JP5403237B2 - Hydraulically driven work vehicle - Google Patents
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Description
本発明は、油圧駆動式作業車両に関し、特に、エンジンストールによるエンジン停止の防止対策に係るものである。 The present invention relates to a hydraulically driven work vehicle, and particularly relates to measures for preventing engine stop due to engine stall.
従来より、油圧力で駆動する油圧駆動式の作業車両が知られており、例えば特許文献１に開示されているようなクローラ走行車両がある。このクローラ走行車両は、走行用の油圧システムが装備されている。油圧システムは、左右のクローラを駆動する２組のＨＳＴ（Hydro Static Transmission：静油圧式変速装置）を備えている。
2. Description of the Related Art Conventionally, hydraulically driven work vehicles that are driven by hydraulic pressure are known. For example, there is a crawler traveling vehicle as disclosed in
このＨＳＴは、エンジンによって駆動される可動斜板式の油圧ポンプと、該油圧ポンプからの作動油圧によって駆動される油圧モータとが閉回路に接続された主回路を備えている。また、ＨＳＴは、上記油圧ポンプの斜板を傾転させて該斜板の傾転角（傾斜角）を変更するサーボシリンダを有している。このサーボシリンダは、スプリングによってピストンが中立位置に付勢される復動式のシリンダであり、上記油圧ポンプとは別に設けられたチャージポンプから作動油圧が供給されることでピストンがスプリング力に抗して進退する。チャージポンプは、上記油圧ポンプと同様、エンジンによって駆動される。サーボシリンダのピストンは上記油圧ポンプの斜板に係合しており、このピストンの進退動作に伴い上記斜板が傾転動作し斜板の傾転角が変更される。この斜板の傾転角が変更されることによって油圧ポンプの容量（押しのけ容積）が変化し、その結果、油圧モータの回転数が変化する。 The HST includes a main circuit in which a movable swash plate type hydraulic pump driven by an engine and a hydraulic motor driven by hydraulic pressure from the hydraulic pump are connected in a closed circuit. The HST has a servo cylinder that tilts the swash plate of the hydraulic pump to change the tilt angle of the swash plate. This servo cylinder is a backward-acting cylinder in which the piston is biased to a neutral position by a spring, and the piston resists the spring force by supplying the operating hydraulic pressure from a charge pump provided separately from the hydraulic pump. Then move forward and backward. The charge pump is driven by the engine in the same manner as the hydraulic pump. The piston of the servo cylinder is engaged with the swash plate of the hydraulic pump, and the swash plate is tilted and the tilt angle of the swash plate is changed as the piston moves forward and backward. By changing the tilt angle of the swash plate, the capacity (displacement volume) of the hydraulic pump changes, and as a result, the rotation speed of the hydraulic motor changes.
ところで、上記特許文献１のような作業車両では、走行時にその走行負荷が大きくなると、エンジンがストールし始め（エンジンの回転数が低下し始め）、遂にはエンジンが停止してしまう場合がある。つまり、エンジンは出力トルクが負荷に対し不足し始めると出力回転数が徐々に低下してゆく。そして、エンジンは、出力回転数がアイドリング時よりも低い領域まで低下するが、その状態においてもある程度の負荷が作用しているため不安定な状態となり最後には停止することとなる。このようにエンジンの停止が頻繁に発生すると、作業が断続的となり作業効率が悪くなるという問題があった。
By the way, in the work vehicle like the above-mentioned
本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、いわゆるＨＳＴを備えた作業車両において、エンジンのストールによる停止を防止することにある。 The present invention has been made in view of such a point, and an object thereof is to prevent a stop due to an engine stall in a work vehicle equipped with a so-called HST.
上記課題を解決するために、本発明の油圧駆動式作業車両は、チャージポンプ（51）の特に低回転域においてオーバーライドの勾配を大きくするようにした。 In order to solve the above-described problems, the hydraulically driven work vehicle of the present invention is configured to increase the override gradient particularly in the low rotation range of the charge pump (51).
第１の発明は、エンジン（15）によって駆動される可動斜板式の油圧ポンプ（21,31）と、該油圧ポンプ（21,31）からの作動油圧によって駆動される油圧モータ（24,34）とが閉回路に接続された主回路（20,30）と、上記エンジン（15）によって駆動されるチャージポンプ（51）と、該チャージポンプ（51）からの作動油圧がパイロット圧力として導入されることで移動し上記油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）を傾転させるピストン（6a）を有するセンタリングスプリング（6d）付きのサーボシリンダ（61,62）と、上記チャージポンプ（51）の吐出通路（52）における作動油の一部を漏らすためのオリフィス（67）とを有するチャージポンプ回路（50）とを備え、上記油圧モータ（24,34）によって駆動軸が回転されて走行するものである。 The first invention is a movable swash plate type hydraulic pump (21, 31) driven by an engine (15), and a hydraulic motor (24, 34) driven by operating hydraulic pressure from the hydraulic pump (21, 31). Are connected to the main circuit (20, 30) connected to the closed circuit, the charge pump (51) driven by the engine (15), and the operating hydraulic pressure from the charge pump (51) is introduced as a pilot pressure. Servo cylinder (61,62) with a centering spring (6d) having a piston (6a) that moves and tilts the swash plate (S) of the hydraulic pump (21,31), and the charge pump (51) And a charge pump circuit (50) having an orifice (67) for leaking a part of hydraulic oil in the discharge passage (52), and the drive shaft is rotated by the hydraulic motor (24, 34) to travel. Is.
上記第１の発明において、チャージポンプ（51）からの作動油圧がパイロット圧力としてサーボシリンダ（61,62）に導入されると、ピストン（6a）がセンタリングスプリング（6d）に抗して移動する。このピストン（6a）の移動により、油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）が傾転動作し、斜板（S）の傾転角が変化する。この斜板（S）の傾転角の変化に応じて、油圧ポンプ（21,31）の容積（押しのけ容積）が変化し作動油の吐出流量が変化する。 In the first invention, when the hydraulic pressure from the charge pump (51) is introduced as a pilot pressure into the servo cylinder (61, 62), the piston (6a) moves against the centering spring (6d). By the movement of the piston (6a), the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) tilts and the tilt angle of the swash plate (S) changes. In accordance with the change in the tilt angle of the swash plate (S), the volume (displacement volume) of the hydraulic pump (21, 31) changes and the discharge flow rate of the hydraulic oil changes.
従来、エンジン（15）の回転数がアイドル回転よりも低くなってもそれ程チャージポンプ（51）からのパイロット圧力は低下しない。そのため、高負荷走行時にエンジン（15）がストールしてエンジン（15）の回転数（即ち、チャージポンプ（51）の回転数）が低下した場合でも、サーボシリンダ（61,62）には比較的高いパイロット圧力が導入される。そうすると、サーボシリンダ（61,62）ではピストン（6a）が中立位置にならず、油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）が中立状態にならない。よって、油圧ポンプ（21,31）には負荷が作用し続けるので、エンジン（15）は低回転領域にも拘わらず負荷がかかるため不安定な状態となって遂には停止してしまう。 Conventionally, the pilot pressure from the charge pump (51) does not drop so much even if the engine (15) has a lower rotational speed than the idle speed. Therefore, even when the engine (15) stalls during high-load running and the engine speed (ie, the charge pump (51) speed) decreases, the servo cylinders (61, 62) are relatively High pilot pressure is introduced. Then, in the servo cylinder (61, 62), the piston (6a) is not in the neutral position, and the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) is not in the neutral state. Therefore, since the load continues to act on the hydraulic pumps (21, 31), the engine (15) is loaded in spite of the low speed region, and thus becomes unstable and eventually stops.
ところが、本発明では、チャージポンプ（51）から吐出された作動油の一部をチャージポンプ回路（50）外に漏らすオリフィス（67）が設けられているため、エンジン（15）の回転数が低下するに従ってパイロット圧力の低下度が従来に比べて大きくなる。つまり、パイロット圧力に関するオーバーライドの勾配が従来に比べて大きくなる。したがって、例えばエンジン（15）の回転数がアイドル回転よりも低い所定の回転数まで低下したときには、サーボシリンダ（61,62）には非常に低いパイロット圧力が導入されることとなる。そうすると、サーボシリンダ（61,62）のピストン（6a）がセンタリングスプリング（6d）によって中立位置になり、油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）が中立状態となる。つまり、サーボシリンダ（61,62）のピストン（6a）が中立位置となる圧力以下までパイロット圧力が低下するので、油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）を確実に中立状態となる。そのため、油圧ポンプ（21,31）ひいてはエンジン（15）は無負荷状態となり不安定な状態を回避できるため停止することはない。 However, in the present invention, since the orifice (67) for leaking a part of the hydraulic oil discharged from the charge pump (51) to the outside of the charge pump circuit (50) is provided, the rotational speed of the engine (15) is reduced. As a result, the degree of decrease in the pilot pressure increases as compared with the prior art. In other words, the override gradient related to the pilot pressure becomes larger than in the conventional case. Therefore, for example, when the rotational speed of the engine (15) is reduced to a predetermined rotational speed lower than the idle rotational speed, a very low pilot pressure is introduced into the servo cylinders (61, 62). Then, the piston (6a) of the servo cylinder (61, 62) is brought to the neutral position by the centering spring (6d), and the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) is brought into the neutral state. That is, since the pilot pressure is reduced to a pressure equal to or lower than the pressure at which the piston (6a) of the servo cylinder (61, 62) is in the neutral position, the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) is surely brought into the neutral state. Therefore, the hydraulic pumps (21, 31) and the engine (15) are in a no-load state, and an unstable state can be avoided, so that the hydraulic pump (21, 31) and the engine (15) do not stop.
また、第１の発明では、上記主回路（20,30）は、上記油圧モータ（24,34）の上下流の通路のうち低圧側通路の作動油を流通させるフラッシング弁（27,37）と、該フラッシング弁（27,37）を流通した作動油の圧力が所定値以上になると該作動油をタンク（T）へ戻すフラッシング用リリーフ弁（28,38）とを備えている。そして、上記フラッシング用リリーフ弁（28,38）は、所定の勾配を有する第１段オーバーライドと、該第１段オーバーライドに対応する作動油の流量域を超える流量域において上記第１段オーバーライドの勾配よりも大きい勾配を有する第２段オーバーライドとを有するものである。 In the first aspect of the invention, the main circuit (20, 30) includes a flushing valve (27, 37) for circulating hydraulic oil in a low-pressure side passage among the upstream and downstream passages of the hydraulic motor (24, 34). And a flushing relief valve (28, 38) for returning the hydraulic oil to the tank (T) when the pressure of the hydraulic oil flowing through the flushing valve (27, 37) exceeds a predetermined value. The flushing relief valve (28, 38) has a first-stage override having a predetermined gradient and a gradient of the first-stage override in a flow rate range exceeding the flow rate range of hydraulic oil corresponding to the first-stage override. And a second stage override having a greater slope.
