CN1092291C - 变量式液压旋转机的容量控制阀 - Google Patents

Abstract

一种变量式液压旋转机的容量控制阀，阀芯(19)处于小容量位置期间，油室(22)与油箱口(15C)连通而仅靠受压部(19G)侧来承受液控压力，受压面积变小。另一方面，成为液控压力的马达驱动压力如果上升到一定压力以上，则阀芯(19)克服复位弹簧(24)而很大地滑动位移，切换到大容量位置。借此，来自液控口(15B)的液控压力经由小孔(23)引入油室(22)内，阀芯(19)的受压面积按油室(22)内的受压部(20A)增大。而且，阀芯(19)因为由受压部(19G)侧和油室(22)内的受压部(20A)侧来承受液控压力，故即使液控压力降低到前述一定压力以下，也可以防止容量控制阀(11)重复切换到大容量位置和小容量位置的振荡。

Description

变量式液压旋转机的容量控制阀

技术领域

本发明涉及变量式液压旋转机的容量控制阀，该变量式液压旋转机适用于例如液压挖掘机等建筑机械中的变量式液压泵或液压马达等。

背景技术

一般来说，变量式液压旋转机用于成为建筑机械等的液压源的液压泵或者用于行走用、回转用的液压马达。而且，例如在用作行走用液压马达的场合，通过用变量操作器把马达容量切换成大容量和小容量，在大容量时使马达以大转矩低速旋转，在小容量时以小转矩高速旋转。

而且，作为液压马达的容量控制装置，成为根据从外部作用于液压马达的负载压力可变地控制马达容量的构成的自身压力控制式的容量控制装置是公知的(例如日本专利特开昭57-43002号公报)。此一自身压力控制式的容量控制装置把液压马达的负载压力作为液控压力供给到容量控制阀，按照此一液控压力把容量控制阀有选择地切换到大容量位置和小容量位置，借此成为切换控制对变量作动器供给排出的压力油的构成。

这种现有技术的自身压力控制式的容量控制装置，由把压力油有选择地供给到变量作动器的主换向阀，和检测液压马达的负载压力并根据负载压力切换控制该主换向阀的先导阀来构成容量控制阀。

而且，前述主换向阀相应于经由先导阀所供给的液控压力(负载压力)切换到大容量位置和小容量位置，在大容量位置和小容量位置上使对液控压力的受压面积变化，借此成为防止容量切换时的振荡的构成。

也就是说，因为如果液压马达把马达容量从小容量切换到大容量，则与此伴随存在着负载压力降低的倾向，故有时马达容量根据负载压力的降低从大容量再次切换到小容量。而且，在马达容量切换到小容量时因为负载压力增加，故产生马达容量从小容量再次切换到大容量这样的所谓振荡现象。

因此，为了防止这种振荡现象，在上述现有技术中，在大容量位置和小容量位置上改变主换向阀对液控压力的受压面积，对切换马达容量的液控压力(负载压力)的设定值给出例如下文述及的图5中所示的滞环特性(ヒステリシス特性)。

可是，在上述现有技术中，因为把压力油有选择地供给到液压马达的变量作动器的主换向阀，和相应于液压马达的负载压力来切换控制该主换向阀来构成用于液压马达的容量控制装置的容量控制阀，故有必要与主换向阀的阀芯分开设置先导阀，存在着装置总体变得复杂而成为谋求小型化的场合的障碍这样的问题。

此外，作为另一种现有技术，在例如日本专利实开昭62-45401号(实公平6-28345号)公报中，公开了成为把由液压先导阀组成的容量控制阀的阀芯取为阶梯形，使液压马达的负载压力作为液控压力作用于阀芯的大直径部一侧，借此相应于负载压力把容量控制阀从小容量位置切换控制到大容量位置的构成者。而且，此一容量控制阀成为直到负载压力在一定范围内减少之间靠阀芯的台肩阻断高压侧的压力油供给排出口，借此给液控压力的设定值赋予滞环特性的构成。

但是，在此一场合只不过成为如果把马达容量作为大容量而负载压力开始减少，则靠阀芯的台肩阻断高压侧的压力油供给排出口，借此抑制马达容量的减少的构成。而且，因为即使从阀芯的台肩泄漏很少的压力油时马达容量也切换到小容量一侧，故存在着难以稳定地控制马达容量这样的问题。

另一方面，作为另外一种现有技术，在例如日本专利特开平1-116301号公报中，公开了因为用外部指令压力把马达容量切换成大容量和小容量，故在容量控制阀的阀芯上设置承受外部指令压力的阶梯部，成为在此一阶梯部一侧相应于阀芯的滑动位置(切换位置)使承受外部指令压力的受压面积变化的构成者。

但是，在此一场合，因为把阀套套装在阀芯的阶梯部一侧，成为相应于阀芯的阶梯部与阀套的相对位置使对外部指令压力的受压面积变化的构成，故与阀芯分体的阀套成为必要的，因此零件数增加，容量控制阀的结构变得复杂，而且存在着难以总体小型化的问题。

发明的公开

本发明是鉴于上述现有技术的问题而作成的，本发明的目的在于提供一种能够减少零件数目并提高组装时的作业性、能够紧凑地形成总体而实现小型化、并且能够稳定而自动地进行容量控制的变量式液压旋转机的容量控制阀。

为了解决上述问题，本发明适用于为了用变量作动器来控制变量式液压旋转机的容量，成为通过以该变量式液压旋转机的负载压力为液控压力而承受来切换对前述变量作动器供给排出压力油的构成的变量式液压旋转机的容量控制阀。

而且，本发明采用的构成的特征在于，其构成具有以下的部分：阀体，该阀体具有阀芯滑动孔，沿该阀芯滑动孔的轴向离开地设置高压口、油箱口、液控口和通往前述变量作动器的压力油供给排出口；阀芯，该阀芯插装于该阀体的阀芯滑动孔内，通过在该阀芯滑动孔内沿轴向滑动位移，而使前述压力油供给排出口与高压口、油箱口有选择地连通、阻断；第1受压部，该第1受压部设在该阀芯上，承受从前述液控口引导的液控压力，以便使阀芯在前述阀芯滑动孔内沿轴向位移；盲轴孔，该盲轴孔由在前述阀芯上形成的盲孔组成，沿该阀芯的轴向延伸并在端面开口；活塞，该活塞能够滑动地插装于该轴孔内以便封闭该轴孔的开口端，在与该轴孔的底部之间隔成油室并且承受该油室内的液压反力；第2受压部，该第2受压部由前述轴孔的底部形成，通过承受前述油室内的压力与前述第1受压部一起使前述阀芯的合计的受压面积变化；以及油路，该油路在对应于前述油室的位置上在前述阀芯上形成，在该阀芯在阀芯滑动孔内位移时使前述油室对前述各油口当中的压力不同的油口有选择地连通。

通过这样地构成，油路相应于阀芯的滑动位移使油室与压力不同的油口，例如液控口和油箱口有选择地连通。而且，在油室与液控口连通时，阀芯由第2受压部承受引导到油室内的液控压力，在与油箱口连通时，解除液控压力的受压。因此，第1、第2受压部引起的阀芯的合计受压面积，随着油室经由油路与哪个油口连通而变化，利用此一受压面积的变化可以给容量控制阀的切换压力(液控压力)赋予滞环特性。

此外，本发明在阀体与阀芯之间设置加载机构，该加载机构成为对前述阀芯始终朝与第1受压部承受液控压力的方向相反的方向加载的构成。借此，可以在液压旋转机的负载压力(液控压力)低的状态下靠加载机构使阀芯朝一个方向滑动位移，在液控压力上升时，靠第1受压部克服加载机构，使阀芯朝另一个方向滑动位移。而且，在此期间通过使油室与压力不同的油口连通、阻断，使第1、第2受压部引起的阀芯对液控压力的受压面积变化，可以给容量控制阀的切换压力赋予滞环特性。

另一方面，本发明采用的另一种构成的特征在于，其构成具有以下的部分：阀体，该阀体有阀芯滑动孔，沿该阀芯滑动孔的轴向离开地设置高压口、油箱口、液控口、外部指令压力口和通往变量操作器的压力油供给排出口；阀芯，该阀芯插装于该阀体的阀芯滑动孔内，通过在该阀芯滑动孔内沿轴向滑动位移而使前述压力油供给排出口与高压口、油箱口有选择地连通、阻断；指令压力受压部，该指令压力受压部设在该阀芯上，通过承受从前述外部指令压力口引导的外部指令压力使前述阀芯沿轴向位移；第1受压部，该第1受压部与该指令压力受压部在轴向上对峙地设在前述阀芯上，通过承受从前述液控口引导的液控压力使前述阀芯与指令压力受压部反向地位移；盲轴孔，该盲轴孔由在前述阀芯上形成的盲孔组成，沿该阀芯的轴向延伸并在端面开口；活塞，该活塞能够滑动地插装于该轴孔内以便封闭该轴孔的开口端，在与该轴孔的底部之间隔成油室并且承受该油室内的液压反力；第2受压部，该第2受压部由前述轴孔的底部形成，通过承受前述油室内的压力与前述第1受压部一起使前述阀芯的合计的受压面积变化；以及油路，该油路在对应于前述油室的位置上在前述阀芯上形成，在该阀芯在阀芯滑动孔内位移时使前述油室对前述各油口当中的压力不同的油口有选择地连通。

通过这样地构成，可以用外部指令压力来切换控制容量控制阀，例如在使外部指令压力降低到油箱压力值的状态下，无论来自液控口的液控压力如何，都把阀芯保持在一方向的滑动位置，可以把容量控制阀固定于例如大容量位置。而且，在提高外部指令压力而使阀芯朝另一个方向位移的场合，该阀芯成为能够相应于液压旋转机的负载压力(液控压力)朝一个方向或者另一个方向滑动位移的状态，此时阀芯承受液控压力被朝一个方向推压时，沿与其相反的另一个方向承受外部指令压力。借此，容量控制阀能够利用外部指令压力与液控压力的压力差、受压面积差来进行容量的切换控制，并且能够进行具有对液控压力的滞环特性的容量的切换控制。

此外，如果采用本发明，则指令压力受压部成为由阀芯的一端侧端面来形成的构成。借此，可以由阀芯的一端侧端面整个来承受外部指令压力，即使把外部指令压力取为比较低的压力时，指令压力受压部也可以以大的受压面积来承受外部指令压力。

