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WO2015181934A1 - 油圧駆動装置 - Google Patents

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WO2015181934A1
WO2015181934A1 PCT/JP2014/064339 JP2014064339W WO2015181934A1 WO 2015181934 A1 WO2015181934 A1 WO 2015181934A1 JP 2014064339 W JP2014064339 W JP 2014064339W WO 2015181934 A1 WO2015181934 A1 WO 2015181934A1
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WO
WIPO (PCT)
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oil
hydraulic
oil passage
choke
pressure
Prior art date
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Ceased
Application number
PCT/JP2014/064339
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
拓也 宮田
内藤　忍
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Komatsu Ltd
Original Assignee
Komatsu Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Komatsu Ltd filed Critical Komatsu Ltd
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Priority to KR1020147025480A priority patent/KR20160000395A/ko
Priority to JP2014530016A priority patent/JP5728621B1/ja
Priority to CN201480000886.8A priority patent/CN105378349A/zh
Priority to PCT/JP2014/064339 priority patent/WO2015181934A1/ja
Priority to US14/385,628 priority patent/US10119557B2/en
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    • F03C—POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINES DRIVEN BY LIQUIDS
    • F03C1/00—Reciprocating-piston liquid engines
    • F03C1/26—Reciprocating-piston liquid engines adapted for special use or combined with apparatus driven thereby
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    • F15B2013/008—Throttling member profiles

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic drive device, and more particularly to a hydraulic drive device suitable for driving a traveling hydraulic motor mounted on a work vehicle used as a construction machine.
  • JP 2002-227998 A Japanese Patent Laid-Open No. 11-30304 JP 2008-101636 A
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to provide a hydraulic drive device capable of suppressing the generation of peak pressure inside a motor case without impairing the cooling effect of the hydraulic motor at a high oil temperature.
  • a hydraulic drive device includes a hydraulic motor that operates by circulating oil from a hydraulic pump through a high-pressure oil passage and a low-pressure oil passage, the high-pressure oil passage, A low-pressure selection valve that operates according to a differential pressure in the low-pressure oil passage and discharges the oil in the low-pressure oil passage to the inside of the motor case, and a tank oil passage that connects the inside of the motor case to an oil tank.
  • the hydraulic drive device is characterized in that a choke throttle is provided in the low pressure selection valve or an oil passage downstream of the low pressure selection valve.
  • the high pressure oil passage supplies oil discharged from the hydraulic pump to the hydraulic motor
  • the low pressure oil passage discharges oil discharged from the hydraulic motor. Is connected to the hydraulic pump so as to return to the hydraulic pump, and constitutes a closed circuit for circulating and supplying oil between the hydraulic motor and the hydraulic pump together with the high-pressure oil passage.
  • the present invention is characterized in that, in the hydraulic drive device described above, the choke throttle is a cylindrical clearance flow that satisfies the following formula. 0 ⁇ (d ⁇ 4) / L ⁇ 1.6 Where d is choke inner diameter, L is choke length
  • a choke throttle that is easily affected by the viscosity of the oil and whose oil flow rate decreases under low oil temperature conditions, while the oil flow rate increases as the oil temperature increases, Since it is interposed in the oil passage downstream of the selection valve or the low-pressure selection valve, the amount of oil discharged from the low-pressure oil passage to the motor case is reduced by the choke throttle when the oil temperature is low. Thus, the peak pressure generated inside the motor case can be reduced. Moreover, since the flow rate of oil increases under conditions where the temperature of the oil is high, a sufficient amount of oil to be flushed can be secured, and the cooling effect of the hydraulic motor is not impaired.
  • FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a hydraulic drive apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • 2 is a cross-sectional view schematically showing a configuration of a hydraulic motor unit applied to the hydraulic drive apparatus shown in FIG.
  • FIG. 3A is a cross-sectional view illustrating a main part of the hydraulic motor unit illustrated in FIG. 2 in a state where the spool of the low pressure selection valve is in a neutral position.
  • FIG. 3-2 is a cross-sectional view of the hydraulic motor unit shown in FIG. 3A when the spool operates in the low pressure selection valve.
  • 4 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG. 3-1.
  • FIG. 5A is a cross-sectional view of the main part of the hydraulic motor unit applied to the hydraulic drive apparatus according to the second embodiment of the present invention, in a state where the spool of the low-pressure selection valve is in the neutral position.
  • FIG. 5B is a cross-sectional view when the spool is operated in the low pressure selection valve of the hydraulic motor unit shown in FIG.
  • FIG. 6A is a cross-sectional view of a main part of the hydraulic motor unit applied to the hydraulic drive apparatus according to the third embodiment of the present invention, in a state where the spool of the low pressure selection valve is in the neutral position.
  • FIG. 6B is a cross-sectional view of the hydraulic motor unit shown in FIG. 6A when the spool operates in the low pressure selection valve.
  • FIG. 7 is a graph showing the relationship between the oil temperature inside the motor case and the peak pressure.
  • FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a hydraulic drive apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the hydraulic drive device illustrated here is for driving a work vehicle used as a construction machine, such as a wheel loader or a forklift, and an individual hydraulic transmission unit 10 is provided between the engine 1 and left and right drive wheels 2. I have. Since the hydraulic transmission unit 10 provided for each drive wheel 2 has the same configuration, only one of them will be described below, and the other will be given the same reference numeral and description thereof will be omitted.
  • the hydraulic transmission unit 10 is a so-called HST (Hydro-Static Transmission), and includes a hydraulic pump 11 driven by the engine 1 and a traveling hydraulic motor 12 driven by oil supplied from the hydraulic pump 11. And a pair of main oil passages 13A and 13B constituting a closed circuit for circulating and supplying oil between the hydraulic pump 11 and the hydraulic motor 12.
  • HST Hydro-Static Transmission
  • the hydraulic pump 11 and the hydraulic motor 12 are each a variable displacement type in which the displacement volume is changed by changing the tilt angle of the swash plate or the oblique axis.
  • the hydraulic pump 11 has an input shaft 11 a connected to the output shaft 1 a of the engine 1.
  • the hydraulic motor 12 has an output shaft 12 a connected to the drive wheel 2 of the work vehicle, and can drive the work vehicle by rotating the drive wheel 2.