作業車両が軽作業（例えば、車庫入れや輸送トラックへの積み下ろし時等）を行うアイドル回転〜中回転域では、車速の変動を抑えて作業車両を安全確実に操作することが要求される。また、作業車両がフル馬力で作業を行う中回転域以上では、油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）を最大角度まで傾転させるだけの高いパイロット圧力が必要となる。ここで、上述のようにオリフィス（67）を設けたことによってパイロット圧力に関するオーバーライドの勾配は大きくなっている。そのため、エンジン（15）の回転数がアイドル回転〜中回転域では、負荷の変化に対してパイロット圧力の変化量が大きくなる。そうすると、油圧ポンプ（21,31）において斜板（S）の傾転角の変動量も大きくなり、その結果、油圧モータ（24,34）の回転数ひいては車速の変動を抑えることができなくなってしまう。そこで、フラッシング用リリーフ弁（28,38）についてオーバーライドの勾配が緩やかなものを用いることが考えられるが、そうすると、フル馬力で作業を行う中回転域以上において必要な高いパイロット圧力を得られなくなる。 In an idle rotation to a middle rotation range where the work vehicle performs light work (for example, when entering a garage or loading / unloading to a transport truck, etc.), it is required to operate the work vehicle safely and reliably while suppressing fluctuations in the vehicle speed. Further, in the middle rotation range or higher where the work vehicle performs work with full horsepower, a high pilot pressure is required to tilt the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) to the maximum angle. Here, the override gradient related to the pilot pressure is increased by providing the orifice (67) as described above. Therefore, when the rotational speed of the engine (15) is in the idling speed to middle speed range, the amount of change in the pilot pressure increases with respect to the change in load. As a result, the amount of fluctuation in the tilt angle of the swash plate (S) in the hydraulic pump (21, 31) also increases, and as a result, the rotational speed of the hydraulic motor (24, 34) and thus fluctuations in the vehicle speed cannot be suppressed. End up. Therefore, it is conceivable to use a flushing relief valve (28, 38) having a gentle override gradient. However, if this is done, it becomes impossible to obtain the necessary high pilot pressure in the middle rotation range or higher where the operation is performed with full horsepower.
そこで、上記第１の発明では、２種類（第１段オーバーライドと第２段オーバーライド）の勾配をもつオーバーライド特性を有したフラッシング用リリーフ弁（28,38）を用いるようにした。つまり、エンジン（15）の回転数がアイドル回転〜中回転域においては勾配が比較的緩やかな第１段オーバーライド特性によってパイロット圧力の変動量が小さくなる。また、エンジン（15）の回転数が中回転域以上においては勾配が比較的大きい第２段オーバーライド特性によって高いパイロット圧力を得られる。 Therefore, in the first invention, the flushing relief valve (28, 38) having an override characteristic having two kinds of gradients (first stage override and second stage override) is used. That is, the fluctuation amount of the pilot pressure is reduced by the first-stage override characteristic having a relatively gentle gradient in the range of the engine (15) from the idling speed to the middle speed. Further, when the engine (15) has a rotational speed of the middle speed range or higher, a high pilot pressure can be obtained by the second stage override characteristic having a relatively large gradient.
第２の発明は、上記第１の発明において、上記チャージポンプ回路（50）は、上記吐出通路（52）の作動油の一部が分岐して上記主回路（20,30）に作動油圧が補充されるチャージ用通路（53）と、該チャージ用通路（53）に設けられ、上記油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）が中立位置となる中立状態にチャージ用通路（53）の作動油をタンク（T）へ流すチャージ用リリーフ弁（65）とを備えているものである。 In a second aspect based on the first aspect , the charge pump circuit (50) is configured such that a part of the hydraulic oil in the discharge passage (52) branches and the hydraulic pressure is supplied to the main circuit (20, 30). The charging passage (53) to be replenished, and the charging passage (53) in a neutral state in which the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) is in a neutral position provided in the charging passage (53) And a charge relief valve (65) for flowing the hydraulic oil to the tank (T).
上記第２の発明では、チャージ用通路（53）の作動油圧（チャージ圧）が所定値以上になると、チャージ用通路（53）の作動油がチャージ用リリーフ弁（65）を介してタンク（T）へ流れる。これにより、主回路（20,30）において作動油圧が許容限界を超えるのを回避できる。油圧ポンプ（21,31）が中立状態では油圧ポンプ（21,31）の上下流の作動油圧はほぼ同じである。その場合、フラッシング弁（27,37）は中立状態となるため、主回路（20,30）においては、余剰作動油がタンク（T）へ流れなくなる一方、チャージ用通路（53）から作動油圧が導入される。このままでは、主回路（20,30）における作動油圧（即ち、チャージ圧力）が増加していき許容限界を超える可能性がある。このように、チャージ用通路（53）の作動油圧が上昇しすぎるとチャージ用リリーフ弁（65）が開くため、主回路（20,30）の作動油圧の上昇が抑制される。 In the second aspect of the present invention, when the hydraulic pressure (charge pressure) of the charging passage (53) becomes equal to or higher than a predetermined value, the hydraulic oil in the charging passage (53) passes through the tank relief valve (65) via the charging relief valve (65). ). Thereby, it is possible to avoid the operating hydraulic pressure from exceeding the allowable limit in the main circuit (20, 30). When the hydraulic pump (21, 31) is in a neutral state, the working hydraulic pressures upstream and downstream of the hydraulic pump (21, 31) are substantially the same. In this case, since the flushing valves (27, 37) are in a neutral state, in the main circuit (20, 30), the surplus hydraulic oil does not flow to the tank (T), while the hydraulic pressure is not supplied from the charging passage (53). be introduced. In this state, there is a possibility that the operating hydraulic pressure (that is, the charge pressure) in the main circuit (20, 30) increases and exceeds the allowable limit. In this way, if the operating hydraulic pressure in the charging passage (53) increases too much, the charging relief valve (65) is opened, so that an increase in the operating hydraulic pressure in the main circuit (20, 30) is suppressed.
第３の発明は、上記第１または第２の発明において、上記チャージポンプ回路（50）は、上記吐出通路（52）の終端に接続されるリモコン弁（54,55）と、該リモコン弁（54,55）から作動油圧がパイロット圧力として上記サーボシリンダ（61,62）の両シリンダ室（6b,6c）に導入するパイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）とを備えている。さらに、上記チャージポンプ回路（50）は、上記吐出通路（52）に接続される圧抜き用主通路（71）と、該圧抜き用主通路（71）から分岐して上記パイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）に接続される圧抜き用分岐通路（72）と、該圧抜き用分岐通路（72）に設けられ、上記圧抜き用主通路（71）から上記パイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）へ向かう作動油の流れを阻止するチェック弁（73）とを有する圧抜き回路（70）を備えているものである。 According to a third invention, in the first or second invention, the charge pump circuit (50) includes a remote control valve (54, 55) connected to a terminal end of the discharge passage (52), and the remote control valve ( 54, 55) is provided with pilot pressure passages (57a, 57b, 58a, 58b) through which the operating hydraulic pressure is introduced as pilot pressure into both cylinder chambers (6b, 6c) of the servo cylinder (61, 62). Further, the charge pump circuit (50) includes a pressure relief main passage (71) connected to the discharge passage (52), and the pilot pressure passage (57a) branched from the pressure relief main passage (71). , 57b, 58a, 58b), and a pressure relief branch passage (72) connected to the pressure relief branch passage (72) from the pressure relief main passage (71) to the pilot pressure passage (57a , 57b, 58a, 58b) is provided with a pressure release circuit (70) having a check valve (73) for blocking the flow of hydraulic oil.
上記エンジン（15）の回転数（チャージポンプ（51）の回転数）が低下すると、サーボシリンダ（61,62）に導入されるパイロット圧力も低下する。ここで、チャージポンプ（51）からサーボシリンダ（61,62）までの経路には、リモコン弁（54,55）による流通抵抗や通路長さによる流通抵抗が存在する。そのため、エンジンの回転数が低下してチャージポンプ（51）の吐出圧力が低下した時点では、サーボシリンダ（61,62）に導入されるパイロット圧力は未だ低下していない。つまり、パイロット圧力の変化において応答遅れが生じる。そうすると、エンジン（15）の回転数がストールにより所定の回転数まで低下しても、その時点では未だパイロット圧力は所定の圧力まで低下しておらず、サーボシリンダ（61,62）が中立状態になっていない。つまり、サーボシリンダ（61,62）の中立状態になるタイミングが遅くなる。この応答遅れにより、エンジン（15）が負荷状態で運転され続け、エンジン（15）が停止する可能性がある。 When the rotational speed of the engine (15) (the rotational speed of the charge pump (51)) decreases, the pilot pressure introduced into the servo cylinders (61, 62) also decreases. Here, in the path from the charge pump (51) to the servo cylinder (61, 62), there is a flow resistance due to the remote control valve (54, 55) and a flow resistance due to the passage length. Therefore, the pilot pressure introduced into the servo cylinders (61, 62) has not yet decreased at the time when the engine speed has decreased and the discharge pressure of the charge pump (51) has decreased. That is, a response delay occurs when the pilot pressure changes. Then, even if the rotation speed of the engine (15) decreases to the predetermined rotation speed due to the stall, the pilot pressure has not yet decreased to the predetermined pressure at that time, and the servo cylinders (61, 62) are in the neutral state. is not. That is, the timing at which the servo cylinders (61, 62) are neutral is delayed. Due to this response delay, there is a possibility that the engine (15) continues to be operated under a load and the engine (15) stops.
そこで、本発明では、上述の応答遅れが生じた状態では、パイロット圧力がチャージポンプ（51）の吐出通路（52）の作動油圧よりも高くなっている。そのため、パイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）の作動油（圧力）がチェック弁（73）を介して吐出通路（52）に抜ける。これにより、パイロット圧力が吐出通路（52）の作動油圧まで瞬時に低下する。これにより、上述したパイロット圧力の応答遅れが解消される。 Therefore, in the present invention, the pilot pressure is higher than the hydraulic pressure of the discharge passage (52) of the charge pump (51) in the state where the above-described response delay occurs. Therefore, the hydraulic oil (pressure) in the pilot pressure passages (57a, 57b, 58a, 58b) is discharged to the discharge passage (52) through the check valve (73). As a result, the pilot pressure instantaneously decreases to the hydraulic pressure in the discharge passage (52). Thereby, the response delay of the pilot pressure mentioned above is eliminated.