此外，本发明在阀体与阀芯之间设置加载机构，该加载机构成为对前述阀芯始终朝与指令压力受压部承受外部指令压力的方向相反的方向加载的构成。

借此，例如在使外部指令压力降低到油箱压力值的状态下，通过靠加载机构给阀芯朝一个方向加载，可以无论来自液控口的液控压力如何，都把阀芯保持在一方向的滑动位置，可以把容量控制阀固定于例如大容量位置。此外，在提高外部指令压力的场合，可以克服加载机构朝另一个方向推动阀芯，在此一状态下相应于液压旋转机的负载压力使阀芯滑动位移成为可能，能够进行具有对液控压力的滞环特性的容量的切换控制。

另一方面，如果采用本发明，则在指令压力受压部与阀体之间隔成连通于外部指令压力口的外部指令压力室，成为在把前述外部指令压力口连接到外部的指令压力供给机构的指令压力管路中，设置在前述外部指令压力室中产生阻尼作用的节流的构成。

借此，即使在例如液压旋转机的起动时等中负载压力瞬间地变动的场合，也可以使外部指令压力室作为阻尼室发挥作用，抑制阀芯的瞬间运动而抑制振荡，并且可以使容量的切换控制稳定。

此外，本发明成为在指令压力受压部与阀体之间隔成连通于外部指令压力口的外部指令压力室，在把前述外部指令压力口连接到外部的指令压力供给机构的指令压力管路上，设置在前述外部指令压力室中产生阻尼作用用的节流，在前述阀体与阀芯之间，设置把外部指令压力室对液控口液密地密封的密封构件的构成。

在此一场合也是，可以靠设在指令压力管路上的节流使外部指令压力室作为阻尼室发挥作用，抑制阀芯的瞬间运动而抑制振荡，并且可以使容量的切换控制稳定。而且，可以靠密封构件防止来自液控口的高压向外部指令压力室泄漏，可以防止在外部指令压力室中产生前述节流引起的“困油压力(こもリ压)”。

而且，本发明成为在阀体的外部指令压力口上设置构成指令压力管路的一部分的配管连接用的管接头，在管接头上设置节流的构成。借此，可以把使外部指令压力室作为阻尼室发挥功能用的节流内装于管接头中，没有必要在构成指令压力管路的配管的中途另外设置节流。

此外，如果采用本发明，则油路成为相应于阀芯的滑动位置使油室与液控口、油箱口有选择地连通、阻断的构成，前述阀芯在油室经由前述油路与液控口连通时靠第1、第2受压部以大的受压面积承受液控压力，在前述油室经由前述油路与油箱口连通时靠前述第1受压部以小的受压面积承受液控压力的构成。

在此一场合，油室经由油路与液控口连通期间因为液控压力引导到油室内，故可以靠第2受压部按油室的受压面积使阀芯对液控压力的受压面积增大。此外，在油室经由油路与油箱口连通时由于油室内的压力降低到油箱压力值，所以阀芯成为仅第1受压部承受液控压力，可以使阀芯的受压面积减小。

另一方面，如果采用本发明，则成为第2受压部具有小于第1受压部的受压面积，在油室与液控口连通时前述第2受压部与第1受压部反向地承受液控压力的构成。

在此一场合，在油室与液控口连通期间通过把液控压力引导到油室内，第2受压部与第1受压部反向地承受液控压力，可以按第2受压部的受压面积来抵销第1受压部对液控压力的受压面积。此外，在油室与压力低的油箱口等连通时油室内的压力降低到低的压力值，由于阀芯上与受压部反向地作用的压力降低，所以阀芯可以靠前述第1受压部以大的受压面积来承受液控压力，可以使液控压力的受压面积相对地增大。

此外，如果采用本发明，则成为第1受压部由具有大于轴孔的孔径而在阀芯上形成，在与前述轴孔对峙侧的端面上开口并沿阀芯的轴向延伸的盲孔来组成，在该盲孔内能够滑动地插装直径大于活塞的活塞构件，借此隔成始终与液控口连通的液控压力的受压室的构成。

借此，可以在盲孔的底部与活塞构件之间隔成始终与液控口连通的液控压力的受压室，由阀芯内的盲孔组成的第1受压部可以经由受压室始终承受液控压力。

此外，如果采用本发明，则油路成为相应于阀芯的滑动位置使油室与液控口、外部指令压力口有选择地连通、阻断的构成，第2受压部成为与第1受压部反向地承受液控压力或者外部指令压力的构成。

借此，在油室与液控口连通期间通过把液控压力引导到油室内，第2受压部与第1受压部反向地承受液控压力，可以按第2受压部的受压面积来抵销而减小第1受压部对液控压力的受压面积。此外，在油室与外部指令压力口连通时，油室内的压力可以降低到外部指令压力的值，由于阀芯上与第1受压部反向地作用的压力降低，所以阀芯可以靠前述第1受压部以大的受压面积承受液控压力，可以使液控压力的受压面积相对地增大。

另一方面，如果采用本发明，则阀芯成为由一端侧比其他部分的直径大的阶梯阀芯组成，第1受压部由位于阀芯的大直径部一侧的外周侧的阶梯部来形成的构成。

借此，在阀芯的一端侧外周上，在成为大直径的阶梯部的位置上可以形成成为环形的第1受压部，可以靠作用在该第1受压部上的液控压力使阀芯滑动位移。此外，在此一场合，由于没有必要在阀芯上设置与轴孔分开的盲孔来隔成液控压力的受压室，所以可以缩短阀芯的全长。

此外，在本发明中，油路成为在使油室与液控口连通时几乎同时把前述油室对其他油口阻断，在使前述油室与其他油口连通时几乎同时对前述液控口阻断的构成。

借此，阀芯可以以零遮盖(零ラップ)进行油路引起的油室与各油口的连通、阻断，可以消除例如油室与液控口和油箱口或外部指令压力口同时连通而油室内的压力变得不稳定等问题。

进而，如果采用本发明，则阀芯有把压力不同的油口间彼此阻断的多个台肩，油路成为在使油室对各油口当中压力低于液控口的油口连通、阻断的位置上有节流通路的构成。

借此，在把来自液控口的液控压力引导到油室内使油室内成为高压之后，即使是例如随着阀芯的滑动位移而油室与油箱口连通时，也可以由节流通路来抑制油室内的高压成喷流地向油箱口侧流出，可以消除在低压的油箱口一侧产生异常压力等问题。

附图的简要说明

图1是本发明的第1实施例的容量控制阀所运用的液压挖掘机的行走用液压回路图。

图2是表示图1中的容量控制阀处于小容量位置的状态的纵剖视图。

图3是表示阀芯滑动位移到行程末端而切换到大容量位置的状态的容量控制阀的纵剖视图。

图4是表示图2中的阀芯的纵剖视图。

图5是表示容量控制阀引起的切换控制压力的滞环特性的特性曲线图。

图6是本发明的第2实施例的容量控制阀所运用的液压挖掘机的行走用液压回路图。

图7是表示图6中的容量控制阀处于大容量位置的状态的纵剖视图。

图8是表示阀芯滑动位移到行程末端而切换到小容量位置的状态的容量控制阀的纵剖视图。

图9是表示本发明的第3实施例的容量控制阀处于大容量位置的状态的纵剖视图。

图10是本发明的第4实施例的容量控制阀所运用的液压挖掘机的行走用液压回路图。

图11是表示图10中的容量控制阀处于大容量位置的状态的纵剖视图。

图12是表示阀芯滑动位移到行程末端而切换到小容量位置的状态的容量控制阀的纵剖视图。

图13是本发明的第5实施例的容量控制阀所运用的液压挖掘机的行走用液压回路图。

图14是表示图13中的容量控制阀处于大容量位置的状态的纵剖视图。

图15是表示阀芯滑动位移到行程末端而切换到小容量位置的状态的容量控制阀的纵剖视图。

图16是本发明的第6实施例的容量控制阀所运用的液压挖掘机的行走用液压回路图。

图17是表示图16中的容量控制阀处于大容量位置的状态的纵剖视图。

图18是表示阀芯滑动位移到行程末端而切换到小容量位置的状态的容量控制阀的纵剖视图。

实施发明的最佳形态

下面参照附图举例详细说明把本发明的实施例的变量式液压旋转机的容量控制阀运用于液压挖掘机等的行走用液压马达的场合。

这里，图1至图5示出本发明的第1实施例，图中1是与油箱2一起构成液压源的液压泵，该液压泵1由液压挖掘机的原动机(未画出)来旋转驱动，把从油箱2内吸入的液压油作为高压的压力油供给到下文述及的液压马达3等。

3是行走用的液压马达，该液压马达3由例如斜盘式或者斜轴式变量式液压旋转机来构成，有由斜盘或者配流盘构成的变量部3A。而且，液压马达3在用下文述及的伺服作动器10朝倾转角加大的箭头A方向倾转驱动变量部3A时，马达容量向大容量侧增大，在朝倾转角减小的箭头B方向倾转驱动时马达容量向小容量侧减小。

4A、4B是把液压马达3连接到液压泵1和油箱2的一对主管路，该主管路4A、4B经由下文述及的方向控制阀5等把来自液压泵1的压力油对液压马达3供给排出。借此，液压马达3正转或反转，使液压挖掘机(车辆)前进或后退。此外，主管路4A、4B在下文述及的平衡阀6与方向控制阀5之间为液压源侧的管路4A1、4B1，在平衡阀6与液压马达3之间为执行器侧的管路4A2、4B2。

5是设在主管路4A、4B的中途的行走用方向控制阀，该方向控制阀5如图1中所示构成为例如三位四通方向控制阀。而且，液压挖掘机的操作者通过切换操作操作手柄5A把方向控制阀5从中立位置(I)切换操作到切换位置(II)、(III)。

而且，方向控制阀5在切换位置(II)把来自液压泵1的压力油经由主管路4A供给到液压马达3，使液压马达3例如正向旋转，并且把来自液压马达3的回油经由主管路4B向油箱2排出。此外，在使方向控制阀5切换到切换位置(III)时压力油的供给方向逆转，液压马达3被反向旋转驱动。

6是构成附设在液压马达3上的制动阀的反平衡阀(カゥンタバランス弁)，该反平衡阀6由设在液压源侧的管路部4A1、4B1和执行器侧的管路部4A2、4B2之间的一对单向阀7A、7B，和配置在液压源侧的管路部4A1、4B1与执行器侧的管路部4A2、4B2之间，与单向阀并列连接的压力控制阀8来构成。

