JP4560863B2

JP4560863B2 - Hydraulic device

Info

Publication number: JP4560863B2
Application number: JP33774599A
Authority: JP
Inventors: 朋彦浅蔭; 英昭吉松; 茂樹北川; 和治田村; 嘉樹加門
Original assignee: Kobelco Cranes Co Ltd
Current assignee: Kobelco Cranes Co Ltd
Priority date: 1999-11-29
Filing date: 1999-11-29
Publication date: 2010-10-13
Anticipated expiration: 2019-11-29
Also published as: JP2001151475A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えばクレーン、或いは作業船の油圧ウインチ装置、或いはラフテレーンクレーンや大型油圧ショベル等のブーム起伏装置などに用いられ、カウンタバランス弁を使用した油圧装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
通常、油圧装置のうち大型のものにおいては、一般に流通しているサイズの油圧アクチュエータを複数個用いた構成とすることが多い。その理由は、油圧アクチュエータのサイズが大きくなると用途が限られるため、大型の油圧アクチュエータは一般的に流通しておらず、また生産数が少ないために量産効果が得られず非常に割高であったり、品質が十分に確保されていなかったりするためである。
【０００３】
このような理由により複数の油圧アクチュエータが機械的につながれた大型の油圧回路として、例えば図５に示すものが従来から知られている。この油圧回路は、２つの油圧モータをギアを介して１つのドラムにつないだウインチ装置であり、主動側と従動側との各々にブレーキ弁としてのカウンタバランス弁を備える。このウインチ装置の具体的な構成は、以下のようになっている。
【０００４】
ドラム１にギアを介して主動モータ２ａと従動モータ２ｂが接続され、それぞれの駆動力がギアを介してドラム１に伝達される。通常、主動モータ２ａとドラム１とをつなぐギア比、および従動モータ２ｂとドラム１とをつなぐギア比とは同じになるように設計されるため、主動モータ２ａと従動モータ２ｂとは同じ回転数で回転することになる。
【０００５】
主動モータ２ａおよび従動モータ２ｂの下流側には、それぞれ主動カウンタバランス弁５ａおよび従動カウンタバランス弁５ｂが配設され、これらカウンタバランス弁５ａ、５ｂの開口面積と負荷の大きさによって、主動モータ２ａと従動モータ２ｂの通過流量、すなわち、ウインチの巻下げ速度が制御される。
【０００６】
主動カウンタバランス弁５ａは、これに備わったバネの力と、主動モータ２ａの巻下側配管３ａの圧力との力の釣り合いに応じて開閉動作する。一方、従動カウンタバランス弁５ｂは、図６に示すように構成され、パイロット通路５０４を経由してパイロット圧力室５０３へ伝えられる従動側の巻上側配管４ｂの圧力と、圧力同調配管１５を経由してバネ室５０２へ伝えられる主動側の巻上側配管４ａの圧力と、バネ５０１の力との力の釣り合いに応じて開閉動作する。つまり、この従動カウンタバランス弁５ｂは、主動側の巻上側配管４ａの圧力と従動側の巻上側配管４ｂの圧力との押し合いにより開閉動作を行う。
【０００７】
したがって、この従動カウンタバランス弁５ｂは、従動側の巻上側配管４ｂの圧力が主動側の巻上側配管４ａの圧力よりもバネ５０１の設定圧力分だけ大きな圧力となるように自動調整する役割を果たしている。ここで、バネ５０１の設定力は、通常、非常に小さく設定され、例えば回路圧力よりも十分低い、圧力換算で５ｋｇｆ／ｃｍ2程度に設定され、主動側の巻上側配管４ａの圧力と従動側の巻上側配管４ｂの圧力とは、概ね等しくなる。
【０００８】
また、巻下側配管３ａと巻下側配管３ｂとが十分に太い圧力同調配管１５で接続されているため、主動側の巻下側配管３ａの圧力と従動側の巻下側配管３ｂの圧力については、ほぼ同圧である。
【０００９】
以上のことから、主動モータ２ａにおける前後の差圧と従動モータ２ｂにおける前後の差圧とは、ほぼ等しく、すなわち、同型式のモータを使用すれば、各モータ２ａと２ｂとの出力トルクは、ほぼ等しい状態になる。
【００１０】
このように主動側の巻上側配管４ａと従動側のバネ室５０２とをつなぐことによって、各モータ２ａと２ｂの出力トルクが等しくなり、ドラム１にかかる合計の負荷を各モータ２ａ、２ｂが等分に支えるようにして、一方のモータに偏って大きな負荷がかかることを防いでいる。
【００１１】
なお、図５中の６はヒューズ弁であり、７ａはカウンタバランス弁５ａに備わったチェック弁、７ｂはカウンタバランス弁５ｂに備わったチェック弁、１０はメインリリーフ弁、１２は操作レバー、１３はオーバーロードリリーフ弁、１４はアンチキャビテーション用の逆止め弁、１１はコントロールバルブである。コントロールバルブ１１の（ａ）は巻下側ポジション、（ｂ）は停止ポジション、（ｃ）は巻上側ポジションである。
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記のように各モータが負荷を等分に支えることになるのは静的な状態の場合であり、起動時のような動的な圧力変化状態の場合には、従動モータ２ｂに負荷が集中する場合が生じ、従動モータ２ｂの方が寿命が短くなる。以下に、このことを述べる。
【００１３】
起動時の動的な圧力変化挙動について説明する。まず、操作レバー１２が巻下げ側に操作されて、コントロールバルブ１１が巻下側ポジション（ａ）に切り替わると、ポンプ９の吐出流量は各モータ２ａ、２ｂの巻下側配管３ａ、３ｂへ導かれるようになる。
【００１４】
起動の初めには、主動カウンタバランス弁５ａと従動カウンタバランス弁５ｂとが共に閉じているため、各モータ２ａ、２ｂへ導かれたポンプ９の吐出流量は逃げ場がなく、図４（ａ）に示すように、各モータ２ａ、２ｂの巻下側配管３ａ、３ｂの圧力（巻下圧）と巻上側配管４ａ、４ｂの圧力（巻上圧）とは、ほぼ同様の挙動で急激に上昇する。つまり、主動側の巻上側配管４ａにおける圧力および従動側の巻上側配管４ｂにおける圧力の合計と、主動側の巻下側配管３ａにおける圧力および従動側の巻下側配管３ｂにおける圧力の合計との差は、負荷圧と等しく、かつ一定であるので、巻下圧が上昇するのに伴い巻上圧も上昇するからである。
【００１５】