第４の発明は、上記第１または第２の発明において、上記チャージポンプ回路（50）は、上記吐出通路（52）の終端に接続されるリモコン弁（54,55）と、該リモコン弁（54,55）から作動油圧がパイロット圧力として上記サーボシリンダ（61,62）の両シリンダ室（6b,6c）に導入されるパイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）とを備えている。さらに、上記チャージポンプ回路（50）は、上記パイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）同士の間に接続され上記サーボシリンダ（61,62）をバイパスするバイパス通路（82）と、上記吐出通路（52）および上記バイパス通路（82）の双方に共通に接続され、上記吐出通路（52）および上記バイパス通路（82）のうち上記吐出通路（52）を連通させる状態と上記バイパス通路（82）を連通させる状態とに切換可能なバイパス弁（81）とを有する圧抜き回路（80）を備えているものである。 According to a fourth aspect of the present invention, in the first or second aspect , the charge pump circuit (50) includes a remote control valve (54, 55) connected to a terminal end of the discharge passage (52), the remote control valve ( 54, 55) is provided with pilot pressure passages (57a, 57b, 58a, 58b) from which hydraulic pressure is introduced as pilot pressure into both cylinder chambers (6b, 6c) of the servo cylinders (61, 62). The charge pump circuit (50) includes a bypass passage (82) connected between the pilot pressure passages (57a, 57b, 58a, 58b) and bypassing the servo cylinder (61, 62), and the discharge The discharge passage (52) is connected to both the passage (52) and the bypass passage (82), and the discharge passage (52) communicates with the bypass passage (82). ) Is provided with a pressure relief circuit (80) having a bypass valve (81) that can be switched to a state of communicating with each other.
上記第４の発明では、エンジン（15）の回転数が中・高回転域のとき、バイパス弁（81）は吐出通路（52）が連通しバイパス通路（82）を遮断するように切り換わる。そして、エンジン（15）の回転数が低下して吐出通路（52）の作動油圧が低下すると、バイパス弁（81）は吐出通路（52）を遮断しバイパス通路（82）が連通するように切り換わる。この状態では、一方のパイロット圧通路（57a,58a）と他方のパイロット圧通路（57b,58b）との間で均圧される。つまり、パイロット圧力が瞬時に同圧になる。したがって、上記第３の発明と同様に、エンジン（15）の回転数がストールにより所定の回転数まで低下した際に、パイロット圧力の応答遅れが解消される。 In the fourth aspect of the invention, when the engine (15) has a rotational speed in the middle / high speed range, the bypass valve (81) switches so that the discharge passage (52) communicates with the bypass passage (82). When the rotational speed of the engine (15) decreases and the hydraulic pressure in the discharge passage (52) decreases, the bypass valve (81) cuts off the discharge passage (52) and the bypass passage (82) communicates. Change. In this state, the pressure is equalized between one pilot pressure passage (57a, 58a) and the other pilot pressure passage (57b, 58b). That is, the pilot pressure becomes the same pressure instantaneously. Therefore, similarly to the third aspect of the invention, the pilot pressure response delay is eliminated when the rotational speed of the engine (15) is reduced to a predetermined rotational speed due to the stall.
以上のように、本発明によれば、エンジン（15）がストールし始めてその回転数が低下すると、パイロット圧力をサーボシリンダ（61,62）のピストン（6a）が中立位置となり得る圧力以下まで速やかに低下させることができる。これにより、油圧ポンプ（21,31）ひいてはエンジン（15）が無負荷状態となり不安定な状態となるのを回避することができる。その結果、エンジン（15）の停止を防止することができる。 As described above, according to the present invention, when the engine (15) starts to stall and its rotational speed decreases, the pilot pressure is quickly reduced to a pressure below the pressure at which the piston (6a) of the servo cylinder (61, 62) can be in the neutral position. Can be lowered. As a result, it is possible to avoid the hydraulic pump (21, 31) and thus the engine (15) from becoming unloaded and becoming unstable. As a result, it is possible to prevent the engine (15) from stopping.
また、第１の発明によれば、フラッシング用リリーフ弁（28,38）として、２種類（第１段オーバーライドと第２段オーバーライド）の勾配をもつオーバーライド特性を有するものを用いるようにした。そのため、作業車両が軽作業を行うアイドル回転〜中回転域では、勾配が比較的緩やかな第１段オーバーライド特性により、負荷に対するパイロット圧力の変動量を小さくすることができる。よって、油圧ポンプ（21,31）において斜板（S）の傾転角の変動量も小さくなる。その結果、軽作業時では、油圧モータ（24,34）の回転数ひいては車速の変動を抑えて作業車両を安全確実に操作することができる。一方、作業車両がフル馬力で作業を行う中回転域以上では、勾配が比較的大きい第２段オーバーライド特性により、負荷に対するパイロット圧力の変動量を大きくすることができ、高いパイロット圧力を得ることができる。これにより、油圧ポンプ（21,31）において斜板（S）を最大角度まで傾転させることができ、油圧モータ（24,34）を最大出力で駆動することができる。 Further, according to the first invention, as the relief valve for flushing (28, 38), one having an override characteristic having two types of gradients (first stage override and second stage override) is used. Therefore, in the idle rotation to medium rotation range where the work vehicle performs light work, the fluctuation amount of the pilot pressure with respect to the load can be reduced by the first-stage override characteristic having a relatively gentle gradient. Therefore, the fluctuation amount of the tilt angle of the swash plate (S) in the hydraulic pump (21, 31) is also reduced. As a result, during light work, the work vehicle can be operated safely and reliably while suppressing fluctuations in the rotational speed of the hydraulic motors (24, 34) and thus in the vehicle speed. On the other hand, in the middle rotation range or higher where the work vehicle performs work with full horsepower, the second stage override characteristic with a relatively large gradient can increase the amount of fluctuation of the pilot pressure with respect to the load, thereby obtaining a high pilot pressure. it can. Thereby, in the hydraulic pump (21, 31), the swash plate (S) can be tilted to the maximum angle, and the hydraulic motor (24, 34) can be driven at the maximum output.
また、第２の発明によれば、チャージ用リリーフ弁（65）を設けるようにしたため、油圧ポンプ（21,31）が中立状態時において主回路（20,30）に導入されるチャージ圧力ひいては主回路（20,30）の作動油圧が許容限界を超えるのを確実に回避することができる。その結果、主回路（20,30）が異常高圧により破損するのを回避でき、主回路（20,30）を確実に保護することができる。よって、油圧駆動式作業車両（1）の信頼性が向上する。 Further, according to the second invention, since the charge relief valve (65) is provided, the charge pressure introduced into the main circuit (20, 30) when the hydraulic pump (21, 31) is in a neutral state, and thus the main It is possible to reliably avoid the operating hydraulic pressure of the circuit (20, 30) exceeding the allowable limit. As a result, the main circuit (20, 30) can be prevented from being damaged by an abnormal high pressure, and the main circuit (20, 30) can be reliably protected. Therefore, the reliability of the hydraulically driven work vehicle (1) is improved.
また、第３および第４の発明によれば、パイロット圧力がチャージポンプ（51）の吐出圧力（即ち、吐出通路（52）の作動油圧）よりも高くなると、圧抜き回路（70,80）によって、パイロット圧力を瞬時に低下させることができる。これにより、パイロット圧力の応答遅れを解消することができる。その結果、エンジンストールによるエンジン（15）の停止を確実に防止できる。 According to the third and fourth inventions, when the pilot pressure becomes higher than the discharge pressure of the charge pump (51) (that is, the hydraulic pressure of the discharge passage (52)), the pressure release circuit (70, 80) The pilot pressure can be reduced instantaneously. Thereby, the response delay of the pilot pressure can be eliminated. As a result, it is possible to reliably prevent the engine (15) from being stopped due to the engine stall.
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. The following embodiments are essentially preferable examples, and are not intended to limit the scope of the present invention, its application, or its use.
〈実施形態１〉
本発明の実施形態１について説明する。図１に示すように、本実施形態の作業車両（1）は、不整地整備用作業車両（ＣＴＬ：Compact Tracked Loader）であり、本発明に係る油圧駆動式作業車両を構成している。この作業車両（1）は、左右の足回りにゴムクローラ（3）が装着されており、バケット（2）で土砂を押しながら整地する。
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A first embodiment of the present invention will be described. As shown in FIG. 1, the work vehicle (1) of this embodiment is a rough terrain maintenance work vehicle (CTL: Compact Tracked Loader), and constitutes a hydraulically driven work vehicle according to the present invention. This work vehicle (1) is equipped with rubber crawlers (3) around the left and right undercarriage, and levels the ground while pushing the earth and sand with the bucket (2).
そして、上記作業車両（1）は、ゴムクローラ（3）を駆動して走行するための油圧システム（10）が搭載されている。図２に示すように、油圧システム（10）はいわゆるＨＳＴ（Hydro Static Transmission：静油圧式変速装置）である。この油圧システム（10）は、２つの主回路（20,30）と、チャージポンプ回路（50）とを備えている。 The work vehicle (1) is equipped with a hydraulic system (10) for driving the rubber crawler (3) to travel. As shown in FIG. 2, the hydraulic system (10) is a so-called HST (Hydro Static Transmission). The hydraulic system (10) includes two main circuits (20, 30) and a charge pump circuit (50).
上記２つの主回路（20,30）は、左側のゴムクローラ（3）を駆動する左側主回路（20）と、右側のゴムクローラ（3）を駆動する右側主回路（30）であり、同様の構成を成している。 The two main circuits (20, 30) are the left main circuit (20) for driving the left rubber crawler (3) and the right main circuit (30) for driving the right rubber crawler (3). It is composed of
上記主回路（20,30）は、エンジン（15）によって駆動される油圧ポンプ（21,31）と、該油圧ポンプ（21,31）からの作動油圧によって駆動される油圧モータ（24,34）とが接続され閉回路をなしている。つまり、本実施形態の作業車両（1）は２ポンプ−２モータ駆動式である。油圧ポンプ（21,31）は、可動斜板式の容積（容量）可変型であり、双方向型のものである。油圧モータ（24,34）は、固定斜板式の双方向型のものである。油圧モータ（24,34）の出力軸は、ゴムクローラ（3）の駆動軸に減速機（図示省略）を介して接続されている。油圧ポンプ（21,31）と油圧モータ（24,34）とは、第１給排通路（22,32）および第２給排通路（23,33）によって接続されている。 The main circuit (20, 30) includes a hydraulic pump (21, 31) driven by an engine (15) and a hydraulic motor (24, 34) driven by operating hydraulic pressure from the hydraulic pump (21, 31). Are connected to form a closed circuit. That is, the work vehicle (1) of this embodiment is a two-pump-2 motor drive type. The hydraulic pump (21, 31) is a movable swash plate type with a variable volume (capacity), and is a bidirectional type. The hydraulic motor (24, 34) is a fixed swash plate bidirectional type. The output shaft of the hydraulic motor (24, 34) is connected to the drive shaft of the rubber crawler (3) via a speed reducer (not shown). The hydraulic pump (21, 31) and the hydraulic motor (24, 34) are connected by the first supply / discharge passage (22, 32) and the second supply / discharge passage (23, 33).