  • the rotation direction of the hydraulic motor 12 can be changed according to the oil supply direction from the hydraulic pump 11, and the work vehicle can be moved forward or backward.
  • first main oil passage 13A In the sake of convenience, when distinguishing between the pair of main oil passages 13A and 13B, the one connected to the discharge port located above the hydraulic pump 11 in FIG. 1 is referred to as a “first main oil passage 13A”.
  • the one connected to the discharge port located below the hydraulic pump 11 is referred to as a “second main oil passage 13 ⁇ / b> B”.
  • the charge unit 20 is attached to the hydraulic transmission unit 10.
  • the charge unit 20 has a charge pump 21 driven by the engine 1, one end connected to the discharge port of the charge pump 21, and the other end via a check valve 23, the first main oil passage 13 ⁇ / b> A and the second main oil passage 13 ⁇ / b> A.
  • a charge oil passage 22 branched and connected to each of the oil passages 13B and a charge safety valve 24 interposed in the charge oil passage 22 are provided.
  • the charge pump 21 when the engine 1 is driven, the charge pump 21 is always driven. In this state, for example, when the pressure in the first main oil passage 13A or the second main oil passage 13B becomes lower than the set pressure of the charge safety valve 24 due to external leakage of the hydraulic pump 11 or the hydraulic motor 12, for example.
  • the oil is replenished from the charge pump 21 to one corresponding main oil passage or both main oil passages 13A, 13B. If the pressures of the first main oil passage 13A and the second main oil passage 13B are both equal to or higher than the set pressure of the charge safety valve 24, the oil discharged from the charge pump 21 is supplied to the oil tank T via the charge safety valve 24. Returned to
  • the hydraulic transmission unit 10 is provided with a flushing unit 30 in the motor case M of the hydraulic motor 12 as shown in FIGS.
  • the flushing unit 30 operates according to the differential pressure between the pair of main oil passages 13A and 13B and selects the low-pressure side main oil passage 13A or 13B, and the low-pressure side selected by the low-pressure selection valve 31
  • the main oil passage 13A or 13B is communicated with the inside of the motor case M, the tank oil passage 33 for connecting the inside of the motor case M to the oil tank T, and the case drain oil passage 32.
  • a charge relief valve 34 is provided.
  • a choke throttle 100 is provided in the low pressure selection valve 31 to solve the above-described problems. That is, when the choke restrictor 100 that is easily affected by the viscosity of the oil is provided, the flow rate of the oil decreases as the temperature of the oil decreases. As a result, the amount of oil discharged from the low pressure side main oil passage 13A or 13B to the motor case M is reduced by the choke throttle 100 under a low oil temperature condition, as shown by the solid line in FIG. Generation of peak pressure inside the motor case M can be suppressed. Moreover, since the oil flow rate increases under conditions where the temperature of the oil is high, a sufficient amount of the oil to be flushed can be secured, and the cooling effect of the hydraulic motor 12 is not impaired.
  • FIGS. 3-1 to 4 show a specific configuration of the flushing unit 30 in which the choke throttle 100 is provided in the low pressure selection valve 31.
  • the low pressure selection valve 31 is configured by disposing the spool 120 in the spool hole 110 formed in the motor case M.
  • the spool hole 110 has a cylindrical sliding hole portion 111 having a uniform inner diameter, and pressure chambers 112 provided at both ends of the sliding hole portion 111.
  • the pressure chamber 112 is a cylindrical space having an inner diameter larger than that of the spool hole 110 and is provided so as to have the same axial center as the sliding hole 111.
  • Each pressure chamber 112 is formed so as to open on the outer surface of the motor case M, and is configured by screwing a plug 113 into each opening end.
  • a pair of main oil passages 13A and 13B communicate with the sliding hole portion 111 of the spool hole 110, and a case drain oil passage 32 communicates with an intermediate position between the main oil passages 13A and 13B. Yes.
  • the spool 120 is a columnar member disposed so as to be movable along the longitudinal direction of the spool hole 110, and includes a spool base portion 120 a and a pair of spool small diameter portions 120 b. have.
  • the spool base portion 120a is a columnar portion having an outer diameter that can be slidably accommodated in the sliding hole portion 111 of the spool hole 110.
  • the dimension along the longitudinal direction of the spool base 120 a is set to be the same as the dimension along the longitudinal direction of the sliding hole 111.
  • the spool small diameter portion 120 b is a cylindrical portion provided at both ends of the spool 120, and is formed to have an outer diameter smaller than the inner diameter of the sliding hole portion 111.
  • Coil springs 130 are disposed on the outer circumference of the spool small diameter portion 120b.
  • the coil spring 130 is housed in the pressure chamber 112 with one end abutting against the plug 113 and the other end abutting against a step formed between the spool base 120a and the spool small diameter portion 120b.
  • the spool 120 is maintained by the spring force of these coil springs 130 so that the entire length of the spool base portion 120a is at a position (hereinafter referred to as “neutral position”) disposed in the sliding hole portion 111.
  • the dimension along the longitudinal direction of the spool 120 is set to such a length that both end portions are located in the pressure chamber 112 of the motor case M and a gap can be secured between each end face and the plug 113. It is.
  • the spool 120 is provided with a pair of recess portions 121, a pair of center hole portions 122 and a single gap forming portion 123.
  • the recess 121 is an annular recess provided on the outer periphery of the spool base 120a, and is provided at a position that opens to each of the main oil passages 13A and 13B when the spool 120 is disposed at the neutral position.
  • the center hole portion 122 is a small-diameter hole formed from the end surface of the spool 120 and is formed at a position serving as the center axis of the spool 120. Each center hole portion 122 is formed to a position corresponding to the recess portion 121 and communicates with the recess portion 121 through a communication hole 124 formed in the radial direction.
  • the gap forming portion 123 is a cylindrical portion provided at a position between the pair of main oil passages 13A and 13B on the outer peripheral surface of the spool base portion 120a, and is formed to have a slightly smaller diameter than the spool base portion 120a. It is.
  • the gap forming portion 123 is for forming the choke throttle 100 by the annular gap flow between the spool hole 110 and the sliding hole portion 111.
  • the outer diameter of the spool base portion 120a is D, and the gap forming portion 123 is outside the gap forming portion 123.