然る後、主動側の巻下側配管３ａの圧力が上昇し、主動カウンタバランス弁５ａにおけるバネ５０１の設定圧力よりも大きくなった時点で、主動カウンタバランス弁５ａは開くことになる（Ａ点）。そして、主動カウンタバランス弁５ａが開くと、主動側の巻上側配管４ａの圧力上昇は衰え始める（Ａ→Ｂ）。
【００１６】
このように主動カウンタバランス弁５ａが開いて、主動側の巻上側配管４ａの圧力上昇が衰え始めると、主動モータ２ａが負荷を負担する割合が減少し始め、相対的に従動モータ２ｂの負担分が増加し、従動側の巻上側配管４ｂの圧力が上昇する（Ａ→Ｂ′）。これに伴って、従動側の巻上側配管４ｂの圧力と主動側の巻上側配管４ａの圧力との差が広がり始める。
【００１７】
このように圧力差が広がり始め、従動カウンタバランス弁５ｂのバネ力に相当するΔＰを超えた時点（Ｂ点またはＢ′点）で、従動カウンタバランス弁５ｂは開き始める。
【００１８】
以上説明した通り、主動カウンタバランス弁５ａが開くことが起因になって、ΔＰの差圧が生じることになるので、主動カウンタバランス弁５ａが開くタイミング（Ａ点）と従動カウンタバランス弁５ｂが開くタイミング（Ｂ点）とは必ず同じ順序関係になる。それ故、従動カウンタバランス弁５ｂが閉じて主動カウンタバランス弁５ａが開いている時間が、短時間ではあるが必ず存在する。この間、開いていない従動カウンタバランス弁５ｂ側が余計に負荷を負担することになるので、前述のように従動モータに荷重が集中して従動モータの寿命が短くなる。
【００１９】
本発明は、このような技術の課題を解決すべくなされたものであり、起動時における従動側での負荷集中を防ぐことができる油圧装置を提供することを目的とする。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
本発明の油圧装置は、昇降対象物を昇降させるべく、巻上げ・巻下げ動作を行う油圧装置において、互いの駆動部が機械的に連結された第１液圧アクチュエータおよび第２液圧アクチュエータと、該第１液圧アクチュエータの巻上側管路に配され、該第１液圧アクチュエータの巻下側管路の圧力に応じて開閉動作する主動カウンタバランス弁と、該第２液圧アクチュエータの巻上側管路に配され、該第２液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力が第１圧力伝達手段を介して伝達される第１圧力室および該第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力が第２圧力伝達手段を介して伝達される第２圧力室を備え、該第１圧力室の圧力と該第２圧力室の圧力との差圧に応じて開閉動作する従動カウンタバランス弁と、該主動カウンタバランス弁及び従動カウンタバランス弁が閉じた状態で該両液圧アクチュエータの巻下げ動作が開始された場合に、該主動カウンタバランス弁が開くタイミングに関係なく従動カウンタバランス弁を開くことができるように該第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力よりも該第２圧力室の圧力を遅れて動的に変化させる圧力伝播遅れ手段とを有することを特徴とする。
【００２１】
本発明にあっては、従動カウンタバランス弁の第２圧力室の圧力が、第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力よりも遅れて立ち上がるようになる。一方、第１圧力室に伝達される第２液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力は、第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力とほぼ同様の挙動で上昇する。このため、従動カウンタバランス弁を開口させ得る差圧が生じる。ここで、その差圧が生じるタイミングを、主動カウンタバランス弁が開くタイミングに接近させていると、主動カウンタバランス弁が開くタイミングに接近させて従動カウンタバランス弁を開くようにすることができる。または、前記差圧が生じるタイミングを、主動カウンタバランス弁が開くタイミングよりも少し早くしていてもよい。この場合には、従動カウンタバランス弁を主動カウンタバランス弁よりも早く開くようにすることができる。よって、主動カウンタバランス弁が開くタイミングと関係なく、従動カウンタバランス弁を開くようにすることができる。
【００２２】
本発明の油圧装置において、前記従動カウンタバランス弁は、スプールと、該スプールの一端側を他端側へ押圧するバネとを備え、前記第１圧力室が該スプールの他端側に配され、前記第２圧力室が該スプールの一端側に配されている構成とすることができる。この構成にあっては、スプールに対するバネの押圧力が前記差圧となる。
【００２３】
また、本発明の油圧装置において、前記第２圧力伝達手段が、前記第１液圧アクチュエータの巻上側管路と前記第２圧力室との間をつなぐ管路であって、該管路の途中に、前記圧力伝播遅れ手段として管路内の開口面積を減少させる少なくとも１つの絞りが配設されている構成とすることができる。
【００２４】
この構成にあっては、第１液圧アクチュエータの巻上側管路と前記第２圧力室との間をつなぐ管路に絞りが設けられているので、その絞りによる開口面積の減少化が図れ、また、前記管路が十分に太く、かつ第２圧力室の容積も管路の容積に加わっているため、第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力が第２圧力室へ伝わるのを遅らせることができる。このとき、第１圧力室に伝達される第２液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力は、第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力とほぼ同様の挙動で上昇しているので、第１圧力室の圧力と第２圧力室の圧力との間に、従動カウンタバランス弁を開口させるに必要な差圧が、主動カウンタバランス弁の開くタイミングに接近またはより早く生じるようにすることができる。よって、主動カウンタバランス弁が開くタイミングと関係なく、従動カウンタバランス弁を開くようにすることができる。
【００２５】
また、本発明の油圧装置において、前記第２圧力伝達手段が、前記第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力を検出する圧力センサと、前記第２圧力室の圧力を制御する圧力制御弁との組合せからなるものであり、かつ、前記圧力伝播遅れ手段は、該圧力センサからの検出信号を入力すると共に該圧力制御弁を制御する信号を発生する信号処理装置であって、該第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力よりも該第２圧力室の圧力が遅れて動的に変化するように、該信号処理装置が該圧力センサからの検出信号を信号処理する構成とすることができる。