上記主回路（20,30）は、油圧ポンプ（21,31）側における第１給排通路（22,32）と第２給排通路（23,33）との間に連通路（2a,3a）が接続されている。この連通路（2a,3a）には、２つのチェック弁（26,36）が直列に設けられている。そして、各チェック弁（26,36）と並列に主リリーフ弁（25,35）が設けられている。 The main circuit (20, 30) includes a communication passage (2a, 3a) between the first supply / discharge passage (22, 32) and the second supply / discharge passage (23, 33) on the hydraulic pump (21, 31) side. ) Is connected. In this communication path (2a, 3a), two check valves (26, 36) are provided in series. A main relief valve (25, 35) is provided in parallel with each check valve (26, 36).
また、上記主回路（20,30）は、油圧モータ（24,34）側にフラッシング弁（27,37）とフラッシング用リリーフ弁（28,38）が設けられている。フラッシング弁（27,37）は、３ポート３位置のスプリングセンタ式のものである。フラッシング弁（27,37）の上流側の２つのポートには、第１給排通路（22,32）および第２給排通路（23,33）のそれぞれから分岐したフラッシング用通路（2b,3c,2c,3b）が接続されている。フラッシング弁（27,37）の下流側のポートには、タンクに繋がる戻し通路（2d,3d）が接続されている。この戻し通路（2d,3d）に上記フラッシング用リリーフ弁（28,38）が設けられている。 The main circuit (20, 30) is provided with a flushing valve (27, 37) and a flushing relief valve (28, 38) on the hydraulic motor (24, 34) side. The flushing valves (27, 37) are of the spring center type with 3 ports and 3 positions. The two upstream ports of the flushing valve (27, 37) have flushing passages (2b, 3c) branched from the first supply / discharge passage (22, 32) and the second supply / discharge passage (23, 33), respectively. , 2c, 3b) are connected. A return passage (2d, 3d) connected to the tank is connected to the downstream port of the flushing valve (27, 37). The flushing relief valve (28, 38) is provided in the return passage (2d, 3d).
上記フラッシング弁（27,37）は、第１給排通路（22,32）と第２給排通路（23,33）のうち低圧側の通路と戻し通路（2d,3d）とを連通させるように切り換わる。つまり、フラッシング弁（27,37）は、いわゆる低圧選択弁であり、作動油が油圧モータ（24,34）から油圧ポンプ（21,31）へと向かう側の通路を選択する。フラッシング用リリーフ弁（28,38）は、フラッシング弁（27,37）で選択された低圧側の通路の圧力が所定値を超えると切り換わり作動油をタンクへ戻す。このように、フラッシング弁（27,37）およびフラッシング用リリーフ弁（28,38）は、主回路（20,30）における余剰作動油をタンクへ戻すフラッシング回路を構成している。このフラッシング回路の作用により、作動油の劣化やコンタミネーションが防止されると共に、作動油の温度上昇が抑制される。なお、主回路（20,30）においてタンクへ戻された分の作動油量（作動油圧）はチャージポンプ回路（50）によって補充（チャージ）される。 The flushing valve (27, 37) communicates the low pressure side passage and the return passage (2d, 3d) of the first supply / discharge passage (22, 32) and the second supply / discharge passage (23, 33). Switch to. That is, the flushing valve (27, 37) is a so-called low pressure selection valve, and selects a passage on the side where the hydraulic oil is directed from the hydraulic motor (24, 34) to the hydraulic pump (21, 31). The flushing relief valve (28, 38) switches to return the hydraulic oil to the tank when the pressure in the low-pressure side passage selected by the flushing valve (27, 37) exceeds a predetermined value. As described above, the flushing valve (27, 37) and the flushing relief valve (28, 38) constitute a flushing circuit for returning excess hydraulic oil in the main circuit (20, 30) to the tank. By the action of this flushing circuit, the deterioration and contamination of the hydraulic oil are prevented, and the temperature rise of the hydraulic oil is suppressed. The amount of hydraulic fluid (hydraulic pressure) returned to the tank in the main circuit (20, 30) is replenished (charged) by the charge pump circuit (50).
また、上記油圧ポンプ（21,31）および油圧モータ（24,34）には各種ドレン通路（41,42,43,44）が設けられている。これらドレン通路（41,42,43,44）は、油圧ポンプ（21,31）等の内部で漏れ出た作動油をタンク（T）へ戻すためのものである。先ず、左側主回路（20）の油圧ポンプ（21）にはポンプ用ドレン通路（41）が接続され、各油圧モータ（24,34）にはモータ用ドレン通路（43,44）がそれぞれ接続されている。また、各主回路（20,30）の油圧ポンプ（21,31）同士の間には連絡ドレン通路（42）が接続されている。連絡ドレン通路（42）は、右側主回路（30）の油圧ポンプ（31）で漏れ出た作動油が左側主回路（20）の油圧ポンプ（21）内へ導入される。 The hydraulic pump (21, 31) and the hydraulic motor (24, 34) are provided with various drain passages (41, 42, 43, 44). These drain passages (41, 42, 43, 44) are for returning hydraulic oil leaking inside the hydraulic pump (21, 31) or the like to the tank (T). First, a pump drain passage (41) is connected to the hydraulic pump (21) of the left main circuit (20), and a motor drain passage (43, 44) is connected to each hydraulic motor (24, 34). ing. In addition, a communication drain passage (42) is connected between the hydraulic pumps (21, 31) of the main circuits (20, 30). In the communication drain passage (42), hydraulic oil leaked from the hydraulic pump (31) of the right main circuit (30) is introduced into the hydraulic pump (21) of the left main circuit (20).
上記チャージポンプ回路（50）は、チャージポンプ（51）と、リモコン弁（54,55）と、サーボシリンダ（61,62）と、チャージ用リリーフ弁（65）とを備えている。このチャージポンプ回路（50）は、上述したように主回路（20,30）に作動油を補充（チャージ）すると共に、油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）を駆動する。 The charge pump circuit (50) includes a charge pump (51), a remote control valve (54, 55), a servo cylinder (61, 62), and a charge relief valve (65). As described above, the charge pump circuit (50) replenishes (charges) hydraulic oil to the main circuit (20, 30) and drives the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31).
上記チャージポンプ（51）は、上記油圧ポンプ（21,31）と同様に、エンジン（15）によって駆動される。なお、本実施形態の作業車両（1）では、前方から順に、エンジン（15）、左側主回路（20）の油圧ポンプ（21）、右側主回路（30）の油圧ポンプ（31）およびチャージポンプ（51）の順に配置されている（図示省略）。チャージポンプ（51）は、吐出側に吐出通路（52）が接続されており、タンク（T）から作動油を吐出通路（52）へ吐出する。 The charge pump (51) is driven by the engine (15) similarly to the hydraulic pump (21, 31). In the work vehicle (1) of the present embodiment, in order from the front, the engine (15), the hydraulic pump (21) of the left main circuit (20), the hydraulic pump (31) of the right main circuit (30), and the charge pump They are arranged in the order of (51) (not shown). The charge pump (51) has a discharge passage (52) connected to the discharge side, and discharges hydraulic oil from the tank (T) to the discharge passage (52).
上記リモコン弁（54,55）は吐出通路（52）の終端に接続されている。リモコン弁（54,55）は、全部で４つ設けられており、２つが左側リモコン弁（54）となっており、残りの２つが右側リモコン弁（55）となっている。左側リモコン弁（54）には２本の左側パイロット圧通路（57a,57b）が接続され、右側リモコン弁（55）には２本の右側パイロット圧通路（58a,58b）が接続されている。また、リモコン弁（54,55）にはタンク（T）へ繋がる戻し通路（59）が接続されている。このリモコン弁（54,55）は、操作レバー（56）の操作方向および操作量に応じて主通路（52）からの作動油を各通路（57a,57b,58a,58b,59）に分配するようになっている。 The remote control valve (54, 55) is connected to the end of the discharge passage (52). A total of four remote control valves (54, 55) are provided, two being the left remote control valve (54) and the remaining two being the right remote control valve (55). Two left pilot pressure passages (57a, 57b) are connected to the left remote control valve (54), and two right pilot pressure passages (58a, 58b) are connected to the right remote control valve (55). Further, a return passage (59) connected to the tank (T) is connected to the remote control valves (54, 55). The remote control valve (54, 55) distributes hydraulic oil from the main passage (52) to each passage (57a, 57b, 58a, 58b, 59) according to the operation direction and operation amount of the operation lever (56). It is like that.
上記サーボシリンダ（61,62）は、左側主回路（20）用の左側サーボシリンダ（61）と右側主回路（30）用の右側サーボシリンダ（62）の２つである。図３に示すように、サーボシリンダ（61,62）は各主回路（20,30）における油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）を傾転させてその傾転角を変更するものである。つまり、サーボシリンダ（61,62）は斜板駆動部を構成している。具体的に、サーボシリンダ（61,62）は、いわゆる復動式シリンダであり、ピストン（6a）がセンタリングスプリング（6d）によって中立位置に付勢される。サーボシリンダ（61,62）のピストン（6a）は、油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）に係合している。左側サーボシリンダ（61）の両側のシリンダ室（6b,6c）には左側パイロット圧通路（57a,57b）が接続されており、右側サーボシリンダ（62）の両側のシリンダ室（6b,6c）には右側パイロット圧通路（58a,58b）が接続されている。なお、各パイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）にはオリフィス（63,64）が設けられている。 The servo cylinders (61, 62) are the left servo cylinder (61) for the left main circuit (20) and the right servo cylinder (62) for the right main circuit (30). As shown in FIG. 3, the servo cylinders (61, 62) change the tilt angle by tilting the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) in each main circuit (20, 30). It is. That is, the servo cylinders (61, 62) constitute a swash plate driving unit. Specifically, the servo cylinders (61, 62) are so-called reverse acting cylinders, and the piston (6a) is urged to the neutral position by the centering spring (6d). The piston (6a) of the servo cylinder (61, 62) is engaged with the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31). The left pilot pressure passage (57a, 57b) is connected to the cylinder chambers (6b, 6c) on both sides of the left servo cylinder (61), and the cylinder chambers (6b, 6c) on both sides of the right servo cylinder (62) are connected. Is connected to the right pilot pressure passage (58a, 58b). Each pilot pressure passage (57a, 57b, 58a, 58b) is provided with an orifice (63, 64).