  • the flushing unit 30 configured as described above, when oil is circulated and supplied to the hydraulic motor 12 through the pair of main oil passages 13A and 13B by driving the hydraulic pump 11, the main oil passages 13A and 13B Oil is supplied to the pressure chamber 112 through the recess 121, the communication hole 124, and the center hole 122. As a result, the spool 120 moves toward the pressure chamber 112 on the low pressure side, and the main oil passage 13A or 13B on the low pressure side and the case drain oil passage 32 are communicated with each other via the choke restrictor 100. The oil in the main oil passage 13A or 13B on the side is discharged into the motor case M through the case drain oil passage 32 and the charge relief valve 34.
  • the choke throttle 100 that is easily affected by the viscosity of the oil is provided in the low pressure selection valve 31, so that the main pressure on the low pressure side is low under a situation where the oil temperature is low.
  • the amount of oil discharged from the oil passage 13A or 13B to the motor case M is reduced. Therefore, even when the work vehicle is shuttle-operated, suddenly stopped, or travel-stopped, peak pressure generation in the motor case M can be suppressed, and the motor case M and the output shaft There is no risk of damaging the oil seal 40 between 12a.
  • the temperature of the oil is high, the amount of oil passing through the choke throttle 100 increases, so that a sufficient amount of oil to be flushed can be secured, and the cooling effect of the hydraulic motor 12 is impaired. There is no fear.
  • the choke throttle 100 based on the annular clearance flow is provided in the low pressure selection valve 31.
  • the present invention is not necessarily limited to this.
  • the choke throttle 200 by the annular clearance flow may be provided in the case drain oil passage 32 downstream of the low pressure selection valve 31.
  • the choke throttle 300 by the cylindrical clearance flow may be provided in the case drain oil passage 32 downstream of the low pressure selection valve 31.
  • FIGS. 5A and 5B show the main part of the hydraulic drive apparatus according to the second embodiment of the present invention.
  • the low pressure selection valve 31 is configured by disposing the spool 120 in the spool hole 110 formed in the motor case M.
  • the configuration of the configuration unit 123 is different. That is, in the second embodiment, the choke diaphragm 100 according to the first embodiment is not formed between the sliding hole portion 111 of the spool hole 110 and the gap forming portion 123 of the spool 120.
  • the outer diameter of the gap component 123 is D0
  • the outer diameter of the gap component 123 is d0
  • the gap forming part 123 is configured to be
  • a choke rod 210 is disposed in the case drain oil passage 32 at a straight portion between the case drain oil passage 32 and the charge relief valve 34.
  • the choke rod 210 is a columnar member provided integrally with a plug 32 a that closes the open end of the case drain oil passage 32, and is formed with a diameter smaller than the inner diameter of the case drain oil passage 32.
  • a tapered portion 211 is provided at the tip portion of the choke rod 210 that faces the spool 120 so that the outer diameter gradually decreases as it approaches the spool 120.
  • the following formula is satisfied when the inner diameter of the case drain oil passage 32 is D, the outer diameter of the choke rod 210 is d, and the choke length is L. Each dimension is set in.
  • Embodiment 2 the same code
  • the low pressure selection valve 31 is provided with the choke restrictor 200 that is easily affected by the viscosity of the oil. Therefore, the main oil passage 13A on the low pressure side is under a situation where the temperature of the oil is low. Alternatively, the amount of oil discharged from 13B to the motor case M is reduced. Therefore, even when the work vehicle is shuttle-operated, suddenly stopped, or travel-stopped, peak pressure generation in the motor case M can be suppressed, and the motor case M and the output shaft There is no risk of damaging the oil seal 40 between 12a. Moreover, if the temperature of the oil is high, the amount of oil passing through the choke restrictor 200 increases, so that a sufficient amount of oil to be flushed can be secured and the cooling effect of the hydraulic motor 12 is impaired. There is no fear.
  • FIGS. 6A and 6B show the main part of the hydraulic drive apparatus according to Embodiment 3 of the present invention.
  • the low pressure selection valve 31 is configured by disposing the spool 120 in the spool hole 110 formed in the motor case M, and the choke is different from the first embodiment.
  • the configuration of the diaphragm 300 is different.
  • the gap forming part 123 is configured to be
  • the choke throttle 300 is formed in the case drain oil passage 32 by forming a linear portion between the charge drain valve 34 and the charge relief valve 34 with a small diameter.
  • the dimensions are set so that the following equation is satisfied when the inner diameter of the oil passage portion provided in a straight line is d and the choke length is L. 0 ⁇ (d ⁇ 4) / L ⁇ 1.6
  • Embodiment 3 the same code
  • the low pressure selection valve 31 is provided with the choke throttle 300 that is easily affected by the viscosity of the oil, so that the main oil passage 13A on the low pressure side is used in a situation where the temperature of the oil is low.
  • the amount of oil discharged from 13B to the motor case M is reduced. Therefore, even when the work vehicle is shuttle-operated, suddenly stopped, or travel-stopped, peak pressure generation in the motor case M can be suppressed, and the motor case M and the output shaft There is no risk of damaging the oil seal 40 between 12a.
  • the temperature of the oil is high, the amount of oil passing through the choke throttle 300 increases, so that a sufficient amount of oil to be flushed can be secured, and the cooling effect of the hydraulic motor 12 is impaired. There is no fear.
  • a closed circuit is formed between the hydraulic pump 11 and the hydraulic motor 12 by the pair of main oil passages 13A and 13B. Is not necessarily limited to this.