而且，反平衡阀6的压力控制阀8与方向控制阀5几乎联动地从中立位置(I)切换到切换位置(II)、(III)，补偿来自液压泵1的压力油对液压马达3的供给排出。此外，反平衡阀6通过在液压马达3的惯性旋转时等压力控制阀8复位到中立位置(I)，在液压马达3与反平衡阀6之间在执行器侧的管路部4A2、4B2内产生制动压力。

这里，反平衡阀6的压力控制阀8由例如三位六通液压先导式方向控制阀来构成，有成为高压引出口的中位旁通口8A。而且，压力控制阀8在从中立位置(I)切换到切换位置(II)时，中位旁通口8A连接到液压源侧的管路部4A1、4B1当中高压侧的管路部4A1，在切换到切换位置(III)时连接到管路部4B1。

借此，压力控制阀8的中位旁通口8A把作为液压马达3的负载压力的马达驱动压力引导到下文述及的控制管路27内，根据来自控制管路27的液控压力来切换控制下文述及的容量控制阀11。此外，在压力控制阀8复位到中立位置(I)时中位旁通口8A连接到下文述及的油箱管路30，借此控制管路27内的液控压力自动地降低到油箱压力值。

9是位于液压马达3与反平衡阀6之间设在主管路4A、4B的管路部4A2、4B2间的作为高压选择阀的梭阀，该梭阀9选择主管路4A、4B的管路部4A2、4B2当中高压侧的压力油，把选择的压力油经由下文述及的高压管路28、容量控制阀11供给到伺服作动器10。

10是作为附设于液压马达3的变量作动器的伺服作动器，该伺服作动器10有驱动液压马达3的变量部3A的倾转活塞10A，始终靠弹簧10B给变量部3A朝箭头A方向的大倾转(大容量)一侧加载。而且成为如果高压的压力油供给到油压室10C内则伺服作动器10靠倾转活塞10A克服弹簧10B朝箭头B方向驱动变量部3A，把马达容量从大容量切换到小容量的构成。

11是与伺服作动器10一起附设于液压马达3的容量控制阀，该容量控制阀11如图2等中所示由阀体12、能够滑动地设在该阀体12内的下文述及的阀芯19和活塞21等来构成。此外，容量控制阀11如图1中所示由二位六通液压先导式换向阀等组成，靠来自控制管路27的液控压力P切换控制到大容量位置(a)和小容量位置(b)。

而且，容量控制阀11处于小容量位置(b)时，把来自高压管路28的压力油经由下文述及的供给排出管路29供给到伺服作动器10的油压室10C。借此，倾转活塞10A朝倾转角减小的箭头B方向驱动变量部3A。此外，容量控制阀11在切换到大容量位置(a)时把供给排出管路29连接到油箱管路26，使油压室10C内的压力油向油箱2排出。借此，伺服作动器10靠弹簧10B朝倾转角加大的箭头A方向驱动变量部3A。

这里，在容量控制阀11的阀体12上，形成一端侧为开口端13A，另一端侧为封闭端13B的阶梯的阀芯滑动孔13。而且，在该阀芯滑动孔13的外周侧轴向离开地形成环形的油槽14A、14B、14C、14D、14E、14F。

此外，在阀体12上轴向彼此离开地形成油箱口15A、15C、15F、液控口15B、高压口15D和压力油供给排出口15E。而且，这些油口15A～15F经由油槽14A～14F与阀芯滑动孔13内连通。

16是封闭阀芯滑动孔13的开口端13A的盖体，该盖体16构成阀体12的一部分，在与下文述及的阀芯19的一端侧端面之间位于油槽14A内形成弹簧室17。此外，在盖体16的内侧面上设置向弹簧室17内突出的杆形挡铁18，该挡铁18如图3中所示限制阀芯19的行程末端。

19是插装于阀体12的阀芯滑动孔13内的阀芯，该阀芯19如图2、图4中所示在外周侧上轴向彼此离开地形成台肩19A、19B、19C、19D，在台肩19B与台肩19C之间形成把油槽14B、14C间连通、阻断的环形槽19E。此外，在阀芯19的台肩19C与台肩19D之间形成把油槽14D、14E间连通、阻断的环形槽19F，压力油供给排出口15E靠该环形槽19F和台肩19D与高压口15D和油箱口15F有选择地连通、阻断。

这里，阀芯19形成为位于一端侧的台肩19A一侧成为最大直径的阶梯阀芯，对着台肩19B的台肩19A的阶梯部(端面侧)成为承受来自控制管路27的液控压力P的第1受压部19G。而且，台肩19A形成外径Da，台肩19B形成外径Db，受压部19G有根据式1的公式计算的受压面积S1。〔式1〕

    S1＝(Da²×π/4)-(Db²×π/4)

      ＝(Da²-Db²)×π/4

借此，受压部19G以受压面积S1始终承受来自控制管路27的液控压力P。而且，通过此一液控压力P升压，阀芯19克服下文述及的复位弹簧24朝箭头C方向滑动位移。

20是由在阀芯19上形成并沿轴向延伸的盲孔组成的轴孔，该轴孔20一端侧成为底部而封闭，另一端侧在阀芯19的端面上开口。而且，轴孔20如图4中所示以比较小的孔径Dc(Dc＜Db＜Da)形成，轴孔20的底部成为以〔式2〕

    S2＝Dc²×π/4的受压面积S2来承受下文述及的油室22内的压力的第2受压部2A。

21是能够滑动地插装于轴孔20内的活塞，该活塞21始终封闭轴孔20的开口端侧，其一端侧与轴孔20的底部之间隔成油室22。此外，活塞21的另一端侧如图3中所示从阀芯19的端面沿轴向突出，因为承受油室22内的液控压力P引起的液压反力而接触于阀芯滑动孔13的封闭端13B一侧。

23是在油室22的位置上沿阀芯19的径向穿成的作为油路的小孔，该小孔23在环形槽19E的位置上开口于阀芯19的外周面上。而且，小孔23根据阀芯19的滑动位置把油室22与油箱口15C(油槽14C)和液控口15B(油槽14B)有选择地连通、阻断。

在此一场合，阀芯19以零遮盖来进行小孔23引起的油室22与油箱口15C、液控口15B的连通、阻断。因此，台肩19B、19C间的环形槽19E的轴向长度按与油槽14B、14C间的距离尺寸几乎一致的尺寸来形成。而且，小孔23成为在把油室22与液控口15B连通时，靠环形槽19E几乎同时把油室22对油箱口15C阻断，在把油室22与油箱口15C连通时几乎同时对液控口15B阻断的构成。

24是位于阀体16与阀芯19之间配置在弹簧室17内的构成加载机构的复位弹簧，该复位弹簧24一端侧套装于挡铁18的外周侧，另一端侧靠配合等手段安装于阀芯19的一端侧。而且，复位弹簧24始终以朝封闭端13B一侧箭头D方向的加载力Fa给阀芯19加载，借此容量控制阀11被保持于图1中所示的小容量位置(b)。

25是把来自液压马达3的泄油(漏油)向油箱2侧排出的泄油管，26表示把容量控制阀11的油箱口15A、15C、15F始终连接到油箱2的油箱管路。

此外，27是连接到容量控制阀11的液控口15B的控制管路，该控制管路27连接到反平衡阀6的中位旁通口8A，把液压马达3的马达驱动压力(负载压力)作为液控压力P引导到容量控制阀11的液控口15B。

28是在把梭阀9连接到容量控制阀11的高压口15D的高压管路，该高压管路28把由梭阀9从主管路4A、4B的管路部4A2、4B2选择的高压侧的压力油引导到容量控制阀11的高压口15D。

29是把伺服作动器10的油压室10C连接到容量控制阀11的压力油供给排出口15E的供给排出管路。进而，30是连接到反平衡阀6的中位旁通口8A另一个油箱管路，该油箱管路30在平衡阀6的压力控制阀8复位到中立位置(I)时把中位旁通口8A连接到油箱2。借此，控制管路27内的液控压力P降低到油箱压力值。

备有本实施例的容量控制阀11的液压挖掘机的行走用液压回路具有如上所述的构成，下面就其动作进行说明。

首先，如果液压挖掘机的操作者为了行走驱动车辆而把图1中所示的方向控制阀5从中立位置(I)切换到切换位置(II)，则来自液压泵1的压力油成为马达驱动压力而从主管路4A侧供给到液压马达3。而且，此时反平衡阀6的压力控制阀8靠管路部4A1、4B1间的压差从中立位置(I)切换到切换位置(II)一侧，把来自液压马达3的回油经由压力控制阀8从主管路4B(管路部4B1)侧向油箱2排出，借此车辆朝前进方向行走驱动。

另一方面，在把行走用的方向控制阀5从中立位置(I)切换到切换位置(III)时，马达驱动压力供给到主管路4B侧，液压马达与前述场合反向地旋转驱动。而且，在此一场合压力控制阀8从中立位置(I)切换到切换位置(III)，把来自液压马达3的回油经由压力控制阀8从主管路4A(管路部4A1)侧向油箱2排出，借此车辆朝后退方向行走驱动。

这里，在车辆行走时压力控制阀8从中立位置(I)切换到切换位置(II)或(III)的状态下，压力控制阀8的中位旁通口8A连接到液压源侧的管路部4A1或4B1，马达驱动压力成为液控压力P从控制管路27供给到容量控制阀11的液控口15B。

此外，在作动器侧的管路部4A2、4B2侧靠梭阀9选择马达驱动压力，所选择的压力油从高压管路28引导到容量控制阀11的高压口15D。

而且，供给到容量控制阀11的液控口15B的液控压力P作用于图2中所示的阀芯19的受压部19G，以根据前述式1的公式的受压面积S1，靠推压力F1克服复位弹簧24的加载力Fa朝箭头C方向推压阀芯19。〔式3〕

    F1＝S1×P

此外，复位弹簧24的加载力Fa预先设定成满足〔式4〕

    Fa＝S1×P1＝(S1+S2)×P2的关系，如图5中所示的特性曲线31，液控压力P在压力P1、P2(P1＞P2)之间变化时，给马达容量的切换控制压力赋予滞环特性。

也就是说，在车辆爬坡的爬坡行走时等中，液压马达3的负载压力上升，液控压力P上升到压力P1以上。而且，此时阀芯19靠受压部19G以箭头C方向的推压力F1(F1＝S1×P1)如图3中所示使复位弹簧24挠曲变形，滑动位移到接触于挡铁18的行程末端。

