the rotational speeds of the pump shafts 66 and 68 can be increased even if the rotational speed of the engine 38 is relatively low. For this reason, the engine speed is lower than that of the pump shafts 66 and 68, but the engine can continue to rotate at a high efficiency speed with high engine efficiency. In this way, the engine 38 is driven at a constant rotational speed in a preset high-efficiency region that is lower than the rotational speed of the pump shafts 66 and 68 without reducing the rotational speed of the hydraulic pumps 48 and 50. Can be made. Further, the first power transmission mechanism 58 can vary the discharge amounts per unit time of the two hydraulic pumps 48 and 50. For this reason, the fuel efficiency and noise of the excavation work machine 10 driven by the double pump device 12 can be reduced, and the work efficiency can be increased.

例えば、図８は、エンジンの高効率回転数と、アクチュエータの作業効率が高い油圧ポンプの高作業効率回転数との関係の１例を説明するための図である。図８では横軸でエンジン回転数を示し、縦軸でエンジントルクを示している。曲線αはエンジントルクを示している。エンジン回転数のＮＡはエンジンの高効率回転数を、ＮＢは油圧ポンプの高作業効率回転数を示している。このようにエンジン高効率回転数は、エンジントルクが高い高トルク回転数付近で設定される場合があるのに対し、アクチュエータの作業効率を高くできる油圧ポンプの高作業効率回転数は高トルク回転数よりも高い回転数で設定される場合がある。この場合、エンジン高効率回転数と高作業効率回転数との間で大きいずれβが生じるが、本実施形態では、このような場合でもエンジン３８の出力軸の回転数を低く定格回転数として維持したまま、各油圧ポンプ４８，５０の回転数を高くできる。このため、掘削作業機１０の低燃費化と掘削作業の高効率化とを図れる。   For example, FIG. 8 is a diagram for explaining an example of the relationship between the high-efficiency rotational speed of the engine and the high-working efficiency rotational speed of a hydraulic pump with high working efficiency of the actuator. In FIG. 8, the horizontal axis indicates the engine speed, and the vertical axis indicates the engine torque. A curve α indicates the engine torque. The engine rotational speed NA represents the high efficiency rotational speed of the engine, and NB represents the high working efficiency rotational speed of the hydraulic pump. As described above, the engine high-efficiency rotational speed may be set in the vicinity of the high torque rotational speed where the engine torque is high. On the other hand, the high working efficiency rotational speed of the hydraulic pump that can increase the working efficiency of the actuator is high torque rotational speed. May be set at a higher rotational speed. In this case, a large β is generated between the engine high-efficiency rotational speed and the high work efficiency rotational speed. In this embodiment, however, the rotational speed of the output shaft of the engine 38 is maintained at a low rated speed even in such a case. The rotational speed of each of the hydraulic pumps 48 and 50 can be increased while maintaining this. For this reason, it is possible to reduce the fuel consumption of the excavating work machine 10 and increase the efficiency of the excavating work.