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Abstract

　油圧モータ１２の冷却効果を損なうことなく、モータケースＭの内部でのピーク圧の発生を抑制するため、モータケースＭに接続した主油路１３Ａ及び主油路１３Ｂを介して油を流通させることにより動作する油圧モータ１２と、主油路１３Ａ及び主油路１３Ｂの差圧に応じて動作し、主油路１３Ｂの油をモータケースＭの内部に排出する低圧選択弁３１と、モータケースＭの内部を油タンクＴに接続するタンク油路３３とを備えた油圧駆動装置であって、低圧選択弁３１に環状隙間流れによるチョーク絞り１００を介在させた。

Description

油圧駆動装置
　本発明は、油圧駆動装置に関するもので、特に建設機械として用いられる作業車両に搭載された走行用の油圧モータを駆動するのに好適な油圧駆動装置に関するものである。
　ホイールローダやフォークリフト等、建設機械として用いられる作業車両には、油圧ポンプから供給した油によって油圧モータを動作させ、油圧モータの出力軸に設けた走行車輪を回転させることによって走行するようにしたものがある。この種の作業車両に適用される油圧駆動装置では、低圧選択弁を介して低圧油路の油を油圧モータのモータケースに排出し、さらにモータケースからタンク油路を介して油タンクに排出する（フラッシング）一方、チャージポンプによって油タンクの油を低圧油路に供給しており、油を系外に導出することで油圧モータの冷却を図るようにしている（例えば、特許文献１、特許文献２、特許文献３参照）。
特開２００２－２２７９９８号公報 特開平１１－３０３０４号公報 特開２００８－１０１６３６号公報
　ところで、上述した油圧駆動装置では、作業車両をシャトル操作したり、急停止、走行停止操作を行ったりした場合、これまで低圧だった回路にブレーキのための高圧が発生し、油圧モータの回転体からの漏れに加え、フラッシング回路に瞬間的に高圧の油が流入することで大量の油がモータケースの内部に排出されるため、モータケースの内部に過大なピーク圧が発生することが確認されている。モータケースに繰り返し過大なピーク圧が発生した場合には、モータケースと出力軸との間のオイルシールに損傷を来たし、油漏れを招来するおそれがある。モータケースのピーク圧は、図７中の破線で示すように、油の温度が高い状況下においては比較的低い状態となるものの、油の温度が低くなるにつれて上昇する傾向となる。このため、この種の油圧駆動装置にあっては、油の温度が低い状況下においてモータケースのピーク圧を抑制することが必須となる。
　ここで、モータケースの内部においてピーク圧の発生を抑制するには、フラッシングされる油の量を減少させることが考えられる。しかしながら、フラッシングされる油の量を減少させた場合には、油圧モータの冷却効果が損なわれる事態を招来することになる。また、タンク油路の圧損を低減する方法にしても、作業車両の場積による制限があるため、配管サイズを大径化するにも限界がある。
　本発明は、上記実情に鑑みて、油圧モータの高油温時の冷却効果を損なうことなく、モータケースの内部でのピーク圧の発生を抑制することのできる油圧駆動装置を提供することを目的とする。
　上記目的を達成するため、本発明に係る油圧駆動装置は、油圧ポンプからの油を高圧油路及び低圧油路を介して油を流通させることにより動作する油圧モータと、前記高圧油路及び前記低圧油路の差圧に応じて動作し、前記低圧油路の油を前記モータケースの内部に排出する低圧選択弁と、前記モータケースの内部を油タンクに接続するタンク油路とを備えた油圧駆動装置であって、前記低圧選択弁もしくは前記低圧選択弁よりも下流となる油路にチョーク絞りを設けたことを特徴とする。
　また、本発明は、上述した油圧駆動装置において、前記高圧油路は前記油圧ポンプから吐出された油を前記油圧モータに供給するものであり、前記低圧油路は前記油圧モータから吐出された油を前記油圧ポンプに返送するように接続し、前記高圧油路とともに前記油圧モータ及び前記油圧ポンプの間に油を循環供給する閉回路を構成するものであることを特徴とする。
　また、本発明は、上述した油圧駆動装置において、前記チョーク絞りは、下式を満足する環状隙間流れであることを特徴とする。
　０＜（δ＾２）・ｄ／Ｌ＜２．５
但し、δ＝（Ｄ－ｄ）／２、Ｄはチョーク外径、ｄはチョーク内径、Ｌはチョーク長さ
　また、本発明は、上述した油圧駆動装置において、前記チョーク絞りは、下式を満足する円筒隙間流れであることを特徴とする。
　０＜（ｄ＾４）／Ｌ＜１．６
但し、ｄはチョーク内径、Ｌはチョーク長さ
　本発明によれば、油の粘度の影響を受け易く、油の温度が低い状況下では油の通過流量が減少する一方、油の温度が高くなるに従って油の通過流量が増えるチョーク絞りを、低圧選択弁もしくは低圧選択弁よりも下流となる油路に介在させているため、油の温度が低い状況下においてはチョーク絞りによって低圧油路からモータケースに排出される油の量が減少されることになり、モータケースの内部で発生するピーク圧を低減することができるようになる。しかも、油の温度が高い状況下では油の通過流量が増えるため、フラッシングされる油の量を十分に確保することができ、油圧モータの冷却効果が損なわれるおそれがない。
図１は、本発明の実施の形態１である油圧駆動装置を示した油圧回路図である。 図２は、図１に示した油圧駆動装置に適用する油圧モータユニットの構成を模式的に示す断面図である。 図３－１は、図２に示した油圧モータユニットの要部を示すもので、低圧選択弁のスプールが中立位置となった状態の断面図である。 図３－２は、図３－１に示した油圧モータユニットの低圧選択弁においてスプールが動作した際の断面図である。 図４は、図３－１におけるＡ－Ａ線断面図である。 図５－１は、本発明の実施の形態２である油圧駆動装置に適用する油圧モータユニットの要部もので、低圧選択弁のスプールが中立位置となった状態の断面図である。 図５－２は、図５－１に示した油圧モータユニットの低圧選択弁においてスプールが動作した際の断面図である。 図６－１は、本発明の実施の形態３である油圧駆動装置に適用する油圧モータユニットの要部もので、低圧選択弁のスプールが中立位置となった状態の断面図である。 図６－２は、図６－１に示した油圧モータユニットの低圧選択弁においてスプールが動作した際の断面図である。 図７は、モータケース内部の油温とピーク圧との関係を示したグラフである。
　以下、添付図面を参照しながら本発明に係る油圧駆動装置の好適な実施の形態について詳細に説明する。
（実施の形態１）
　図１は、本発明の実施の形態１である油圧駆動装置を示した油圧回路図である。ここで例示する油圧駆動装置は、ホイールローダやフォークリフト等、建設機械として用いられる作業車両を走行させるためのもので、エンジン１と左右それぞれの駆動車輪２との間に個別の油圧伝動ユニット１０を備えている。駆動車輪２ごとに設けた油圧伝動ユニット１０は、同様の構成を有したものであるため、以下において一方についてのみ説明を行い、他方については同一の符号を付して説明を省略する。