借此，容量控制阀11克服复位弹簧24的加载力Fa，从图1中所示的小容量位置(b)向大容量位置(a)切换，容量控制阀11的高压口15D靠阀芯19的台肩19D对压力油供给排出口15E阻断。此时该压力油供给排出口15E与油箱口15F(油箱管路26)连通。

因此，在伺服作动器10中，油压室10C经由供给排出管路29、容量控制阀11的压力油供给排出口15E、油箱管路26等连接到油箱2，靠弹簧10B把液压马达3的变量部3A朝箭头A方向驱动到大倾转侧。借此，马达容量被控制成大容量以便准备爬坡行走而使液压马达3能够以大转矩低速旋转。

此外，此时容量控制阀11通过阀芯19内的油室22如图3中所示经由小孔23、环形槽19E、油槽14B连接到液控口15B，例如压力P1以上的液控压力P供给到油室22内。

而且，阀芯19靠受压部19G以受压面积S1来承受液控压力P。此外，靠油室22内的受压部20A一侧，以根据前述式2的公式计算的受压面积S2来承受液控压力P。因此，阀芯19以受压部19G与受压部20A的合计的受压面积(S1+S2)连续承受液控压力P。

结果，液压马达3的容量从小容量变化到大容量，即使在马达驱动压力(负载压力)略有降低的场合，在液控压力P为压力P2以上期间阀芯19也以〔式5〕

    F2＝(S1+S2)×P〔式6〕

    F2≥Fa

    但是，P≥P2的推压力F2如图3中所示使复位弹簧24朝箭头C方向挠曲变形，使容量控制阀11保持大容量位置(a)。

另一方面，在车辆的爬坡行走结束、转变成例如平地的直进行走等场合，液控压力P降低到图5中所示的压力P2以下。借此，由于阀芯19的推压力F2变得小于复位弹簧24的加载力Fa，所以阀芯19被复位弹簧24朝箭头D方向推回，滑动位移到图2中所示的原始位置，容量控制阀11再次复位到小容量位置(b)。

而且，此时容量控制阀11的高压口15D与压力油供给排出口15E连通。因此，伺服作动器10，由梭阀9选择的来自高压管路28的压力油经由供给排出管路29等供给到油压室10C内，靠倾转活塞10A把液压马达3的变量部3A朝箭头B方向驱动到小倾转侧。借此，可以把液压马达3的容量控制成适于平地行走的小容量，可以使车辆以小转矩高速行走。

此外，此时在容量控制阀11中，阀芯19内的油室22如图2中所示经由小孔23、油槽14C连接到油箱口15C，油室22内的压力降低到油箱压力值。因此，阀芯19成为不是靠油室22内的受压部20A侧来承受液控压力P，而是仅靠受压部10G侧以受压面积S1来承受液控压力P，阀芯19被减小成受压面积S1。

结果，液压马达3的容量从大容量变化到小容量，即使在马达驱动压力(负载压力)略有增加的场合，在液控压力P达到压力P1之前仍是阀芯19以根据式7的公式的推压力F1把复位弹簧24朝图2中的箭头C方向推压，〔式7〕

    F1＜Fa

    但是，P＜P1阀芯19靠复位弹簧24向初始位置加载，把容量控制阀11保持在小容量位置(b)。

这样一来，如果采用本实施例，则在阀芯19的一端侧设置最大直径的台肩10A而形成环形的受压部19G，由该受压部19G以受压面积S1来承受来自液控口15B的液控压力P。而且，在从阀芯19的另一端侧轴向延伸的盲轴孔20内，能够滑动地插装活塞21隔成油室22，成为相应于阀芯19的滑动位置靠小孔23把该油室22与油箱口15C和液控口15B有选择地连通、阻断的构成。

而且，在阀芯19处于图2中所示的初始位置，也就是容量控制阀11处于小容量位置(b)期间，通过使油室22与油箱口15C连通，把阀芯19对液控压力P的受压面积减小成仅有受压部10G侧的受压面积S1。结果，可以在直到马达驱动压力(液控压力P)上升到压力P1以上之前，靠复位弹簧24把阀芯19保持在初始位置，可以把容量控制阀11保持在小容量位置(b)。

此外，在马达驱动压力上升到压力P1以上时，阀芯19克服复位弹簧24滑动位移到行程末端。借此，经由小孔23把来自液控口15B的液控压力P引入油室22内，可以按油室22内的受压部20A的受压面积S2增大阀芯19的受压面积，可以以合计的受压面积(S1+S2)连续承受液控压力P。

因此，液压马达3的容量从小容量增加到大容量，即使在马达驱动压力略有降低的场合，也可以以大的受压面积(S1+S2)把阀芯19保持在图3中所示的行程末端。而且，直到马达驱动压力降低到平地行走时的压力P2以下之前，可以通过把容量控制阀11切换到大容量位置(a)，把液压马达3的容量保持成大容量。

因而，如果采用本实施例，则可以在压力P1、P2的范围内给容量控制阀11的切换控制压力赋予图5中所示的滞环特性，可以防止伴随着容量的切换的振荡现象。借此，可以稳定而自动地进行容量控制。此外，因为可以由阀体12、阀芯19、活塞21和复位弹簧24来构成容量控制阀11，故可以减少零件数并提高组装时的作业性，并且可以紧凑地形成总体而实现小型化。

此外，因为制成把阀芯19形成一端侧成为大直径的阶梯阀芯，在阀芯19的外周侧在成为最大直径的台肩19A的位置上设置液控压力P的受压部19G的构成，所以可以缩短阀芯19的轴向长度，可以把容量控制阀11总体小型化。

进而，因为制成在阀芯19内隔成的油室22在容量控制阀11的切换控制时几乎以零遮盖与液控口15B和油箱口15C连通、阻断的构成，故可以在容量的切换控制时瞬间地增减阀芯19对液控压力P的受压面积，可以使阀芯19在初始位置与行程末端之间顺利地滑动位移。而且，可以良好地抑制伴随着马达容量的切换的振荡现象的发生，可以实现稳定的容量控制。

接下来，图6至图8示出本发明的第2实施例，本实施例的特征在于，在容量控制阀上加设外部指令压力口，由外部选择机构来选择外部指令压力，借此成为根据运行条件有选择地进行把马达容量固定于大容量的控制，和容量自动切换控制的构成。再者，在本实施例中，对于与前述第1实施例相同的构成要素赋予相同的标号，并省略其说明。

图中，41是本实施例中采用的容量控制阀，该容量控制阀41如图7中所示，由阀体42、下文述及的阀芯49和活塞51等来构成。而且，容量控制阀41与前述实施例中所述的容量控制阀11几乎同样地构成。但是，该容量控制阀41靠来自下文述及的指令压力管路59的外部指令压力和来自控制管路27的液控压力P来切换控制成大容量位置(a)和小容量位置(b)。

这里，在容量控制阀41的阀体42上，形成一端侧为开口端43A，另一端侧为封闭端43B的阶梯的阀芯滑动孔43，在该阀芯滑动孔43的外周侧轴向离开地形成环形的油槽44A、44B、44C、44D、44E。

此外，在阀体42上轴向彼此离开地形成外部指令压力口45A、液控口45B、油箱口45C、45F、高压口45D和压力油供给排出口45E，这些油口45A～45E经由油槽44A～44E与阀芯滑动孔43内连通。

46是封闭阀芯滑动孔43的开口端43A侧的盖体，该盖体46构成阀体42的一部分，在与下文述及的阀芯49的一端侧端面之间位于油槽44内形成外部指令压力室47。

48是在阀芯滑动孔43的封闭端43A与阀芯49的另一端侧端面之间形成的弹簧室，在该弹簧室48内配置着下文述及的复位弹簧56、挡铁55等。此外，弹簧室48经由油箱口45F、油箱管路26常时地连接到油箱2。

49是插装于阀体42的阀芯滑动孔43内的阀芯，该阀芯49如图7、图8中所示，在外周侧上轴向彼此离开地形成台肩49A、49B、49C、49D、49E。此外，在阀芯49的台肩49D与台肩49E之间形成把油槽44D、44E间连通、阻断的环形槽49F。而且，阀芯49使压力油供给排出口45E靠环形槽49F和台肩49E与高压口45D和油箱口45F有选择地连通、阻断。

这里，阀芯49形成为位于一端侧的台肩49A一侧成为最大直径的阶梯阀芯，对着台肩49B的台肩49A的阶梯部(端面侧)成为承受来自控制管路27的液控压力的环形的第1受压部49G。而且，该受压部49G与根据前述第1实施例的阀芯19的受压部19G同样，具有根据前述式1的公式计算的受压面积S1。

此外，在阀芯49的外周侧上，在台肩49B、49C间形成环形窄槽49H，在台肩49C、49D间形成环形窄槽49J。而且，这些窄槽49H、49J位于下文述及的油孔53、54的开口端一侧，使下文述及的油室52几乎以零遮盖对液控口45B和油箱口45C连通、阻断。

因此，在窄槽49H与油槽44B连通(阻断)时，几乎同时使窄槽49J对油槽44C阻断(连通)。进而，位于阀芯49的台肩49A一侧的一端侧端面成为与前述受压部49G反向地承受外部指令压力的指令压力受压部49K。而且，该指令压力受压部49K成为在外部指令压力室47内具有根据下文述及的式8的公式的受压面积S3的构成。

50是由在阀芯49上形成并沿轴向延伸的盲孔组成的轴孔，该轴孔50一端侧成为底部而封闭，另一端侧在阀芯49的端面上开口。而且，轴孔50与第1实施例中所述的轴孔20几乎同样，在其底部侧有以受压面积S2来承受下文述及的油室52内的压力的第2受压部50A。

51是能够滑动地插装于轴孔50内的活塞，该活塞51常时地封闭轴孔50的开口端侧，其一端侧与轴孔50的受压部50A之间隔成油室52。此外，活塞51的另一端侧如图7中所示，从阀芯49的端面沿轴向突出，承受油室52内的液控压力P引起的液压反力而接触于挡铁55的端面。

53、54是在油室52的位置上沿阀芯49的径向穿设的油孔，该油孔53、54在窄槽49H、49J的位置上开口于阀芯49的外周面上。而且，油孔53、54与窄槽49H、49J构成相应于阀芯49的滑动位置把油室52与液控口45B(油槽44B)和油箱口45C(油槽44C)有选择地连通、阻断的油路。