【００２６】
この構成にあっては、圧力センサにて検出された第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力信号を入力した信号処理装置が、その入力信号を、第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力よりも第２圧力室の圧力が遅れて動的に変化するように信号処理し、その処理後の信号が圧力制御弁に与えられ、その圧力制御弁が第２圧力室の圧力を制御する。これにより、第２圧力室の圧力が、第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力よりも遅れて動的に変化するようになる。よって、従動カウンタバランス弁を開口させ得る差圧が生じる。ここで、その差圧が生じるタイミングを、主動カウンタバランス弁が開くタイミングに接近させていると、主動カウンタバランス弁が開くタイミングに接近させて従動カウンタバランス弁を開くようにすることができる。または、前記差圧が生じるタイミングを、主動カウンタバランス弁が開くタイミングよりも少し早くしていてもよい。この場合には、従動カウンタバランス弁を主動カウンタバランス弁よりも早く開くようにすることができる。よって、主動カウンタバランス弁が開くタイミングと関係なく、従動カウンタバランス弁を開くようにすることができる。
【００２７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態につき具体的に説明する。
（第１実施形態）
本発明の第１実施形態について図面に基づいて説明する。
【００２８】
図１は、本発明の油圧装置を適用した、ウインチ装置の油圧回路図である。図２は、そのウインチ装置に備わった従動カウンタバランス弁を示す断面図（従動カウンタバランス弁の近傍も併せて示す）である。
【００２９】
このウインチ装置は、昇降対象である吊り荷を昇降させるものである。なお、このウインチ装置は、従来技術で説明したウインチ装置と基本的な回路構成が同様であり、基本的な回路構成の詳細な説明は省略し、従来技術と異なる点について説明する。
【００３０】
第１実施形態のウインチ装置は、ヒューズ弁６と従動カウンタバランス弁５ｂとをつなぐ圧力同調配管１５の途中、この例ではヒューズ弁６側端に絞り８が配されており、この絞り８を有する点で従来のウインチ装置と違っている。
【００３１】
この第１実施形態のウインチ装置にあっては、圧力同調配管１５に絞り８が設けられているので、その絞り８による開口面積の減少化が図れ、また、前述のように圧力同調配管１５が十分に太く、かつ従動側バネ室５０２の容積も圧力同調配管１５の容積に加わっているため、主動側の巻上側配管４ａの圧力が、従動側のバネ室５０２へ伝わるのを遅らせることができる。
【００３２】
したがって、第１実施形態のウインチ装置による場合には、起動時における従動側での負荷集中を防ぐことができる。以下に、その理由につき説明する。
【００３３】
図４（ｂ）は、第１実施形態のウインチ装置における動き始めの圧力挙動を例示する図である。
【００３４】
主動カウンタバランス弁５ａが開くＡ点までは、主動側の巻上側配管４ａにおける圧力および従動側の巻上側配管４ｂの圧力は、ほぼ同じ挙動を示す。このとき、従動側のバネ室５０２の圧力（点線で示す）は、上述した理由により圧力の立ち上がり当初（Ｏ点）から主動側の巻上側配管４ａの圧力上昇に遅れて圧力が上昇する。
【００３５】
然る後、従動側の巻上側配管４ｂの圧力（パイロット圧力室５０３の圧力）と従動側のバネ室５０２の圧力との圧力差が、ΔＰを超えると（Ｂ点のタイミング）、従動カウンタバランス弁５ｂが開き、従動側の巻上側配管４ｂの圧力上昇が衰え始める。一方、主動カウンタバランス弁５ａは、主動側の巻下側配管３ａの圧力が主動カウンタバランス弁５ａのバネの設定圧力を超えると開く。
【００３６】
したがって、従動カウンタバランス弁５ｂが開くタイミングを、主動カウンタバランス弁５ａが開くタイミングに接近させることが可能になる。ここで、絞り８の内径と、圧力同調配管１５の容量（従動側バネ室５０２の容積を含む）とを適切に調整することにより、主動カウンタバランス弁５ａが開いていなくても（Ａ点に達していなくても）、従動側の巻上側配管４ｂの圧力と従動側のバネ室５０２の圧力との圧力差がΔＰを超えて従動カウンタバランス弁５ｂが開くようにすることも可能である。よって、主動カウンタバランス弁５ａが開くタイミングに関係なく従動カウンタバランス弁５ｂを開くようにすることができるので、この従動カウンタバランス弁５ｂの開きタイミングを適切に設定することにより、従動側の巻上側配管４ｂでのサージ圧力を低く抑えることができ、従動モータ２ｂに荷重が集中して従動モータ２ｂの寿命が短くなるのを防止することが可能になる。
【００３７】
ここで、ヒューズ弁６内の通路上に、主動側の巻上側配管４ａと圧力同調配管１５との間を結ぶ絞り６ａが存在するが、圧力伝播を遅らせるための絞り８の径と、ヒューズ弁６が機能するための絞り６ａの径とは、適切なサイズが異なるので、本実施形態ではヒューズ弁６内の絞り６ａとは別の絞り８を設けるようにしている。
【００３８】
なお、上述した第１実施形態では主動側の巻上側配管４ａと従動側のバネ室５０２との間を、ヒューズ弁６を経由するようにして配管（圧力同調配管１５を含む）でつなぐようにしているが、本発明はこれに限らず、配管でなくホースを使ってもよい。また、主動側の巻上側配管４ａと従動側のバネ室５０２との間を、ヒューズ弁を経由せずに直接つなぐ構成であってもよい。また、主動側の巻上側配管４ａと従動側のバネ室５０２との間の一部、例えば圧力同調配管１５を除く部分にホースを用いた構成であっても、同様に適用できる。
【００３９】
また、上述した第１実施形態では圧力同調配管１５に絞り８を１つ設けた構成としているが、本発明はこれに限らず、圧力同調配管１５に絞り８を２つ以上設けた構成としてもよいことは勿論である。このようにすると、従動カウンタバランス弁５ｂが開くタイミングの調整を容易に行うようにできるという利点がある。
（第２実施形態）
本発明の第２実施形態について説明する。
【００４０】
図３は、第２実施形態に係るウインチ装置の油圧回路図である。この図３は、図５および図６と同一部分には同一番号を付している。第２実施形態のウインチ装置も、従来技術で説明したウインチ装置と基本的な回路構成が同様であり、基本的な回路構成の詳細な説明は省略し、従来技術と異なる点について説明する。