　油圧伝動ユニット１０は、いわゆるＨＳＴ（Ｈｙｄｒｏ－Ｓｔａｔｉｃ　Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）と称されるもので、エンジン１によって駆動される油圧ポンプ１１と、油圧ポンプ１１から供給される油によって駆動される走行用の油圧モータ１２と、これら油圧ポンプ１１及び油圧モータ１２の間に油を循環供給するための閉回路を構成する一対の主油路１３Ａ，１３Ｂとを備えて構成してある。
　油圧ポンプ１１及び油圧モータ１２は、それぞれ斜板もしくは斜軸の傾転角を変更することにより、押しのけ容積が変化する可変容量型のものである。油圧ポンプ１１は、入力軸１１ａがエンジン１の出力軸１ａに接続してある。油圧モータ１２は、その出力軸１２ａが作業車両の駆動車輪２に接続してあり、駆動車輪２を回転駆動することで作業車両を走行させることができる。油圧モータ１２の回転方向は、油圧ポンプ１１からの油の供給方向に応じて変更することが可能であり、作業車両を前進、もしくは後進させることができる。尚、以下においては便宜上、一対の主油路１３Ａ，１３Ｂを区別する場合、図１において油圧ポンプ１１の上方に位置する吐出口に接続したものを「第１主油路１３Ａ」と称し、図１において油圧ポンプ１１の下方に位置する吐出口に接続したものを「第２主油路１３Ｂ」と称することとする。
　この油圧伝動ユニット１０には、チャージユニット２０が付設してある。チャージユニット２０は、エンジン１によって駆動されるチャージポンプ２１と、一端部がチャージポンプ２１の吐出口に接続し、他端部がそれぞれチェック弁２３を介して第１主油路１３Ａ及び第２主油路１３Ｂのそれぞれに分岐接続したチャージ油路２２と、チャージ油路２２に介在させたチャージセフティ弁２４とを備えて構成したものである。
　このチャージユニット２０では、エンジン１が駆動した場合にチャージポンプ２１が常時駆動された状態となる。この状態において、例えば油圧ポンプ１１や油圧モータ１２の外部漏れに起因して、第１主油路１３Ａや第２主油路１３Ｂの圧力がチャージセフティ弁２４の設定圧力よりも低くなった場合には、該当する一方の主油路または両方の主油路１３Ａ，１３Ｂに対してチャージポンプ２１から油が補充される。第１主油路１３Ａ及び第２主油路１３Ｂの圧力がいずれもチャージセフティ弁２４の設定圧力以上であれば、チャージポンプ２１から吐出された油は、チャージセフティ弁２４を介して油タンクＴに戻される。
　さらに、油圧伝動ユニット１０には、図１及び図２に示すように、油圧モータ１２のモータケースＭにフラッシングユニット３０が設けてある。フラッシングユニット３０は、一対の主油路１３Ａ，１３Ｂの差圧に応じて動作して低圧側の主油路１３Ａもしくは１３Ｂを選択する低圧選択弁３１と、低圧選択弁３１によって選択された低圧側の主油路１３Ａもしくは１３ＢをモータケースＭの内部に連通させるケースドレン油路３２と、モータケースＭの内部を油タンクＴに接続させるタンク油路３３と、ケースドレン油路３２に介在させたチャージリリーフ弁３４とを備えて構成したものである。
　このフラッシングユニット３０では、低圧選択弁３１によって選択された低圧側となる主油路１３Ａもしくは１３Ｂの圧力がチャージリリーフ弁３４の設定圧力（＜チャージセフティ弁２４の設定圧力）よりも高くなった場合、低圧側主油路１３Ａもしくは１３Ｂの油がモータケースＭの内部に排出され、さらにモータケースＭの油がタンク油路３３を通じて油タンクＴに排出されることになる。
　上記のように構成した油圧伝動ユニット１０では、エンジン１によって油圧ポンプ１１が駆動されると、一対の主油路１３Ａ，１３Ｂを通じて油圧モータ１２に油が循環供給されることになり、油圧モータ１２の駆動によって駆動車輪２が回転駆動し、作業車両が走行することになる。この間、上述したチャージユニット２０及びフラッシングユニット３０の動作により主油路１３Ａ，１３Ｂを流れる油が系外に導出されて冷却されることになり、油圧モータ１２の冷却が図られる。
　ここで、作業車両をシャトル操作したり、急停止、走行停止操作を行ったりした場合には、フラッシングユニット３０の動作によってモータケースＭに排出される油の量が増えるため、図７中の破線で示すように、モータケースＭの内部にピーク圧が発生し、モータケースＭと出力軸１２ａとの間のオイルシール４０に損傷を来たすおそれがある。
　モータケースＭの内部においてピーク圧の発生を抑制するには、フラッシングされる油の量を減少させることが考えられる。しかしながら、フラッシングされる油の量を減少させた場合には、油圧モータ１２の冷却効果が損なわれる事態を招来することになる。
　このため、この油圧駆動装置では、図１に示すように、低圧選択弁３１にチョーク絞り１００を設け、上述した問題を解決するようにしている。すなわち、油の粘度の影響を受け易いチョーク絞り１００を設けた場合には、油の温度が低くなるに従って油の通過流量が減少することになる。これにより、油の温度が低い状況下においてはチョーク絞り１００によって低圧側の主油路１３Ａもしくは１３ＢからモータケースＭに排出される油の量が減少され、図７中の実線で示すように、モータケースＭの内部でのピーク圧の発生を抑制することができるようになる。しかも、油の温度が高い状況下においては油の通過流量が増えるため、フラッシングされる油の量を十分に確保することができ、油圧モータ１２の冷却効果が損なわれるおそれがない。
　図３－１～図４は、低圧選択弁３１にチョーク絞り１００を設けたフラッシングユニット３０の具体的な構成を示したものである。このフラッシングユニット３０では、モータケースＭに形成したスプール孔１１０にスプール１２０を配設することによって低圧選択弁３１が構成してある。
　スプール孔１１０は、一様な内径を有する円柱状の摺動孔部１１１と、摺動孔部１１１の両端部に設けた圧力室１１２とを有している。圧力室１１２は、スプール孔１１０よりも内径の大きな円柱状の空所であり、摺動孔部１１１と互いに同一の軸心となるように設けてある。それぞれの圧力室１１２は、モータケースＭの外表面に開口するように形成し、かつ個々の開口端部にプラグ１１３を螺合することによって構成してある。スプール孔１１０の摺動孔部１１１には、一対の主油路１３Ａ，１３Ｂが連通しているとともに、主油路１３Ａ，１３Ｂの相互間となる中間位置にケースドレン油路３２が連通している。