また、上記のように一方側走行用モータである左側走行用モータ２６ａと、バケットシリンダ８８、ブームシリンダ８４、及びスイングシリンダ９２とを含む第１アクチュエータ群７０は、第１油圧ポンプ４８から加圧された作動油を供給される。また、旋回モータ２２及び他方側走行用モータである右側走行用モータ２６ｂと、アームシリンダ８６及びブレードシリンダ３０とを含む第２アクチュエータ群７２は、第２油圧ポンプ５０から加圧された作動油が供給される。このため、基本的に同時使用する頻度が高いアクチュエータが同じ油圧ポンプにより駆動されるのを避けることができ、異なるアクチュエータが同じ油圧ポンプにより駆動された場合の圧力の干渉が生じることを少なくできる。すなわち、バケットシリンダ８８、ブームシリンダ８４、スイングシリンダ９２、及び左側走行用モータ２６ａは同時使用される頻度が少ない。また、アームシリンダ８６、ブレードシリンダ３０、及び右側走行用モータ２６ｂは同時使用される頻度が少ない。一方、旋回モータ２２は、アームシリンダ８６等の他のアクチュエータと同時に使用される頻度が高く、この場合の圧力干渉を少なくして、この他のアクチュエータ及び旋回モータ２２を高い速度で作動させる必要があるとともに、円滑な動作が損なわれることを防止する必要がある。本実施形態では、上記のように増速部４６を用いて、第２油圧ポンプ５０の吐出量が、第１油圧ポンプ４８の吐出量よりも多くなるので、旋回モータ２２のみを専用に駆動させるための別のポンプを設ける必要がなくなる。   Further, as described above, the first actuator group 70 including the left-side travel motor 26 a that is a one-side travel motor, the bucket cylinder 88, the boom cylinder 84, and the swing cylinder 92 is pressurized from the first hydraulic pump 48. Supplied hydraulic oil. The second actuator group 72 including the turning motor 22 and the right traveling motor 26b that is the other traveling motor, the arm cylinder 86, and the blade cylinder 30 receives hydraulic oil pressurized from the second hydraulic pump 50. Supplied. For this reason, it is possible to avoid that actuators that are frequently used at the same time are driven by the same hydraulic pump, and it is possible to reduce the occurrence of pressure interference when different actuators are driven by the same hydraulic pump. That is, the bucket cylinder 88, the boom cylinder 84, the swing cylinder 92, and the left traveling motor 26a are used less frequently. Moreover, the arm cylinder 86, the blade cylinder 30, and the right traveling motor 26b are used less frequently. On the other hand, the swing motor 22 is frequently used simultaneously with other actuators such as the arm cylinder 86. In this case, it is necessary to reduce the pressure interference and operate the other actuators and the swing motor 22 at a high speed. In addition, it is necessary to prevent the smooth operation from being impaired. In the present embodiment, using the speed increasing portion 46 as described above, the discharge amount of the second hydraulic pump 50 is larger than the discharge amount of the first hydraulic pump 48, so that only the swing motor 22 is driven exclusively. It is not necessary to provide a separate pump for the purpose.

また、可動斜板１２８と対向するハーフベアリング１３２及び斜板受け部材１３０のそれぞれに油路１４０に通じる孔及び連通路１３８を形成している。このため、可動斜板１２８の摺動面に油を供給できる。   In addition, a hole and a communication path 138 communicating with the oil passage 140 are formed in each of the half bearing 132 and the swash plate receiving member 130 facing the movable swash plate 128. For this reason, oil can be supplied to the sliding surface of the movable swash plate 128.

［第２実施形態］
図９は、本発明の第２実施形態のダブルポンプ装置１２を示している図５の左部分に対応する図である。可動斜板１２８の両側の半円部１５８の外側面に操作ピン１４２と係合ピン１６８とがそれぞれ外側に突出するように結合されている。操作ピン１４２は、サーボピストン１４４の係合溝１６０に係合される。係合ピン１６８は、操作ピン１４２に対し同軸上に配置される。なお、図９及び後述する図１０、図１１では、第２油圧ポンプ５０について説明するが、図４等に示した第１油圧ポンプ４８の場合も同様である。 [Second Embodiment]
FIG. 9 is a view corresponding to the left part of FIG. 5 showing the double pump device 12 of the second embodiment of the present invention. An operation pin 142 and an engagement pin 168 are coupled to the outer surfaces of the semicircular portions 158 on both sides of the movable swash plate 128 so as to protrude outward. The operation pin 142 is engaged with the engagement groove 160 of the servo piston 144. The engagement pin 168 is disposed coaxially with the operation pin 142. 9 and FIG. 10 and FIG. 11 described later, the second hydraulic pump 50 will be described, but the same applies to the first hydraulic pump 48 shown in FIG. 4 and the like.

また、操作ピン１４２と係合ピン１６８とにシフトブロックでありピン固定部材である、リング状の間座１７０，１７２が同軸上に固定される。また、ポンプケース１０８のケース本体１１４の内面で操作ピン１４２と係合ピン１６８とに固定された間座１７０，１７２の外周面と対向する部分に、押し上げカム１７４がねじ等により結合固定される。   Further, ring-shaped spacers 170 and 172 that are shift blocks and pin fixing members are fixed to the operation pin 142 and the engagement pin 168 on the same axis. Further, a push-up cam 174 is coupled and fixed by a screw or the like to a portion facing the outer peripheral surface of the spacers 170 and 172 fixed to the operation pin 142 and the engagement pin 168 on the inner surface of the case main body 114 of the pump case 108. .