このサーボシリンダ（61,62）では、主通路（52）の作動油圧がパイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）を通じてシリンダ室（6b,6c）に供給されると、ピストン（6a）がセンタリングスプリング（6d）の付勢力に抗して移動する。つまり、主通路（52）の作動油圧がパイロット圧力としてサーボシリンダ（61,62）に導入される。ピストン（6a）の移動に伴い斜板（S）が傾転動作し、これによって斜板（S）の傾転角が変化する。そして、この斜板（S）の傾転角に応じて油圧ポンプ（21,31）の容積（押しのけ容積）が変化する。例えば、本実施形態では、図４に示すように、パイロット圧力が高くなるに従って油圧ポンプ（21,31）の容積が増大する。つまり、パイロット圧力が高くなると、ピストン（6a）の移動量が大きくなり、斜板（S）の傾転角が大きくなる。油圧ポンプ（21,31）では、斜板（S）の傾転角が大きくなるに従って容積（押しのけ容積）が増大し、作動油の吐出流量が増大する。また、パイロット圧力が所定値（６bar）以下では油圧ポンプ（21,31）の容積はゼロとなる。つまり、所定値以下のパイロット圧力ではセンタリングスプリング（6d）の付勢力に負けてピストン（6a）が中立位置になり、斜板（S）の傾転角がゼロ（即ち、斜板（S）が中立状態）となる。油圧ポンプ（21,31）では、容積がゼロになると無負荷状態となる。逆に言えば、本実施形態では、６bar以上のパイロット圧力がサーボシリンダ（61,62）に導入されている限り、斜板（S）がある角度で傾転し油圧ポンプ（21,31）に負荷が作用することとなる。 In this servo cylinder (61, 62), when the hydraulic pressure of the main passage (52) is supplied to the cylinder chamber (6b, 6c) through the pilot pressure passage (57a, 57b, 58a, 58b), the piston (6a) It moves against the urging force of the centering spring (6d). That is, the working hydraulic pressure of the main passage (52) is introduced into the servo cylinder (61, 62) as a pilot pressure. As the piston (6a) moves, the swash plate (S) tilts, and the tilt angle of the swash plate (S) changes accordingly. The volume (displacement volume) of the hydraulic pump (21, 31) changes according to the tilt angle of the swash plate (S). For example, in this embodiment, as shown in FIG. 4, the volume of the hydraulic pump (21, 31) increases as the pilot pressure increases. That is, when the pilot pressure increases, the movement amount of the piston (6a) increases, and the tilt angle of the swash plate (S) increases. In the hydraulic pump (21, 31), as the tilt angle of the swash plate (S) increases, the volume (displacement volume) increases and the discharge flow rate of hydraulic oil increases. Further, when the pilot pressure is equal to or less than a predetermined value (6 bar), the volume of the hydraulic pump (21, 31) becomes zero. That is, when the pilot pressure is less than the predetermined value, the piston (6a) is in the neutral position with the biasing force of the centering spring (6d), and the tilt angle of the swash plate (S) is zero (that is, the swash plate (S) is Neutral state). The hydraulic pump (21, 31) is in a no-load state when the volume becomes zero. In other words, in this embodiment, as long as a pilot pressure of 6 bar or more is introduced into the servo cylinder (61, 62), the swash plate (S) is tilted at an angle and is applied to the hydraulic pump (21, 31). A load will act.
上記主通路（52）の途中には、チャージ用通路（53）の始端が接続されている。チャージ用通路（53）の終端は、２つに分岐して各主回路（20,30）の連通路（2a,3a）に接続されている。このチャージ用通路（53）では、主通路（52）の作動油圧が各連通路（2a,3a）に導入される。そして、連通路（2a,3a）では、低圧側（即ち、作動油が油圧ポンプ（21,31）に向かって戻る側）のチェック弁（26,36）を介して作動油圧が主回路（20,30）に導入される。これにより、上述したように、主回路（20,30）において作動油圧がチャージ圧力として補充される。 In the middle of the main passage (52), the starting end of the charging passage (53) is connected. The terminal end of the charging passage (53) branches into two and is connected to the communication passages (2a, 3a) of the main circuits (20, 30). In the charging passage (53), the hydraulic pressure of the main passage (52) is introduced into each communication passage (2a, 3a). In the communication passages (2a, 3a), the hydraulic pressure is supplied to the main circuit (20 through the check valve (26, 36) on the low pressure side (that is, the hydraulic oil returns to the hydraulic pump (21, 31)). , 30). Thereby, as described above, the operating hydraulic pressure is supplemented as the charge pressure in the main circuit (20, 30).
また、上記チャージポンプ回路（50）には、本発明の特徴として、ブリードオフオリフィス（67）およびブリードオフ通路（66）が設けられている。 The charge pump circuit (50) is provided with a bleed-off orifice (67) and a bleed-off passage (66) as a feature of the present invention.
上記ブリードオフ通路（66）は、始端が主通路（52）におけるチャージ用通路（53）よりも上流に接続され、終端が右側主回路（30）の油圧ポンプ（31）のドレン通路に連通するように接続されている。このブリードオフ通路（66）の途中にブリードオフオリフィス（67）が設けられている。このブリードオフオリフィス（67）は、いわゆる漏らしオリフィスである。この構成では、常時、チャージポンプ（51）から吐出された作動油の一部がブリードオフオリフィス（67）を介して油圧ポンプ（31）のドレン通路へ流れる。 The bleed-off passage (66) has a start end connected upstream of the charging passage (53) in the main passage (52) and a terminal end communicating with the drain passage of the hydraulic pump (31) of the right main circuit (30). So connected. A bleed-off orifice (67) is provided in the middle of the bleed-off passage (66). This bleed-off orifice (67) is a so-called leakage orifice. In this configuration, part of the hydraulic oil discharged from the charge pump (51) always flows to the drain passage of the hydraulic pump (31) through the bleed-off orifice (67).
このブリードオフオリフィス（67）を設けた場合の主通路（52）におけるオーバーライド特性は図５に太い実線で示すとおりとなる。なお、図５において、横軸はエンジン（15）の回転数（即ち、チャージポンプ（51）の回転数に相当。）を示し、縦軸はブリードオフオリフィス（67）の上流側圧力（即ち、主通路（52）における作動油圧）を示す。このように、エンジン（15）の回転数が低下するに従って主通路（52）における作動油圧の低下度が従来に比べて大きくなる。つまり、主通路（52）におけるオーバーライドの勾配が従来に比べて大きくなる。 When the bleed-off orifice (67) is provided, the override characteristic in the main passage (52) is as shown by a thick solid line in FIG. In FIG. 5, the horizontal axis represents the rotational speed of the engine (15) (that is, the rotational speed of the charge pump (51)), and the vertical axis represents the upstream pressure (that is, the bleed-off orifice (67)). The hydraulic pressure in the main passage (52) is shown. As described above, as the rotational speed of the engine (15) decreases, the degree of decrease in the hydraulic pressure in the main passage (52) increases compared to the conventional case. In other words, the override gradient in the main passage (52) is larger than that in the conventional case.
従来において、エンジン（15）がアイドル回転のとき（図５のＲ１）は軽負荷作業が可能な作動油圧（図５のＰ１）が保持される一方、エンジン（15）の回転数がアイドル回転よりも低くなってもそれ程作動油圧は低下しない。そうすると、高負荷走行時にエンジン（15）がストールしてエンジン（15）の回転数（即ち、チャージポンプ（51）の回転数）が低下していっても、サーボシリンダ（61,62）には比較的高いパイロット圧力が導入され続ける。そのため、サーボシリンダ（61,62）ではピストン（6a）が中立位置にならず、油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）が中立状態にならない。よって、油圧ポンプ（21,31）には負荷が作用し続ける。そうすると、エンジン（15）は低回転領域にも拘わらず負荷がかかるため不安定な状態となって遂には停止してしまう。 Conventionally, when the engine (15) is in idle rotation (R1 in FIG. 5), the hydraulic pressure (P1 in FIG. 5) that allows light load work is maintained, while the rotational speed of the engine (15) is higher than that in idle rotation. However, the hydraulic pressure does not drop that much. Then, even if the engine (15) stalls during high-load running and the engine (15) rotation speed (that is, the charge pump (51) rotation speed) decreases, the servo cylinder (61, 62) A relatively high pilot pressure continues to be introduced. Therefore, in the servo cylinder (61, 62), the piston (6a) is not in the neutral position, and the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) is not in the neutral state. Therefore, the load continues to act on the hydraulic pump (21, 31). As a result, the engine (15) is loaded in spite of the low speed region, and thus becomes unstable and eventually stops.
ところが、本実施形態では、ブリードオフオリフィス（67）を設けているため、エンジン（15）の回転数がアイドル回転よりも低くなると、主通路（52）における作動油圧が著しく低下する。そうすると、例えばエンジン（15）の回転数がアイドル回転よりも低い所定の回転数（図５のＲ２）まで低下したときには、サーボシリンダ（61,62）には非常に低いパイロット圧力（図５のＰ２）が導入されることとなる。そうすると、サーボシリンダ（61,62）のピストン（6a）が中立位置になり、油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）が中立状態となる。例えば、Ｐ２のパイロット圧力を上述したようにサーボシリンダ（61,62）のピストン（6a）が中立位置となる圧力以下（６bar以下）に設定すれば、油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）を確実に中立状態にすることが可能となる。つまり、このようなオーバーライドとなるようにブリードオフオリフィス（67）の径を選定すればよい。このように、エンジン（15）がストールして回転数が低下すると油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）が中立状態になる。そのため、エンジン（15）は無負荷状態となり不安定な状態を回避できるため停止することはない。以上により、エンジン（15）のストールによる停止を回避することができる。なお、エンジン（15）は、無負荷状態となると再び回転数が復帰し始める（増加し始める）。 However, in the present embodiment, since the bleed-off orifice (67) is provided, the working hydraulic pressure in the main passage (52) is significantly reduced when the engine (15) has a lower rotational speed than the idle speed. Then, for example, when the rotational speed of the engine (15) decreases to a predetermined rotational speed (R2 in FIG. 5) lower than the idle speed, a very low pilot pressure (P2 in FIG. 5) is applied to the servo cylinder (61, 62). ) Will be introduced. Then, the piston (6a) of the servo cylinder (61, 62) is in the neutral position, and the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) is in the neutral state. For example, if the pilot pressure of P2 is set below the pressure at which the piston (6a) of the servo cylinder (61, 62) is in the neutral position (6 bar or less) as described above, the swash plate of the hydraulic pump (21, 31) ( S) can be reliably set to the neutral state. In other words, the diameter of the bleed-off orifice (67) may be selected so as to achieve such an override. As described above, when the engine (15) is stalled and the rotational speed is decreased, the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) is in a neutral state. Therefore, the engine (15) is in a no-load state and can avoid an unstable state, so it will not stop. As described above, the stop due to the stall of the engine (15) can be avoided. Note that the engine (15) starts to return (increases) again when the engine (15) is in a no-load state.
