JP6534946B2

JP6534946B2 - Hydraulic drive of hydraulic motor

Info

Publication number: JP6534946B2
Application number: JP2016030410A
Authority: JP
Inventors: 和裕伊藤; 新留　隆志; 隆志新留
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 2016-02-19
Filing date: 2016-02-19
Publication date: 2019-06-26
Anticipated expiration: 2036-02-19
Also published as: JP2017145950A

Description

本発明は、油圧モータの油圧駆動装置及び建設車両に係り、さらに詳しくは、建設車両に搭載される走行モータ等の油圧モータを駆動制御する油圧駆動装置、及びこの油圧駆動装置を備えた建設車両に関する。 The present invention relates to a hydraulic drive device for a hydraulic motor and a construction vehicle, and more particularly, to a hydraulic drive device for driving and controlling a hydraulic motor such as a traveling motor mounted on a construction vehicle, and a construction vehicle provided with this hydraulic drive device About.

油圧で駆動される建設車両の走行用の油圧モータを駆動するためには、油圧ポンプの吐出圧油は方向切換弁により切り換えて油圧モータの一方、又は、他方のポートに供給し、かつ戻り油は油圧モータの他方、又は一方のポートから方向切換弁を経てタンクに連通して、油圧モータを一方向、例えば前進方向に、又は、他方向の後進方向に回転駆動して走行体を駆動するようにするのが一般的である。 In order to drive a hydraulic motor for traveling a construction vehicle driven by hydraulic pressure, the discharge pressure oil of the hydraulic pump is switched by a direction switching valve and supplied to one or the other port of the hydraulic motor and return oil The hydraulic motor is communicated with the tank from the other or the port of the hydraulic motor through the direction switching valve, and the hydraulic motor is driven to rotate the hydraulic motor in one direction, for example, forward direction or backward direction to drive the traveling body It is common to do so.

このような油圧駆動式走行車に使用される走行用の油圧モータとしては、例えばアキシャルピストン型斜板式モータが使用される。一般的なアキシャルピストン型斜板式モータは、後述する実施形態で図示（図２参照：参考のために図２に付した符号を付す。）するが、油圧モータ２内部のピストン１２は油圧モータ２の回転数に応じて高速で往復運動しており、ピストン１２とロータ１１間に介在する油膜がピストン１２とロータ１１が金属接触を起こすことを防いでいる。ピストン１２の摺動速度が大きく、かつシリンダ穴１７内の圧力が小さい状態では、油膜切れによりピストン１２とロータ１１が金属接触し凝着（焼付き）が発生しやすくなる。ピストン１２が焼き付くと、油圧モータ２は回転できなくなり故障してしまう。 For example, an axial piston swash plate motor is used as a hydraulic motor for traveling used in such a hydraulic drive vehicle. A general axial piston type swash plate type motor is illustrated in an embodiment described later (see FIG. 2: reference numeral attached to FIG. 2 for reference), but the piston 12 in the hydraulic motor 2 is a hydraulic motor 2 The oil film reciprocating between the piston 12 and the rotor 11 prevents metal contact between the piston 12 and the rotor 11 depending on the rotational speed of the motor. When the sliding speed of the piston 12 is large and the pressure in the cylinder hole 17 is small, the oil film is out of contact, and the piston 12 and the rotor 11 are in metal contact to easily cause adhesion (seizure). If the piston 12 burns, the hydraulic motor 2 can not rotate and breaks down.

建設車両に搭載された走行用油圧モータ２においてピストン１２の焼き付きが発生しやすい状態としては、例えばクローラ走行車両においてクローラの泥落としのための走行用油圧モータ２の片側空回し時、あるいは緩斜面を高速降坂する場合など、供給流量が大きく、かつモータ負荷が小さい状態がある。 As a state in which seizing of the piston 12 is likely to occur in the traveling hydraulic motor 2 mounted on a construction vehicle, for example, when traveling the traveling hydraulic motor 2 for mud removal of crawlers on a crawler traveling vehicle In the case of high-speed downhill, the supply flow rate is large and the motor load is small.

ピストン１２の焼き付きを防ぐためには、例えば油圧モータ２の流出側モータポート圧力（モータ背圧）を増加させることが考えられる。モータ背圧を増加させると、ロータ１１の流出側シリンダ穴１７の圧力が増加するのに加え、油圧モータ２の回転負荷が増加し、ロータ１１の流入側シリンダ穴１７の圧力も増加するため、ピストン１２の焼き付きリスクを低減することができる。しかし、管路抵抗を増やすなどして常にモータ背圧を大きく設定すると損失が大きくなり油圧モータ２の機械効率が下がるため得策ではない。 In order to prevent the seizing of the piston 12, for example, it is conceivable to increase the outflow side motor port pressure (motor back pressure) of the hydraulic motor 2. When the motor back pressure is increased, in addition to the pressure of the outflow side cylinder hole 17 of the rotor 11 increasing, the rotational load of the hydraulic motor 2 increases and the pressure of the inflow side cylinder hole 17 of the rotor 11 also increases. The risk of seizure of the piston 12 can be reduced. However, when the motor back pressure is always set large by increasing the pipe resistance or the like, the loss increases and the mechanical efficiency of the hydraulic motor 2 decreases.

そこで、上記のようなモータ背圧を制御可能な技術として例えば特開平９−３１７８７９号公報（特許文献１）に開示された発明が公知である。 Then, the invention disclosed by Unexamined-Japanese-Patent No. 9-317879 (patent document 1) as a technique which can control the above motor back pressure as above-mentioned is known.

この発明は、油圧ポンプからの吐出圧油を、方向切換弁を介して油圧モータに供給する油圧駆動装置で、かつ油圧モータで制動をかけたときに油圧モータからの戻り油及び油圧ポンプの吐出圧油を絞り弁で絞り、吸込弁を介して油圧モータのキャビテーションを防止する油圧駆動装置の背圧制御回路において、方向切換弁を切り換えるパイロット圧と同期して油圧モータの駆動側の圧力を信号として取り出し、絞り弁に供給するパイロット弁と油圧モータ駆動側の圧力を受けて低圧又は高圧に切り換わる可変の絞り弁とからなる構成としたものである。 The present invention is a hydraulic drive system that supplies hydraulic fluid discharged from a hydraulic pump to a hydraulic motor via a direction switching valve, and returns oil from the hydraulic motor when the hydraulic motor is braked and discharges the hydraulic pump In the back pressure control circuit of the hydraulic drive system that squeezes the pressure oil with a throttle valve and prevents cavitation of the hydraulic motor via the suction valve, it signals the pressure on the hydraulic motor drive side in synchronization with the pilot pressure that switches the direction switching valve As a result, a pilot valve supplied to the throttle valve and a variable throttle valve that switches to low pressure or high pressure by receiving pressure on the hydraulic motor drive side are configured.

この発明では、方向切換弁によりモータ高速回転からの停止時及び逆転時においてモータ背圧を高圧に切り換え、キャビテーションを抑止すると共に、通常時はモータ背圧を低圧に切り換え、駆動馬力の損失を低減するようにしている。 In the present invention, the directional control valve switches the motor back pressure to a high pressure at stop and reverse rotation from high speed rotation of the motor, suppresses cavitation, and switches the motor back pressure to a low pressure at normal time to reduce the loss of driving horsepower. I am trying to do it.

特開平９−３１７８７９JP-A-9-317879

しかし、特許文献１記載の背圧制御回路は、油圧モータの高速回転からの停止、あるいは逆転時など過渡的な状態でしか作動しないため、回転数が高くモータ負荷が低い状態でモータ背圧を増加させるような状態を検知して背圧を増加させることはできない。 However, since the back pressure control circuit described in Patent Document 1 operates only in a transitional state such as stopping from high speed rotation of the hydraulic motor or reverse rotation, the motor back pressure must be high with a high rotational speed and low motor load. The back pressure can not be increased by detecting such an increase.

そのため、走行用油圧モータ２においてピストン１２の焼き付きを確実に防止することはできない。 Therefore, seizing of the piston 12 can not be reliably prevented in the traveling hydraulic motor 2.

そこで、本発明が解決しようとする課題は油圧モータの回転数が高くモータ負荷が低い場合でも油圧モータのピストンの焼き付きを防止することにある。 Therefore, the problem to be solved by the present invention is to prevent seizing of the piston of the hydraulic motor even when the rotational speed of the hydraulic motor is high and the motor load is low.

前記課題を解決するため、本発明は、圧油の供給により双方向に回転駆動される油圧モータと、前記油圧モータの圧油流入側の流路を形成するチェック弁、並びに流路を切り換えるための第１及び第２のチャンバを有し、前記油圧モータの圧油流出側の油路を形成するカウンタバランス弁を含むブレーキバルブと、を有する油圧モータの油圧駆動装置において、前記チェック弁を通過する圧油の流量が予め設定した流量閾値より大きく、前記油圧モータに加わる負荷が予め設定した負荷よりも小さいとき、前記カウンタバランス弁の前記第１及び第２のチャンバを連通させ、前記カウンタバランス弁を中立位置方向に変位させる連通弁を備えたことを特徴とする。なお、前記以外の課題、構成及び効果は、以下の実施形態の説明において明らかにされる。 In order to solve the above problems, the present invention switches a hydraulic motor rotationally driven in both directions by the supply of pressure oil, a check valve forming a flow path on the pressure oil inflow side of the hydraulic motor, and a flow path A hydraulic valve drive system of a hydraulic motor having a first and a second chamber, and a brake valve including a counterbalance valve forming an oil passage on a hydraulic fluid outflow side of the hydraulic motor; The first and second chambers of the counterbalance valve are communicated with each other when the flow rate of the pressure oil to be discharged is larger than the flow rate threshold set in advance and the load applied to the hydraulic motor is smaller than the load set in advance. A communication valve is provided for displacing the valve in the direction of the neutral position. In addition, the subject except the above, a structure, and an effect are clarified in description of the following embodiment.

本発明によれば、油圧モータの回転数が高くモータ負荷が低い場合でも油圧モータのピストンの焼き付きを防止することができる。 According to the present invention, even when the rotational speed of the hydraulic motor is high and the load on the motor is low, seizing of the piston of the hydraulic motor can be prevented.

本発明の実施形態における実施例１に係る油圧モータの油圧駆動装置の油圧回路を示す図である。It is a figure showing a hydraulic circuit of a hydraulic drive of a hydraulic motor concerning Example 1 in an embodiment of the present invention. 本発明の実施例１におけるアキシャルピストン型斜板式モータを概念的に示す図である。It is a figure which shows notionally the axial piston type swash plate type motor in Example 1 of this invention. 本発明の実施例１におけるチェック弁圧力損失特性を示す図である。It is a figure which shows the check valve pressure loss characteristic in Example 1 of this invention. 本発明の実施例１におけるカウンタバランス弁のスプールの動作特性を示す図である。It is a figure which shows the operating characteristic of the spool of the counterbalance valve in Example 1 of this invention. 本発明の実施例１における連通弁閉鎖時のチャンバ差圧特性を示す図である。It is a figure which shows the chamber differential pressure characteristic at the time of the communication valve closing in Example 1 of this invention. 本発明の実施例１における連通弁開口時のチャンバ差圧特性を示す図である。It is a figure which shows the chamber differential pressure characteristic at the time of the communication valve opening in Example 1 of this invention. 本発明の実施例１における油圧モータの動作タイミングを概念的に示す図である。It is a figure which shows notionally the operation timing of the hydraulic motor in Example 1 of this invention. 本発明の本実施例で例示した油圧モータを走行用モータとして搭載する建設車両の一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the construction vehicle which mounts the hydraulic motor illustrated by the present Example of this invention as a driving motor. 本発明の実施例２に係る油圧モータの油圧駆動装置の油圧回路を示す図である。It is a figure which shows the hydraulic circuit of the hydraulic drive system of the hydraulic motor which concerns on Example 2 of this invention. 本発明の実施例２における外部パイロット圧作用時のチェック弁圧力損失閾値の特性を示す図である。It is a figure which shows the characteristic of the check valve pressure loss threshold value at the time of the external pilot pressure action in Example 2 of this invention. 本発明の実施例３に係る油圧モータの油圧駆動装置の油圧回路を示す図である。It is a figure which shows the hydraulic circuit of the hydraulic drive system of the hydraulic motor which concerns on Example 3 of this invention.

以下、図面を参照し、複数の実施例を挙げて本発明の実施形態について説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described by taking a plurality of examples with reference to the drawings.