図１０は、可動斜板１２８の傾転角度が大きくなった状態を示す図９のＣ−Ｃ断面対応図である。図１０に示すように、押し上げカム１７４は、操作ピン１４２に固定された間座１７０の外周面と対向する部分に山形に突出するカム部１７６を有する。ピン固定部材は、断面矩形のブロック状としてもよい。図１０に示すように、可動斜板１２８の傾転角度が大きくなった状態で、半円部１５８がハーフベアリング１３２の曲面部に第２油圧ポンプ５０の図５に示すバネ１２６により弾性的に押し付けられ、その押し付けがカム部１７６により妨げられることがない。なお、図１０及び後述する図１１では、操作ピン１４２について示しているが、図９に示す係合ピン１６８の場合も同様である。   10 is a cross-sectional view corresponding to the CC cross section of FIG. 9 showing a state in which the tilt angle of the movable swash plate 128 is increased. As shown in FIG. 10, the push-up cam 174 has a cam portion 176 protruding in a mountain shape at a portion facing the outer peripheral surface of the spacer 170 fixed to the operation pin 142. The pin fixing member may be a block shape having a rectangular cross section. As shown in FIG. 10, in a state where the tilt angle of the movable swash plate 128 is increased, the semicircular portion 158 is elastically formed by the spring 126 shown in FIG. 5 of the second hydraulic pump 50 on the curved surface portion of the half bearing 132. The pressing is not hindered by the cam portion 176. Although FIG. 10 and FIG. 11 described later show the operation pin 142, the same applies to the engagement pin 168 shown in FIG.

一方、図１１は、可動斜板１２８の傾転角度が予め設定された最小斜板角となるスタンバイ状態を示す図９のＣ−Ｃ断面対応図である。図１１に示すスタンバイ状態では、各間座１７０の外周面がカム部１７６に係合しケース本体１１４の内面と反対側である図１１の右側に押される。そしてバネ１２６の弾力に抗して可動斜板１２８の半円部１５８がハーフベアリング１３２の曲面部から離隔し、浮いた状態となる。図１１で二点鎖線γは、図１０に示した可動斜板１２８の傾転角度が大きくなった場合の間座１７０の外周面位置を示している。図１１に示すように、スタンバイ状態では、図１０の可動斜板１２８の傾転角度が大きくなった場合に比べて間座１７０がケース本体１１４の内面と反対側にずれる。   On the other hand, FIG. 11 is a CC cross-sectional view of FIG. 9 showing a standby state in which the tilt angle of the movable swash plate 128 becomes a preset minimum swash plate angle. In the standby state shown in FIG. 11, the outer peripheral surface of each spacer 170 engages with the cam portion 176 and is pushed to the right side in FIG. Then, the semicircular portion 158 of the movable swash plate 128 is separated from the curved surface portion of the half bearing 132 against the elasticity of the spring 126 and is in a floating state. In FIG. 11, a two-dot chain line γ indicates the position of the outer peripheral surface of the spacer 170 when the tilt angle of the movable swash plate 128 shown in FIG. 10 is increased. As shown in FIG. 11, in the standby state, the spacer 170 is shifted to the side opposite to the inner surface of the case main body 114 as compared with the case where the tilt angle of the movable swash plate 128 of FIG. 10 is increased.