　スプール１２０は、図３－１～図４に示すように、スプール孔１１０の長手方向に沿って移動可能となるように配設した円柱状部材であり、スプール基部１２０ａ及び一対のスプール小径部１２０ｂを有している。スプール基部１２０ａは、スプール孔１１０の摺動孔部１１１に摺動可能に収容することのできる外径を有した円柱状部分である。スプール基部１２０ａの長手方向に沿った寸法は、摺動孔部１１１の長手方向に沿った寸法と同じとなるように設定してある。スプール小径部１２０ｂは、スプール１２０の両端部に設けた円柱状部分であり、摺動孔部１１１の内径よりも小さい外径に形成してある。スプール小径部１２０ｂの外周には、それぞれコイルバネ１３０が配設してある。コイルバネ１３０は、一端部がプラグ１１３に当接し、かつ他端部がスプール基部１２０ａとスプール小径部１２０ｂとの間に構成される段部に当接した状態で圧力室１１２に収容してある。これらのコイルバネ１３０のバネ力によってスプール１２０は、スプール基部１２０ａの全長が摺動孔部１１１に配置された位置（以下、「中立位置」と称する）となるように維持される。スプール１２０の長手方向に沿った寸法は、それぞれの両端部がモータケースＭの圧力室１１２に位置し、かつ個々の端面とプラグ１１３との間に隙間を確保することのできる長さに設定してある。このスプール１２０には、一対のリセス部１２１、一対のセンタ孔部１２２及び唯一の隙間構成部１２３が設けてある。
　リセス部１２１は、スプール基部１２０ａの外周に設けた環状の凹部であり、スプール１２０が中立位置に配置された場合、それぞれの主油路１３Ａ，１３Ｂに開口する位置に設けてある。センタ孔部１２２は、スプール１２０の端面から形成した細径の孔であり、スプール１２０の中心軸となる位置に形成してある。それぞれのセンタ孔部１２２は、リセス部１２１に対応する位置まで形成してあり、径方向に形成した連通孔１２４を介してリセス部１２１に連通してある。隙間構成部１２３は、スプール基部１２０ａの外周面において一対の主油路１３Ａ，１３Ｂの間となる位置に設けた円柱状部分であり、スプール基部１２０ａよりもわずかに細径となるように形成してある。この隙間構成部１２３は、スプール孔１１０の摺動孔部１１１との間に環状隙間流れによるチョーク絞り１００を構成するためのもので、スプール基部１２０ａの外径をＤ、隙間構成部１２３の外径をｄ、チョーク長さをＬとした場合に下式を満たすようにそれぞれの寸法が設定してある。尚、チョーク長さとは、主油路１３Ａ，１３Ｂの開口縁からケースドレン油路３２の開口縁までの距離である。
　０＜（δ＾２）・ｄ／Ｌ＜２．５　但し、δ＝（Ｄ－ｄ）／２
　上記のように構成したフラッシングユニット３０では、油圧ポンプ１１の駆動により、一対の主油路１３Ａ，１３Ｂを介して油圧モータ１２に油が循環供給されると、それぞれの主油路１３Ａ，１３Ｂの油がリセス部１２１、連通孔１２４及びセンタ孔部１２２を介して圧力室１１２に供給される。この結果、スプール１２０が低圧側の圧力室１１２に向けて移動することになり、低圧側の主油路１３Ａもしくは１３Ｂとケースドレン油路３２との間がチョーク絞り１００を介して連通され、低圧側の主油路１３Ａもしくは１３Ｂの油がケースドレン油路３２及びチャージリリーフ弁３４を介してモータケースＭの内部に排出される。
　この間、本実施の形態１の油圧駆動装置によれば、低圧選択弁３１に油の粘度の影響を受け易いチョーク絞り１００を設けているため、油の温度が低い状況下においては低圧側の主油路１３Ａもしくは１３ＢからモータケースＭに排出される油の量が減少される。従って、作業車両をシャトル操作したり、急停止、走行停止操作を行ったりした場合であっても、モータケースＭの内部でのピーク圧の発生を抑制することができ、モータケースＭと出力軸１２ａとの間のオイルシール４０に損傷を来たすおそれがない。しかも、油の温度が高い状況下になれば、チョーク絞り１００を通過する油の量が増えるため、フラッシングされる油の量を十分に確保することができ、油圧モータ１２の冷却効果が損なわれるおそれもない。
　尚、上述した実施の形態１では、環状隙間流れによるチョーク絞り１００を低圧選択弁３１に設けるようにしているが、本発明は必ずしもこれに限らない。例えば、図５－１及び図５－２に示す実施の形態２のように、低圧選択弁３１よりも下流となるケースドレン油路３２に環状隙間流れによるチョーク絞り２００を設けるようにしても良いし、図６－１及び図６－２に示す実施の形態３のように、低圧選択弁３１よりも下流となるケースドレン油路３２に円筒隙間流れによるチョーク絞り３００を設けるようにしても良い。以下、これら実施の形態２及び実施の形態３について説明を行う。
（実施の形態２）
　図５－１及び図５－２は、本発明の実施の形態２である油圧駆動装置の要部を示したものである。この実施の形態２においても、実施の形態１と同様、モータケースＭに形成したスプール孔１１０にスプール１２０を配設することによって低圧選択弁３１が構成してあり、実施の形態１とは隙間構成部１２３の構成が異なっている。すなわち、実施の形態２では、スプール孔１１０の摺動孔部１１１とスプール１２０の隙間構成部１２３との間に、実施の形態１のチョーク絞り１００を構成しないようにするため、スプール基部１２０ａの外径をＤ０、隙間構成部１２３の外径をｄ０、絞り長さをＬ０とした場合、１０．０＜（δ＾２）・ｄ０／Ｌ０（但し、δ＝（Ｄ０－ｄ０）／２）となるように隙間構成部１２３が構成してある。
　一方、ケースドレン油路３２には、チャージリリーフ弁３４との間の直線部分にチョークロッド２１０が配設してある。チョークロッド２１０は、ケースドレン油路３２の開口端部を閉塞するプラグ３２ａと一体に設けた円柱状部材であり、ケースドレン油路３２の内径よりも細径に形成してある。チョークロッド２１０においてスプール１２０に対向する先端部には、スプール１２０に近接するに従って漸次外径が減少するようにテーパ部２１１が設けてある。この実施の形態２で構成する環状隙間流れによるチョーク絞り２００では、ケースドレン油路３２の内径をＤ、チョークロッド２１０の外径をｄ、チョーク長さをＬとした場合に下式を満たすようにそれぞれの寸法が設定してある。実施の形態２のチョーク長さとは、図５－２中にＬで示した部分である。
　０＜（δ＾２）・ｄ／Ｌ＜２．５　但し、δ＝（Ｄ－ｄ）／２
　尚、実施の形態２において実施の形態１と同様の構成については同一の符号を付してそれぞれの説明を省略する。
　この実施の形態２の油圧駆動装置においても、低圧選択弁３１に油の粘度の影響を受け易いチョーク絞り２００を設けているため、油の温度が低い状況下においては低圧側の主油路１３Ａもしくは１３ＢからモータケースＭに排出される油の量が減少される。従って、作業車両をシャトル操作したり、急停止、走行停止操作を行ったりした場合であっても、モータケースＭの内部でのピーク圧の発生を抑制することができ、モータケースＭと出力軸１２ａとの間のオイルシール４０に損傷を来たすおそれがない。しかも、油の温度が高い状況下になれば、チョーク絞り２００を通過する油の量が増えるため、フラッシングされる油の量を十分に確保することができ、油圧モータ１２の冷却効果が損なわれるおそれもない。
（実施の形態３）
　図６－１及び図６－２は、本発明の実施の形態３である油圧駆動装置の要部を示したものである。この実施の形態３においても、実施の形態１と同様、モータケースＭに形成したスプール孔１１０にスプール１２０を配設することによって低圧選択弁３１が構成してあり、実施の形態１とはチョーク絞り３００の構成が異なっている。すなわち、実施の形態３では、スプール孔１１０の摺動孔部１１１とスプール１２０の隙間構成部１２３との間に、実施の形態１のチョーク絞り１００を構成しないようにするため、スプール基部１２０ａの外径をＤ０、隙間構成部１２３の外径をｄ０、絞り長さをＬ０とした場合、１０．０＜（δ＾２）・ｄ０／Ｌ０（但し、δ＝（Ｄ０－ｄ０）／２）となるように隙間構成部１２３が構成してある。