図１は本発明の実施例１に係るチャンバ連通弁を備えた油圧モータの油圧駆動装置の油圧回路を示す図である。図１において、油圧駆動装置（回路）１は、油圧モータ２とブレーキバルブ３を備えている。油圧モータ２は、圧油の流入口と流出口を逆転させることで両方向に回転可能なアキシャルピストン型斜板式モータである。ブレーキバルブ３は、油圧モータ２の第１及び第２のモータポート（流入・流出口）２１Ａ，２１Ｂに接続され、第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂの流れを制御する。 FIG. 1 is a view showing a hydraulic circuit of a hydraulic drive system of a hydraulic motor provided with a chamber communication valve according to a first embodiment of the present invention. In FIG. 1, a hydraulic drive (circuit) 1 includes a hydraulic motor 2 and a brake valve 3. The hydraulic motor 2 is an axial piston swash plate type motor which can rotate in both directions by reversing the pressure oil inlet and outlet. The brake valve 3 is connected to the first and second motor ports (inflow and outflow ports) 21A and 21B of the hydraulic motor 2 and controls the flow of the first and second motor ports 21A and 21B.

図２は実施例１におけるアキシャルピストン型斜板式モータの構成を概念的に示す図である。本実施例におけるアキシャルピストン型斜板式モータは、モータ出力軸１０、ロータ１１、ピストン１２、シュー１３、斜板１４及び弁板１５を有する。ロータ１１はモータ出力軸１０と締結されており、ロータ１１のシリンダ穴１７にピストン１２が挿入されている。ピストン１２の先端には揺動可能にシュー１３が接続されており、シュー１３に当接する形で斜板１４が設置されている。ロータ１１のポート穴１８はシリンダ穴１７と連通しており、ポート穴１８側に設置された弁板１５により高圧側ポート（圧油流入側）と低圧側ポート（圧油流出側）が分離されることで、ロータ１１の回転角度に応じてポート穴１８に作用する圧油の状態が切り換わる。 FIG. 2 is a view conceptually showing the structure of the axial piston swash plate type motor in the first embodiment. The axial piston swash plate type motor in this embodiment has a motor output shaft 10, a rotor 11, a piston 12, a shoe 13, a swash plate 14 and a valve plate 15. The rotor 11 is fastened to a motor output shaft 10, and a piston 12 is inserted into a cylinder hole 17 of the rotor 11. A shoe 13 is connected swingably to the end of the piston 12, and a swash plate 14 is disposed in contact with the shoe 13. The port hole 18 of the rotor 11 communicates with the cylinder hole 17, and the high pressure side port (pressure oil inflow side) and the low pressure side port (pressure oil outflow side) are separated by the valve plate 15 installed on the port hole 18 side. Thus, the state of the pressure oil acting on the port hole 18 is switched according to the rotation angle of the rotor 11.

また、油圧モータ２は油圧駆動式の容量可変機構部として、斜板１４の角度（傾転角度）を制御するサーボピストン１６を備えており、後述するブレーキバルブ３に組み込まれた傾転切換弁３３から圧油が供給されると斜板１４の角度が変わり、傾転が最小となる。傾転が小さくなると前述のピストン１２の最大及び最小のストロークの差が小さくなるため、油圧モータ２の１回転に必要な供給流量（モータ押しのけ容量）が減少し、油圧モータ２の回転数が増加する。 Further, the hydraulic motor 2 is provided with a servo piston 16 for controlling the angle (tilt angle) of the swash plate 14 as a hydraulically driven displacement variable mechanism portion, and a tilt switching valve incorporated in the brake valve 3 described later. When pressure oil is supplied from 33, the angle of the swash plate 14 changes, and the tilting is minimized. Since the difference between the maximum and minimum strokes of the piston 12 described above decreases as the displacement decreases, the supply flow rate (motor displacement capacity) required for one rotation of the hydraulic motor 2 decreases and the rotational speed of the hydraulic motor 2 increases. Do.

また、図１において、ブレーキバルブ３は、第１及び第２の一対のバルブポート２０Ａ，２０Ｂ、第１及び第２の一対のモータポート２１Ａ，２１Ｂ、パイロット圧ポート２２、チェック弁３０、カウンタバランス弁３１、第１及び第２の高圧選択弁３２，３６、傾転切換弁３３、リリーフ弁３４及び連通弁３５を備えている。 Further, in FIG. 1, the brake valve 3 includes the first and second pair of valve ports 20A and 20B, the first and second pair of motor ports 21A and 21B, the pilot pressure port 22, the check valve 30, and the counterbalance. A valve 31, first and second high pressure selection valves 32, 36, a tilt switching valve 33, a relief valve 34 and a communication valve 35 are provided.

チェック弁３０は、ポペット型の逆止弁で、第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂ側から第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂ側に流れる圧油は通すが、第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂ側から第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂ側に流れる圧油は遮断するように動作する。 The check valve 30 is a poppet type non-return valve, through which pressure oil flowing from the side of the first and second valve ports 20A and 20B to the side of the first and second motor ports 21A and 21B passes. The pressure oil flowing from the two motor ports 21A and 21B to the first and second valve ports 20A and 20B is shut off.

チェック弁３０に流量Ｑの圧油が流れるとチェック弁３０の上流側（第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂ側）と下流側（第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂ側）で圧力差（圧力損失）ΔＰ_ＰＣが生じる。図３は本実施例におけるチェック弁圧力損失を示す特性図である。横軸が流量を縦軸がチェック弁圧力損失を示す。同図から分かるように、ある規定流量ＱＴに対してチェック弁圧力損失ＰＴが定まる。 When pressure oil of flow rate Q flows into the check valve 30, it is on the upstream side (first and second valve ports 20A, 20B side) and downstream side (first and second motor port 21A, 21B side) of the check valve 30 A pressure difference (pressure loss) ΔP _PC occurs. FIG. 3 is a characteristic diagram showing the check valve pressure loss in the present embodiment. The horizontal axis indicates the flow rate, and the vertical axis indicates the check valve pressure loss. As can be seen from the figure, the check valve pressure loss PT is determined for a certain prescribed flow rate QT.

カウンタバランス弁３１は、４ポート３位置のスプリングセンタ式スプール型切換弁である。このカウンタバランス弁３１は、油路の切り換えを行うスプール４０、スプール４０に圧力を作用させる第１及び第２の一対のチャンバ４１Ａ，４１Ｂ、スプールを中立位置ＡＯに保持するスプリング４２、第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂと第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂをそれぞれ繋ぐ油路に設置される第１及び第２の絞り４３Ａ，４３Ｂから構成される。 The counter balance valve 31 is a four-port three-position spring-centered spool-type switching valve. The counter balance valve 31 includes a spool 40 for switching an oil passage, first and second pairs of chambers 41A and 41B for applying pressure to the spool 40, a spring 42 for holding the spool at a neutral position AO, and The first and second throttles 43A and 43B are provided in oil passages connecting the second chambers 41A and 41B and the first and second valve ports 20A and 20B, respectively.

カウンタバランス弁３１は、中立位置ＡＯ（図１に示す位置）と、第１の駆動位置ＡＲと、第２の駆動位置ＡＬとの間で切り換えが可能となっている。中立位置ＡＯは、第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂと第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂ間の油路を遮断する位置である。第１の駆動位置ＡＲは、第１のモータポート２１Ａと第１のバルブポート２０Ａ間の油路を連通させ、第２のバルブポート２０Ｂと第２のモータポート２１Ｂ間の油路を遮断する位置である。第２の駆動位置ＡＬは、第２のモータポート２１Ｂと第２のバルブポート２０Ｂ間の油路を連通させ、第１のバルブポート２０Ａと第１のモータポート２１Ａ間の油路を遮断する位置である。 The counterbalance valve 31 can be switched between the neutral position AO (the position shown in FIG. 1), the first drive position AR, and the second drive position AL. The neutral position AO is a position that shuts off the oil path between the first and second valve ports 20A and 20B and the first and second motor ports 21A and 21B. A position where the first drive position AR connects the oil passage between the first motor port 21A and the first valve port 20A, and blocks the oil passage between the second valve port 20B and the second motor port 21B. It is. The second drive position AL makes the oil passage between the second motor port 21B and the second valve port 20B communicate with each other, and cuts off the oil passage between the first valve port 20A and the first motor port 21A. It is.

図４は本実施例におけるカウンタバランス弁のスプールの動作特性図である。カウンタバランス弁３１のスプール４０には図において左右に位置する第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂの圧力を第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂにそれぞれ導くことにより、第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂの圧力差ΔＰ_Ｃｈに応じた推力が発生する。ここで、第１のバルブポート２０Ａが高圧側、第２のバルブポート２０Ｂが低圧側とし、第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂの圧力差ΔＰ_Ｃｈが圧力閾値Ｐ_Ｃｒ以上となると、スプリング４２の反力に抗してスプール４０が第２の駆動位置ＡＬに移動し、低圧側の第２のバルブポート２０Ｂを低圧側の第２のモータポート２１Ｂと連通させるように動作する。前記第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂの圧力差ΔＰ_Ｃｈが圧力閾値Ｐ_ＦＳ（フルストローク必要差圧）に達すると、スプール４０はフルストロークとなり、スプール４０の開口面積Ａは最大Ａｍａｘとなる。また、第１及び第２の絞り４３Ａ，４３Ｂにより第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂにそれぞれ出入りする圧油流量を制限することで、スプール４０の移動を緩やかにし、油圧モータ２の急加速及び急減速を防いでいる。 FIG. 4 is an operation characteristic diagram of the spool of the counterbalance valve in the present embodiment. The pressure of the first and second valve ports 20A and 20B located on the left and right in the drawing is introduced to the spool 40 of the counterbalance valve 31 to the first and second chambers 41A and 41B, respectively. The thrust corresponding to the pressure difference ΔP _Ch between the chambers 41A and 41B is generated. Here, when the first valve port 20A is on the high pressure side and the second valve port 20B is on the low pressure side, and the pressure difference ΔP _Ch between the first and second chambers 41A and 41B becomes _{equal to} or higher than the pressure threshold P _Cr , the spring 42 The spool 40 is moved to the second drive position AL against the reaction force, and the low pressure side second valve port 20B is made to communicate with the low pressure side second motor port 21B. When the pressure difference ΔP _Ch between the first and second chambers 41A and 41B reaches the pressure threshold P _FS (full stroke necessary differential pressure), the spool 40 has a full stroke, and the opening area A of the spool 40 has a maximum Amax. . In addition, by restricting the flow rate of pressure oil to and from each of the first and second chambers 41A and 41B by the first and second throttles 43A and 43B, the movement of the spool 40 is made gentle, and sudden acceleration of the hydraulic motor 2 is achieved. And prevent rapid deceleration.

カウンタバランス弁３１は、油圧モータ２が外力により回される際（ポンプ作用）、油圧モータ２の過回転を防ぐ目的で設置されている。油圧モータ２が外力により回される場合としては、例えば建設車両が坂を下っている状態が想定される。このように油圧モータ２にポンプ作用が発生する場合、圧油流入側（高圧側）バルブポートと流出側（低圧側）バルブポートの圧力差ΔＰ_Ｖが通常動作時よりも小さくなる。バルブポート圧力差ΔＰ_Ｖが小さくなるとチャンバ圧力差ΔＰ_Ｃｈも小さくなり、チャンバ圧力差ΔＰ_Ｃｈが前記フルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳより小さくなると（ΔＰ_Ｃｈ＜Ｐ_ＦＳ）、スプール４０が中立位置ＡＯ方向に変位し始める。 The counter balance valve 31 is installed for the purpose of preventing over-rotation of the hydraulic motor 2 when the hydraulic motor 2 is rotated by an external force (pump action). As a case where the hydraulic motor 2 is rotated by an external force, for example, a state where a construction vehicle is going down a slope is assumed. Thus, when the hydraulic motor 2 generates a pump action, the pressure difference ΔP _V between the pressure oil inflow side (high pressure side) valve port and the outflow side (low pressure side) valve port becomes smaller than that in the normal operation. When the valve port pressure difference ΔP _V decreases, the chamber pressure difference ΔP _Ch also decreases, and when the chamber pressure difference ΔP _Ch becomes smaller than the full-stroke required differential pressure P _FS (ΔP _Ch <P _FS ), the spool 40 is in the neutral position AO direction Start to shift to

そして、スプール４０の移動によりスプール開口面積Ａが減少するため油圧モータ２の流出側モータポートの圧力が上昇し、モータ回転の負荷として作用する。その結果、この負荷が外力に対してブレーキとなり、油圧モータ２の過回転が防止される。建設車両に搭載される走行用油圧モータ２においては、カウンタバランス弁３１は、この動作原理に基づいて急な坂の降坂時等に作動し、車体の逸走を防いでいる。 Then, since the spool opening area A is reduced by the movement of the spool 40, the pressure at the outflow side motor port of the hydraulic motor 2 is increased and acts as a load for motor rotation. As a result, this load acts as a brake against the external force, and the over-rotation of the hydraulic motor 2 is prevented. In the traveling hydraulic motor 2 mounted on a construction vehicle, the counterbalance valve 31 operates at the time of steep slope downhill or the like based on this operation principle to prevent the escape of the vehicle body.