このような構成では、可動斜板１２８の傾転角度が小さくなった無負荷のスタンバイ状態で、可動斜板１２８の半円部１５８をハーフベアリング１３２の曲面部から離隔させ、半円部１５８とハーフベアリング１３２との間に図１１に示す隙間１７８を形成できる。このため、ポンプケース１０８内の油路を通じて可動斜板１２８とハーフベアリング１３２との間の隙間１７８に油をより多く進入させて、隙間１７８に十分な油膜を形成し、可動斜板１２８の摺動部を流体潤滑に近づけて摺動部の摺動性能及び耐久性を高くできる。なお、図９ではポンプケース１０８内の油路の図示を省略しているが、実際は図５に示した場合と同様にハーフベアリング１３２の孔及び斜板受け部材１３０の連通路１３８に通じる油路１４０が形成されている。その他の構成及び作用は、上記の第１実施形態と同様である。なお、本実施形態の構成は、ロードセンシングサーボ機構９９を用いたダブルポンプ装置に適用する場合に限定せず、例えば油圧ポンプの可動斜板のスタンバイ状態が存在する別の制御方式で油圧ポンプを駆動制御する構成に適用してもよい。また、本実施形態の構成を、１つまたは３つ以上の油圧ポンプを有するポンプ装置に適用してもよい。   In such a configuration, the semicircular portion 158 of the movable swash plate 128 is separated from the curved surface portion of the half bearing 132 in an unloaded standby state in which the tilt angle of the movable swash plate 128 is reduced, and the semicircular portion 158 A gap 178 shown in FIG. 11 can be formed between the half bearing 132. Therefore, a larger amount of oil enters the gap 178 between the movable swash plate 128 and the half bearing 132 through the oil passage in the pump case 108 to form a sufficient oil film in the gap 178, and the sliding of the movable swash plate 128 is performed. The moving part can be brought close to fluid lubrication to improve the sliding performance and durability of the sliding part. Although the oil passage in the pump case 108 is not shown in FIG. 9, the oil passage that actually communicates with the hole of the half bearing 132 and the communication passage 138 of the swash plate receiving member 130 as in the case shown in FIG. 140 is formed. Other configurations and operations are the same as those in the first embodiment. The configuration of the present embodiment is not limited to the case where the configuration is applied to a double pump device using the load sensing servomechanism 99. For example, the hydraulic pump is operated by another control method in which the movable pump swash plate is in a standby state. You may apply to the structure which controls drive. Further, the configuration of the present embodiment may be applied to a pump apparatus having one or three or more hydraulic pumps.

［第３実施形態］
図１２は、本発明の第３実施形態のダブルポンプ装置を示している図５の左部分に対応する図である。図１３は、図１２のＤ−Ｄ断面図である。本実施形態では、上記の図９から図１１の構成の場合と異なり、操作ピン１４２及び係合ピン１６８に固定された間座と対向するカム部材を設けていない。その代わりに、ダブルポンプ装置１２は、摺動孔１８０と、アクチュエータ１８２及びピストン部材１８４と、図示しない制御部とを備える。また、操作ピン１４２及び係合ピン１６８にピン固定部材である断面矩形のブロック状の間座１９２，１９４が固定されている。なお、以下では、第２油圧ポンプ５０について説明するが、図４等に示した第１油圧ポンプ４８の場合も同様である。 [Third Embodiment]
FIG. 12 is a view corresponding to the left part of FIG. 5 showing the double pump device of the third embodiment of the present invention. 13 is a cross-sectional view taken along the line DD of FIG. In the present embodiment, unlike the configurations of FIGS. 9 to 11 described above, the cam member facing the spacer fixed to the operation pin 142 and the engagement pin 168 is not provided. Instead, the double pump device 12 includes a sliding hole 180, an actuator 182 and a piston member 184, and a control unit (not shown). In addition, block spacers 192 and 194 having a rectangular cross section, which are pin fixing members, are fixed to the operation pin 142 and the engagement pin 168. In the following, the second hydraulic pump 50 will be described, but the same applies to the first hydraulic pump 48 shown in FIG.

摺動孔１８０は、ケース本体１１４において、各間座１９２，１９４の外周面と対向可能な部分に２つが形成されている。各摺動孔１８０のケース本体１１４内側面に開口する端部は、可動斜板１２８のスタンバイ状態で間座１９２，１９４の外周面と対向する。ピストン部材１８４は、各油圧ポンプ５０の可動斜板１２８ごとに設けられ、ケース本体１１４の外側に設けられるベース部１８６と、ベース部１８６に連結され、２つの摺動孔１８０に移動可能に設けられた棒状のピストン要素１８８とを含む。アクチュエータ１８２は、制御信号が入力されることで軸方向に移動するソレノイドピン１９０を含み、ソレノイドピン１９０は、ベース部１８６に固定される。アクチュエータ１８２のケースは、ポンプケース１０８に図示しない支持部材を介して固定される。   Two sliding holes 180 are formed in a portion of the case main body 114 that can face the outer peripheral surfaces of the spacers 192 and 194. The end of each sliding hole 180 that opens to the inner side surface of the case main body 114 faces the outer peripheral surface of the spacers 192 and 194 in the standby state of the movable swash plate 128. The piston member 184 is provided for each movable swash plate 128 of each hydraulic pump 50, and is connected to the base portion 186 provided on the outside of the case main body 114 and the base portion 186 so as to be movable in the two sliding holes 180. A rod-shaped piston element 188 formed. The actuator 182 includes a solenoid pin 190 that moves in the axial direction when a control signal is input, and the solenoid pin 190 is fixed to the base portion 186. The case of the actuator 182 is fixed to the pump case 108 via a support member (not shown).