在此一场合，油孔53经由窄槽49H、油槽44B与液控口45B连通、阻断，油孔54经由窄槽49J、油槽44C与油箱口45C连通、阻断。而且，这些油孔53、54在阀芯49滑动位移时以零遮盖来进行油室52与液控口45B、油箱口45C的连通、阻断。因此，与油孔53、54常时地连通的窄槽49H、49J按照油槽44B、44C的离开尺寸形成具有预先确定的规定的间隔(轴向间隔)。

借此，在窄槽49H与油槽44B连通时，窄槽49J几乎与此同时对油槽44C阻断。此外，在窄槽49J与油槽44C连通时，窄槽49H几乎与此同时对油槽44B阻断。

此外，油孔54构成与油孔53相比形成小直径的节流通路。而且，油孔54具有在如图8中所示把油室52与油箱口45C连通时，抑制油室52内的压力油向油箱口45C侧喷出，抑制在油箱口45C一侧产生冲击压力的功能。

55是位于阀芯滑动孔43的封闭端43B一侧而设在阀体42内的挡铁，该挡铁55由圆柱形的杆等组成，从阀芯滑动孔43的封闭端43B一侧向弹簧室48内突出。而且，挡铁55的一端侧接触于活塞51的另一端。此外，挡铁55在阀芯49如图8中所示滑动位移时，接触于阀芯49的端面，限制该阀芯49的行程末端。

56是位于阀体42与阀芯49之间而配置在弹簧室48内的构成加载机构的复位弹簧，该复位弹簧56一端侧用配合等手段安装于阀芯49的端部，另一端侧套装于挡铁55的外周侧而接触于阀芯滑动孔43的封闭端43B。而且，复位弹簧56以加载力Fb始终朝箭头C方向给阀芯49加载，借此容量控制阀41被保持在图6中所示的大容量位置(a)。

57是成为外部指令压力用的液压源的控制泵，58是决定该控制泵57的最高输出压力的溢流阀，如果在控制泵57的输出侧产生过剩压力则该溢流阀58打开，使此一过剩压力向油箱2侧溢流。

59是连接到容量控制阀41的外部指令压力口45A的指令压力管路，60是作为把该指令压力管路59有选择地连接到油箱2和控制泵57的外部选择机构的压力选择阀，该压力选择阀60通过液压挖掘机的操作者等手动操作操作手柄60A，切换到容量固定位置(c)和自动切换位置(d)中的某一个位置。

而且，在把压力选择阀60切换到容量固定位置(c)期间，指令压力管路59连接到油箱2，借此容量控制阀41的外部指令压力室47压力成为油箱压力值。因此，阀芯49靠复位弹簧56等加载到初始位置，容量控制阀41被保持在图6中所示的大容量位置(a)。

此外，在把压力选择阀60切换到自动切换位置(d)期间，指令压力管路59连接到控制泵57一侧，由下文述及的减压阀61所设定的压力值Pg的外部指令压力供给到容量控制阀41的外部指令压力室47。而且，容量控制阀41的阀芯49通过外部指令压力室47内的受压部49K承受压力值Pg的外部指令压力，借此克服复位弹簧56而被朝箭头D方向推压。

61是设在控制泵57与压力选择阀60之间的减压阀，因为抑制供给到指令压力管路59内的外部指令压力升压到满足下文述及的式9～式12的公式的压力值Pg以上，故该减压阀61始终打开。而且，如果来自控制泵57的输出压力上升到压力值Pg以上，则减压阀61关闭而停止输出压力的供给。

这样一来，虽然在这样构成的本实施例中也可以得到与前述第1实施例几乎同样的作用效果，但是特别是在本实施例中，因为在容量控制阀41上设置外部指令压力口45A、外部指令压力室47等，成为靠压力选择阀60选择供给外部指令压力的构成，所以可以得到下述这样的作用效果。

也就是说，在把压力选择阀60切换到容量固定位置(c)期间，指令压力管路59连接到油箱2，容量控制阀41的外部指令压力室47压力成为油箱压力值。因此，在阀芯49上不产生指令压力受压部49K引起的箭头D方向的推压力，而是阀芯49靠复位弹簧56等连续加载到图7中所示的初始位置，借此容量控制阀41保持在图6中所示的大容量位置(a)，液压马达3固定于大容量。

另一方面，如果把压力选择阀60从容量固定位置(c)切换到自动切换位置(d)，则压力值Pg的外部指令压力45A经由指令压力管路59、外部指令压力口45A供给到容量控制阀41的外部指令压力室47。

在此一场合，阀芯49的台肩49A与第1实施例中所述的阀芯19的台肩19A同样，由于具有图4中举例表示的外径Da，所以阀芯49的受压部49K在外部指令压力室47内以根据下述的式8的公式计算的受压面积S3来承受外部指令压力。〔式8〕

    S3＝(Da²×π/4)

而且，在把外部指令压力设定成压力值Pg时，以成为〔式9〕

    F3＝S3×Pg的推压力F3朝箭头D方向推压阀芯49。

此外，阀芯49在如图7中所示的初始位置上，靠受压部49G以受压面积S1来承受从液控口45B引导的液控压力P。而且，在油室52内的受压部50A侧以受压面积S2来承受液控压力P。因此，就在阀芯49上朝图7中的箭头C方向作用着根据前述式5的推压力F2。

而且，因为复位弹簧56以加载力Fb朝箭头C方向给阀芯49加载，故在阀芯49上朝箭头C方向作用着推压力F2和加载力Fb，朝箭头D方向作用着外部指令压力引起的推压力F3，在满足〔式10〕

    F3＞F2+Fb的关系时，阀芯49靠压力值Pg的外部指令压力滑动位移到图8中所示的行程末端。

借此，阀芯49在液控压力P如图5中举例表示的特性曲线31降低到压力P2以下的状态下，在压力值Pg的外部指令压力供给到外部指令压力室47时，滑动位移到图8中所示的行程末端位置。因此，容量控制阀41从图6中所示的大容量位置(a)向小容量位置(b)切换控制。

而且，在图8中所示的行程末端的状态下，因为阀芯49内的油室52经由油孔54、油槽44C连接到油箱口45C，油室52内的压力降低到油箱压力值，故阀芯49成为不是靠油室52的受压部50A一侧来承受液控压力P，而是仅靠受压部49G一侧以受压面积S1来承受液控压力P，阀芯49减小成受压面积S1。

结果，阀芯49在图8中的箭头C方向上作用着根据前述式3的推压力F1和加载力Fb，在箭头D方向上受到外部指令压力引起的推压力F3，借此在满足〔式11〕

    F3＞F1+Fb的关系期间，容量控制阀41保持在作为行程末端的小容量位置(b)。

而且，液压马达3的容量从大容量变化到小容量，即使在马达驱动压力(负载压力)略有增加的场合，在液控压力P直到达到压力P1之前阀芯49在式11的关系下仍处于图8中所示的行程末端。

接着，如果在此一状态下液控压力P上升到图5中举例表示的压力P1以上，则因为阀芯49的受压部49G上产生的箭头C方向的推压力F1变大，故成为〔式12〕

    F3＜F1+Fb

    但是，P≥P1阀芯49克服外部指令压力室47内的压力朝箭头C方向滑动位移，复位到图7中所示的初始位置。借此，容量控制阀41返回到图6中所示的大容量位置(a)。

而且，在此一状态下，因为阀芯49的受压面积增加到面积(S1+S2)，故随着马达容量从小容量变化到大容量，即使在马达驱动压力略有降低的场合，也可以把容量控制阀41保持在大容量位置(a)，直到马达驱动压力(液控压力P)再次降低到压力P2以下之前，可以把马达容量保持在大容量。借此，在本实施例中，也可以得到图5中所示的滞环特性。

因而，在本实施例中，在把外部指令压力用的压力选择阀60切换到容量固定位置(c)期间，可以把马达容量固定于大容量，可以容易地进行例如车辆的转向操作等，可以减轻操作者的负担。此外，在把压力选择阀60切换到自动切换位置(d)时，可以相应于马达驱动压力的增减自动地切换控制容量控制阀41，可以适当地进行马达容量的自身压力控制。

进而，即使在油室52的压力切换时间分配中发生加工误差等引起的小错位，存在着液控口45B与油箱口45C同时与油室52连通这样的区间的场合，也由于油室52经由小直径的油孔54与油箱口45C连通，所以可以靠该油孔54节制压力油，抑制例如油室52内的高压(液控压力P)向油箱口45C侧喷出，可以防止在油箱口45C侧产生冲击压力等事态。

接下来，图9示出本发明的第3实施例，在本实施例中对与前述第2实施例相同的构成要素赋予相同的标号，并省略其说明。但是，本实施例的特征在于，把容量控制阀71的阀芯72制成与第2实施例中用的阀芯49不同的形状。

这里，阀芯72与前述第1实施例中所述的阀芯19几乎同样，在外周侧上轴向彼此离开地形成台肩72A、72B、72C、72D，在台肩72B与台肩72C之间形成把油槽44B、44C间连通、阻断的环形槽72E。此外，在阀芯72的台肩72C与台肩72D之间形成把油槽44D、44E间连通、阻断的另一个环形槽72F，成为靠该环形槽72F和台肩72D把压力油供给排出口45E与高压口45D和油箱口45F有选择地连通、阻断的构成。

此外，阀芯72形成为位于一端侧的台肩72A一侧成为最大直径的阶梯阀芯，对着台肩72B的台肩72A的阶梯部(端面侧)成为承受来自控制管路27的液控压力的环形的第1受压部72G。而且，该第1受压部72G有根据前述式1的公式计算的受压面积S1。

进而，位于阀芯72的台肩72A一侧的一端侧端面成为与前述受压部72G反向地承受外部指令压力的指令压力受压部72H，该指令压力受压部72H在外部指令压力室47内具有根据前述式8的公式计算的受压面积S3。

此外，在阀芯72上形成由沿轴向延伸的盲孔组成的轴孔73，通过在该轴孔73内插装活塞51而隔成油室74。而且，在轴孔73的底部侧形成以根据前述式2的公式的受压面积S2来承受油室74内的压力的第2受压部73A。

另一方面，沿阀芯72的径向穿设作为油路的小孔75，该小孔75与第1实施例中所述的小孔23几乎同样，成为相应于阀芯72的滑动位置把油室74与油箱口45C(油槽44C)和液控口45B(油槽44B)有选择地连通、阻断的构成。