第１及び第２の高圧選択弁３２，３６はシャトル弁からなる。第１の高圧選択弁３２は、第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂのうち高圧側回路圧を選択し、後述の傾転切換弁３３及び連通弁３５に圧油を供給する。第２の高圧選択弁３６は、第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂのうち高圧側回路圧を選択し、後述の連通弁３５の第１のチャンバ５２に圧油を供給する。 The first and second high pressure selector valves 32, 36 comprise shuttle valves. The first high-pressure selection valve 32 selects the high-pressure side circuit pressure among the first and second motor ports 21A and 21B, and supplies pressure oil to the later-described tilt switching valve 33 and the communication valve 35. The second high pressure selection valve 36 selects the high side circuit pressure among the first and second valve ports 20A and 20B, and supplies pressure oil to the first chamber 52 of the communication valve 35 described later.

傾転切換弁３３は３ポート２位置のパイロット切換弁でサーボピストン１６と第１の高圧選択弁３２の間に設置されている。この傾転切換弁３３は、中立位置Ｂ１（図１に示す位置）と駆動位置Ｂ２との間で切り換え可能になっている。中立位置は、第１の高圧選択弁３２からの圧油を遮断し、サーボピストン１６側の油路をドレン７０と連通させ、モータ傾転を最大とする位置である。駆動位置Ｂ２は、第１の高圧選択弁３２とサーボピストン１６を連通させ、モータ傾転を最小とする位置である。車体側管路、例えば建設車両の高速と低速を切り替える電磁弁によって制御されるパイロット管路と接続されたパイロット圧ポート２２にパイロット圧ＰＰｉが作用すると、傾転切換弁３３は駆動位置Ｂ２に移動し、モータ傾転が最小となる。 The tilt switching valve 33 is a pilot switching valve with three ports and two positions, and is installed between the servo piston 16 and the first high pressure selection valve 32. The tilt switching valve 33 can be switched between the neutral position B1 (the position shown in FIG. 1) and the drive position B2. The neutral position is a position where the pressure oil from the first high pressure selection valve 32 is shut off, the oil passage on the servo piston 16 side is communicated with the drain 70, and the motor displacement is maximized. The drive position B2 communicates the first high pressure selection valve 32 and the servo piston 16 to minimize motor displacement. When the pilot pressure PPi acts on the pilot pressure port 22 connected to the vehicle body side pipeline, for example, the pilot pipeline controlled by the solenoid valve that switches between high speed and low speed of the construction vehicle, the tilt switching valve 33 moves to the drive position B2. And the motor displacement is minimized.

リリーフ弁３４は、油圧駆動装置１の保護のため設置されており、一方のモータポート圧が規定値以上となると、圧油を他方のモータポートに流出させて油圧駆動装置１が高圧で破壊されるのを防いでいる。 The relief valve 34 is installed for protection of the hydraulic drive 1, and when one motor port pressure exceeds the specified value, the hydraulic oil is made to flow out to the other motor port and the hydraulic drive 1 is destroyed at high pressure. To prevent

ここで、第１のバルブポート２０Ａを高圧側、第２のバルブポート２０Ｂを低圧側とし、
ΔＰ_Ｖ＝ΔＰ_Ｃｈ＞Ｐ_ＦＳ
ただし、ΔＰ_Ｖ：バルブポート差圧
ΔＰ_Ｃｈ：チャンバ差圧
Ｐ_ＦＳ：フルストローク必要差圧
とすると、ブレーキバルブ３内の圧油の流れは、高圧側の第１のバルブポート２０Ａから流入する圧油は第１のチェック弁３０Ａを通り、第１のモータポート２１Ａを介して油圧モータ２（弁板高圧側ポート）に流れ、油圧モータ２を駆動する。このとき、カウンタバランス弁３１のスプール４０は第２の駆動位置ＡＬで保持されており、第１のバルブポート２０Ａから第１のモータポート２１Ａに流れるカウンタバランス弁３１内の流路は遮断されている。 Here, the first valve port 20A is on the high pressure side, and the second valve port 20B is on the low pressure side,
ΔP _V = ΔP _Ch > P _FS
However, ΔP _V : Valve port differential pressure
ΔP _Ch : Chamber differential pressure
P _FS : _{Assuming the} full stroke necessary differential pressure, the flow of pressure oil in the brake valve 3 is such that the pressure oil flowing in from the first valve port 20A on the high pressure side passes through the first check valve 30A and the first motor The fluid flows to the hydraulic motor 2 (valve plate high-pressure side port) through the port 21A, and drives the hydraulic motor 2. At this time, the spool 40 of the counterbalance valve 31 is held at the second drive position AL, and the flow path in the counterbalance valve 31 flowing from the first valve port 20A to the first motor port 21A is blocked. There is.

油圧モータ２（弁板低圧側ポート）から流出する圧油は、カウンタバランス弁３１の第２の駆動位置ＡＬ内の流路を通り、低圧側の第２のバルブポート２０Ｂから流出する。第２のモータポート２１Ｂから第２のバルブポート２０Ｂに流れるチェック弁３０部の流路は遮断されている。以上のように、バルブブレーキ３においては油圧モータ２の流入側油路では圧油は第１のチェック弁３０を通過し、流出側油路ではカウンタバランス弁３１を通過する流路をとる。 The pressure oil flowing out of the hydraulic motor 2 (valve plate low pressure side port) flows through the flow path in the second drive position AL of the counterbalance valve 31 and flows out of the low pressure side second valve port 20B. The flow path of the check valve 30 that flows from the second motor port 21B to the second valve port 20B is shut off. As described above, in the valve brake 3, the pressure oil passes through the first check valve 30 in the inflow side oil passage of the hydraulic motor 2, and in the outflow side oil passage, it forms a flow passage passing through the counterbalance valve 31.

連通弁３５は、２ポート２位置のスプール型切換弁で、カウンタバランス弁３１の第１及び第２のャンバ４１Ａ，４１Ｂを繋ぐ油路５０に設置されている。連通弁３５は、スプール５１、第１及び第２のチャンバ５２，５３、スプリング５４及び絞り５５から構成されている。スプール５１は油路の切り換えを行い、第１のチャンバ５２は、スプール５１に第２の高圧選択弁３６からの圧油を作用させ、第２のチャンバ５３は、第１の高圧選択弁３２からの圧油をスプール５１に作用させる。スプリング５４はスプール５１を中立位置Ｃ１に保持するためのもので、絞り５５は、スプール５１内油路に設置されている。 The communication valve 35 is a two-port two-position spool type switching valve, and is installed in an oil passage 50 connecting the first and second cambers 41A and 41B of the counterbalance valve 31. The communication valve 35 includes a spool 51, first and second chambers 52 and 53, a spring 54 and a throttle 55. The spool 51 switches the oil passage, and the first chamber 52 causes the spool 51 to act from the pressure oil from the second high pressure selection valve 36, and the second chamber 53 receives the pressure oil from the first high pressure selection valve 32. The pressure oil is applied to the spool 51. The spring 54 is for holding the spool 51 in the neutral position C1, and the throttle 55 is installed in the oil passage in the spool 51.

連通弁３５は油路５０を遮断する中立位置Ｃ１（図１に示す位置）と、油路５０を絞り５５を介して連通させる駆動位置Ｃ２との間で切り換え可能となっている。連通弁３５のスプール５１は第１及び第２のチャンバ５２，５３とスプリング５４から推力を受ける。 The communication valve 35 is switchable between a neutral position C1 (the position shown in FIG. 1) for blocking the oil passage 50 and a drive position C2 for communicating the oil passage 50 via the throttle 55. The spool 51 of the communication valve 35 receives thrust from the first and second chambers 52 and 53 and the spring 54.

今、第１のバルブポート２０Ａが高圧側、第２のバルブポート２０Ｂが低圧側とすると、第１のチャンバ５２には第２の高圧選択弁３６が選択している高圧側の第１のバルブポート２０Ａの圧力Ｐ_ＶＨｉが、第２のチャンバ５３には第１の高圧選択弁３２が選択している高圧側の第１のモータポート２１Ａの圧力Ｐ_ＭＨｉが作用する。これは、油圧モータ２の流入側モータポート圧の方が流出側モータポート圧よりも高いためである。 Now, assuming that the first valve port 20A is on the high pressure side and the second valve port 20B is on the low pressure side, the first chamber 52 has the high pressure first valve selected by the second high pressure selection valve 36. The pressure P _{VHi of the} port 20A _acts on the second chamber 53 with the pressure P _MHi of the first motor port 21A on the high pressure side selected by the first high pressure selection valve 32. This is because the inflow motor port pressure of the hydraulic motor 2 is higher than the outflow motor port pressure.

以上より、スプール５１に作用する推力の合力Ｆは、駆動位置Ｃ２方向に押す力を正とし、第１及び第２のチャンバ５２，５３におけるスプール受圧面積Ｓとすると、
Ｆ＝（Ｐ_ＶＨｉ−Ｐ_ＭＨｉ）Ｓ−ｆ_ＳＰ
ただし、ｆ_ＳＰ：スプリング５４の反力
と表わされる。ここで、高圧側の第１のバルブポート２０Ａは第１のチェック弁３０の上流側油路であり、高圧側の第１のモータポート２１Ａは第１のチェック弁３０の下流側油路となるため、
Ｐ_ＶＨｉ−Ｐ_ＭＨｉ＝ΔＰ_ＰＣ
ただし、ΔＰ_ＰＣ：チェック弁圧力損失
となる。よって、スプール５１に作用する推力の合力Ｆは、
Ｆ＝ΔＰ_ＰＣ・Ｓ−ｆ_ＳＰ
となる。そこで、図３における
ΔＰ_ＰＣ＝Ｐ_Ｔ
ただし、ＰＴ：チェック弁圧力損失圧力閾値
のときに、合力Ｆが、
Ｆ＞０
となるように受圧面積Ｓ及びバネ反力ｆ_ＳＰを設定しておけば、流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより大きく（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）なったときに、連通弁３５のスプール５１が駆動位置Ｃ２に移動し、油路５０が絞り５５を介して連通する。 From the above, assuming that the resultant force F of the thrust acting on the spool 51 has a positive pressing force in the direction of the drive position C2, and the spool pressure receiving area S in the first and second chambers 52 and 53,
F = (P _VHi- P _MHi ) S-f _SP
However, f _SP is expressed as a reaction force of the spring 54. Here, the first valve port 20A on the high pressure side is the upstream oil passage of the first check valve 30, and the first motor port 21A on the high pressure side is the downstream oil passage of the first check valve 30. For,
P _VHi- P _MHi = ΔP _PC
However, ΔP _PC : check valve pressure loss. Therefore, the resultant force F of the thrust acting on the spool 51 is
F = ΔP _PC · S-f _SP
It becomes. Therefore, ΔP _PC = P _T in FIG. 3
However, PT: When the check valve pressure loss pressure threshold, the resultant force F,
F> 0
If the pressure receiving area S and the spring reaction force f _SP are set so that the flow rate Q becomes larger than the flow rate threshold Q _T (Q> Q _T ), the spool 51 of the communication valve 35 is driven at the driving position C2. , And the oil passage 50 communicates via the throttle 55.

すなわち、流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより大きくなったとき、カウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂが連通する。また、このようになるように流量閾値Ｑ_Ｔは設定される。 That is, when the flow rate Q is greater than the flow rate threshold _{Q T,} the first and second chambers 41A of the counterbalance valve 31, 41B are communicated. The flow rate threshold Q _T to be this way is set.

図５は本実施例における連通弁閉鎖時のチャンバ差圧特性を示す図である。同図を参照し、連通弁３５の動作によるカウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂの圧力変化について説明する。 FIG. 5 is a view showing a chamber differential pressure characteristic when the communication valve is closed in the present embodiment. The pressure change of the first and second chambers 41A and 41B of the counterbalance valve 31 due to the operation of the communication valve 35 will be described with reference to FIG.