アクチュエータ１８２は、通電によりソレノイドピン１９０を移動させる図示しないコイルと、ソレノイドピン１９０に軸方向片側の弾力を付与する図示しない弾性部材とを含む。制御部は、アクチュエータ１８２に制御信号を出力し、コイルの通電状態を制御する。制御部は、図５に示した傾転角度センサ１６２から対応する可動斜板１２８の傾転角度を表す信号が入力される。制御部は、この信号から可動斜板１２８の傾転角度が最小であるスタンバイ状態にあると判定した場合に、対応するアクチュエータ１８２に制御信号を出力し、コイルの通電状態を制御して、アクチュエータ１８２のケースからのソレノイドピン１９０の突出量を大きくする。   The actuator 182 includes a coil (not shown) that moves the solenoid pin 190 when energized, and an elastic member (not shown) that imparts one-side elastic force to the solenoid pin 190. The control unit outputs a control signal to the actuator 182 to control the energization state of the coil. The control unit receives a signal representing the tilt angle of the corresponding movable swash plate 128 from the tilt angle sensor 162 shown in FIG. When it is determined from this signal that the tilting angle of the movable swash plate 128 is in the standby state, the control unit outputs a control signal to the corresponding actuator 182 to control the energization state of the coil, The protruding amount of the solenoid pin 190 from the case 182 is increased.

このような構成により、制御部は、可動斜板１２８の傾転角度が最小であるスタンバイ状態にあると判定した場合に、アクチュエータ１８２のケースからのソレノイドピン１９０の突出量を大きくするので、ピストン要素１８８がケース本体１１４の内面から図１２の右側に大きく突出する。このため、ピストン要素１８８が操作ピン１４２及び係合ピン１６８に固定された間座１９２（図１２の間座１９４も同様である。）を、ケース本体１１４から離れる方向に押圧し移動させることができる。したがって、可動斜板１２８の半円部１５８をハーフベアリング１３２の曲面部から離隔させ、半円部１５８とハーフベアリング１３２との間に図１３に示す隙間１７８を形成できる。この結果、油路を通じてこの隙間１７８に油をより多く進入させて、隙間１７８に十分な油膜を形成し、可動斜板１２８の摺動部を流体潤滑に近づけて摺動部の摺動性能及び耐久性を高くできる。また、制御部は、可動斜板１２８の傾転角度が最小であるスタンバイ状態にないと判定した場合には、ケース本体１１４の内面からのピストン要素１８８の突出量を小さくし、可動斜板１２８の半円部１５８をハーフベアリング１３２の曲面部に接触させる。その他の構成及び作用は、上記の図９から図１１の構成と同様である。   With such a configuration, when the control unit determines that the tilt angle of the movable swash plate 128 is in the standby state where the tilt angle is minimum, the control unit increases the protrusion amount of the solenoid pin 190 from the case of the actuator 182. The element 188 largely protrudes from the inner surface of the case body 114 to the right side of FIG. For this reason, the spacer 192 in which the piston element 188 is fixed to the operation pin 142 and the engagement pin 168 (the same applies to the spacer 194 in FIG. 12) can be pressed and moved away from the case body 114. it can. Accordingly, the semicircular portion 158 of the movable swash plate 128 can be separated from the curved surface portion of the half bearing 132, and a gap 178 shown in FIG. 13 can be formed between the semicircular portion 158 and the half bearing 132. As a result, more oil enters the gap 178 through the oil passage, a sufficient oil film is formed in the gap 178, and the sliding portion of the movable swash plate 128 is brought close to fluid lubrication and the sliding performance of the sliding portion and High durability can be achieved. In addition, when the control unit determines that the tilt angle of the movable swash plate 128 is not in the standby state, the amount of protrusion of the piston element 188 from the inner surface of the case body 114 is reduced, and the movable swash plate 128 is reduced. The semicircular portion 158 is brought into contact with the curved surface portion of the half bearing 132. Other configurations and operations are the same as those in FIGS. 9 to 11 described above.