这样一来，在这样构成的本实施例中，也可以得到与前述第2实施例几乎相同的作用效果。

接下来图10至图12示出本发明的第4实施例，本实施例的特征在于，在阀芯的外周侧上形成第1受压部，并且在阀芯的轴孔内形成油室，在把液控压力引导到该油室内时，在油室内的第2受压部上与第1受压部反向地作用着液控压力，借此成为使阀芯对液控压力的受压面积变化的构成。再者，本实施例中对与前述第2实施例相同的构成要素赋予相同的标号，并省略其说明。

图中，81是本实施例中采用的容量控制阀，该容量控制阀81如图11中所示，由阀体82、下文述及的阀芯89和活塞91等来构成。而且，容量控制阀81与第2实施例中所述的容量控制阀41几乎同样地构成，靠来自指令压力管路59的外部指令压力和来自下文述及的控制管路98的液控压力P来切换控制成大容量位置(a)和小容量位置(b)。

这里，在容量控制阀81的阀体82上，形成一端侧为开口端83A，另一端侧为封闭端83B的阶梯的阀芯滑动孔83，在该阀芯滑动孔83的外周侧轴向离开地形成环形的油槽84A、84B、84C、84D、84E。

此外，在阀体82上轴向彼此离开地形成外部指令压力口85A、液控口85B、油箱口85C、85F、高压口85D和压力油供给排出口85E，这些油口85A～85E经由油槽84A～84E与阀芯滑动孔83内连通。

86是封闭阀芯滑动孔83的开口端83A侧的盖体，该盖体86构成阀体82的一部分，在与下文述及的阀芯89的一端侧端面之间位于油槽84A内形成外部指令压力室87。

88是在阀芯滑动孔83的封闭端83B与阀芯89的另一端侧端面之间形成的弹簧室，在该弹簧室88内配置着下文述及的复位弹簧96、挡铁95等。此外，弹簧室88经由油箱口85F、油箱管路26始终连接到油箱2。

89是插装于阀体82的阀芯滑动孔83内的阀芯，该阀芯89如图11、图12中所示在外周侧上轴向彼此离开地形成台肩89A、89B、89C、89D。此外，在阀芯89的台肩89C与台肩89D之间形成把油槽84D、84E间连通、阻断的环形槽89E。而且阀芯89靠环形槽89E和台肩89D把压力油供给排出口85E与高压口85D和油箱口85F有选择地连通、阻断。

这里，阀芯89形成为位于一端侧的台肩89A一侧成为最大直径的阶梯阀芯，在台肩89A的外周侧上对应于下文述及的油孔93的位置上形成环形窄槽89F。此外，对着台肩89B的台肩89A的阶梯部(端面侧)成为承受来自控制管路98的液控压力的环形的第1受压部89G。而且，该第1受压部89G与根据前述第1实施例的阀芯19的受压部19G同样，具有根据前述式1的公式计算的受压面积S1。

此外，在阀芯89的外周侧上在台肩89B、89C间形成环形窄槽89H。而且，窄槽89F、85H位于下文述及的油孔93、94的开口端一侧，使下文述及的油室92几乎以零遮盖对液控口85B和油箱口85C连通、阻断。因此，成为在窄槽89F与油槽84B连通(阻断)时，几乎同时使窄槽89H对油槽84C阻断(连通)的构成。

进而，位于阀芯89的台肩89A一侧的一端侧端面成为与前述受压部89G反向地承受外部指令压力的指令压力受压部89J，该指令压力受压部89J以根据前述式8公式的受压面积S3来承受外部指令压力室87内的外部指令压力。

90是由在阀芯89上形成并沿轴向延伸的盲孔组成的轴孔，该轴孔90一端侧在阀芯89的端面上开口，另一端侧成为底部而封闭。而且，轴孔90的底部侧成为第2受压部90A，该第2受压部90A位于下文述及的油室92内，具有小于前述受压面积S1的受压面积S4(S4＜S1＜S3)。

91是能够滑动地插装于轴孔90内的活塞，该活塞91始终封闭轴孔90的开口端侧，其一端侧接触于盖体86的表面。而且，活塞91的在从另一端侧与轴孔90的底部之间隔成油室92。

93、94是在油室92的位置上沿阀芯89的径向穿成的油孔，该油孔93、94在窄槽89F、89H的位置上开口于阀芯89的外周面上。而且，油孔93、94与窄槽89F、89H构成相应于阀芯89的滑动位置把油室92对液控口85B(油槽84B)和油箱口85C(油槽84C)有选择地连通、阻断的油路。

在此一场合，油孔93经由窄槽89F、油槽84B与液控口85B连通、阻断，油孔94经由窄槽89H、油槽84C与油箱口85C连通、阻断。而且，这些油孔93、94在阀芯89滑动位移时以零遮盖来进行油室92与液控口85B、油箱口85C的连通、阻断。因此，与油孔93、94常时地连通的窄槽89F、89H按照油槽84B、84C的离开尺寸形成具有预先确定的规定的间隔(轴向间隔)。

此外，油孔94构成与油孔93相比形成小直径的节流通路。而且，油孔94具有在如图11中所示把油室92与油箱口85C连通时抑制油室92内的压力油向油箱口85C侧喷出，抑制在油箱口85C一侧产生冲击压力的功能。

95是位于阀芯滑动孔83的封闭端83B一侧而设在阀体82内的挡铁，该挡铁95由圆柱形的杆等组成，从阀芯滑动孔83的封闭端83B一侧向弹簧室88内突出。而且，挡铁95的一端侧在阀芯89如图12中所示滑动位移时接触于阀芯89的端面，限制该阀芯89的行程末端。

96是位于阀体82与阀芯89之间而配置在弹簧室88内的构成加载机构的复位弹簧，该复位弹簧96一端侧用配合等手段安装于阀芯89的端部，另一端侧套装于挡铁95的外周侧而接触于阀芯滑动孔83的封闭端83B。而且，复位弹簧96以加载力Fb始终朝箭头C方向给阀芯89加载，借此容量控制阀81被保持在图10中所示的大容量位置(a)。

97是连接梭阀9与容量控制阀81的高压口85D之间的高压管路，98表示从该高压管路97的中途部位分支而连接到容量控制阀81的液控口的控制管路。而且，高压管路97与控制管路98把液压马达3的主管路4A、4B当中由梭阀9选择的高压侧的压力油(马达驱动压力)供给到容量控制阀81的高压口85D和液控口85B。

这样一来，虽然在这样构成的本实施例中也可以得到与前述第2实施例几乎同样的作用效果，但是特别是在本实施例中，因为从阀芯89的一端侧向另一端侧形成盲轴孔90，在该轴孔90的底部侧位于油室92内形成受压面积S4的受压部90A。而且，在把液控压力P引入油室92内时，成为靠受压部90A对阀芯89像下述式13公式那样产生箭头D方向的推压力F4的构成。

也就是说，在把压力选择阀60切换到容量固定位置(c)期间，与前述第2实施例同样地容量控制阀81保持在图10中所示的大容量位置(a)，液压马达3的马达容量固定于大容量。

而且，在把压力选择阀60从容量固定位置(c)切换到自动切换位置(d)时，压力值Pg的外部指令压力可以经由指令压力管路59、外部指令压力口85A供给到容量控制阀81的外部指令压力室87，可以相应于作为马达驱动压力的液控压力P来进行容量控制。

然而，在本实施例中，在例如靠外部指令压力使方向89滑动位移到图12中所示的行程末端，把容量控制阀81切换到小容量位置(b)时，因为来自液控口85B的液控压力P引导到阀芯89内的油室92，故在此一状态下可以靠油室92内的受压部90A在阀芯89上朝箭头D方向产生成为〔式13〕

    F4＝S4×P的推压力F4。

另一方面，因为在阀芯89的外周侧上形成的受压部89G以受压面积S1(S1＞S4)来承受来自液控口85B的液控压力P，所以对阀芯89朝箭头C方向产生根据前述式3的推压力F1。

因此，阀芯89在图12中所示的状态下，朝箭头C方向产生〔式14〕

    F5＝F1-F4＝(S1-S4)×P的推压力F5，此时的阀芯89的受压面积减小到(S1-S4)。

此外，因为在阀芯89上朝箭头C方向作用着复位弹簧96的加载力Fc，根据前述式9的外部指令压力的推压力F3朝箭头D方向作用着，所以在满足〔式15〕

    F3＞F5+Fc的关系期间，阀芯89靠压力值Pg的外部指令压力滑动位移到图12中所示的行程末端，容量控制阀81被保持在小容量位置(b)。

但是，如果在此一状态下液控压力P上升到图5中举例表示的压力P1以上，则因为阀芯89的根据式14的公式的箭头C方向的推压力F5变大，故在满足〔式16〕

    F3＜F5+Fc

    但是，P≥P1的关系时，阀芯89克服外部指令压力室87内的压力朝箭头C方向滑动位移，返回到图11中所示的初始位置，并且容量控制阀81返回到图10中所示的大容量位置(a)。

而且，在此一状态下，阀芯89内的油室92经由油孔94与油箱口85C连通，油室92内成为油箱压力，借此根据前述式13的公式的推压力F4成为零。因而，阀芯89的受压面积实质上增加为受压部89G的受压面积。

因此，即使在随着液压马达3的马达容量从小容量变化到大容量而马达驱动压力略有降低的场合，也可以把容量控制阀81保持在大容量位置(a)，在直到马达驱动压力(液控压力P)再次降低到压力P2以下之前，可以把马达容量保持在大容量。借此，在本实施例中也可以得到图5中所示的滞环特性。

接下来图13至图15示出本发明的第5实施例，在本实施例中对与前述第4实施例相同的构成要素赋予相同的标号，并省略其说明。

但是，本实施例的特征在于，在阀芯内形成在轴向上彼此对着的油室和受压室，成为前述油室与液控口和外部指令压力口有选择地连通、阻断，另一方的受压室始终与液控口连通而承受液控压力的构成，成为在把液控压力引入前述油室内时，使该油室和受压室中彼此反向地作用着液控压力，借此使阀芯对液控压力的受压面积变化的构成。

图中，101是本实施例中采用的容量控制阀，该容量控制阀101如图14中所示由阀体102、下文述及的阀芯109和活塞112等来构成。而且，容量控制阀101与第4实施例中所述的容量控制阀81几乎同样地构成，靠来自指令压力管路59的外部指令压力和来自控制管路98的液控压力P来切换控制成大容量位置(a)和小容量位置(b)。