【００４１】
従来技術では、主動側の巻上側配管４ａと従動側のバネ室５０２との間を、ヒューズ弁６および圧力同調配管１５を経由するように配管でつないで、主動側の巻上側配管４ａの圧液を従動側のバネ室５０２へ伝える構成としていた。これに対して、第２実施形態では、図３に示すように、主動側の巻上側配管４ａに圧力センサ１６を設けると共に、従動側のバネ室５０２の圧力を制御する圧力制御弁１８を備える構成としている点で異なっている。
【００４２】
この第２実施形態のウインチ装置では、まず主動側の巻上側配管４ａの圧力を圧力センサ１６で計測し、計測した圧力を信号処理装置１７に取り込む。信号処理装置１７に取り込まれた圧力信号は、例えばローパスフィルタなどで高周波信号をカットする信号処理が施され、急速な信号変化（圧力センサ１６で計測した圧力の急速な変化）については、動的な遅れが生じるようにする。なお、信号処理装置１７はハードウェア的に処理を行うアナログフィルタであっても良いし、ソフトウェア的に処理を行うディジタルコントローラであっても良い。
【００４３】
信号処理が施された後の信号は、圧力制御弁１８へ指令信号として出力される。その指令信号に従って、圧力制御弁１８は従動側のバネ室５０２の圧力を制御する。
【００４４】
この第２実施形態による場合は、第１実施形態と同様、図４（ｂ）に示すように、従動側のバネ室５０２の圧力と主動側の巻上側配管４ａの圧力との間に遅れが生じ、主動カウンタバランス弁５ａの開口タイミングと関係なく、従動カウンタバランス弁５ｂを開くことができるようになる。よって、従動側の巻上側配管４ｂでのサージ圧力を低く抑えることができ、従動モータ２ｂに荷重が集中して従動モータ２ｂの寿命が短くなるのを防止することが可能になる。
【００４５】
なお、上述した第１、第２実施形態ではウインチ装置に適用しているが、本発明はこれに限らず、複数のアクチュエータによりドラムを回転させて巻上げ、巻下げ動作をする油圧装置、例えばクレーン、或いはラフテレンクレーンや大型油圧ショベル等のブーム起伏装置などにも同様に適用することができる。
【００４６】
【発明の効果】
以上詳述したように本発明による場合には、従動カウンタバランス弁の第２圧力室の圧力が、第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力よりも遅れて立ち上がるようになり、一方、第１圧力室の圧力に導かれる第２液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力が、第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力とほぼ同様の挙動で圧力が上昇するため、従動カウンタバランス弁を開口させられる差圧が生じ、主動カウンタバランス弁が開くタイミング、従動カウンタバランス弁を開くタイミングを近接させることができ、起動時における従動側での負荷集中を防ぐことが可能になる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態に係るウインチ装置の油圧回路図である。
【図２】第１実施形態に係るウインチ装置に備わった従動カウンタバランス弁の構造を示す断面図（従動カウンタバランス弁の近傍も併せて示す）である。
【図３】第２実施形態に係るウインチ装置の油圧回路図である。
【図４】（ａ）は従来技術のウインチ装置における動き始めの圧力挙動を例示する図であり、（ｂ）は第１実施形態のウインチ装置における動き始めの圧力挙動を例示する図である。
【図５】従来技術のウインチ装置の油圧回路図である。
【図６】従来技術のウインチ装置に備わった従動カウンタバランス弁の構造を示す断面図（従動カウンタバランス弁の近傍も併せて示す）である。
【符号の説明】
３ａ主動側の巻下側配管
４ａ主動側の巻上側配管
４ｂ従動側の巻上側配管
５ａ主動カウンタバランス弁
５ｂ従動カウンタバランス弁
６ヒューズ弁
８絞り
１５圧力同調配管
１６圧力センサ
１７信号処理装置
１８圧力制御弁
５０２従動側バネ室[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic device using a counter balance valve, which is used in, for example, a hydraulic winch device for a crane or a work ship, or a boom hoisting device such as a rough terrain crane or a large hydraulic excavator.
[0002]
[Prior art]
In general, a large-sized hydraulic device often has a configuration using a plurality of hydraulic actuators of a generally available size. The reason is that the use of large hydraulic actuators is limited, so large hydraulic actuators are not generally distributed, and because the number of production is small, mass production effects cannot be obtained and it is very expensive. This is because the quality is not sufficiently secured.
[0003]
For this reason, for example, a large hydraulic circuit in which a plurality of hydraulic actuators are mechanically connected is shown in FIG. This hydraulic circuit is a winch device in which two hydraulic motors are connected to one drum via a gear, and includes a counter balance valve as a brake valve on each of the main driving side and the driven side. The specific configuration of the winch device is as follows.