なお、本実施形態の構成は、ダブルポンプ装置に使用する場合に限定せず、それぞれ可動斜板を有する油圧ポンプと油圧モータとを含み、油圧ポンプ及び油圧モータ間で静油圧伝動を行わせるＨＳＴと呼ばれる静油圧式無段変速装置において、各可動斜板と受け部材上のハーフベアリングとの間への油の進入量を多くするために使用してもよい。例えば、静油圧式無段変速装置の可動斜板の傾転角度が０となる中立位置で可動斜板をハーフベアリングから浮かせるために使用してもよい。   In addition, the structure of this embodiment is not limited to the case where it is used for a double pump device, but includes a hydraulic pump and a hydraulic motor each having a movable swash plate, and an HST that performs hydrostatic transmission between the hydraulic pump and the hydraulic motor. May be used to increase the amount of oil entering between each movable swash plate and the half bearing on the receiving member. For example, the movable swash plate may be used to float from the half bearing at a neutral position where the tilt angle of the movable swash plate of the hydrostatic continuously variable transmission is zero.

１０ 掘削作業機、１１ 機器収容部、１２ ダブルポンプ装置、１４，１６ クローラベルト、１８ 走行装置、２０ 回転台、２２ 旋回モータ、２４ 上部構造、２６ａ，２６ｂ 走行用モータ、２８ ブレード、３０ ブレードシリンダ、３２ 運転席、３４ 操作子、３６ 掘削部、３８ エンジン、４０ａ，４０ｂ 方向切換弁、４２ａ，４２ｂ 切換用パイロット弁、４４ ポンプ入力軸、４６ 増速部、４８ 第１油圧ポンプ、５０ 第２油圧ポンプ、５２ ギヤポンプ、５４ 第１従動側大歯車、５６ 第２従動側小歯車、５８ 第一動力伝達機構、６０ 第１駆動側小歯車、６２ 駆動側大歯車、６４ 第二動力伝達機構、６６ 第１ポンプ軸、６８ 第２ポンプ軸、７０ 第１アクチュエータ群、７２ 第２アクチュエータ群、７４ 揺動支持部、７６ ブーム、７８ アーム、８０ バケット、８２ 軸、８４ ブームシリンダ、８６ アームシリンダ、８８ バケットシリンダ、９０ 軸、９２ スイングシリンダ、９４ バルブユニット、９６ 油タンク、９８ 作業機油圧回路、９９ ロードセンシングサーボ機構、１００ アンロード弁、１０２ 増速切換弁、１０４ 容積変更アクチュエータ、１０８ ポンプケース、１１０ サーボ機構、１１２ バランスピストン機構、１１４ ケース本体、１１６ ポートブロック、１１８ ギヤケース、１２０ 油溜め、１２２ シリンダブロック、１２４ ピストン、１２６ バネ、１２８ 可動斜板、１３０ 斜板受け部材、１３２ ハーフベアリング、１３４ 受け部、１３６ 曲面部、１３８ 連通路、１４０ 油路、１４２ 操作ピン、１４４ サーボピストン、１４５ スプール、１４６ バランスピストン、１４８ アーム部材、１５０ 弁板、１５２，１５４，１５６ 油路要素、１５８ 半円部、１６０ 係合溝、１６２ 傾転角度センサ、１６４ リンク部材、１６６ 回転軸、１６８ 係合ピン、１７０，１７２ 間座、１７４ 押し上げカム、１７６ カム部、１７８ 隙間、１８０ 摺動孔、１８２ アクチュエータ、１８４ ピストン部材、１８６ ベース部、１８８ ピストン要素、１９０ ソレノイドピン、１９２，１９４ 間座。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Excavation work machine, 11 Equipment accommodating part, 12 Double pump apparatus, 14, 16 Crawler belt, 18 Traveling apparatus, 20 Turntable, 22 Turning motor, 24 Superstructure, 26a, 26b Traveling motor, 28 Blade, 30 Blade cylinder , 32 Driver's seat, 34 Operator, 36 Excavator, 38 Engine, 40a, 40b Directional switching valve, 42a, 42b Switching pilot valve, 44 Pump input shaft, 46 Speed increasing unit, 48 First hydraulic pump, 50 Second Hydraulic pump, 52 gear pump, 54 first driven large gear, 56 second driven small gear, 58 first power transmission mechanism, 60 first driving small gear, 62 driving large gear, 64 second power transmission mechanism, 66 First pump shaft, 68 Second pump shaft, 70 First actuator group, 72 Second actuator group, 74 Swing support Part, 76 boom, 78 arm, 80 bucket, 82 axis, 84 boom cylinder, 86 arm cylinder, 88 bucket cylinder, 90 axis, 92 swing cylinder, 94 valve unit, 96 oil tank, 98 work machine hydraulic circuit, 99 load sensing Servo mechanism, 100 unloading valve, 102 acceleration switching valve, 104 volume change actuator, 108 pump case, 110 servo mechanism, 112 balance piston mechanism, 114 case body, 116 port block, 118 gear case, 120 oil sump, 122 cylinder block , 124 piston, 126 spring, 128 movable swash plate, 130 swash plate receiving member, 132 half bearing, 134 receiving portion, 136 curved surface portion, 138 communication passage, 140 oil passage, 142 operation pin, 14 4 Servo piston, 145 spool, 146 balance piston, 148 arm member, 150 valve plate, 152, 154, 156 oil passage element, 158 semicircular part, 160 engagement groove, 162 tilt angle sensor, 164 link member, 166 rotation Shaft, 168 engagement pin, 170, 172 spacer, 174 push-up cam, 176 cam part, 178 gap, 180 sliding hole, 182 actuator, 184 piston member, 186 base part, 188 piston element, 190 solenoid pin, 192 194 Zodiac.