第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂのうち高圧側バルブポート圧をＰ_ＶＨｉ、低圧側バルブポート圧をＰ_ＶＬｏとし、第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂのうち高圧側チャンバ圧をＰ_ＣＨｉ、低圧側チャンバ圧をＰ_ＣＬｏとする。連通弁３５が中立位置Ｃ１の状態のとき、すなわち流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより小さい（Ｑ＜Ｑ_Ｔ）状態でカウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂ間の油路５０が遮断されているとき、絞り４３を通過する圧油流量は０のため、
Ｐ_ＶＨｉ＝Ｐ_ＣＨｉ
Ｐ_ＶＬｏ＝Ｐ_ＣＬｏ
となる。よって、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈとバルブポート差圧ΔＰ_Ｖとの関係は、
ΔＰ_Ｃｈ＝ΔＰ_Ｖ＝Ｐ_ＶＨｉ−Ｐ_ＶＬｏ
となる。 Among the first and second valve ports 20A and 20B, the high pressure side valve port pressure is P _VHi and the low pressure side valve port pressure is P _VLo , and the high pressure side chamber pressure of the first and second chambers 41A and 41B is P _CHi, the low-pressure side chamber pressure and _{P CLo.} When the communication valve 35 is in the neutral position C1, that is, when the flow rate Q is smaller than the flow rate threshold Q _T (Q <Q _T ), the oil passage 50 between the first and second chambers 41A and 41B of the counterbalance valve 31 Is shut off, the pressure oil flow rate through the throttle 43 is 0,
P _VHi = P _CHi
P _VLo = P _CLo
It becomes. Therefore, the relationship between the chamber differential pressure ΔP _Ch and the valve port differential pressure ΔP _V is
ΔP _Ch = ΔP _V = P _VHi -P _VLo
It becomes.

図６は本実施例における連通弁開口時のチャンバ差圧特性を示す図である。連通弁３５が駆動位置Ｃ２の状態のとき、すなわち流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより大きい（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）状態で、カウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂ間の油路５０が絞り５５を介して連通しているとき、油路５０に高圧側の第１のバルブポート２０Ａから低圧側の第２のバルブポート２０Ｂに向けて圧力勾配のある流路が形成される。このようにして流路内の第１及び第２の絞り４３Ａ，４３Ｂ、並びに連通弁３５のスプール５１内の油路の絞り５５の前後において圧力差が生じるため、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈとバルブポート差圧ΔＰ_Ｖとの関係は、
ΔＰ_Ｃｈ＜ΔＰ_Ｖ
となる。 FIG. 6 is a view showing a chamber differential pressure characteristic when the communication valve is opened in the present embodiment. When the communication valve 35 is in the drive position C2, that is, when the flow rate Q is larger than the flow rate threshold Q _T (Q> Q _T ), the oil path between the first and second chambers 41A and 41B of the counterbalance valve 31 When the valve 50 is in communication via the throttle 55, a flow path having a pressure gradient is formed in the oil path 50 from the high pressure side first valve port 20A to the low pressure side second valve port 20B. Thus, a pressure difference is generated before and after the first and second throttles 43A and 43B in the flow path and the throttle 55 of the oil path in the spool 51 of the communication valve 35, so that the chamber differential pressure ΔP _Ch and the valve port The relationship with the differential pressure ΔP _V is
ΔP _Ch <ΔP _V
It becomes.

バルブポート差圧ΔＰ_Ｖが同じ状態でも連通弁３５の開閉状態によりチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈは変化し、連通弁３５が開口している場合（駆動位置Ｃ２）、閉鎖されている場合（中立位置Ｃ１）よりもチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈが減少する。連通弁３５閉鎖時において、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈとバルブポート差圧ΔＰ_Ｖとフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳとの関係が、
ΔＰ_Ｃｈ＝ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＦＳ
であっても、連通弁３５の開口により、前記関係が、
ΔＰ_Ｃｈ＜Ｐ_ＦＳ＜ΔＰ_Ｖ
となれば、カウンタバランス弁３１のスプール４０が中立位置ＡＯ方向に変位し、図４に示すようにスプール開口面積Ａが減少するため、モータ流出側油路が絞られる。その結果、第２のモータポート２１Ｂから第２のバルブポート２０Ｂへ流れる油圧モータ２の流出側管路抵抗（モータ背圧）が増加する。 Even if the valve port differential pressure ΔP _V is the same, the chamber differential pressure ΔP _Ch changes according to the open / close state of the communication valve 35, and the communication valve 35 is open (drive position C2) or closed (neutral position C1) The chamber differential pressure ΔP _Ch is reduced more than that). When the communication valve 35 is closed, the relationship between the chamber differential pressure ΔP _Ch , the valve port differential pressure ΔP _V and the full stroke required differential pressure P _FS is
ΔP _Ch = ΔP _V > P _FS
Even by the opening of the communication valve 35, the relationship is
ΔP _Ch <P _FS <ΔP _V
Then, the spool 40 of the counterbalance valve 31 is displaced in the direction of the neutral position AO, and the spool opening area A is reduced as shown in FIG. As a result, the outflow side pipeline resistance (motor back pressure) of the hydraulic motor 2 flowing from the second motor port 21B to the second valve port 20B increases.

連通弁３５の開口時のバルブポート差圧ΔＰ_Ｖとチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈの比
ΔＰ_Ｃｈ／ΔＰ_Ｖ
は、第１及び第２の絞り４３Ａ，４３Ｂと絞り５５の流路面積で定まっており、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖの変動に比例してチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈも変動する。流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより大きい（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）状態で連通弁３５が開口していても、バルブポート差圧ΔＰｖが規定圧力Ｐ_ＶＴよりも大きいとき（大流量・高負荷時）はスプール開口面積Ａを減少させてモータ背圧を増加させる必要がない。そこで前記比が、
ΔＰ_Ｃｈ／ΔＰ_Ｖ＝Ｐ_ＦＳ／Ｐ_ＶＴ
となるように第１及び第２の絞り４３Ａ，４３Ｂと絞り５５の流路面積を調整し、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖが規定圧力Ｐ_ＶＴに対して大きい（ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＶＴ）状態となれば、必ず、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈがフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳに対して
ΔＰ_Ｃｈ＞Ｐ_ＦＳ
となるため、大流量・高負荷時にカウンタバランス弁３１のスプール４０はフルストローク位置、最大開口面積Ａｍａｘの状態で保持される。その結果、モータ背圧の不必要な増加を回避することができる。 Ratio of valve port differential pressure ΔP _V to chamber differential pressure ΔP _Ch at the time of opening of the communication valve 35 ΔP _Ch / ΔP _V
Is determined by the flow passage area of the first and second throttles 43A and 43B and the throttle 55, and the chamber differential pressure ΔP _Ch also varies in proportion to the variation of the valve port differential pressure ΔP _V. Even if the communication valve 35 is open in a state where the flow rate Q is larger than the flow rate threshold Q _T (Q> Q _T ), the valve port differential pressure ΔPv is larger than the specified pressure P _VT (at high flow rate / high load) There is no need to reduce the spool opening area A to increase the motor back pressure. So the ratio is
ΔP _Ch / ΔP _V = P _FS / P _VT
The flow passage area of the first and second restrictors 43A and 43B and the restrictor 55 is adjusted so that the valve port differential pressure .DELTA.P _V is larger than the prescribed pressure P _VT (.DELTA.P _V > P _VT ). Chamber pressure differential ΔP _Ch is always required for full stroke required differential pressure P _FS ΔP _Ch > P _FS
Therefore, the spool 40 of the counterbalance valve 31 is held at the full stroke position and the maximum opening area Amax when the flow rate is high and the load is high. As a result, an unnecessary increase in motor back pressure can be avoided.

図７は本実施例の油圧モータの制御における動作タイミングを概念的に示す図である。
同図において、時刻ｔ０では油圧モータ２は低負荷かつ小流量状態であり、チェック弁３０の圧力損失ΔＰ_ＰＣはチェック弁圧力損失閾値ＰＴより小さいため連通弁３５は中立位置Ｃ１に保持される。なお、低負荷、小流量状態とは、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖが、規定圧力Ｐ_ＶＴとフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳに対して
Ｐ_ＦＳ＜ΔＰ_Ｖ＜Ｐ_ＶＴ
であり、流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより小さい（Ｑ＜Ｑ_Ｔ）状態である。 FIG. 7 is a diagram conceptually showing operation timings in control of the hydraulic motor of the present embodiment.
In the drawing, at time t0, the hydraulic motor 2 is in a low load and small flow rate state, and the pressure loss ΔP _PC of the check valve 30 is smaller than the check valve pressure loss threshold PT, so the communicating valve 35 is held at the neutral position C1. In the low load and low flow conditions, the valve port differential pressure ΔP _V is lower than the specified pressure P _VT and the full stroke required differential pressure P _FS P _FS <ΔP _V <P _VT
And the flow rate Q is smaller than the flow rate threshold Q _T (Q <Q _T ).

このとき、カウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂを繋ぐ油路５０は連通弁３５により遮断されており、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈとバルブポート差圧ΔＰ_Ｖとフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳの関係は、
ΔＰ_Ｃｈ＝ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＦＳ
となっているので、カウンタバランス弁３１のスプール４０はフルストローク・最大開口面積Ａｍａｘで保持される。すなわち、モータ背圧の増加制御は行われない。
時刻ｔ_１において油圧モータ２は低負荷かつ大流量状態に移行を開始する。低負荷かつ大流量状態とは、バルブポート差圧ΔＰＶが、規定圧力ＰＶＴとフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳに対して
Ｐ_ＦＳ＜ΔＰ_Ｖ＜Ｐ_ＶＴ
であり、流量Ｑが閾値Ｑ_Ｔより大きい（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）状態である。 At this time, the oil passage 50 connecting the first and second chambers 41A and 41B of the counterbalance valve 31 is shut off by the communication valve 35, and the chamber differential pressure ΔP _Ch and the valve port differential pressure ΔP _V and the full stroke required difference The relationship of pressure P _FS is
ΔP _Ch = ΔP _V > P _FS
The spool 40 of the counterbalance valve 31 is held at the full stroke / maximum opening area Amax. That is, increase control of the motor back pressure is not performed.
The hydraulic motor 2 at time t ₁ will begin the transition to low load and high flow conditions. In the low load and large flow rate state, the valve port differential pressure ΔPV is P _FS <ΔP _V <P _{VT with} respect to the specified pressure PVT and the full stroke required differential pressure P _FS .
And the flow rate Q is larger than the threshold value Q _T (Q> Q _T ).

時刻ｔ_２において流量Ｑが閾値Ｑ_Ｔに対して大きく（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）なると、チェック弁３０の圧力損失ΔＰ_ＰＣはチェック弁圧力損失圧力閾値Ｐ_Ｔより大きくなる（ΔＰ_ＰＣ＞Ｐ_Ｔ）ため、連通弁３５は駆動位置Ｃ２に変位する。 When the flow rate Q becomes larger (Q> Q _T ) than the threshold value Q _{T at} time t ₂ , the pressure loss ΔP _PC of the check valve 30 becomes larger than the check valve pressure loss pressure threshold P _T (ΔP _PC > P _T ) The communication valve 35 is displaced to the drive position C2.

カウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂを繋ぐ油路５０は絞り５５を介して連通し、時刻ｔ_３においてチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈと、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖと、規定圧力Ｐ_ＶＴと、フルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳとの関係が、
ΔＰ_Ｃｈ＝ΔＰ_Ｖ・Ｐ_ＦＳ／Ｐ_ＶＴ＜Ｐ_ＦＳ
となるため、カウンタバランス弁３１のスプール４０が中立位置ＡＯ方向に変位し、スプール開口面積Ａが減少する。すなわち、モータ流出側油路が絞られモータ背圧が増加する。 Counter first and second chambers 41A, oil passage 50 that connects 41B of the balance valve 31 communicates via a throttle 55, and chamber differential pressure [Delta] P _Ch at time _{t 3,} the valve port differential pressure [Delta] P _V, the specified pressure The relationship between P _VT and the full stroke required differential pressure P _FS is
ΔP _Ch = ΔP _V · P _FS / P _VT <P _FS
Therefore, the spool 40 of the counterbalance valve 31 is displaced in the direction of the neutral position AO, and the spool opening area A is reduced. That is, the motor outflow side oil passage is narrowed to increase the motor back pressure.