また、本実施形態では、上記フラッシング用リリーフ弁（28,38）についてオリフィス式のものを採用している。このフラッシング用リリーフ弁（28,38）は、図６に示すように、勾配が２段階（第１段オーバーライドと第２段オーバーライド）に変化するオーバーライド特性を有している。なお、図６において、横軸はエンジンの回転数を示し、縦軸はフラッシング用リリーフ弁（28,38）の上流側圧力（即ち、第１給排通路（22,32）および第２給排通路（23,33）のうち低圧側の圧力）を示す。具体的に、フラッシング用リリーフ弁（28,38）は、エンジン（15）の回転数が低回転域〜中回転域（図６のＲ３）の間では弁体（8a）がスプリング（8b）の付勢力に抗して開くことによる第１段オーバーライド特性が発揮される。つまり、弁体（8a）は隙間（8d）の分だけ上昇して停止する。そして、エンジン（15）の回転数が中回転域以上では、弁体（8a）の先端部に設けられたオリフィス（8c）による第２段オーバーライド特性が発揮される。つまり、図６のＲ３の時点でオリフィス（8c）が下流側通路に連通し、そのオリフィス（8c）のみによる圧力変化が生じる。このように、フラッシング用リリーフ弁（28,38）は、オーバーライドの勾配がエンジン（15）が中回転域以下では比較的小さく中回転域以上では大きくなるように構成されている。 In this embodiment, the flushing relief valve (28, 38) employs an orifice type. As shown in FIG. 6, the flushing relief valve (28, 38) has an override characteristic in which the gradient changes in two stages (first stage override and second stage override). In FIG. 6, the horizontal axis indicates the engine speed, and the vertical axis indicates the upstream pressure (that is, the first supply / discharge passage (22, 32) and the second supply / discharge) of the flushing relief valve (28, 38). The pressure on the low pressure side of the passages (23, 33). Specifically, in the relief valve for flushing (28, 38), the valve body (8a) of the spring (8b) is in the range of the rotation speed of the engine (15) between the low rotation range and the middle rotation range (R3 in FIG. 6). The first-stage override characteristic is exhibited by opening against the biasing force. That is, the valve body (8a) is raised by the gap (8d) and stopped. When the rotational speed of the engine (15) is equal to or higher than the middle rotational speed range, the second stage override characteristic is exhibited by the orifice (8c) provided at the tip of the valve body (8a). In other words, the orifice (8c) communicates with the downstream passage at the time of R3 in FIG. 6, and a pressure change occurs only by the orifice (8c). Thus, the relief valve for flushing (28, 38) is configured such that the gradient of the override is relatively small when the engine (15) is in the middle rotation range or less and larger in the middle rotation range or more.
以上のように、オリフィス式のフラッシング用リリーフ弁（28,38）を用いることにより、作業車両（1）が軽作業（例えば、車庫入れや輸送トラックへの積み下ろし時等）を行うアイドル回転〜中回転域では、勾配が比較的緩やかな第１段オーバーライド特性によってパイロット圧力の変動量が小さくなる。そのため、油圧ポンプ（21,31）において斜板（S）の傾転角の変動量も小さくなる。これにより、軽作業時では、油圧モータ（24,34）の回転数ひいては車速の変動を抑えて作業車両を安全確実に操作することができる。一方、作業車両（1）がフル馬力で作業を行う中回転域以上では、勾配が比較的大きい第２段オーバーライド特性によって高いパイロット圧力を得ることができる。これにより、油圧ポンプ（21,31）において斜板（S）を最大角度まで傾転させることができ、油圧モータ（24,34）の出力を最大にすることができる。 As described above, by using the orifice flushing relief valve (28, 38), the work vehicle (1) performs idle work (for example, when entering a garage or when loading / unloading to a transport truck). In the rotation range, the fluctuation amount of the pilot pressure is reduced by the first stage override characteristic having a relatively gentle gradient. Therefore, the fluctuation amount of the tilt angle of the swash plate (S) in the hydraulic pump (21, 31) is also reduced. As a result, during light work, the work vehicle can be safely and reliably operated while suppressing fluctuations in the rotational speed of the hydraulic motor (24, 34) and hence the vehicle speed. On the other hand, high pilot pressure can be obtained by the second-stage override characteristic having a relatively large gradient in the middle rotation range or higher where the work vehicle (1) performs work with full horsepower. Thereby, in the hydraulic pump (21, 31), the swash plate (S) can be tilted to the maximum angle, and the output of the hydraulic motor (24, 34) can be maximized.
また、上記チャージポンプ回路（50）において、チャージ用通路（53）の分岐した終端側にはチャージ用リリーフ弁（65）が設けられている。これにより、主回路（20,30）を保護することができる。油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）が中立位置にあるとき（即ち、油圧ポンプ（21,31）が中立状態のとき）、油圧ポンプ（21,31）は容積がゼロとなり無負荷状態となる。この状態では、第１給排通路（22,32）と第２給排通路（23,33）の作動油圧が同じ（概ね同じ）になるため、フラッシング弁（27,37）は作動せず中立状態となる。そのため、主回路（20,30）においては、余剰作動油がタンク（T）へ流れなくなる一方、チャージ用通路（53）から連通路（2a,3a）を介してチャージ圧力が導入される。このままでは、主回路（20,30）における作動油圧（即ち、チャージ圧力）が増加していき許容限界を超える可能性がある。つまり、ブリードオフオリフィス（67）のオーバーライド特性により、チャージ圧力の増加量が大きくなるため、チャージ圧力が許容限界に達しやすくなる。 In the charge pump circuit (50), a charge relief valve (65) is provided on the branched end side of the charge passage (53). Thereby, the main circuit (20, 30) can be protected. When the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) is in the neutral position (that is, when the hydraulic pump (21, 31) is in the neutral state), the volume of the hydraulic pump (21, 31) is zero and no load is applied. It becomes a state. In this state, the hydraulic pressures of the first supply / discharge passage (22, 32) and the second supply / discharge passage (23, 33) are the same (substantially the same), so the flushing valve (27, 37) does not operate and is neutral. It becomes a state. Therefore, in the main circuit (20, 30), surplus hydraulic oil does not flow to the tank (T), while charge pressure is introduced from the charging passage (53) through the communication passage (2a, 3a). In this state, there is a possibility that the operating hydraulic pressure (that is, the charge pressure) in the main circuit (20, 30) increases and exceeds the allowable limit. That is, since the increase amount of the charge pressure is increased due to the override characteristic of the bleed-off orifice (67), the charge pressure easily reaches the allowable limit.
ところが、本実施形態では、チャージ圧力が所定値まで増加すると、チャージ用リリーフ弁（65）が開き、チャージ用通路（53）の作動油がチャージ用リリーフ弁（65）を介してタンク（T）へ流れる。これにより、主回路（20,30）の作動油圧が許容限界を超えるのを確実に防止することができ、主回路（20,30）を保護することができる。つまり、チャージポンプ回路（50）のチャージ圧力（パイロット圧力）は、図７の「ポンプ中立時のオーバーライド特性」に示すように変化する。具体的に、チャージ圧力は、エンジン（15）が低回転域ではブリードオフオリフィス（67）のオーバーライド特性のみに則して変化するが、中・高回転域ではブリードオフオリフィス（67）のオーバーライド特性とチャージ用リリーフ弁（65）のオーバーライド特性の双方によって緩やかな勾配で変化する。なお、チャージ用リリーフ弁（65）の設定圧力は従来に比べて高い値に設定されている。 However, in this embodiment, when the charge pressure increases to a predetermined value, the charge relief valve (65) opens, and the hydraulic oil in the charge passage (53) passes through the charge relief valve (65) to the tank (T). To flow. Thereby, it is possible to reliably prevent the operating hydraulic pressure of the main circuit (20, 30) from exceeding the allowable limit, and to protect the main circuit (20, 30). That is, the charge pressure (pilot pressure) of the charge pump circuit (50) changes as shown in “override characteristic at neutral pump” in FIG. Specifically, the charge pressure changes only in accordance with the override characteristics of the bleed-off orifice (67) when the engine (15) is in the low speed range, but the override characteristics of the bleed-off orifice (67) in the middle and high speed ranges. It changes with a gentle gradient depending on both the override characteristics of the charge relief valve (65). The set pressure of the charge relief valve (65) is set to a higher value than before.
作業車両（1）の走行時におけるチャージ圧力（パイロット圧力）のオーバーライド特性をまとめると、図８の「走行時のオーバーライド特性」に示すとおりとなる。つまり、エンジン（15）の回転数がアイドル回転よりも低い回転域（低回転域）では、勾配の大きいオーバーライド特性を有するブリードオフオリフィス（67）のみによってチャージ圧力は大きく変化する。また、エンジン（15）の回転数がアイドル回転以上の中回転域では、負荷に対する車速の変動を抑えるため、ブリードオフオリフィス（67）に加えフラッシング用リリーフ弁（28,38）の勾配が小さい第１段オーバーライド特性によってチャージ圧力は低回転域よりも緩やかに変化する。また、エンジン（15）の回転数が高回転域では、油圧モータ（24,34）を最大出力で駆動する一方主回路（20,30）の保護の観点から、ブリードオフオリフィス（67）に加え、フラッシング用リリーフ弁（28,38）の勾配が大きい第２段オーバーライド特性、さらにはチャージ用リリーフ弁（65）によってチャージ圧力が変化する。このように、本実施形態では、チャージ圧力（パイロット圧力）に関するオーバーライド特性が概ね３段階に変化する。 The override characteristics of the charge pressure (pilot pressure) during traveling of the work vehicle (1) are summarized as shown in “Override characteristics during traveling” in FIG. That is, in the rotation range (low rotation range) where the rotation speed of the engine (15) is lower than that of the idle rotation, the charge pressure changes greatly only by the bleed-off orifice (67) having an override characteristic with a large gradient. In addition, in the middle speed range where the engine (15) speed is higher than the idling speed, in addition to the bleed-off orifice (67), in addition to the bleed-off orifice (67), the flushing relief valve (28, 38) has a small gradient. The charge pressure changes more slowly than the low rotation range due to the one-stage override characteristic. Also, in the high engine speed range of the engine (15), the hydraulic motor (24, 34) is driven at the maximum output while it is added to the bleed-off orifice (67) to protect the main circuit (20, 30). The charge pressure is changed by the second-stage override characteristic in which the gradient of the flushing relief valve (28, 38) is large, and further by the charge relief valve (65). As described above, in the present embodiment, the override characteristic related to the charge pressure (pilot pressure) changes in approximately three stages.