Claims (3)

第１ポンプ軸を有する第１可変容量ポンプと、
第２ポンプ軸を有する第２可変容量ポンプと、
前記第１ポンプ軸と前記第２ポンプ軸との間に接続される第一動力伝達機構であって、前記第１ポンプ軸と前記第２ポンプ軸との間で回転速度を変化させつつ動力を伝達することで、前記第２可変容量ポンプの単位時間当たりの吐出容量の最大値を前記第１可変容量ポンプの単位時間当たりの吐出容量の最大値よりも大きくする前記第一動力伝達機構と、
内燃機関の出力軸と連結可能なポンプ入力軸と前記第１ポンプ軸との間に接続される第二動力伝達機構とを備え、
前記第二動力伝達機構は、前記ポンプ入力軸と前記第１ポンプ軸との間で回転を増速しつつ、前記ポンプ入力軸の動力を前記第１ポンプ軸に伝達させるように構成してあることを特徴とするダブルポンプ装置。 A first variable displacement pump having a first pump shaft;
A second variable displacement pump having a second pump shaft;
A first power transmission mechanism connected between the first pump shaft and the second pump shaft, wherein the power is transmitted while changing a rotational speed between the first pump shaft and the second pump shaft. Transmitting the first power transmission mechanism to make the maximum value of the discharge capacity per unit time of the second variable capacity pump larger than the maximum value of the discharge capacity per unit time of the first variable capacity pump;
A pump input shaft connectable with the output shaft of the internal combustion engine and a second power transmission mechanism connected between the first pump shaft;
The second power transmission mechanism is configured to transmit the power of the pump input shaft to the first pump shaft while increasing the rotation speed between the pump input shaft and the first pump shaft. A double pump device characterized by that. 請求項１に記載のダブルポンプ装置において、
前記第二動力伝達機構は、前記第１ポンプ軸に固定された第１駆動側小歯車と、前記ポンプ入力軸に固定され、前記第１駆動側小歯車と噛合する駆動側大歯車とを含み、前記ポンプ入力軸と前記第１ポンプ軸との間で回転を増速しつつ、前記ポンプ入力軸の動力を前記第１ポンプ軸に伝達する駆動側歯車機構であり、
前記第一動力伝達機構は、前記第１ポンプ軸に固定された第１従動側大歯車と、前記第２ポンプ軸に固定され、前記第１従動側大歯車に噛合する第２従動側小歯車とを含み、前記第１ポンプ軸と前記第２ポンプ軸との間で回転を増速しつつ、前記第１ポンプ軸の動力を前記第２ポンプ軸に伝達する従動側歯車機構であることを特徴とするダブルポンプ装置。 The double pump device according to claim 1,
The second power transmission mechanism includes a first drive side small gear fixed to the first pump shaft, and a drive side large gear fixed to the pump input shaft and meshing with the first drive side small gear. A drive-side gear mechanism that transmits the power of the pump input shaft to the first pump shaft while increasing the rotation speed between the pump input shaft and the first pump shaft.
The first power transmission mechanism includes a first driven large gear fixed to the first pump shaft and a second driven small gear fixed to the second pump shaft and meshed with the first driven large gear. A driven gear mechanism that transmits the power of the first pump shaft to the second pump shaft while increasing the rotation speed between the first pump shaft and the second pump shaft. A featured double pump device. 請求項１または請求項２に記載のダブルポンプ装置と、
互いに独立して駆動可能な一方側走行部及び他方側走行部と、前記一方側走行部を駆動するアクチュエータである一方側走行用モータと、前記他方側走行部を駆動するアクチュエータである他方側走行用モータとを含む走行装置と、
前記走行装置の上側に旋回可能に設けられた旋回部と、
前記旋回部旋回用のアクチュエータである旋回モータと、
前記旋回部に支持された作業部とを備え、
前記一方側走行用モータを含む第１アクチュエータ群は、前記第１可変容量ポンプから加圧された作動油を供給され、