時刻ｔ_４において油圧モータ２は高負荷かつ大流量状態に移行を開始する。高負荷かつ大流量状態とは、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖが規定圧力Ｐ_ＶＴより大きく（ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＶＴ）、流量Ｑが閾値Ｑ_Ｔよりも大きい（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）状態である。 The hydraulic motor 2 at time t ₄ starts shifts to the high load and high flow conditions. In the high load and large flow rate state, the valve port differential pressure ΔP _V is larger than the specified pressure P _VT (ΔP _V > P _VT ), and the flow rate Q is larger than the threshold Q _T (Q> Q _T ).

移行を開始したとき、連通弁３５は開口したままであり、時刻ｔ_５においてバルブポート差圧ΔＰ_Ｖが規定圧力Ｐ_ＶＴより大きく（ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＶＴ）となると、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈと、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖと、規定圧力Ｐ_ＶＴと、カウンタバランス弁３１フルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳとの関係が、
ΔＰ_Ｃｈ＝ΔＰ_Ｖ・Ｐ_ＦＳ／Ｐ_ＶＴ＞Ｐ_ＦＳ
となるため、カウンタバランス弁３１のスプール４０がフルストロークし、スプール開口面積Ａが最大開口面積Ａｍａｘまで増加する。すなわち、モータ背圧の増加制御は解除される。 When the transition is started, the communication valve 35 remains open, and when the valve port differential pressure ΔP _V becomes larger than the specified pressure P _{VT at} time t ₅ (ΔP _V > P _VT ), the chamber differential pressure ΔP _Ch and The relationship between the valve port differential pressure ΔP _V , the specified pressure P _VT and the counter balance valve 31 full stroke required differential pressure P _FS is
ΔP _Ch = ΔP _V · P _FS / P _VT > P _FS
As a result, the spool 40 of the counterbalance valve 31 fully strokes, and the spool opening area A increases to the maximum opening area Amax. That is, the control for increasing the motor back pressure is released.

時刻ｔ_６において油圧モータ２は高負荷かつ小流量状態に移行を開始する。高負荷かつ小流量状態とは、バルブポート差圧ΔＰ_Ｖが規定圧力Ｐ_ＶＴより大きく（ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＶＴ）、流量Ｑが閾値Ｑ_Ｔよりも小さい（Ｑ＜Ｑ_Ｔ）状態である。時刻ｔ_７において流量Ｑが閾値Ｑ_Ｔより小さく（Ｑ＜Ｑ_Ｔ）となると、チェック弁３０圧力損失ΔＰ_ＰＣは閾値Ｐ_Ｔより小さく（ΔＰ_ＰＣ＜Ｐ_Ｔ）なるため、連通弁３５は中立位置Ｃ１に変位する。これにより、カウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂを繋ぐ油路５０は連通弁３５により遮断され、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈとバルブポート差圧ΔＰ_Ｖが等しくなり、これがフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳより大きくなるため、すなわち、
ΔＰ_Ｃｈ＝ΔＰ_Ｖ＞Ｐ_ＦＳ
となるため、カウンタバランス弁３１のスプール４０はフルストローク・最大開口面積Ａｍａｘで保持される。このため、モータ背圧の増加制御は行われない。 The hydraulic motor 2 at time t ₆ to begin the transition to high load and a low flow rate state. The high load and low flow rate state is a state in which the valve port differential pressure ΔP _V is larger than the specified pressure P _VT (ΔP _V > P _VT ), and the flow rate Q is smaller than the threshold Q _T (Q <Q _T ). When flow rate Q becomes smaller than threshold value Q _T (Q <Q _T ) at time t ₇ , check valve 30 pressure loss ΔP _PC becomes smaller than threshold value P _T (ΔP _PC <P _T ). Displace to C1. As a result, the oil passage 50 connecting the first and second chambers 41A and 41B of the counterbalance valve 31 is shut off by the communication valve 35, and the chamber differential pressure ΔP _Ch and the valve port differential pressure ΔP _V become equal. In order to be greater than the required differential pressure P _FS , ie,
ΔP _Ch = ΔP _V > P _FS
Therefore, the spool 40 of the counterbalance valve 31 is held at the full stroke / maximum opening area Amax. Therefore, the increase control of the motor back pressure is not performed.

図８は、本実施例で例示した油圧モータを走行用モータとして搭載する建設車両の一例を示す図である。この建設車両８０は、クローラ式の走行装置を備えた例えばミニショベルである。この建設車両８０は、走行体８１と、この走行体８１上に旋回輪８２を介して配置される旋回体８３と、この旋回体８３に取り付けられ、土砂の掘削作業等に活用される作業装置８４とを備えている。作業装置８４は例えば、旋回体８３に上下方向の回動可能に取り付けられるブーム８５と、このブーム８５の先端に上下方向の回動可能に取り付けられるアーム８６と、このアーム８６の先端に上下方向の回動可能に取り付けられるバケット８７とを含んでいる。 FIG. 8 is a view showing an example of a construction vehicle on which the hydraulic motor exemplified in the present embodiment is mounted as a traveling motor. The construction vehicle 80 is, for example, a mini shovel provided with a crawler traveling device. The construction vehicle 80 includes a traveling body 81, a swinging body 83 disposed on the traveling body 81 via a turning wheel 82, and a working device attached to the swinging body 83 and utilized for earth and sand digging work and the like. And 84 are provided. The working device 84 has, for example, a boom 85 pivotally attached to the pivoting body 83 in the vertical direction, an arm 86 pivotally mounted to the distal end of the boom 85 in the vertical direction, and a vertical direction at the tip of the arm 86 And a pivotally mounted bucket 87.

旋回体８３の旋回フレーム８３ａの上方にはフロアプレート８８が配置され、このフロアプレート８８上には運転席８９が設けられている。旋回フレーム８３ａの後端部には、重量バランスを確保するカウンタウェイト９０を備えている。また、運転席８９とカウンタウェイト９０の間には、エンジン、油圧ポンプ等が収容される機械室９１を備えている。運転席８９の下方には、旋回体８３を旋回させる油圧旋回装置９２が設けられている。そして、走行体８１内に設置され、油圧駆動装置１によって駆動される油圧モータ２を駆動原として建設車両８０は走行する。 A floor plate 88 is disposed above the swing frame 83 a of the swing body 83, and a driver's seat 89 is provided on the floor plate 88. The rear end of the swing frame 83a is provided with a counterweight 90 for securing a weight balance. Further, between the driver's seat 89 and the counterweight 90, there is provided a machine room 91 in which an engine, a hydraulic pump and the like are accommodated. Below the driver's seat 89, a hydraulic pivoting device 92 that pivots the pivoting body 83 is provided. The construction vehicle 80 travels with the hydraulic motor 2 installed in the traveling body 81 and driven by the hydraulic drive device 1 as a driving source.

このような建設車両８０に搭載された油圧モータ２について、図７に示した動作を説明すると、
・油圧モータ２のモータ負荷が小さく、かつ回転数も小さい低速走行状態（時刻ｔ_０−時刻ｔ_１）では、ピストン１２の焼き付きリスクは小さく、モータ背圧の増加制御は行われない。
・油圧モータ２のモータ負荷が小さく、かつ回転数が高い緩斜面降坂時等の高速走行状態（時刻ｔ_１−時刻ｔ_４）では、ピストン１２の焼き付きリスクが大きいため、モータ背圧の増加制御を行い、焼き付きリスクを低減する。
・油圧モータ２のモータ負荷が大きく、かつ回転数も大きい登坂時等の高速走行状態（時刻ｔ_４−時刻ｔ_６）では、ピストン１２の焼き付きリスクは小さく、モータ背圧の増加制御は行われない。
・油圧モータ２のモータ負荷が大きく、かつ回転数が小さい登坂時等の低速走行状態（時刻ｔ_６−時刻ｔ_７及びそれ以降）では、ピストン１２の焼き付きリスクは小さく、モータ背圧の増加制御は行われない。
ということになり、特に、ピストン１２の焼き付きリスクが大きい場合に効果を奏することが分かる。 Regarding the hydraulic motor 2 mounted on such a construction vehicle 80, the operation shown in FIG.
In a low speed traveling state (time t ₀ -time t ₁ ) in which the motor load of the hydraulic motor 2 is small and the number of revolutions is also small (the time t ₀ -time t ₁ ), the risk of seizure of the piston 12 is small, and motor back pressure increase control is not performed.
· In high-speed traveling conditions (time t ₁ -time t ₄ ), such as when the motor load of hydraulic motor 2 is small and the number of rotations is high on a gentle slope downhill, the risk of seizure of piston 12 is large, so an increase in motor back pressure Control and reduce burn-in risk.
· In high-speed traveling conditions (time t ₄ -time t ₆ ), such as uphill, where the motor load of the hydraulic motor 2 is large and the rotation speed is large, the risk of seizure of the piston 12 is small, and control for increasing motor back pressure Absent.
The risk of seizure of the piston 12 is small and the motor back pressure increase control in a low speed traveling condition (up to time t ₆ -time t ₇ and after) when the motor load of the hydraulic motor 2 is large and the rotation speed is small. Will not take place.
As a result, it can be seen that the effect is achieved particularly when the risk of seizure of the piston 12 is large.

なお、実施例１では、建設車両としてクローラ式の走行装置を備えたミニショベルを例示しているが、カウンタバランス弁３１を油圧駆動装置１に使用していれば、ホイール式の走行装置を備えた建設車両にも適用できる。 In the first embodiment, a mini-excavator equipped with a crawler-type traveling device is illustrated as a construction vehicle, but if the counterbalance valve 31 is used in the hydraulic drive device 1, a wheel-type traveling device is provided. Can also be applied to construction vehicles.

以上のように、本実施例によれば、
１）本実施例における油圧モータの油圧駆動装置１は、油圧モータ２のモータ負荷が小さく（ΔＰ_Ｖ＜Ｐ_ＶＴ）、かつ油圧モータ２に流れる圧油の流量Ｑが大流量（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）であるとき、ピストン１２の焼き付きリスクが大きいため、第１及び第２のチェンバ４１Ａ，４１Ｂを連通して油圧モータ２のモータ背圧を増加させるので、ピストン１２の焼き付きリスクを低減することができる。
２）既存のカウンタバランス弁３１用い、連通弁３５を付加するだけなので、モータ背圧を増加させるための構造の複雑化及びコストアップを回避することができる。
３）油圧モータの低負荷時にモータ回転数を減らすような制御を行わないので、オペレータに違和感を与えることがなく、車体制御の複雑化を回避することができる。
４）回転計や流量計の増設なしに油圧モータ２に流入する圧油が大流量であることを第１及びチェック弁３０Ａ，３０Ｂを通る圧油の差圧で検知するので、コストアップを回避することができる。
５）大流量高回転時においても油圧モータ２のモータ負荷が大きくピストン１２の焼き付きのリスクが小さい場合は、モータ背圧の増加が起こらないため、損失の増大によるモータ効率低下を回避することができる。 As described above, according to the present embodiment,
1) In the hydraulic drive device 1 of the hydraulic motor in the present embodiment, the motor load of the hydraulic motor 2 is small (ΔP _V <P _VT ), and the flow rate Q of the hydraulic fluid flowing through the hydraulic motor 2 is large (Q> Q _T Since the risk of seizure of the piston 12 is large, the first and second chambers 41A and 41B are communicated to increase the motor back pressure of the hydraulic motor 2, thereby reducing the risk of seizure of the piston 12 it can.
2) Since only the communication valve 35 is added using the existing counterbalance valve 31, it is possible to avoid the complication and cost increase of the structure for increasing the motor back pressure.
3) Since the control to reduce the motor rotational speed is not performed at the time of low load of the hydraulic motor, the operator does not feel discomfort and it is possible to avoid the complication of the vehicle control.
4) Avoiding cost increase because the differential pressure of the hydraulic fluid passing through the first and check valves 30A, 30B detects that the hydraulic fluid flowing into the hydraulic motor 2 has a large flow rate without adding a tachometer or flow meter can do.
5) If the motor load of the hydraulic motor 2 is large and the risk of seizing of the piston 12 is small even at high flow rates and high revolutions, no increase in motor back pressure occurs, so that motor efficiency decrease due to increased loss can be avoided it can.