[0004]
A driving motor 2a and a driven motor 2b are connected to the drum 1 via gears, and the respective driving forces are transmitted to the drum 1 via the gears. Usually, the gear ratio connecting the main motor 2a and the drum 1 and the gear ratio connecting the driven motor 2b and the drum 1 are designed to be the same, so the main motor 2a and the driven motor 2b have the same rotational speed. Will rotate.
[0005]
On the downstream side of the main driving motor 2a and the driven motor 2b, a main driving counter balance valve 5a and a driven counter balance valve 5b are arranged, respectively, and the main driving motor 2a depends on the opening area of the counter balance valves 5a and 5b and the size of the load. The flow rate of the driven motor 2b, that is, the winch lowering speed is controlled.
[0006]
The main drive counter balance valve 5a opens and closes in accordance with the balance between the force of the spring provided therein and the pressure of the lower pipe 3a of the main drive motor 2a. On the other hand, the driven counter balance valve 5 b is configured as shown in FIG. 6, and passes through the pressure on the driven side upper pipe 4 b transmitted to the pilot pressure chamber 503 via the pilot passage 504 and the pressure tuning pipe 15. Thus, the opening / closing operation is performed in accordance with the balance between the pressure of the primary winding 4a transmitted to the spring chamber 502 and the force of the spring 501. In other words, the driven counter balance valve 5b performs an opening / closing operation by pressing the pressure of the main winding side pipe 4a and the pressure of the driven side upper pipe 4b.
[0007]
Therefore, the driven counter balance valve 5b plays a role of automatically adjusting the pressure of the driven side upper pipe 4b to be higher than the pressure of the driven side upper pipe 4a by the set pressure of the spring 501. Yes. Here, the set force of the spring 501 is normally set to be very small, for example, set to about 5 kgf / cm 2 in terms of pressure, which is sufficiently lower than the circuit pressure, and the pressure on the driven side hoisting pipe 4a and the driven side The pressure of the hoisting pipe 4b is substantially equal.
[0008]
In addition, since the lower pipe 3a and the lower pipe 3b are connected by a sufficiently thick pressure tuning pipe 15, the pressure of the lower side pipe 3a on the main drive side and the pressure of the lower side pipe 3b on the driven side. Is about the same pressure.
[0009]
From the above, the differential pressure before and after the main motor 2a and the differential pressure before and after the driven motor 2b are substantially equal, that is, if the same type of motor is used, the output torque of each motor 2a and 2b is It becomes almost equal.
[0010]
By connecting the main drive side hoisting side pipe 4a and the driven side spring chamber 502 in this way, the output torques of the motors 2a and 2b become equal, and the total load applied to the drum 1 is equalized by the motors 2a and 2b. As a result, it is possible to prevent a large load from being applied to one of the motors.
[0011]
In FIG. 5, 6 is a fuse valve, 7a is a check valve provided in the counter balance valve 5a, 7b is a check valve provided in the counter balance valve 5b, 10 is a main relief valve, 12 is an operation lever, and 13 is An overload relief valve, 14 is a check valve for anti-cavitation, and 11 is a control valve. (A) of the control valve 11 is a lowering position, (b) is a stop position, and (c) is a lowering position.
[0012]
[Problems to be solved by the invention]
However, as described above, each motor equally supports the load in a static state, and in the case of a dynamic pressure change state at the time of startup, the load is applied to the driven motor 2b. Are concentrated, and the life of the driven motor 2b is shortened. This is described below.
[0013]
The dynamic pressure change behavior at startup will be described. First, when the operation lever 12 is operated to the lowering side and the control valve 11 is switched to the lowering position (a), the discharge flow rate of the pump 9 is guided to the lowering side pipes 3a and 3b of the motors 2a and 2b. It comes to be.
[0014]
Since the main counter balance valve 5a and the driven counter balance valve 5b are both closed at the beginning of startup, the discharge flow rate of the pump 9 guided to the motors 2a and 2b has no escape, and FIG. As shown, the pressures (winding pressures) of the lower pipes 3a and 3b of the motors 2a and 2b and the pressures (winding pressures) of the upper pipes 4a and 4b rapidly increase with substantially the same behavior. . That is, the sum of the pressure in the driving side upper side pipe 4a and the pressure in the driven side upper side pipe 4b, and the total pressure in the driving side lower side pipe 3a and the pressure in the driven side lower side pipe 3b. This is because the difference is equal to and constant with the load pressure, so that the hoisting pressure increases as the lowering pressure increases.
[0015]
After that, when the pressure of the lower-side pipe 3a on the main driving side increases and becomes larger than the set pressure of the spring 501 in the main driving counter balance valve 5a, the main driving counter balance valve 5a opens (point A). ). When the main drive counter balance valve 5a opens, the pressure increase in the main drive side hoisting pipe 4a starts to decline (A → B).
[0016]
When the main drive counter balance valve 5a is thus opened and the pressure increase in the main drive side hoisting pipe 4a begins to decline, the ratio of the main drive motor 2a that bears the load starts to decrease, and the relative load of the driven motor 2b increases. Increases, and the pressure in the driven-side hoisting pipe 4b increases (A → B ′). Along with this, the difference between the pressure of the driven side upper side pipe 4b and the pressure of the driven side upper side pipe 4a starts to widen.
[0017]
Thus, when the pressure difference starts to widen and ΔP corresponding to the spring force of the driven counter balance valve 5b is exceeded (point B or B ′), the driven counter balance valve 5b starts to open.
[0018]
As described above, since the differential counter pressure ΔP is generated due to the opening of the main counter balance valve 5a, the timing (point A) when the main counter balance valve 5a opens and the driven counter balance valve 5b open. The order relationship is always the same as the timing (point B). Therefore, there is always a short time that the driven counter balance valve 5b is closed and the main counter balance valve 5a is opened. During this time, the driven counter balance valve 5b that is not open bears an extra load, so that the load is concentrated on the driven motor as described above, and the life of the driven motor is shortened.
[0019]
The present invention has been made to solve such technical problems, and an object of the present invention is to provide a hydraulic device that can prevent load concentration on the driven side at the time of startup.