　一方、ケースドレン油路３２には、チャージリリーフ弁３４との間の直線部分を細径に形成することによって円筒隙間流れによるチョーク絞り３００が構成してある。このチョーク絞り３００では、直線状に設けた油路部分の内径をｄ、チョーク長さをＬとした場合に下式を満たすようにそれぞれの寸法が設定してある。
　０＜（ｄ＾４）／Ｌ＜１．６
　尚、実施の形態３において実施の形態１と同様の構成については同一の符号を付してそれぞれの説明を省略する。
　この実施の形態３の油圧駆動装置においても、低圧選択弁３１に油の粘度の影響を受け易いチョーク絞り３００を設けているため、油の温度が低い状況下においては低圧側の主油路１３Ａもしくは１３ＢからモータケースＭに排出される油の量が減少される。従って、作業車両をシャトル操作したり、急停止、走行停止操作を行ったりした場合であっても、モータケースＭの内部でのピーク圧の発生を抑制することができ、モータケースＭと出力軸１２ａとの間のオイルシール４０に損傷を来たすおそれがない。しかも、油の温度が高い状況下になれば、チョーク絞り３００を通過する油の量が増えるため、フラッシングされる油の量を十分に確保することができ、油圧モータ１２の冷却効果が損なわれるおそれもない。
　尚、上述した実施の形態１～実施の形態３では、いずれも一対の主油路１３Ａ，１３Ｂによって油圧ポンプ１１と油圧モータ１２との間に閉回路を構成するようにしているが、本発明は必ずしもこれに限定されない。
　１１　　　油圧ポンプ
　１２　　　油圧モータ
　１３Ａ，１３Ｂ　　　主油路
　３１　　　低圧選択弁
　３２　　　ケースドレン油路
　３３　　　タンク油路
　３４　　　チャージリリーフ弁
　４０　　　オイルシール
１００　　　チョーク絞り
１１０　　　スプール孔
１１１　　　摺動孔部
１２０　　　スプール
１２３　　　隙間構成部
２００　　　チョーク絞り
２１０　　　チョークロッド
３００　　　チョーク絞り
　　Ｍ　　　モータケース
　　Ｔ　　　油タンク

Claims (4)

  1. 　油圧ポンプからの油を高圧油路及び低圧油路を介して油を流通させることにより動作する油圧モータと、
    　前記高圧油路及び前記低圧油路の差圧に応じて動作し、前記低圧油路の油を前記モータケースの内部に排出する低圧選択弁と、
    　前記モータケースの内部を油タンクに接続するタンク油路と
    　を備えた油圧駆動装置であって、前記低圧選択弁もしくは前記低圧選択弁よりも下流となる油路にチョーク絞りを設けたことを特徴とする油圧駆動装置。
  2. 　前記高圧油路は前記油圧ポンプから吐出された油を前記油圧モータに供給するものであり、
    　前記低圧油路は前記油圧モータから吐出された油を前記油圧ポンプに返送するように接続し、前記高圧油路とともに前記油圧モータ及び前記油圧ポンプの間に油を循環供給する閉回路を構成するものであることを特徴とする請求項１に記載の油圧駆動装置。
  3. 　前記チョーク絞りは、下式を満足する環状隙間流れであることを特徴とする請求項１に記載の油圧駆動装置。
    　０＜（δ＾２）・ｄ／Ｌ＜２．５
    但し、δ＝（Ｄ－ｄ）／２、Ｄはチョーク外径、ｄはチョーク内径、Ｌはチョーク長さ
  4. 　前記チョーク絞りは、下式を満足する円筒隙間流れであることを特徴とする請求項１に記載の油圧駆動装置。
    　０＜（ｄ＾４）／Ｌ＜１．６
    但し、ｄはチョーク内径、Ｌはチョーク長さ
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2020085134A (ja) * 2018-11-26 2020-06-04 Ｋｙｂ株式会社 流体圧駆動装置

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6831711B2 (ja) 2017-02-01 2021-02-17 川崎重工業株式会社 液圧駆動システム
DE102018208352A1 (de) * 2018-05-28 2019-11-28 Robert Bosch Gmbh Hydraulische Spülventilanordnung
JP6959905B2 (ja) * 2018-11-29 2021-11-05 日立建機株式会社 油圧駆動装置
DE102019205140A1 (de) * 2019-04-10 2020-10-15 Robert Bosch Gmbh Axialkolbenmaschine mit in die Anschlussplatte integrierten Ventilschiebern
CN110500331B (zh) * 2019-09-30 2024-07-19 太原科技大学 一种锻造液压机上砧锁紧快换的液压回路
CN117246120B (zh) * 2023-10-23 2025-07-18 广东爱格威科技有限公司 重载车轮机构及重载agv

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS62170402U (ja) * 1986-04-17 1987-10-29
JP2002521625A (ja) * 1998-07-22 2002-07-16 ポクラン イドローリック アンデュストリ 大きい慣性を有する物体を駆動するのに適した油圧モータ用のバルブ装置
JP2004347083A (ja) * 2003-05-26 2004-12-09 Kobelco Contstruction Machinery Ltd 上部旋回式油圧走行車両、及びその走行系の冷却方法
JP2005121158A (ja) * 2003-10-17 2005-05-12 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd Ｈｓｔ駆動回路
JP2008101636A (ja) * 2006-10-17 2008-05-01 Kayaba Ind Co Ltd フラッシング回路を備える油圧駆動装置

Family Cites Families (28)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2982260A (en) * 1956-07-20 1961-05-02 Fairchild Engine & Airplane Control device
US3589401A (en) * 1969-07-18 1971-06-29 Case Co J I Pressure modulating valve
US3997282A (en) * 1973-03-15 1976-12-14 Waterous Company Pump pressure control device