図９は本発明の実施例２に係る油圧モータの油圧駆動装置の油圧回路図である。
実施例２に係る油圧モータの油圧駆動装置は、モータ傾転に応じて流量閾値を変更可能な連通弁を備え、当該連通弁を油圧モータの制御に使用する例である。この実施例２のように構成しても本発明の実施が可能である。本実施例２は、図１に示した実施例１の油圧モータの油圧駆動装置１に対して以下の点が相違している。 FIG. 9 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic drive system of a hydraulic motor according to a second embodiment of the present invention.
The hydraulic drive device for a hydraulic motor according to the second embodiment is an example provided with a communication valve whose flow rate threshold can be changed according to motor displacement, and the communication valve is used for control of the hydraulic motor. The present invention can be practiced even when configured as in the second embodiment. The second embodiment differs from the hydraulic drive device 1 of the hydraulic motor of the first embodiment shown in FIG. 1 in the following points.

実施例２における連通弁３７は、２ポート２位置のスプール型切換弁である。この連通弁３７は、図１に示した実施例１の連通弁３５に対して第１のチャンバ５２が設けられた側に、さらに傾転切換弁３３を駆動する外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉをスプール５１に作用させる第３のチャンバ５６を設けた点が異なる。すなわち、実施例２では、第３のチャンバ５６は傾転切換弁３３に連通するパイロット圧ポート２２に接続されている。その他の各部は実施例１と同一に構成され、同様に機能するので、重複する説明は省略する。 The communication valve 37 in the second embodiment is a two-port two-position spool type switching valve. The communication valve 37 further has an external pilot pressure P _Pi for driving the tilt switching valve 33 and the spool 51 on the side where the first chamber 52 is provided with respect to the communication valve 35 of the first embodiment shown in FIG. The third embodiment differs in that a third chamber 56 is provided to operate. That is, in the second embodiment, the third chamber 56 is connected to the pilot pressure port 22 communicating with the tilt switching valve 33. The other components are configured the same as in the first embodiment and function in the same manner, and therefore redundant descriptions will be omitted.

このように構成された実施例２に係る油圧駆動装置１では、連通弁３７のスプール５１は第１ないし第３のチャンバ５２，５３，５６及びスプリング５４より推力を受ける。スプール５１に作用する推力の合力Ｆは、駆動位置Ｃ２方向に押す力を正とし、第１及び第２のチャンバ５２，５３でのスプール受圧面積Ｓ、第３のチャンバ５６でのスプール受圧面積Ｓ’、スプリング５４の反力をｆ_ＳＰ、チェック弁３０圧力損失をΔＰ_ＰＣ、外部パイロット圧をＰ_Ｐｉとすると、
Ｆ＝ΔＰ_ＰＣ・Ｓ＋Ｐ_Ｐｉ・Ｓ’−ｆ_ＳＰ
と表わされる。 In the hydraulic drive system 1 according to the second embodiment configured as described above, the spool 51 of the communication valve 37 receives thrust from the first to third chambers 52, 53, 56 and the spring 54. The resultant force F of the thrust acting on the spool 51 has a positive pressure in the direction of the drive position C2, and the spool pressure receiving area S in the first and second chambers 52 and 53 and the spool pressure receiving area S in the third chamber 56 ', The reaction force of the spring 54 is f _SP , the check valve 30 pressure loss is ΔP _PC , and the external pilot pressure is P _Pi ,
F = ΔP _PC · S + P _Pi · S '-f _SP
It is expressed as

傾転切換弁３３を駆動する外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉが作用していない場合（Ｐ_Ｐｉ＝０）、スプール５１に作用する推力Ｆは、実施例１と同じ推力
Ｆ＝ΔＰ_ＰＣ・Ｓ−ｆ_ＳＰ
となるため、連通弁３７は図４に示すチェック弁３０の圧力損失ΔＰ_ＰＣが、当該チェック弁３０の圧力損失の圧力閾値Ｐ_Ｔより大きく（ΔＰ_ＰＣ＞Ｐ_Ｔ）、流量Ｑが流量閾値Ｑ_Ｔより大きい（Ｑ＞Ｑ_Ｔ）場合には、駆動位置Ｃ２に変位し、油路５０を連通させる。
その他の動作は、実施例１と同様なので、説明は省略する。 When the external pilot pressure P _Pi for driving the displacement switching valve 33 does not act (P _Pi = 0), the thrust F acting on the spool 51 is the same as that of the first embodiment F = ΔP _PC · S − f _SP
Therefore, in the communication valve 37, the pressure loss ΔP _PC of the check valve 30 shown in FIG. 4 is larger than the pressure threshold _PT of the pressure loss of the check valve 30 (ΔP _PC > P _T ), and the flow rate Q is the flow rate threshold Q If it is larger than _T (Q> Q _T ), it is displaced to the drive position C2 to make the oil passage 50 communicate.
The other operations are the same as in the first embodiment, and thus the description thereof is omitted.

図１０は実施例２における外部パイロット圧作用時のチェック弁圧力損失閾値の特性を示す特性図である。 FIG. 10 is a characteristic diagram showing the characteristics of the check valve pressure loss threshold value at the time of the external pilot pressure action in the second embodiment.

傾転切換弁３３を駆動する外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉが作用している場合（Ｐ_Ｐｉ＝Ｐ_２＞０）、実施例１よりもＰ_２・Ｓ’分、推力Ｆが大きくなる。すなわち外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉが作用していない状態よりも
ΔＰ＝Ｐ_２・Ｓ’／Ｓ
だけ低いチェック弁圧力損失 ΔＰ_ＰＣで連通弁３７が開口することとなる。すなわち、
ΔＰ_ＰＣ＝Ｐ_Ｔ’
ただし、Ｐ_Ｔ’＝Ｐ_Ｔ−ΔＰ
となる。 When the external pilot pressure P _Pi for driving the displacement switching valve 33 is acting (P _Pi = P ₂ > 0), the thrust F becomes larger by P ₂ · S ′ than in the first embodiment. That external pilot pressure _{P Pi} is ΔP as compared with the state does not act = _{P 2} · S '/ S
As the check valve pressure loss ΔP _PC is low, the communication valve 37 opens. That is,
ΔP _PC = P _{T '}
However, P _{T ′} = P _T −ΔP
It becomes.

チェック弁圧力損失ΔＰ_ＰＣ（＝Ｐ_Ｔ’）に対応する流量Ｑは、
Ｑ＝Ｑ_Ｔ’＜Ｑ_Ｔ
となり、外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉが作用していない状態よりも小さい流量閾値Ｑ_Ｔ’で開口することとなる。 The flow rate Q corresponding to the check valve pressure loss ΔP _PC (= P _{T ′} ) is
Q = Q _{T '} <Q _T
Therefore, the flow rate threshold value QT _' is smaller than in the state where the external pilot pressure _PPi is not applied.

以上のように、実施例２では外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉが作用していないとき（モータ最大傾転時）と、作用しているとき（モータ最小傾転時）で連通弁３７を開口する流量閾値Ｑ_Ｔを別に設定することが可能となる。すなわち、モータ最小傾転時において、最大傾転時に比して小さい流量閾値Ｑ_Ｔ’でモータ背圧を増加させることができる。 As described above, in the second embodiment, when the external pilot pressure _PPi is not applied (during the motor maximum displacement) and when applied (during the motor minimum displacement), the flow threshold at which the communication valve 37 is opened. It becomes possible to set Q _T separately. That is, at the motor minimum displacement, the motor back pressure can be increased at a flow rate threshold value QT _′ which is smaller than at the maximum displacement.

また、本実施例では、モータ最大傾転時とモータ最小傾転時に異なる流量閾値Ｑ_Ｔ、Ｑ_Ｔ’を用いてモータ背圧が増加するように制御できるので、ピストン１２の焼き付きリスク低減が不十分となること、及び不必要な損失の増大を回避することができる。 Further, in the present embodiment, since the motor back pressure can be controlled to increase by using the flow rate thresholds Q _T and Q _{T ′} which differ at the motor maximum displacement and the motor minimum displacement, the risk of seizure of the piston 12 is not reduced. Sufficient and unnecessary loss increases can be avoided.

図１１は本発明の実施例３に係る油圧モータの油圧駆動装置の油圧回路図である。
実施例３は、実施例１に対してカウンタバランス弁に連動するチャンバ連通弁の開閉弁を設けたものである。すなわち、実施例３に係る油圧モータの油圧駆動装置１は、５ポート３位置のスプリングセンタ式スプール型切換弁からなるカウンタバランス弁３８と、その第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂの連通弁として前記カウンタバランス弁３８と連動する開閉弁３９を備えたことを特徴としている。その他の各部は実施例１と同様なので、説明は省略する。 FIG. 11 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic drive system of a hydraulic motor according to a third embodiment of the present invention.
The third embodiment is the same as the first embodiment except that an opening / closing valve of a chamber communication valve interlocked with the counterbalance valve is provided. That is, the hydraulic drive device 1 of the hydraulic motor according to the third embodiment includes the counterbalance valve 38 consisting of a five-port three-position spring-centered spool type switching valve and the communication valves of the first and second chambers 41A and 41B. It is characterized in that an on-off valve 39 interlocked with the counter balance valve 38 is provided. The other parts are the same as in the first embodiment, and thus the description thereof is omitted.

すなわち、図１に示した実施例１の油圧モータの油圧駆動装置に対して以下の点が相違している。 That is, the following points are different from the hydraulic drive device of the hydraulic motor of the first embodiment shown in FIG.

実施例３におけるカウンタバランス弁３８は、５ポート３位置のスプリングセンタ式スプール型切換弁である。このカウンタバランス弁３８は、油路の切り換えを行うスプール４４、スプール４４に圧力を作用させる第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂ、スプール４４を中立位置ＡＯに保持するスプリング４２、第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂと第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂを繋ぐ油路に設置される絞り４３から構成される。 The counterbalance valve 38 in the third embodiment is a five-port three-position spring-centered spool type switching valve. The counter balance valve 38 includes a spool 44 for switching an oil passage, first and second chambers 41A and 41B for applying pressure to the spool 44, and a spring 42 for holding the spool 44 at a neutral position AO. A throttle 43 is provided in an oil passage connecting the two chambers 41A and 41B and the first and second valve ports 20A and 20B.

カウンタバランス弁３８は、第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂと第１及び第２のモータポート２１Ａ，２１Ｂ間の油路を遮断し、連通弁３５の第１のチャンバ５２とドレン７０を連通させる中立位置ＡＯ（図１１に示す位置）と、第１のモータポート２１Ａと第１のバルブポート２０Ａ間の油路を連通させ、第２のバルブポート２０Ｂと第２のモータポート２１Ｂ間の油路を遮断し、第２のバルブポート２０Ｂと連通弁３５のチャンバ５２を連通させる第１の駆動位置ＡＲと、第２のモータポート２１Ｂと第２のバルブポート２０Ｂ間の油路を連通させ、第１のバルブポート２０Ａと第１のモータポート２１Ａ間の油路を遮断し、第１のバルブポート２０Ａと連通弁３５の第１のチャンバ５２を連通させる第２の駆動位置ＡＬとの間で切換が可能となっている。 The counterbalance valve 38 shuts off the oil passage between the first and second valve ports 20A, 20B and the first and second motor ports 21A, 21B, and the first chamber 52 and drain 70 of the communication valve 35 are opened. The neutral position AO to be communicated (the position shown in FIG. 11) and the oil passage between the first motor port 21A and the first valve port 20A are communicated, and the second valve port 20B and the second motor port 21B are communicated. The first drive position AR for blocking the oil passage and communicating the second valve port 20B with the chamber 52 of the communication valve 35 and for communicating the oil passage between the second motor port 21B and the second valve port 20B , And the second drive position AL for interrupting the oil passage between the first valve port 20A and the first motor port 21A and bringing the first valve port 20A into communication with the first chamber 52 of the communication valve 35; In has become can be switched.

なお、スプール４４の動作特性は、実施例１のスプール４０と同じ動作特性であり、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈが圧力閾値Ｐ_Ｃｒより大きい（ΔＰ_Ｃｈ＞Ｐ_Ｃｒ）場合、連通弁３５の第１のチャンバ５２はドレン７０と遮断され、第１のバルブポート２０Ａ又は第２のバルブポート２０Ｂと連通を開始する。 The operating characteristic of the spool 44 is the same as that of the spool 40 of the first embodiment, and when the chamber differential pressure ΔP _Ch is larger than the pressure threshold value P _Cr (ΔP _Ch > P _Cr ), the first of the communication valve 35 is The chamber 52 is shut off with the drain 70 and starts communication with the first valve port 20A or the second valve port 20B.