[0020]
[Means for Solving the Problems]
The hydraulic device according to the present invention is a hydraulic device that performs a hoisting / lowering operation in order to raise / lower an object to be raised / lowered, and a first hydraulic pressure actuator and a second hydraulic pressure actuator that mechanically connect each other, A main counter balance valve that is disposed in the hoisting line of the first hydraulic actuator and that opens and closes according to the pressure of the lowering line of the first hydraulic actuator; and the hoisting side of the second hydraulic actuator A first pressure chamber that is disposed in a pipe line and in which the pressure of the hoisting pipe line of the second hydraulic actuator is transmitted via the first pressure transmitting means; and the pressure of the hoisting pipe line of the first hydraulic actuator is a second pressure chamber which is transmitted via the second pressure transmission means, and the driven counterbalance valve which opens and closes based on the differential pressure between the pressure of the pressure and the second pressure chamber of the first pressure chamber, said Main counter balance valve and When the lowering motion of the both hydraulic actuator in a state in which the dynamic counterbalance valve is closed is started, first to be able to open the driven counterbalance valve regardless of when the main dynamic counterbalance valve is opened Pressure propagation delay means for dynamically changing the pressure in the second pressure chamber with a delay from the pressure in the hoisting line of the hydraulic actuator.
[0021]
In the present invention, the pressure in the second pressure chamber of the driven counter balance valve rises later than the pressure in the winding line of the first hydraulic actuator. On the other hand, the pressure in the hoisting line of the second hydraulic actuator transmitted to the first pressure chamber rises with substantially the same behavior as the pressure in the hoisting line of the first hydraulic actuator. For this reason, the differential pressure | voltage which can open a driven counter balance valve arises. Here, if the timing at which the differential pressure occurs is close to the opening timing of the main counter balance valve, the driven counter balance valve can be opened close to the opening timing of the main counter balance valve. Alternatively, the timing at which the differential pressure occurs may be slightly earlier than the timing at which the main counter balance valve opens. In this case, the driven counter balance valve can be opened earlier than the main counter balance valve. Therefore, the driven counter balance valve can be opened regardless of the timing at which the main counter balance valve is opened.
[0022]
In the hydraulic apparatus of the present invention, the driven counterbalance valve includes a spool and a spring that presses one end of the spool toward the other end, and the first pressure chamber is disposed on the other end of the spool. The second pressure chamber may be arranged on one end side of the spool. In this configuration, the pressing force of the spring against the spool becomes the differential pressure.
[0023]
Further, in the hydraulic apparatus according to the present invention, the second pressure transmission means is a pipe line connecting the winding side pipe line of the first hydraulic actuator and the second pressure chamber, and the middle of the pipe line Further, at least one throttle for reducing the opening area in the pipe line can be provided as the pressure propagation delay means.
[0024]
In this configuration, since the throttle is provided in the pipe connecting the winding side pipe of the first hydraulic actuator and the second pressure chamber, the opening area can be reduced by the throttle. Further, since the pipe line is sufficiently thick and the volume of the second pressure chamber is added to the volume of the pipe line, the pressure of the winding line of the first hydraulic actuator is delayed from being transmitted to the second pressure chamber. be able to. At this time, the pressure of the hoisting line of the second hydraulic actuator transmitted to the first pressure chamber rises with substantially the same behavior as the pressure of the hoisting line of the first hydraulic actuator. A differential pressure required to open the driven counterbalance valve between the pressure in the first pressure chamber and the pressure in the second pressure chamber can be generated closer to or earlier than the opening timing of the main counterbalance valve. . Therefore, the driven counter balance valve can be opened regardless of the timing at which the main counter balance valve is opened.
[0025]
Further, in the hydraulic apparatus according to the present invention, the second pressure transmission means includes a pressure sensor that detects a pressure of a winding-up line of the first hydraulic actuator, and a pressure control valve that controls a pressure of the second pressure chamber. And the pressure propagation delay means inputs a detection signal from the pressure sensor and generates a signal for controlling the pressure control valve. The signal processing device is configured to signal-process the detection signal from the pressure sensor so that the pressure in the second pressure chamber dynamically changes with a delay from the pressure in the hoisting line of the hydraulic actuator. Can do.
[0026]
In this configuration, the signal processing device that receives the pressure signal of the hoisting line of the first hydraulic actuator detected by the pressure sensor receives the input signal as the hoisting line of the first hydraulic actuator. The signal processing is performed so that the pressure in the second pressure chamber changes dynamically with a delay from the pressure of the pressure, the signal after the processing is given to the pressure control valve, and the pressure control valve controls the pressure in the second pressure chamber. To do. As a result, the pressure in the second pressure chamber changes dynamically with a delay from the pressure in the winding line of the first hydraulic actuator. Therefore, a differential pressure that can open the driven counterbalance valve is generated. Here, if the timing at which the differential pressure occurs is close to the opening timing of the main counter balance valve, the driven counter balance valve can be opened close to the opening timing of the main counter balance valve. Alternatively, the timing at which the differential pressure occurs may be slightly earlier than the timing at which the main counter balance valve opens. In this case, the driven counter balance valve can be opened earlier than the main counter balance valve. Therefore, the driven counter balance valve can be opened regardless of the timing at which the main counter balance valve is opened.
[0027]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be specifically described.
(First embodiment)
A first embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0028]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a winch device to which the hydraulic device of the present invention is applied. FIG. 2 is a cross-sectional view showing the driven counter balance valve provided in the winch device (the vicinity of the driven counter balance valve is also shown).
[0029]
This winch device lifts and lowers a suspended load that is a lifting target. The winch device has the same basic circuit configuration as that of the winch device described in the related art, and a detailed description of the basic circuit configuration is omitted, and only differences from the prior art will be described.
[0030]
In the winch device according to the first embodiment, a throttle 8 is arranged at the end of the fuse valve 6 in the middle of the pressure tuning pipe 15 that connects the fuse valve 6 and the driven counterbalance valve 5b. This is different from the conventional winch device.