这里，在容量控制阀101的阀体102上，形成一端侧为开口端103A，另一端侧为封闭端103B的阶梯的阀芯滑动孔103，在该阀芯滑动孔103的外周侧轴向离开地形成环形的油槽104A、104B、104C、104D。

此外，在阀体102上轴向彼此离开地形成外部指令压力口105A、液控口105B、高压口105C、压力油供给排出口105D和油箱口105E，这些油口105A～105D经由油槽104A～104D与阀芯滑动孔103内连通。

106是封闭阀芯滑动孔103的开口端103A侧的盖体，该盖体106构成阀体102的一部分，在与下文述及的阀芯109的一端侧之间位于油槽104A内形成外部指令压力室107。

108是在阀芯滑动孔103的封闭端103B与阀芯109的另一端侧端面之间形成的弹簧室，在该弹簧室108内配置着下文述及的复位弹簧119、挡铁118等。此外，弹簧室108经由油箱口105E、油箱管路26始终连接到油箱2。

109是插装于阀体102的阀芯滑动孔103内的阀芯，该阀芯109如图14、图15中所示，在外周侧上轴向彼此离开地形成台肩109A、109B、109C、109D。此外，在阀芯109的台肩109C与台肩109D之间形成把油槽104C、104D间连通、阻断的环形槽109E。而且阀芯109靠环形槽109E和台肩109D把压力油供给排出口105D与高压口105C和油箱口105E有选择地连通、阻断。

此外，在阀芯109的外周侧上，在台肩109A、109B间形成窄环形槽109F，在台肩109B、109C间位于下文述及的油孔115的开口端侧形成另一个环形槽109G。而且，环形槽109F位于下文述及的油孔114的开口端一侧，使下文述及的油室113几乎以零遮盖对外部指令压力口105A和液控口105B连通、阻断。因此，环形槽109F的槽宽成为与油槽104A、104B间的间隔尺寸几乎一致。

进而，位于阀芯109的台肩109A一侧的一端侧端面成为承受外部指令压力的指令压力受压部109H，该指令压力受压部109H以根据前述式8的公式的受压面积S3来承受外部指令压力室107内的外部指令压力。

110是由在阀芯109上形成并沿轴向延伸的盲孔组成的轴孔，该轴孔110一端侧在阀芯109的端面上开口，另一端侧成为底部而封闭。而且，轴孔110与第4实施例中所述的轴孔90几乎同样，在其底部侧有以比较小的受压面积S4来承受下文述及的油室113内的压力的第2受压部110A。

111是位于轴孔110的对峙侧而在阀芯109上形成的轴向的盲孔，该盲孔111一端侧成为底部而封闭，另一端侧在阀芯109的端面上开口。此外，盲孔111在阀芯109的轴向上以一定间隔与轴孔110对着，盲孔111形成大于轴孔110的孔径。而且，盲孔111的底部侧构成常时地承受液控压力P的第1受压部111A，该受压部111A在下文述及的受压室117内具有大于前述受压部110A的受压面积S6(S6＞S4)。

112是能够滑动地插装于轴孔110内的活塞，该活塞112始终封闭轴孔110的开口端侧，其一端侧接触于盖体106的表面。而且，活塞112在从另一端侧与轴孔110的底部之间隔成油室113。

114是在油室113的位置上在阀芯109的径向穿设的油孔，该油孔114在环形槽109F的位置上在阀芯109的外周面上开口。而且，油孔114与环形槽113构成相应于阀芯109的滑动位置使油室113对外部指令压力口105A(油槽104A)和液控口105B(油槽104B)有选择地连通、阻断的油路。

此外，油孔114构成与下文述及的油孔115相比形成小直径的节流通路。而且，油孔114具有在如图14中所示在使油室113与外部指令压力口105A连通时，抑制油室113内的压力油向压力低的外部指令压力口105A侧喷出，抑制在外部指令压力口105A一侧产生冲击压力等的功能。

115是在受压室117的位置上在阀芯109的径向穿设的油孔，该油孔115在环形槽109G的位置上在阀芯109的外周面上开口，使受压室117始终对液控口105B(油槽104B)连通。而且，受压室117靠从液控口105B引导的液控压力P在阀芯109的箭头C方向上产生根据下文述及的式17的公式的推压力F6。

116是能够滑动地插装于盲孔111内的大直径的活塞构件，该活塞构件116始终封闭盲孔111的开口端侧，其一端侧与盲孔111的底部之间隔成受压室117。此外，活塞构件116的另一端侧从盲孔111突出，其突出端侧承受受压室117内的液压反力而始终接触于挡铁118。

118是位于阀芯滑动孔103的封闭端103B一侧而设在阀体102内的挡铁，该挡铁118由圆柱形的杆等来组成，从阀芯滑动孔103的封闭端103B一侧向弹簧室108内突出。而且，挡铁118的一端侧在阀芯109如图15中所示滑动位移时接触于阀芯109的端面，限制该阀芯109的行程末端。

119是位于阀体102与阀芯109之间而配置在弹簧室108内的构成加载机构的复位弹簧，该复位弹簧119一端侧用配合等手段安装于阀芯109的端部，另一端侧套装于挡铁118的外周侧而接触于阀芯滑动孔103的封闭端103B一侧。而且，复位弹簧119以加载力Fb始终朝箭头C方向给阀芯109加载，借此容量控制阀101被保持在图13中所示的大容量位置(a)。

这样一来，在这样构成的本实施例中也可以得到与前述第4实施例几乎同样的作用效果。但是，特别是在本实施例中，在阀芯109的一端侧和另一端侧形成在轴向延伸的盲轴孔110和盲孔111，成为在该轴孔110内由活塞112来形成受压面积S4的小的受压部110A和油室113，在盲孔111内由大直径的活塞构件116来形成具有大的受压面积S6的受压部111A和受压室117的构成。

而且，在本实施例中，来自液控口105B的液控压力P始终引导到阀芯109内的受压室117内，借此由受压部111A在阀芯109的箭头C的方向上产生〔式17〕

    F6＝S6×P的推压力F6。

与此相对照，油室113相应于阀芯109的滑动位置与外部指令压力口105A和液控口105B有选择地连通，在与外部指令压力口105A连通期间受压部110A和受压部109H同时承受外部指令压力室107内的外部指令压力。

另一方面，在相应于阀芯109的滑动位移如图15中所示油室113与液控口105B连通时，液控压力P引入油室113，借此受压部110A在阀芯109上产生根据前述式13的公式的箭头D方向的推压力F4(F4＝S4×P)。

也就是说，靠外部指令压力使阀芯109滑动位移到图15中所示的行程末端，在把容量控制阀101切换到小容量位置(b)时，阀芯109在箭头C方向上受到推压力F6，在箭头D方向上受到推压力F4(F4＜F6)。

因此，阀芯109在图15中所示的状态下，在箭头C方向上产生〔式18〕

    F7＝F6-F4＝(S6-S4)×P的推压力F7，此时的阀芯109的受压面积减小到面积(S6-S4)。

此外，因为在阀芯109上朝箭头C方向作用着复位弹簧119的加载力Fd，朝箭头D方向作用着根据前述式9的外部指令压力的推压力F3，所以在满足〔式19〕

    F3＞F7+Fd的关系期间，阀芯109靠压力值Pg的外部指令压力而滑动位移到图15中所示的行程末端，容量控制阀101被保持在小容量位置(b)。

但是，在此一状态下如果液控压力P上升到图5中举例表示的压力P1以上，则因为阀芯109的根据式18的公式的箭头C方向的推压力F7加大，故在满足〔式20〕

    F3＜F7+Fd

    但是，P≥P1的关系时，阀芯109克服外部指令压力室107内的压力沿箭头C方向滑动位移，返回到图14中所示的初始位置。借此，容量控制阀101返回到图13中所示的大容量位置。

而且，在此一状态下，阀芯109内的油室113经由油孔114与外部指令压力口105A连通，低于液控压力P(例如P/10左右)的外部指令压力引导到油室113内。而且，由于此一外部指令压力与液控压力P相比是十分低的压力，所以阀芯109不是在油室113一侧实质上承受液控压力P，而是在受压室117一侧连续承受液控压力P。借此，阀芯109对液控压力P的受压面积实质上增加为受压室117的受压面积S6。

因此，即使在随着液压马达3的马达容量从小容量变化到大容量而马达驱动压力略有降低的场合，也可以在把容量控制阀101保持在大容量位置(a)时，直到马达驱动压力(液控压力P)再次降低到压力P2以下之前，把马达容量保持在大容量。借此，在本实施例中也可以得到图5中所示的滞环特性。

进而，在本实施例中，因为在阀芯109内形成盲孔111的受压室117，所以没有必要在阀芯109的外周侧特别地形成液控压力的受压部，可以减小阀芯109的外径尺寸。

接下来，图16至图18示出本发明的第6实施例，本实施例的特征在于，成为在把容量控制阀的外部指令压力口连接到外部的指令压力供给机构的指令压力管路的中途设置节流的构成。再者，在本实施例中，对与前述第2实施例相同的构成要素赋予相同的标号，并省略其说明。

图中，121是本实施例中采用的容量控制阀，该容量控制阀121与第2实施例中所述的容量控制阀41几乎同样，由阀体122、阀芯49、活塞51、挡铁55和复位弹簧56等来构成。而且，容量控制阀121靠来自下文述及的指令压力管路132的外部指令压力和来自控制管路27的液控压力P来切换控制成大容量位置(a)和小容量位置(b)。

但是，本实施例的容量控制阀121如图17中所示阀体122具有不同的形状，该阀体122阀芯滑动孔123的一端侧成为下文述及的外部指令压力口125A在轴向上开口。而且，在阀体122上，在外部指令压力口125A一侧螺纹固定着下文述及的接头体126。此外，在阀体122上，在阀芯滑动孔123的另一端侧螺纹固定着下文述及的堵头129，阀芯滑动孔123的另一端侧由堵头129封闭。

此外，在容量控制阀121的阀体122上，位于接头体126和堵头129之间在阀芯滑动孔123的外周侧分别沿轴向分开地形成环形油槽124A、124B、124C、124D、124E。进而，在阀体122上，沿轴向彼此离开地形成外部指令压力口125A，液控口125B，油箱口125C、125F，高压口125D和压力油供给排出口125E。