開閉弁３９は、４ポート３位置のスプリングセンタ式スプール型切換弁で、油路の切り換えを行うスプール６０、スプールを中立位置ＤＯに保持するスプリング６１から構成される。開閉弁３９は、連通弁３５の第２のチャンバ５３とドレン７０を連通させる中立位置ＤＯ（図１１に示す位置）と、第２のモータポート２１Ｂを連通弁３５の第２のチャンバ５３と連通させる第１の駆動位置ＤＲと、第１のモータポート２１Ａを連通弁３５の第２のチャンバ５３と連通させる第２の駆動位置ＤＬとの間で切換が可能となっている。 The on-off valve 39 is a four-port three-position spring-centered spool-type switching valve, and includes a spool 60 for switching an oil passage and a spring 61 for holding the spool at a neutral position DO. The on-off valve 39 communicates the second motor port 21B with the second chamber 53 of the communication valve 35, and the neutral position DO (the position shown in FIG. 11) for communicating the second chamber 53 of the communication valve 35 and the drain 70. It is possible to switch between a first drive position DR to be driven and a second drive position DL to make the first motor port 21A communicate with the second chamber 53 of the communication valve 35.

開閉弁３９のスプール６０の両端は、カウンタバランス弁３８の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂとそれぞれ連通している。これによりスプール６０にはチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈが作用する。また、開閉弁３９を中立位置ＤＯに保持しているスプリング６１は、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈが圧力閾値（図３におけるカウンタバランス弁スプールの開口必要圧力）Ｐ_Ｃｒより小さな規定圧力Ｐ_Ｃｒ０になると、開口する。すなわち、
ΔＰ_Ｃｈ＝Ｐ_Ｃｒ０＜Ｐ_Ｃｒ
となる規定圧力Ｐ_Ｃｒ０で開口されるように前記スプリング６１のバネ反力が設定される。 Both ends of the spool 60 of the on-off valve 39 are in communication with the first and second chambers 41A and 41B of the counterbalance valve 38, respectively. Thereby, the chamber differential pressure ΔP _Ch acts on the spool 60. In the spring 61 holding the on-off valve 39 at the neutral position DO, when the chamber differential pressure ΔP _Ch reaches a specified pressure P _Cr0 smaller than the pressure threshold (the required opening pressure for the counterbalance valve spool in FIG. 3) P _Cr Open. That is,
ΔP _Ch = P _Cr ₀ <P _Cr
The spring reaction force of the spring 61 is set so as to be opened at the specified pressure P _Cr0 which is

以上のように設定された開閉弁３９は、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈが前記規定圧力Ｐ_Ｃｒ０より小さい（ΔＰ_Ｃｈ＜Ｐ_Ｃｒ０）場合、カウンタバランス弁３８が中立位置ＡＯにあるときは中立位置ＤＯ、第２のチャンバ４１Ｂ側が高圧でカウンタバランス弁３８が第１の駆動位置ＡＲにある場合は第２の駆動位置ＤＲ、第１のチャンバ４１Ａ側が高圧でカウンタバランス弁３８が第２の駆動位置ＡＬにある場合は第１の駆動位置ＤＬに、それぞれ変位する。すなわち、開閉弁３９はカウンタバランス弁３８の動作と連動して変位する。 The on-off valve 39 set as described above has the neutral position DO when the counterbalance valve 38 is at the neutral position AO, when the chamber differential pressure ΔP _Ch is smaller than the predetermined pressure _PCr0 (ΔP _Ch <P _Cr0 ). When the second chamber 41B side is high in pressure and the counterbalance valve 38 is in the first drive position AR, the second drive position DR, the first chamber 41A side is high in pressure and the counterbalance valve 38 is in the second drive position AL In some cases, they are respectively displaced to the first drive position DL. That is, the on-off valve 39 is displaced in conjunction with the operation of the counter balance valve 38.

ここで、第１のバルブポート２０Ａが高圧側、第２のバルブポート２０Ｂが低圧側とし、チャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈが前記規定圧力Ｐ_Ｃｒ０より大きい（ΔＰ_Ｃｈ＞Ｐ_Ｃｒ０）とすると、カウンタバランス弁３８は第２の駆動位置ＡＬ、開閉弁３９は第２の駆動位置ＤＬに位置し、連通弁３５の第１のチャンバ５２にはカウンタバランス弁３８から供給される第１のバルブポート２０Ａの圧力が、第２のチャンバ５３には開閉弁３９から供給される第１のモータポート２１Ａの圧力が作用する。その結果、連通弁３５にはモータ流入側油路に発生するチェック弁圧力損失ΔＰ_ＰＣが作用することになる。 Here, _assuming that the first valve port 20A is on the high pressure side and the second valve port 20B is on the low pressure side, and the chamber differential pressure ΔP _Ch is larger than the prescribed pressure P _Cr0 (ΔP _Ch > P _Cr0 ), the counterbalance valve 38 is at the second drive position AL, the open / close valve 39 is at the second drive position DL, and the pressure of the first valve port 20A supplied from the counterbalance valve 38 to the first chamber 52 of the communication valve 35 However, the pressure of the first motor port 21 A supplied from the on-off valve 39 acts on the second chamber 53. As a result, the check valve pressure loss ΔP _PC generated in the motor inflow side oil passage acts on the communication valve 35.

以上のように本実施例におけるカウンタバランス弁３８と開閉弁３９は、連通弁３５に作用するチェック弁圧力損失ΔＰ_ＰＣを取得するように動作する。これは実施例１の構成における高圧選択弁３６及び高圧選択弁３２と基本的に同じ働きである。しかし、以下で説明する現象が発生する場合、この実施例３の構成で誤動作を回避することができる。 As described above, the counterbalance valve 38 and the on-off valve 39 in the present embodiment operate to obtain the check valve pressure loss ΔP _PC acting on the communication valve 35. This is basically the same operation as the high pressure selection valve 36 and the high pressure selection valve 32 in the configuration of the first embodiment. However, when the phenomenon described below occurs, the configuration of the third embodiment can avoid a malfunction.

すなわち、油圧モータ２にポンプ作用（外力により油圧モータ２が回される）が加わった場合、一時的にモータ流出側モータポート圧が流入側モータポート圧を上回る現象が発生する。今、第１のバルブポート２０Ａが高圧側、第２のバルブポート２０Ｂが低圧側とすると、通常時は第１のバルブポート２０Ａ、第１のモータポート２１Ａ、第２のモータポート２１Ｂ、第２のバルブポート２０Ｂの順で圧力が高い。しかし、ポンプ作用が発生すると、第１のバルブポート２０Ａ、第２のモータポート２１Ｂ、第１のモータポート２１Ａ、第２のバルブポート２０Ｂの順で圧力が高くなる状況が発生することがある。 That is, when the pump action (the hydraulic motor 2 is rotated by an external force) is applied to the hydraulic motor 2, a phenomenon occurs in which the motor outflow side motor port pressure temporarily exceeds the inflow side motor port pressure. Now, assuming that the first valve port 20A is on the high pressure side and the second valve port 20B is on the low pressure side, normally, the first valve port 20A, the first motor port 21A, the second motor port 21B, and the second The pressure is higher in the order of the valve port 20B. However, when the pump action occurs, a situation may occur in which the pressure increases in the order of the first valve port 20A, the second motor port 21B, the first motor port 21A, and the second valve port 20B.

このような状況において実施例１の構成では、高圧選択弁３６は第１のバルブポート２０Ａの圧力、高圧選択弁３２は第２のモータポート２１Ｂの圧力を連通弁３５に作用させる。すなわち、連通弁３５には圧油がモータ流入側チェック弁３０を通過する際に発生するチェック弁圧力損失ΔＰ_ＰＣ（第１のバルブポート２０Ａと第１のモータポート２１Ａ間の差圧）が作用しておらず、油圧モータ２の供給流量Ｑを正しく検知できていない状態となっている。 In such a situation, in the configuration of the first embodiment, the high pressure selection valve 36 exerts the pressure of the first valve port 20A, and the high pressure selection valve 32 exerts the pressure of the second motor port 21B on the communication valve 35. That is, check valve pressure loss ΔP _PC (differential pressure between the first valve port 20A and the first motor port 21A) generated when pressure oil passes through the motor inflow side check valve 30 acts on the communication valve 35 However, the supply flow rate Q of the hydraulic motor 2 can not be detected correctly.

一方、実施例３の構成では、第１のバルブポート２０Ａの圧力が第２のバルブポート２０Ｂの圧力より高く、カウンタバランス弁３８及び開閉弁３９はそれぞれ第２の駆動位置ＡＬ及び第２の駆動位置ＤＬの位置にあるため、第１のバルブポート２０Ａと第１のモータポート２１Ａの圧力を連通弁３５に作用させる。すなわち、連通弁３５には圧油がモータ流入側の第１のチェック弁３０Ａを通過する際に発生するチェック弁圧力損失ΔＰ_ＰＣが作用しており、油圧モータ２の供給流量Ｑを正しく検知できる状態となっている。 On the other hand, in the configuration of the third embodiment, the pressure of the first valve port 20A is higher than the pressure of the second valve port 20B, and the counterbalance valve 38 and the on-off valve 39 have the second drive position AL and the second drive, respectively. Because of the position DL, the pressures of the first valve port 20A and the first motor port 21A are applied to the communication valve 35. That is, the check valve pressure loss ΔP _PC generated when pressure oil passes through the first check valve 30A on the motor inflow acts on the communication valve 35, and the supply flow rate Q of the hydraulic motor 2 can be detected correctly. It is in the state.

以上のように、本実施形態によれば、次のような効果を奏する。なお、以下の効果の説明では、特許請求の範囲における各構成要素と本実施形態の各部を対応させ、後者をかっこ書きもしくは参照符号で示す。 As described above, according to this embodiment, the following effects can be obtained. In the following description of effects, each component in the claims corresponds to each part of the present embodiment, and the latter is indicated by parentheses or reference numerals.

１）圧油の供給により双方向に回転駆動される油圧モータ２と、油圧モータ２の圧油流入側の流路を形成するチェック弁（第１及び第２のチェック弁３０Ａ，３０Ｂ）、流路を切り換えるための第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂを有し、油圧モータ２の圧油流出側の油路を形成するカウンタバランス弁３１を含むブレーキバルブ３と、を有する油圧モータの油圧駆動装置１において、チェック弁３０Ａ，３０Ｂを通過する圧油の流量Ｑが予め設定した流量閾値Ｑ_Ｔより大きく、油圧モータ２に加わる負荷が予め設定した負荷よりも小さい（Ｐ_ＦＳ＜ΔＰ_Ｖ＜Ｐ_ＶＴ）とき、カウンタバランス弁３１の第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂを連通させ、カウンタバランス弁３１を中立位置方向に変位させる連通弁３５を備えたので、この連通弁３５の変位により油圧モータ２のモータ背圧が増加し、その結果、ピストン１２の焼き付きリスクを低減することができる。 1) A hydraulic motor 2 rotationally driven in both directions by the supply of pressure oil, check valves (first and second check valves 30A, 30B) forming a flow path on the pressure oil inflow side of the hydraulic motor 2, a flow And a brake valve 3 including a counterbalance valve 31 having first and second chambers 41A and 41B for switching the path and forming an oil path on the pressure oil outflow side of the hydraulic motor 2; in the driving device 1, the check valve 30A, greater than the flow rate threshold _{Q T} to flow rate Q of the hydraulic fluid is set in advance through the 30B, a load applied to the hydraulic motor 2 is smaller than the load set in advance _{(P FS <ΔP} _V < P _VT), the first and second chambers 41A of the counterbalance valve 31, 41B to communicate with each other, since the counterbalance valve 31 provided with a connection valve 35 to be displaced to the neutral position direction The motor back pressure of the hydraulic motor 2 by the displacement of the communication valve 35 is increased, as a result, it is possible to reduce the seizure risk of the piston 12.