−実施形態の効果−
以上のように、本実施形態では、ＨＳＴである油圧システム（10）において、チャージポンプ（51）の吐出側に接続された主通路（52）から作動油の一部を漏らすようにした。具体的には、主通路（52）の途中と油圧ポンプ（31）のドレン通路との間にブリードオフ通路（66）を接続し、該ブリードオフ通路（66）にいわゆる漏らしオリフィスであるブリードオフオリフィス（67）を設けるようにした。そのため、サーボシリンダ（61,62）に導入されるパイロット圧力のオーバーライド特性について勾配を従来よりも大きくすることができる。そのため、エンジン（15）がストールし始めてその回転数が低下すると、パイロット圧力をサーボシリンダ（61,62）のピストン（6a）が中立位置となり得る圧力以下まで速やかに低下させることができる。これにより、油圧ポンプ（21,31）ひいてはエンジン（15）が無負荷状態となり不安定な状態となるのを回避することができる。その結果、エンジン（15）の停止を防止することができる。
-Effect of the embodiment-
As described above, in the present embodiment, in the hydraulic system (10) that is an HST, part of the hydraulic oil is leaked from the main passage (52) connected to the discharge side of the charge pump (51). Specifically, a bleed-off passage (66) is connected between the middle of the main passage (52) and the drain passage of the hydraulic pump (31), and the bleed-off which is a so-called leakage orifice is connected to the bleed-off passage (66). An orifice (67) was provided. Therefore, the gradient of the pilot pressure override characteristics introduced into the servo cylinders (61, 62) can be made larger than before. For this reason, when the engine (15) starts to stall and its rotational speed decreases, the pilot pressure can be quickly reduced to a pressure below which the piston (6a) of the servo cylinder (61, 62) can be in a neutral position. As a result, it is possible to avoid the hydraulic pump (21, 31) and thus the engine (15) from becoming unloaded and becoming unstable. As a result, it is possible to prevent the engine (15) from stopping.
また、本実施形態では、フラッシング用リリーフ弁（28,38）について２種類（第１段オーバーライドと第２段オーバーライド）の勾配をもつオーバーライド特性を有するものを用いるようにした。そのため、作業車両（1）が軽作業を行うアイドル回転〜中回転域では、勾配が比較的緩やかな第１段オーバーライド特性により、負荷に対するパイロット圧力の変動量を小さくすることができる。よって、油圧ポンプ（21,31）において斜板（S）の傾転角の変動量も小さくなる。その結果、軽作業時では、油圧モータ（24,34）の回転数ひいては車速の変動を抑えて作業車両を安全確実に操作することができる。一方、作業車両（1）がフル馬力で作業を行う中回転域以上では、勾配が比較的大きい第２段オーバーライド特性により、高いパイロット圧力を得ることができる。これにより、油圧ポンプ（21,31）において斜板（S）を最大角度まで傾転させることができ、油圧モータ（24,34）の出力を最大にすることができる。 In this embodiment, the flushing relief valve (28, 38) has an override characteristic having two kinds of gradients (first stage override and second stage override). Therefore, in the idle rotation to middle rotation range where the work vehicle (1) performs light work, the fluctuation amount of the pilot pressure with respect to the load can be reduced by the first-stage override characteristic having a relatively gentle gradient. Therefore, the fluctuation amount of the tilt angle of the swash plate (S) in the hydraulic pump (21, 31) is also reduced. As a result, during light work, the work vehicle can be operated safely and reliably while suppressing fluctuations in the rotational speed of the hydraulic motors (24, 34) and thus in the vehicle speed. On the other hand, in the middle rotation range or higher where the work vehicle (1) performs work with full horsepower, a high pilot pressure can be obtained by the second-stage override characteristic having a relatively large gradient. Thereby, in the hydraulic pump (21, 31), the swash plate (S) can be tilted to the maximum angle, and the output of the hydraulic motor (24, 34) can be maximized.
また、本実施形態では、チャージ用リリーフ弁（65）を設けるようにした。したがって、油圧ポンプ（21,31）が中立状態時において、主回路（20,30）に導入されるチャージ圧力ひいては主回路（20,30）の作動油圧が許容限界を超えるのを確実に回避することができる。その結果、主回路（20,30）が異常高圧により破損するのを回避でき、主回路（20,30）を確実に保護することができる。よって、作業車両（1）の信頼性が向上する。 In the present embodiment, the charge relief valve (65) is provided. Therefore, when the hydraulic pump (21, 31) is in the neutral state, it is ensured that the charge pressure introduced into the main circuit (20, 30) and thus the operating hydraulic pressure of the main circuit (20, 30) does not exceed the allowable limit. be able to. As a result, the main circuit (20, 30) can be prevented from being damaged by an abnormal high pressure, and the main circuit (20, 30) can be reliably protected. Therefore, the reliability of the work vehicle (1) is improved.
〈実施形態２〉
本発明の実施形態２について説明する。本実施形態は、図９に示すように、上記実施形態１の油圧システム（10）において圧抜き回路（70）を設けるようにしたものである。
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A second embodiment of the present invention will be described. In the present embodiment, as shown in FIG. 9, a pressure relief circuit (70) is provided in the hydraulic system (10) of the first embodiment.
上記圧抜き回路（70）は、圧抜き用主通路（71）と４つのチェック弁（73）を備えている。圧抜き用主通路（71）は、一端がチャージポンプ回路（50）における主通路（52）の途中に接続され、他端が４つの圧抜き用分岐通路（72）に接続されている。この４つの圧抜き用分岐通路（72）は、それぞれ左側パイロット圧通路（57a,57b）と右側パイロット圧通路（58a,58b）の途中に接続されている。４つのチェック弁（73）は、それぞれ圧抜き用分岐通路（72）に設けられている。このチェック弁（73）は、圧抜き用主通路（71）からの作動油の流れを阻止する。 The pressure release circuit (70) includes a pressure release main passage (71) and four check valves (73). One end of the pressure relief main passage (71) is connected to the middle of the main passage (52) in the charge pump circuit (50), and the other end is connected to the four pressure relief branch passages (72). The four pressure relief branch passages (72) are respectively connected in the middle of the left pilot pressure passage (57a, 57b) and the right pilot pressure passage (58a, 58b). The four check valves (73) are respectively provided in the pressure relief branch passages (72). The check valve (73) blocks the flow of hydraulic oil from the pressure relief main passage (71).
上述したように、エンジン（15）の回転数（チャージポンプ（51）の回転数）が低下すると、サーボシリンダ（61,62）に導入されるパイロット圧力も低下する。ここで、チャージポンプ（51）からサーボシリンダ（61,62）までの経路には、リモコン弁（54,55）やオリフィス（63,64）による流通抵抗や通路長さによる流通抵抗が存在する。そのため、エンジンの回転数が低下してチャージポンプ（51）の吐出圧力が低下した時点では、サーボシリンダ（61,62）に導入されるパイロット圧力は未だ低下していない。つまり、パイロット圧力の変化において応答遅れが生じる。そうすると、エンジン（15）の回転数がストールによりアイドル回転以下の所定の回転数まで低下しても、その時点では未だパイロット圧力は所定の圧力まで低下しておらず、サーボシリンダ（61,62）が中立状態になっていない。つまり、サーボシリンダ（61,62）の中立状態になるタイミングが遅くなる。この応答遅れにより、エンジン（15）が負荷状態で運転され続け、エンジン（15）が停止する可能性がある。 As described above, when the rotational speed of the engine (15) (the rotational speed of the charge pump (51)) decreases, the pilot pressure introduced into the servo cylinders (61, 62) also decreases. Here, in the path from the charge pump (51) to the servo cylinder (61, 62), there is a flow resistance due to the remote control valve (54, 55) and the orifice (63, 64) and a flow resistance due to the passage length. Therefore, the pilot pressure introduced into the servo cylinders (61, 62) has not yet decreased at the time when the engine speed has decreased and the discharge pressure of the charge pump (51) has decreased. That is, a response delay occurs when the pilot pressure changes. Then, even if the engine (15) speed decreases to a predetermined speed that is equal to or lower than the idle speed due to the stall, the pilot pressure has not yet decreased to the predetermined pressure, and the servo cylinders (61, 62) Is not neutral. That is, the timing at which the servo cylinders (61, 62) are neutral is delayed. Due to this response delay, there is a possibility that the engine (15) continues to be operated under a load and the engine (15) stops.
ところが、本実施形態では、上述の応答遅れが生じた状態では、パイロット圧力がチャージポンプ（51）の吐出圧力（即ち、主通路（52）の作動油圧）よりも高くなっている。そのため、各パイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）の作動油（圧力）がチェック弁（73）を介して主通路（52）に抜ける。これにより、パイロット圧力は主通路（52）の作動油圧と同等になる。即ち、パイロット圧力が主通路（52）の作動油圧まで瞬時に低下する。これにより、パイロット圧力の応答遅れを解消することができる。その結果、エンジンストールによるエンジン（15）の停止を確実に防止できる。その他の構成、作用および効果は上記実施形態１と同様である。 However, in the present embodiment, the pilot pressure is higher than the discharge pressure of the charge pump (51) (that is, the hydraulic pressure of the main passage (52)) in the state where the response delay described above has occurred. Therefore, the hydraulic oil (pressure) in each pilot pressure passage (57a, 57b, 58a, 58b) is released to the main passage (52) through the check valve (73). As a result, the pilot pressure becomes equal to the hydraulic pressure of the main passage (52). That is, the pilot pressure instantaneously decreases to the operating oil pressure of the main passage (52). Thereby, the response delay of the pilot pressure can be eliminated. As a result, it is possible to reliably prevent the engine (15) from being stopped due to the engine stall. Other configurations, operations, and effects are the same as those of the first embodiment.
〈実施形態３〉
本発明の実施形態３について説明する。本実施形態は、図１０に示すように、上記実施形態１の油圧システム（10）において上記実施形態２とは異なる構成の圧抜き回路（80）を設けるようにしたものである。
<Embodiment 3>
Embodiment 3 of the present invention will be described. In the present embodiment, as shown in FIG. 10, a pressure relief circuit (80) having a configuration different from that of the second embodiment is provided in the hydraulic system (10) of the first embodiment.