[0031]
In the winch device according to the first embodiment, since the throttle 8 is provided in the pressure tuning pipe 15, the opening area can be reduced by the throttle 8, and the pressure tuning pipe 15 is provided as described above. Since it is sufficiently thick and the volume of the driven side spring chamber 502 is also added to the volume of the pressure tuning pipe 15, it is possible to delay the transmission of the pressure of the driven side winding side pipe 4 a to the driven side spring chamber 502. .
[0032]
Therefore, in the case of the winch device according to the first embodiment, it is possible to prevent load concentration on the driven side at the time of activation. The reason will be described below.
[0033]
FIG. 4B is a diagram illustrating the pressure behavior at the start of movement in the winch device according to the first embodiment.
[0034]
Up to the point A at which the main drive counter balance valve 5a opens, the pressure in the main winding side pipe 4a and the pressure in the driven side upper pipe 4b show substantially the same behavior. At this time, the pressure in the driven-side spring chamber 502 (indicated by a dotted line) rises with a delay from the initial pressure rise (point O) in the driven-side hoisting pipe 4a for the reason described above.
[0035]
After that, when the pressure difference between the pressure of the driven-side hoisting pipe 4b (pressure of the pilot pressure chamber 503) and the pressure of the driven-side spring chamber 502 exceeds ΔP (timing at point B), the driven counter balance The valve 5b opens, and the pressure increase in the driven-side hoisting pipe 4b begins to decline. On the other hand, the main counter balance valve 5a opens when the pressure of the main winding side lower pipe 3a exceeds the set pressure of the spring of the main counter balance valve 5a.
[0036]
Therefore, the timing at which the driven counter balance valve 5b opens can be made closer to the timing at which the main counter balance valve 5a opens. Here, by appropriately adjusting the inner diameter of the throttle 8 and the capacity of the pressure tuning pipe 15 (including the volume of the driven spring chamber 502), even if the main counterbalance valve 5a is not open (to point A). It is also possible that the driven counter balance valve 5b opens when the pressure difference between the pressure of the driven-side hoisting pipe 4b and the pressure of the driven-side spring chamber 502 exceeds ΔP. Therefore, the driven counter balance valve 5b can be opened regardless of the timing at which the main counter balance valve 5a is opened. Therefore, by appropriately setting the opening timing of the driven counter balance valve 5b, The surge pressure in the pipe 4b can be kept low, and it is possible to prevent the load from being concentrated on the driven motor 2b and shortening the life of the driven motor 2b.
[0037]
Here, on the passage in the fuse valve 6, there is a throttle 6 a that connects between the main winding side pipe 4 a and the pressure tuning pipe 15. The diameter of the throttle 8 for delaying pressure propagation, the fuse valve Since the appropriate size differs from the diameter of the restrictor 6a for the functioning of the restrictor 6, in this embodiment, the restrictor 8 different from the restrictor 6a in the fuse valve 6 is provided.
[0038]
In the first embodiment described above, the pipe (including the pressure tuning pipe 15) is connected between the main winding side pipe 4a and the driven spring chamber 502 via the fuse valve 6. However, the present invention is not limited to this, and a hose may be used instead of piping. Moreover, the structure which directly connects between the winding side piping 4a of the main drive side and the spring chamber 502 of the driven side may be connected without passing through a fuse valve. Further, the present invention can be similarly applied to a configuration in which a hose is used in a part between the main winding side pipe 4a and the driven spring chamber 502, for example, a part excluding the pressure tuning pipe 15.
[0039]
In the first embodiment described above, the pressure tuning pipe 15 is provided with one throttle 8. However, the present invention is not limited to this, and the pressure tuning pipe 15 may be provided with two or more throttles 8. Of course it is good. This has the advantage that the timing for opening the driven counter balance valve 5b can be easily adjusted.
(Second Embodiment)
A second embodiment of the present invention will be described.
[0040]
FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram of the winch device according to the second embodiment. In FIG. 3, the same parts as those in FIGS. 5 and 6 are denoted by the same reference numerals. The winch device of the second embodiment has the same basic circuit configuration as that of the winch device described in the related art, and a detailed description of the basic circuit configuration is omitted, and differences from the prior art will be described.
[0041]
In the prior art, a pipe is connected between the main drive side upper pipe 4a and the driven spring chamber 502 so as to pass through the fuse valve 6 and the pressure tuning pipe 15, and the pressure of the main drive side upper pipe 4a. The liquid was transmitted to the spring chamber 502 on the driven side. On the other hand, in the second embodiment, as shown in FIG. 3, the pressure sensor 16 is provided in the main winding side pipe 4 a and the pressure control valve 18 for controlling the pressure in the driven spring chamber 502 is provided. It is different in that it is structured.
[0042]
In the winch device of the second embodiment, first, the pressure of the main winding side upper pipe 4 a is measured by the pressure sensor 16, and the measured pressure is taken into the signal processing device 17. The pressure signal taken into the signal processing device 17 is subjected to signal processing for cutting a high-frequency signal by, for example, a low-pass filter, and a dynamic signal change (rapid change in pressure measured by the pressure sensor 16) is dynamic. Make sure that there is a significant delay. The signal processing device 17 may be an analog filter that performs processing in hardware, or may be a digital controller that performs processing in software.
[0043]
The signal after the signal processing is performed is output as a command signal to the pressure control valve 18. In accordance with the command signal, the pressure control valve 18 controls the pressure in the driven spring chamber 502.
[0044]
In the case of the second embodiment, as in the first embodiment, as shown in FIG. 4B, there is a delay between the pressure of the driven-side spring chamber 502 and the pressure of the main-drive-side hoisting pipe 4a. As a result, the driven counter balance valve 5b can be opened regardless of the opening timing of the main counter balance valve 5a. Therefore, the surge pressure in the driven side hoisting pipe 4b can be kept low, and it is possible to prevent the load from being concentrated on the driven motor 2b and shortening the life of the driven motor 2b.