US4024797A (en) * 1975-10-28 1977-05-24 Caterpillar Tractor Co. Spring centered balanced resolver valve
US4520625A (en) * 1982-03-04 1985-06-04 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho Hydraulic brake valve system
JPH0168982U (ja) * 1987-10-26 1989-05-08
US4889152A (en) * 1989-01-30 1989-12-26 Wilson Earl L System for automatically selecting and discharging a pressurized cylinder
JP3831802B2 (ja) * 1996-05-10 2006-10-11 株式会社日立製作所 遮断器の流体圧駆動装置
JPH1130304A (ja) 1997-07-09 1999-02-02 Uchida Yuatsu Kiki Kogyo Kk 静流体圧伝動装置に於ける発熱防止装置
EP0942103B1 (fr) 1998-03-11 2003-10-01 Poclain Hydraulics Industrie Dispositif de valve pour un moteur hydraulique apte à entraíner une masse d'inertie importante
JP2000179748A (ja) * 1998-12-10 2000-06-27 Yoshio Imada 抵抗弁の構造
JP4203929B2 (ja) 1999-08-31 2009-01-07 株式会社小松製作所 作動油冷却器のリリーフ弁油圧回路
US6360717B1 (en) * 2000-08-14 2002-03-26 Caterpillar Inc. Fuel injection system and a method for operating
JP2002227998A (ja) 2001-01-29 2002-08-14 Hitachi Constr Mach Co Ltd 油圧駆動装置
FR2820186B1 (fr) * 2001-01-31 2004-03-12 Poclain Hydraulics Ind Dispositif d'echange pour un circuit ferme
US6705290B2 (en) * 2002-07-01 2004-03-16 Caterpillar Inc Fuel injection control system and method
WO2004083689A1 (ja) * 2003-03-18 2004-09-30 Kobelco Cranes Co., Ltd. 油圧走行駆動装置及び油圧走行車両
FR2873175B1 (fr) * 2004-07-16 2006-10-20 Poclain Hydraulics Ind Soc Par Circuit hydraulique comprenant un selecteur multifonction
US20080041467A1 (en) * 2006-08-16 2008-02-21 Eaton Corporation Digital control valve assembly for a hydraulic actuator
JP4793369B2 (ja) * 2007-10-18 2011-10-12 トヨタ自動車株式会社 油圧システムの制御装置及びバルブタイミング制御装置
US8132588B1 (en) * 2008-07-02 2012-03-13 Hydro-Gear Limited Partnership Valve
JP5320139B2 (ja) 2009-04-10 2013-10-23 三菱重工業株式会社 工作機械
JP5501669B2 (ja) 2009-06-18 2014-05-28 カヤバ工業株式会社 レベリングバルブ
DE102009048099B4 (de) * 2009-10-02 2013-09-26 Sauer-Danfoss Gmbh & Co. Ohg Hydraulisches System mit Leckageölabführung
WO2011115647A1 (en) * 2010-03-17 2011-09-22 Parker Hannifin Corporation Hydraulic valve with pressure limiter
DE102010053105B4 (de) * 2010-12-01 2021-10-21 Robert Bosch Gmbh Hydrostatischer Antrieb
US20140033692A1 (en) * 2012-08-01 2014-02-06 Caterpillar Inc. System and method to charge and discharge an accumulator
ITUD20120182A1 (it) * 2012-10-29 2014-04-30 Pmp Pro Mec S P A "valvola a spola per circuito di comando di motore di veicolo"

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS62170402U (ja) * 1986-04-17 1987-10-29
JP2002521625A (ja) * 1998-07-22 2002-07-16 ポクラン イドローリック アンデュストリ 大きい慣性を有する物体を駆動するのに適した油圧モータ用のバルブ装置
JP2004347083A (ja) * 2003-05-26 2004-12-09 Kobelco Contstruction Machinery Ltd 上部旋回式油圧走行車両、及びその走行系の冷却方法
JP2005121158A (ja) * 2003-10-17 2005-05-12 Shin Caterpillar Mitsubishi Ltd Ｈｓｔ駆動回路
JP2008101636A (ja) * 2006-10-17 2008-05-01 Kayaba Ind Co Ltd フラッシング回路を備える油圧駆動装置

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2020085134A (ja) * 2018-11-26 2020-06-04 Ｋｙｂ株式会社 流体圧駆動装置
JP7153539B2 (ja) 2018-11-26 2022-10-14 Ｋｙｂ株式会社 流体圧駆動装置

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