前記旋回モータと前記他方側走行用モータとを含む第２アクチュエータ群は、前記第２可変容量ポンプから加圧された作動油を供給されることを特徴とする油圧駆動作業機。 A double pump device according to claim 1 or 2,
One side traveling unit and the other side traveling unit that can be driven independently of each other, one side traveling motor that is an actuator that drives the one side traveling unit, and the other side traveling that is an actuator that drives the other side traveling unit A traveling device including a motor for driving;
A swivel portion provided on the upper side of the traveling device so as to be turnable;
A turning motor which is an actuator for turning the turning portion;
A working unit supported by the swivel unit,
The first actuator group including the one-side traveling motor is supplied with pressurized hydraulic oil from the first variable displacement pump,
The hydraulic actuator according to claim 2, wherein the second actuator group including the turning motor and the other traveling motor is supplied with pressurized hydraulic fluid from the second variable displacement pump.
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2019178527A (en) * 2018-03-30 2019-10-17 住友理工株式会社 Reinforcing structure for wooden building
WO2024010308A1 (en) * 2022-07-04 2024-01-11 엘에스엠트론 주식회사 Bearing for supporting swash plate of hydraulic static transmission

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2003306052A (en) * 2002-04-15 2003-10-28 Kanzaki Kokyukoki Mfg Co Ltd Pump unit and maintenance vehicle
JP2006057606A (en) * 2004-08-24 2006-03-02 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd Pump drive mechanism for construction machine
JP2012092864A (en) * 2010-10-25 2012-05-17 Kanzaki Kokyukoki Manufacturing Co Ltd Hydraulically-powered working vehicle

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0610827A (en) 1992-06-29 1994-01-21 Hitachi Constr Mach Co Ltd Axial piston type double hydraulic pump
JP3950259B2 (en) 1999-05-12 2007-07-25 ヤンマー株式会社 Excavator hydraulic operating device

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2003306052A (en) * 2002-04-15 2003-10-28 Kanzaki Kokyukoki Mfg Co Ltd Pump unit and maintenance vehicle
JP2006057606A (en) * 2004-08-24 2006-03-02 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd Pump drive mechanism for construction machine
JP2012092864A (en) * 2010-10-25 2012-05-17 Kanzaki Kokyukoki Manufacturing Co Ltd Hydraulically-powered working vehicle

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2019178527A (en) * 2018-03-30 2019-10-17 住友理工株式会社 Reinforcing structure for wooden building
WO2024010308A1 (en) * 2022-07-04 2024-01-11 엘에스엠트론 주식회사 Bearing for supporting swash plate of hydraulic static transmission

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Publication number Publication date
DE102013013561A1 (en) 2014-03-06

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