[0045]
In the first and second embodiments described above, the present invention is applied to the winch device. However, the present invention is not limited to this, and a hydraulic device, such as a crane, that rotates and lowers the drum by a plurality of actuators. Alternatively, it can be similarly applied to boom hoisting devices such as rough terrain cranes and large hydraulic excavators.
[0046]
【The invention's effect】
As described in detail above, according to the present invention, the pressure in the second pressure chamber of the driven counter balance valve rises later than the pressure in the hoisting line of the first hydraulic actuator, Since the pressure of the winding line of the second hydraulic actuator guided by the pressure of the one pressure chamber increases in the same behavior as the pressure of the winding line of the first hydraulic actuator, the driven counter balance valve Is generated, the timing at which the main counter balance valve is opened and the timing at which the driven counter balance valve is opened can be brought close to each other, and load concentration on the driven side during startup can be prevented.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a winch device according to a first embodiment.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing the structure of a driven counter balance valve provided in the winch device according to the first embodiment (the vicinity of the driven counter balance valve is also shown).
FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram of a winch device according to a second embodiment.
4A is a diagram illustrating the pressure behavior at the start of movement in the winch device according to the prior art, and FIG. 4B is a diagram illustrating the pressure behavior at the start of motion in the winch device of the first embodiment.
FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram of a conventional winch device.
FIG. 6 is a sectional view showing the structure of a driven counterbalance valve provided in a winch device according to the prior art (the vicinity of the driven counterbalance valve is also shown).
[Explanation of symbols]
3a Driving side lower side piping 4a Driving side upper side piping 4b Driven side upper side piping 5a Main driving counter balance valve 5b Driven counter balance valve 6 Fuse valve 8 Throttle 15 Pressure tuning piping 16 Pressure sensor 17 Signal processing device 18 Pressure Control valve 502 Driven spring chamber

Claims

昇降対象物を昇降させるべく、巻上げ・巻下げ動作を行う油圧装置において、
互いの駆動部が機械的に連結された第１液圧アクチュエータおよび第２液圧アクチュエータと、
該第１液圧アクチュエータの巻上側管路に配され、該第１液圧アクチュエータの巻下側管路の圧力に応じて開閉動作する主動カウンタバランス弁と、
該第２液圧アクチュエータの巻上側管路に配され、該第２液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力が第１圧力伝達手段を介して伝達される第１圧力室および該第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力が第２圧力伝達手段を介して伝達される第２圧力室を備え、該第１圧力室の圧力と該第２圧力室の圧力との差圧に応じて開閉動作する従動カウンタバランス弁と、
該主動カウンタバランス弁及び従動カウンタバランス弁が閉じた状態で該両液圧アクチュエータの巻下げ動作が開始された場合に、該主動カウンタバランス弁が開くタイミングに関係なく従動カウンタバランス弁を開くことができるように該第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力よりも該第２圧力室の圧力を遅れて動的に変化させる圧力伝播遅れ手段とを有することを特徴とする油圧装置。In a hydraulic device that performs hoisting and lowering operations to raise and lower an object to be raised and lowered,
A first hydraulic actuator and a second hydraulic actuator in which the respective driving units are mechanically coupled;
A main counter balance valve that is arranged in a winding line of the first hydraulic actuator and that opens and closes according to the pressure of the lower line of the first hydraulic actuator;
A first pressure chamber disposed in the hoisting line of the second hydraulic actuator, wherein the pressure of the hoisting line of the second hydraulic actuator is transmitted via first pressure transmission means, and the first hydraulic pressure; A second pressure chamber through which the pressure of the upper winding line of the actuator is transmitted via the second pressure transmitting means, and opens and closes according to a differential pressure between the pressure of the first pressure chamber and the pressure of the second pressure chamber; An actuated follower counterbalance valve;
When the main hydraulic counter balance valve and the driven counter balance valve are closed, when the lowering operation of the hydraulic actuators is started, the driven counter balance valve can be opened regardless of the timing at which the main counter balance valve is opened. hydraulic apparatus characterized by having a pressure propagation delay means for dynamically changing a delay of the pressure of the second pressure chamber than the pressure of the hoisting side line of said first hydraulic actuator to be.

前記第２圧力伝達手段が、前記第１液圧アクチュエータの巻上側管路と前記第２圧力室との間をつなぐ管路であって、該管路の途中に、前記圧力伝播遅れ手段として管路内の開口面積を減少させる少なくとも１つの絞りが配設されていることを特徴とする請求項１に記載の油圧装置。 The second pressure transmission means is a pipe line connecting between the winding side pipe line of the first hydraulic actuator and the second pressure chamber, and a pipe is provided as the pressure propagation delay means in the middle of the pipe line. 2. The hydraulic apparatus according to claim 1, wherein at least one throttle for reducing an opening area in the road is disposed.

前記第２圧力伝達手段が、前記第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力を検出する圧力センサと、前記第２圧力室の圧力を制御する圧力制御弁との組合せからなるものであり、かつ、前記圧力伝播遅れ手段は、該圧力センサからの検出信号を入力すると共に該圧力制御弁を制御する信号を発生する信号処理装置であって、該第１液圧アクチュエータの巻上側管路の圧力よりも該第２圧力室の圧力が遅れて動的に変化するように、該信号処理装置が該圧力センサからの検出信号を信号処理することを特徴とする請求項１に記載の油圧装置。 The second pressure transmission means is a combination of a pressure sensor for detecting the pressure of the winding line of the first hydraulic actuator and a pressure control valve for controlling the pressure of the second pressure chamber; The pressure propagation delay means is a signal processing device that inputs a detection signal from the pressure sensor and generates a signal for controlling the pressure control valve, and is provided on the winding line of the first hydraulic actuator. 2. The hydraulic apparatus according to claim 1, wherein the signal processing device processes a detection signal from the pressure sensor so that the pressure in the second pressure chamber dynamically changes with a delay from the pressure. 3. .