２）連通弁３５は、圧油の流量が予め設定した流量閾値Ｑ_Ｔを超えたときに、対応するチェック弁（第１及び第２のチェック弁３０Ａ，３０Ｂ）前後の差圧の圧力閾値（チェック弁圧力閾値Ｐ_Ｔ）に基づいて駆動され、第１及び第２のチェンバ４１Ａ，４１Ｂを連通するので、計器や電気的検出手段を使用することなく連通弁３５に供給される圧油のみで機能させることができる。これにより、コストの上昇を招くこともなく、また、故障の発生も抑制することができる。 2) communication valve 35, when the flow rate of the hydraulic fluid exceeds the flow threshold value Q _T which is set in advance, the corresponding check valve (first and second check valves 30A, 30B) the differential pressure across pressure threshold ( Since the first and second chambers 41A and 41B are communicated based on the check valve pressure threshold P _T ), only pressure oil supplied to the communication valve 35 without using a meter or an electrical detection means It can be made to function. As a result, the cost does not increase, and the occurrence of a failure can be suppressed.

３）連通弁３５の油路に絞り５５を備え、絞り５５の絞り量は、第１のバルブポート２０Ａと第２のバルブポート２０Ｂとの差圧が予め設定された圧力閾値Ｐ_ＶＴ以下となったとき、第１及び第２のチャンバ４１Ａ，４１Ｂ間の差圧ΔＰ_ＣＨが前記カウンタバランス弁３１のフルストローク必要差圧Ｐ_ＦＳを下回るように設定されているので、大流量・高負荷時にカウンタバランス弁３１のスプール４０はフルストローク位置、最大開口面積Ａｍａｘの状態で保持される。その結果、モータ背圧の不必要な増加を回避することができる。 3) The oil passage of the communication valve 35 is provided with the throttle 55, and the throttle amount of the throttle 55 is such that the differential pressure between the first valve port 20A and the second valve port 20B is less than the preset pressure threshold P _VT when in the first and second chambers 41A, since the differential pressure [Delta] P _CH between 41B is set to be below the full stroke required differential pressure P _FS of the counterbalance valve 31, the counter at the large flow and high-load The spool 40 of the balance valve 31 is held at the full stroke position and the maximum opening area Amax. As a result, an unnecessary increase in motor back pressure can be avoided.

４）連通弁３７が、前記油圧モータ２にモータ傾転パイロット圧を導くチャンバ５６を備えているので、外部パイロット圧Ｐ_Ｐｉが作用していないとき（モータ最大傾転時）と、作用しているとき（モータ最小傾転時）で連通弁３７を開口する流量閾値Ｑ_Ｔを別に設定することができる。 4) Since the communication valve 37 includes the chamber 56 for guiding the motor displacement pilot pressure to the hydraulic motor 2, when the external pilot pressure P _Pi is not applied (at the time of maximum displacement of the motor), the flow rate threshold Q _T to open the communication valve 37 when (when the motor minimum tilting) which are capable of setting separately.

５）カウンタバランス弁３８の第１及び第２のチャンバ間４１Ａ，４１Ｂの差圧に連動して連通弁３５を動作させる開閉弁３９を備えたので、連通弁３５には圧油がモータ流入側チェック弁３０（３０Ａあるいは３０Ｂ）を通過する際に発生するチェック弁圧力損失ΔＰ_ＰＣが作用し、油圧モータ２の供給流量Ｑを正しく検知することができる。 5) Since the on-off valve 39 is operated to operate the communication valve 35 in conjunction with the differential pressure between the first and second chambers 41A, 41B of the counterbalance valve 38, pressure oil is supplied to the communication valve 35 on the motor inflow side. A check valve pressure loss ΔP _PC generated when passing the check valve 30 (30A or 30B) acts, and the supply flow rate Q of the hydraulic motor 2 can be detected correctly.

６）前記実施形態で例示した油圧モータ２の駆動装置（油圧駆動装置１）を、走行用モータの駆動装置として建設車両（ミニショベル８０）が備えたので、油圧モータ２が低負荷、高回転の運転状態となっても、油圧モータ２のピストン１２の焼き付きの発生を抑えて走行することができる。 6) The drive (hydraulic drive 1) of the hydraulic motor 2 exemplified in the above embodiment is provided as a drive for the traveling motor, so that the construction vehicle (mini shovel 80) is equipped with the hydraulic motor 2 with low load and high rotation. Even when the vehicle is in the operation state, traveling can be performed while suppressing the occurrence of the burn-in of the piston 12 of the hydraulic motor 2.

なお、本実施形態では、チェック弁３０（第１及び第２のチェック弁３０Ａ，３０Ｂ）に発生する圧力損失ΔＰ_ＰＣにより流量を検知しているが、油圧モータ２に流入・流出するのと等しい流量が流れるブレーキバルブ３内の油路で、流量と相関した圧力損失が発生する箇所であればチェック弁３０に限らず他の箇所の圧力損失で流量を検知しても良い。 In the present embodiment, the flow rate is detected by the pressure loss ΔP _PC generated in the check valve 30 (first and second check valves 30A and 30B), but is equal to inflow and outflow to the hydraulic motor 2 The flow rate may be detected not only by the check valve 30 but also by a pressure loss at another point in the oil passage in the brake valve 3 through which the flow rate flows.

また、本実施形態では、連通弁３５，３７にカウンタバランス弁３１、３８のチャンバ差圧ΔＰ_Ｃｈを調整するための絞り５５を設置しているが、油路５０の任意の場所に設置するようにしても良い。また、油路５０の管路抵抗を絞り５５の代わりに使用し、調整するようにしても良い。 Further, in the present embodiment, the communication valves 35, 37 are provided with the throttle 55 for adjusting the chamber differential pressure ΔP _Ch of the counter balance valves 31, 38. You may The resistance of the oil passage 50 may be used instead of the throttle 55 and adjusted.

また、本実施形態では、カウンタバランス弁３１、３８の高圧側チャンバと低圧側チャンバを連通させることでチャンバ圧差ΔＰ_Ｃｈを変化させているが、高圧側チャンバ圧をドレン７０と連通させてチャンバ圧差ΔＰ_Ｃｈを変化させても良い。 Further, in the present embodiment, the chamber pressure difference ΔP _Ch is changed by connecting the high pressure side chamber and the low pressure side chamber of the counterbalance valves 31 and 38, but the high pressure side chamber pressure is communicated with the drain 70 to make the chamber pressure difference. ΔP _Ch may be changed.

また、本実施形態では、第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂの圧力を、高圧選択弁３６又はカウンタバランス弁３８を介して連通弁３５，３７に作用させているが、低圧側バルブポート圧が流量Ｑに関係なく一定圧力となっているならば第１及び第２のバルブポート２０Ａ，２０Ｂそれぞれの圧力を直接スプール５１に作用させる２つのチャンバを設置し、低圧側バルブポート圧をキャンセルするようにスプリング５４バネ反力を設定するようにしても良い。 Further, in the present embodiment, the pressure of the first and second valve ports 20A and 20B is applied to the communication valves 35 and 37 via the high pressure selection valve 36 or the counter balance valve 38, but the low pressure side valve port If the pressure is constant regardless of the flow rate Q, install two chambers that directly apply the pressure of the first and second valve ports 20A and 20B to the spool 51, and cancel the low pressure side valve port pressure The spring 54 spring reaction force may be set as follows.

また、実施例２における油圧モータの油圧駆動装置１は、外部パイロット圧ポート２２からのパイロット圧Ｐ_Ｐｉを連通弁３７のスプール５１に作用させているが、サーボピストン１６に作用する傾転圧をスプールに作用させるようにしても良い。 Further, although the hydraulic drive device 1 of the hydraulic motor in the second embodiment causes the pilot pressure P _Pi from the external pilot pressure port 22 to act on the spool 51 of the communication valve 37, the tilt pressure acting on the servo piston 16 is You may make it act on a spool.

また、本実施形態では、油圧モータ２としてアキシャルピストン型斜板式油圧モータを用いているが、アキシャルピストン型斜板式油圧モータを用いるものに限定するものではない。斜軸式油圧モータやラジアルピストン型油圧モータであっても良い。 Further, in the present embodiment, although the axial piston swash plate type hydraulic motor is used as the hydraulic motor 2, it is not limited to the use of the axial piston swash plate type hydraulic motor. It may be a diagonal shaft hydraulic motor or a radial piston hydraulic motor.

さらに、本発明は前述した実施形態に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能であり、特許請求の範囲に記載された技術思想に含まれる技術的事項の全てが本発明の対象となる。前記実施例は、好適な例を示したものであるが、当業者ならば、本明細書に開示の内容から、各種の代替例、修正例、変形例あるいは改良例を実現することができ、これらは添付の特許請求の範囲に記載された技術的範囲に含まれる。 Furthermore, the present invention is not limited to the embodiments described above, and various modifications are possible without departing from the scope of the present invention, and all the technical matters included in the technical concept described in the claims are included. The subject of the present invention. While the above embodiments show preferred examples, various alternatives, modifications, variations or improvements can be realized by those skilled in the art from the contents disclosed herein. These are included in the technical scope described in an attached claim.

１油圧駆動装置
２油圧モータ
３ブレーキバルブ
１２ピストン
２０Ａ，２０Ｂバルブポート
２１Ａ，２１Ｂモータポート
２２パイロット圧ポート
３０Ａ，３０Ｂチェック弁
３１，３８カウンタバランス弁
３５，３７連通弁
３９開閉弁
４１Ａ，４１Ｂ，５２，５３，５６チャンバ
４３Ａ，４３Ｂ絞り
５０連通油路
５１連通弁スプール
５５連通弁絞り Reference Signs List 1 hydraulic drive device 2 hydraulic motor 3 brake valve 12 piston 20A, 20B valve port 21A, 21B motor port 22 pilot pressure port 30A, 30B check valve 31, 38 counter balance valve 35, 37 communication valve 39 open / close valve 41A, 41B, 52 , 53, 56 Chambers 43A, 43B Throttle 50 Communication oil passage 51 Communication valve spool 55 Communication valve throttle

Claims

圧油の供給により双方向に回転駆動される油圧モータと、
前記油圧モータの圧油流入側の流路を形成するチェック弁、並びに流路を切り換えるための第１及び第２のチャンバを有し、前記油圧モータの圧油流出側の油路を形成するカウンタバランス弁を含むブレーキバルブと、
を有する油圧モータの油圧駆動装置において、
前記チェック弁を通過する圧油の流量が予め設定した流量閾値より大きく、前記油圧モータに加わる負荷が予め設定した負荷よりも小さいとき、前記カウンタバランス弁の前記第１及び第２のチャンバを連通させ、前記カウンタバランス弁を中立位置方向に変位させる連通弁を備えたことを特徴とする油圧モータの油圧駆動装置。 A hydraulic motor rotationally driven in both directions by supply of pressure oil;
A check valve forming a flow path on the pressure oil inflow side of the hydraulic motor, and a counter having a first and a second chamber for switching the flow path, and forming an oil path on the pressure oil outflow side of the hydraulic motor A brake valve, including a balance valve,
In a hydraulic drive system of a hydraulic motor having
The first and second chambers of the counterbalance valve are communicated when the flow rate of pressure oil passing through the check valve is greater than a preset flow threshold and the load applied to the hydraulic motor is smaller than a preset load. A hydraulic drive system for a hydraulic motor, comprising: a communication valve for causing the counterbalance valve to be displaced toward a neutral position.

請求項１に記載の油圧モータの油圧駆動装置において、
前記連通弁は、前記圧油の流量が予め設定した流量閾値を超えたときに対応する前記チェック弁前後の差圧の圧力閾値に基づいて駆動され、前記第１及び第２のチャンバを連通することを特徴とする油圧モータの油圧駆動装置。 In the hydraulic drive system of a hydraulic motor according to claim 1,
The communication valve is driven based on a pressure threshold of a differential pressure before and after the check valve corresponding to when the flow rate of the pressure oil exceeds a preset flow rate threshold, and connects the first and second chambers. A hydraulic drive system of a hydraulic motor characterized in that.

請求項１に記載の油圧モータの油圧駆動装置において、
前記連通弁が、前記油圧モータにモータ傾転パイロット圧を導くチャンバを備えていることを特徴とする油圧モータの油圧駆動装置。 In the hydraulic drive system of a hydraulic motor according to claim 1,
A hydraulic drive system for a hydraulic motor, wherein the communication valve comprises a chamber for guiding a motor displacement pilot pressure to the hydraulic motor.

請求項１の記載の油圧モータの油圧駆動装置において、
前記カウンタバランス弁の第１及び第２のチャンバ間の差圧に連動して前記連通弁を動作させる開閉弁を備えたことを特徴とする油圧モータの油圧駆動装置。 The hydraulic drive system for a hydraulic motor according to claim 1,
A hydraulic drive system for a hydraulic motor, comprising: an on-off valve for operating the communication valve in conjunction with a differential pressure between the first and second chambers of the counter balance valve.