上記圧抜き回路（80）は、バイパス弁（81）とバイパス通路（82）を備えている。バイパス通路（82）は２本設けられている。つまり、２本の左側パイロット圧通路（57a,57b）同士を繋ぐバイパス通路（82）と、２本の右側パイロット圧通路（58a,58b）同士を繋ぐバイパス通路（82）である。主通路（52）および２本のバイパス通路（82）の途中には共通の上記バイパス弁（81）が設けられている。このバイパス弁（81）は、３ポート・２位置式の切換弁である。エンジン（15）の回転数が中・高回転域では、バイパス弁（81）は主通路（52）が連通し２つのバイパス通路（82）を遮断するように切り換わる。そして、エンジン（15）の回転数が低下して主通路（52）の作動油圧が低下すると、バイパス弁（81）は主通路（52）を遮断し２つのバイパス通路（82）が連通するように切り換わる。この状態では、左側パイロット圧通路（57a,57b）同士の間で均圧され、右側パイロット圧通路（58a,58b）同士の間で同圧になる。つまり、パイロット圧力が瞬時に低下する。したがって、本実施形態においても、エンジン（15）の回転数がストールにより所定の回転数まで低下した際に、パイロット圧力の応答遅れを解消することができる。その結果、エンジンストールによるエンジン（15）の停止を確実に防止できる。その他の構成、作用および効果は上記実施形態１と同様である。 The pressure relief circuit (80) includes a bypass valve (81) and a bypass passage (82). Two bypass passages (82) are provided. That is, a bypass passage (82) connecting the two left pilot pressure passages (57a, 57b) and a bypass passage (82) connecting the two right pilot pressure passages (58a, 58b). The common bypass valve (81) is provided in the middle of the main passage (52) and the two bypass passages (82). The bypass valve (81) is a three-port / two-position switching valve. When the rotational speed of the engine (15) is in the middle / high speed range, the bypass valve (81) switches so that the main passage (52) communicates and the two bypass passages (82) are blocked. When the rotational speed of the engine (15) decreases and the hydraulic pressure of the main passage (52) decreases, the bypass valve (81) blocks the main passage (52) so that the two bypass passages (82) communicate with each other. Switch to. In this state, the pressure is equalized between the left pilot pressure passages (57a, 57b) and becomes the same pressure between the right pilot pressure passages (58a, 58b). That is, the pilot pressure decreases instantaneously. Therefore, also in the present embodiment, the response delay of the pilot pressure can be eliminated when the rotational speed of the engine (15) is reduced to a predetermined rotational speed due to the stall. As a result, it is possible to reliably prevent the engine (15) from being stopped due to the engine stall. Other configurations, operations, and effects are the same as those of the first embodiment.
以上説明したように、本発明は、ＨＳＴの油圧システムを備えた油圧駆動式作業車両について有用である。 As described above, the present invention is useful for a hydraulically driven work vehicle including an HST hydraulic system.
1 作業車両（油圧駆動式作業車両）
15 エンジン
20,30 左側、右側主回路（主回路）
21,31 油圧ポンプ
24,34 油圧モータ
27,37 フラッシング弁
28,38 フラッシング用リリーフ弁
50 チャージポンプ回路
51 チャージポンプ
52 主通路（吐出通路）
53 チャージ用通路
54,55 リモコン弁
57a,57b 左側パイロット圧通路
58a,58b 右側パイロット圧通路
61,62 サーボシリンダ
65 チャージ用リリーフ弁
67 ブリードオフオリフィス（オリフィス）
70,80 圧抜き回路
71 圧抜き用主通路
72 圧抜き用分岐通路
73 チェック弁
81 バイパス弁
82 バイパス通路
6a ピストン
6b,6c シリンダ室
S 斜板
T タンク
1 Work vehicle (hydraulic drive work vehicle)
15 engine
20,30 Left and right main circuit (main circuit)
21,31 Hydraulic pump
24,34 Hydraulic motor
27,37 Flushing valve
28,38 Relief valve for flushing
50 Charge pump circuit
51 Charge pump
52 Main passage (discharge passage)
53 Charging passage
54,55 Remote control valve
57a, 57b Left pilot pressure passage
58a, 58b Right pilot pressure passage
61,62 Servo cylinder
65 Relief valve for charging
67 Bleed-off orifice (orifice)
70,80 Pressure release circuit
71 Main passage for pressure relief
72 Branch passage for pressure relief
73 Check valve
81 Bypass valve
82 Bypass passage
6a piston
6b, 6c Cylinder chamber
S swash plate
T tank
Claims (4)
上記エンジン（15）によって駆動されるチャージポンプ（51）と、該チャージポンプ（51）からの作動油圧がパイロット圧力として導入されることで移動し上記油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）を傾転させるピストン（6a）を有するセンタリングスプリング（6d）付きのサーボシリンダ（61,62）と、上記チャージポンプ（51）の吐出通路（52）における作動油の一部を漏らすためのオリフィス（67）とを有するチャージポンプ回路（50）とを備え、上記油圧モータ（24,34）によって駆動軸が回転されて走行し、
上記主回路（20,30）は、上記油圧モータ（24,34）の上下流の通路のうち低圧側通路の作動油を流通させるフラッシング弁（27,37）と、該フラッシング弁（27,37）を流通した作動油の圧力が所定値以上になると該作動油をタンク（T）へ戻すフラッシング用リリーフ弁（28,38）とを備え、
上記フラッシング用リリーフ弁（28,38）は、所定の勾配を有する第１段オーバーライドと、該第１段オーバーライドに対応する作動油の流量域を超える流量域において上記第１段オーバーライドの勾配よりも大きい勾配を有する第２段オーバーライドとを有するものである
ことを特徴とする油圧駆動式作業車両。 A movable swash plate type hydraulic pump (21, 31) driven by the engine (15) and a hydraulic motor (24, 34) driven by the hydraulic pressure from the hydraulic pump (21, 31) are connected to a closed circuit. Main circuit (20, 30),
The charge pump (51) driven by the engine (15), and the operating hydraulic pressure from the charge pump (51) is introduced as pilot pressure to move and the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) ) And a servo cylinder (61, 62) with a centering spring (6d) having a piston (6a) for tilting, and an orifice for leaking a part of hydraulic fluid in the discharge passage (52) of the charge pump (51) (67) and a charge pump circuit (50), and the drive shaft is rotated by the hydraulic motor (24, 34) .
The main circuit (20, 30) includes a flushing valve (27, 37) for circulating hydraulic oil in a low-pressure side passage among the upstream and downstream passages of the hydraulic motor (24, 34), and the flushing valve (27, 37). And a flushing relief valve (28, 38) for returning the hydraulic oil to the tank (T) when the pressure of the hydraulic oil flowing through
The flushing relief valve (28, 38) includes a first-stage override having a predetermined gradient, and a flow range that exceeds the flow range of hydraulic fluid corresponding to the first-stage override, than the gradient of the first-stage override. A hydraulically driven work vehicle comprising a second stage override having a large gradient .
上記チャージポンプ回路（50）は、上記吐出通路（52）の作動油の一部が分岐して上記主回路（20,30）に作動油圧が補充されるチャージ用通路（53）と、該チャージ用通路（53）に設けられ、上記油圧ポンプ（21,31）の斜板（S）が中立位置となる中立状態にチャージ用通路（53）の作動油をタンク（T）へ流すチャージ用リリーフ弁（65）とを備えている
ことを特徴とする油圧駆動式作業車両。 In claim 1 ,
The charge pump circuit (50) includes a charge passage (53) in which a part of the hydraulic oil in the discharge passage (52) branches and the main circuit (20, 30) is replenished with hydraulic pressure, and the charge Relief for charging, which is provided in the passage (53) and allows the hydraulic oil in the charging passage (53) to flow into the tank (T) in a neutral state where the swash plate (S) of the hydraulic pump (21, 31) is in a neutral position A hydraulically driven work vehicle comprising a valve (65).
上記チャージポンプ回路（50）は、上記吐出通路（52）の終端に接続されるリモコン弁（54,55）と、該リモコン弁（54,55）から作動油圧がパイロット圧力として上記サーボシリンダ（61,62）の両シリンダ室（6b,6c）に導入するパイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）とを備えると共に、
上記チャージポンプ回路（50）は、上記吐出通路（52）に接続される圧抜き用主通路（71）と、該圧抜き用主通路（71）から分岐して上記パイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）に接続される圧抜き用分岐通路（72）と、該圧抜き用分岐通路（72）に設けられ、上記圧抜き用主通路（71）から上記パイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）へ向かう作動油が流れを阻止するチェック弁（73）とを有する圧抜き回路（70）を備えている
ことを特徴とする油圧駆動式作業車両。 In claim 1 or 2 ,
The charge pump circuit (50) includes a remote control valve (54, 55) connected to a terminal end of the discharge passage (52), and the servo cylinder (61) with hydraulic pressure as a pilot pressure from the remote control valve (54, 55). , 62) and pilot pressure passages (57a, 57b, 58a, 58b) introduced into both cylinder chambers (6b, 6c),
The charge pump circuit (50) includes a pressure relief main passage (71) connected to the discharge passage (52) and a branch from the pressure relief main passage (71) to the pilot pressure passage (57a, 57b). , 58a, 58b) and a pressure relief branch passage (72), which is provided in the pressure relief branch passage (72), from the pressure relief main passage (71) to the pilot pressure passage (57a, 57b). , 58a, 58b) is provided with a pressure relief circuit (70) having a check valve (73) for preventing the flow of hydraulic oil toward the hydraulic drive work vehicle.
上記チャージポンプ回路（50）は、上記吐出通路（52）の終端に接続されるリモコン弁（54,55）と、該リモコン弁（54,55）から作動油圧がパイロット圧力として上記サーボシリンダ（61,62）の両シリンダ室（6b,6c）に導入されるパイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）とを備えると共に、
上記チャージポンプ回路（50）は、上記パイロット圧通路（57a,57b,58a,58b）同士の間に接続され上記サーボシリンダ（61,62）をバイパスするバイパス通路（82）と、上記吐出通路（52）および上記バイパス通路（82）の双方に共通に接続され、上記吐出通路（52）および上記バイパス通路（82）のうち上記吐出通路（52）を連通させる状態と上記バイパス通路（82）を連通させる状態とに切換可能なバイパス弁（81）とを有する圧抜き回路（80）を備えている
ことを特徴とする油圧駆動式作業車両。
In claim 1 or 2 ,
The charge pump circuit (50) includes a remote control valve (54, 55) connected to a terminal end of the discharge passage (52), and the servo cylinder (61) with hydraulic pressure as a pilot pressure from the remote control valve (54, 55). , 62) and pilot pressure passages (57a, 57b, 58a, 58b) introduced into both cylinder chambers (6b, 6c),
The charge pump circuit (50) includes a bypass passage (82) connected between the pilot pressure passages (57a, 57b, 58a, 58b) and bypassing the servo cylinder (61, 62), and the discharge passage ( 52) and the bypass passage (82) are connected in common, and the discharge passage (52) of the discharge passage (52) and the bypass passage (82) communicates with the bypass passage (82). A hydraulically driven work vehicle comprising a pressure relief circuit (80) having a bypass valve (81) that can be switched to a state of communication.
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