这里，这些油口125A～125F当中，外部指令压力口125A位于阀芯滑动孔123的一端侧而实质上与阀芯滑动孔123同轴地配置。此外，液控口125B、油箱口125C、125F、高压口125D和压力油供给排出口125E沿阀芯滑动孔123的径向延伸，分别经由油槽124B～124E等与阀芯滑动孔123内连通。

126是在阀芯滑动孔123的一端侧螺纹固定地设置于外部指令压力口125A的阶梯筒形的接头体，该接头体126与下文述及的配管部133一起构成指令压力管路132。此外，接头体126成为把此一配管部133连接到外部指令压力口125A用的管接头。而且，接头体126位于阀体122的油槽124A内并在与阀芯49的指令压力受压部49K之间隔成外部指令压力室127。

128是在接头体126的内周侧形成的节流，该节流128使接头体126内的流道面积缩小，赋予经由接头体126对外部指令压力室127内供给排出的外部指令压力以节制作用。

而且，在容量控制阀121的阀芯49例如从图18中所示的位置朝箭头C方向滑动位移时，从外部指令压力室127向配管部133侧流出的压力油(外部指令压力)在节流128处受到节制作用。借此外部指令压力室127作为阻尼室发挥功能，抑制图18中所示的阀芯49朝箭头C阀芯以快的速度滑动位移。

129是螺纹固定于阀芯滑动孔123的另一端侧的作为栓塞体的堵头，该堵头129构成阀体122的一部分，在接头体126对峙侧的位置上封闭阀芯滑动孔123。而且，堵头129在与阀芯49的另一端侧端面之间与前述第2实施例同样形成弹簧室48，在该弹簧室48内配置着复位弹簧56和挡铁55。

130是位于阀体122的油槽124B内在阀芯滑动孔123与挡铁49之间隔成的液控压力受压室，该液控压力受压室130与液控口125B始终连通，使来自控制管路27的液控压力由阀芯49的第1受压部49G来承受，借此阀芯49受到箭头C方向的推压力。

131是阻断外部指令压力室127与液控压力受压室130之间的密封构件，该密封构件131位于阀体122的油槽124A、124B间安装于阀芯滑动孔123的周壁侧，滑动接触于阀芯49的台肩49A外周侧。

而且，密封构件131设在阀体122与阀芯49之间，借此液密地密封液控口125B与外部指令压力室127之间，防止例如从液控口125B供给到液控压力受压室130内的压力油(液控压力)向外部指令压力室127泄漏。

接着，132是连接到容量控制阀121的外部指令压力口125A的指令压力管路，该指令压力管路132由前述接头体126、液压软管等组成的配管部133来构成。而且，配管部133一方的端部经由接头体126连接到容量控制阀121的外部指令压力口125A，另一方的端部如图16中所示连接到压力选择阀60。

134是构成外部的指令压力供给机构的指令压力供给装置，该指令压力供给装置134由前述第2实施例中所述的控制泵57、压力选择阀60、减压阀61和油箱2等来构成。而且，指令压力供给装置134通过液压挖掘机的操作者等手动操作操作手柄60A把压力选择阀60切换到容量固定位置(c)和自动切换位置(d)中的某一个位置，借此在指令压力管路132内产生外部指令压力。

这样一来，虽然在这样构成的本实施例也可以得到与前述第2实施例几乎同样的作用效果，但是，特别是在本实施例中，由于制成在把容量控制阀121的外部指令压力室127连接到压力选择阀60的指令压力管路132的中途例如在接头体126内设置节流128的构成，所以可以得到下述的作用效果。

也就是说，在把图16中所示的压力选择阀60从容量固定位置(c)切换到自动切换位置(d)的状态下，例如在把方向控制阀5从中立位置(I)切换到切换位置(II)或(III)而起动液压马达3时等中存在着马达驱动压力(负载压力)瞬间地变动。

而且，在容量控制阀121切换到小容量位置(b)的状态下，在如前所述负载压力瞬间地变动的场合，此一负载压力成为液控压力并且还从液控口125B供给到液控压力受压室130内，该液控压力受压室130内的压力也瞬间地变动(升压)。

因此，如图18中所示位于小容量位置的阀芯49因液控压力受压室130内的压力变动使受压部49G受到箭头C方向的推压力，沿该方向滑动位移。

但是，在此一场合因为阀芯49朝使外部指令压力室127缩小的方向移动，外部指令压力室127内的压力油(外部指令压力)经由接头体126的节流128向配管部133一侧流出，故可以由节流128把流出油液的流量限制得很小，可以使外部指令压力室127内的压力升压。

借此，外部指令压力室127作为阻尼室发挥功能，抑制阀芯49瞬间地朝箭头C方向滑动位移，可以抑制前述负载压力的瞬间的变动引起的阀芯49的振荡。因此可以防止容量控制阀121在瞬间的压力变动下例如从小容量位置(b)切换到大容量位置(a)，可以使容量控制阀121的切换控制稳定。

此外，由于在阀体122与阀芯49之间设置把外部指令压力室127对液控压力受压室130液密地密封的密封构件131，所以可以把外部指令压力室127与液控压力受压室130之间阻断，可以防止从液控口125B供给到液控压力受压室130的高压的压力油(液控压力)向外部指令压力室127内泄漏。

借此，防止从液控压力受压室130向外部指令压力室127的压力泄漏，可以防止这种泄漏压力引起的“困油压力”在外部指令压力室127内产生。而且，不用特别考虑“困油压力”的产生，可以自由地设定节流128的流道面积，可以提高设计的自由度。

进而，成为在阀体122的外部指令压力口125A一侧设置作为构成指令压力管路132的一部分的管接头的接头体126，在该接头体126的内周侧设置节流128的构成。借此，可以在接头体126上内装使外部指令压力室127作为阻尼室发挥功能用的节流128，没有必要在构成指令压力管路132的配管部133的中途另外设置节流，可以简化配管作业等并提高作业性。

再者，虽然在前述第6实施例中作为在构成指令压力管路132的一部分的接头体126的内周侧设置节流128者来描述，但是本发明不限于此，也可以制成例如在构成指令压力管路132的配管部133的中途设置节流的构成。此外。在前述第2～第5实施例中也可以在指令压力管路59的中途设置节流，成为使外部指令压力室47(87、107)作为阻尼室发挥功能的构成。

此外，在前述第2～第6实施例中，作为靠外部指令压力来进行容量控制阀41(71、81、101、121)的切换控制者来描述。但是，在这些实施例中例如如第1实施例中所述也可以制成仅根据马达驱动压力(液控压力)自身压力控制马达容量的构成。

此外，在前述第4、5实施例中，作为经由高压管路97、控制管路98把由梭阀9选择的压力油供给到容量控制阀81(101)的高压口85D(105C)、液控口85B(105B)者来描述。但是，在这些第4、第5实施例中也可以例如如第2实施例中所述制成用平衡阀6等把液压马达3的负载压力(马达驱动压力)供给到容量控制阀81(101)的液控口85B(105B)的构成。

另一方面，在前述第4、5实施例中没有必要一定把来自液控口85B(105B)的压力引导到容量控制阀81(101)的油室92(113)内，制成把来自例如高压口85D(105C)的压力作为液控压力来引导的构成也是可能的。再者，这一点对于其他实施例也是同样的。

此外，虽然在前述第2实施例中，作为把来自梭阀9的压力油引导到容量控制阀41的高压口45D者来描述，但是本发明不限于此，也可以制成把例如来自控制泵57的压力油引导到高压口45D的构成。这一点对于其他实施例也是同样的。

进而，虽然在前述各实施例中，举例说明了用行走用液压马达3作为变量式液压旋转机的场合，但是本发明不限于此，也可以运用于例如回转用液压马达或钢丝绳绞车用液压马达等。此外，也可以广泛地运用于成为液压挖掘机、液压起重机等的液压源的液压泵等变量式液压旋转机的容量控制阀。

工业实用性

根据以上详细描述，如果采用本发明，则由于成为在阀芯上设置始终承受来自液控口的液控压力的第1受压部，并且沿阀芯的轴向设置盲轴孔，在该轴孔内由活塞隔成油室而设置第2受压部，根据阀芯的滑动位移由在前述油室的位置上在阀芯上形成的油路把油室与压力不同的油口有选择地连通、阻断的构成，所以例如在油室与液控口连通时和与油箱口连通时，可以由第1、第2受压部来改变阀芯对液控压力的受压面积，通过此一受压面积的变化可以给容量控制阀的切换压力赋予滞环特性。而且，可以减少容量控制阀的构成零件，可以提高组装时的作业性，并且可以紧凑地形成总体而实现小型化，可以稳定而自动地进行容量控制。

另一方面，本发明因为成为靠从液控口引导的液控压力和从外部指令压力口引导的外部指令压力使插装于阀体的阀芯滑动孔内的阀芯沿轴向滑动位移的构成，故可以用外部指令压力有选择地进行容量的固定控制和自动切换控制，并且在容量的自动切换控制时可以实现具有对液控压力的滞环特性的容量的切换控制。而且，在此一场合也可以减少容量控制阀的构成零件，可以提高组装时的作业性，并且可以紧凑地形成总体而实现小型化，可以稳定而自动地进行容量控制。

Claims (19)

1.一种变量式液压旋转机的容量控制阀，为了用变量作动器来控制变量式液压旋转机的容量，制成通过以该变量式液压旋转机的负载压力作为液控压力而承受压力，借此来切换对前述变量作动器供给排出压力油的构成，其特征在于，其构成具有以下部分：

阀体，该阀体设有阀芯滑动孔，沿该阀芯滑动孔的轴向离开地设置高压口、油箱口、液控口和通往前述变量操作器的压力油供给排出口；

阀芯，该阀芯插装于该阀体的阀芯滑动孔内，通过在该阀芯滑动孔内沿轴向滑动位移，而使前述压力油供给排出口与高压口、油箱口有选择地连通、阻断；

第一受压部，该第一受压部设在该阀芯上，承受从前述液控口引导的液控压力，以便使阀芯在前述阀芯滑动孔内沿轴向位移；

盲轴孔，该盲轴孔由在前述阀芯上形成的盲孔组成，沿该阀芯的轴向延伸并在端面开口；

活塞，该活塞能够滑动地插装于该轴孔内以便封闭该轴孔的开口端，在与该轴孔的底部之间隔成油室并且承受该油室内的液压反力；

第2受压部，该第2受压部由前述轴孔的底部形成，通过承受前述油室内的压力与前述第1受压部一起使前述阀芯的合计的受压面积变化；

油路，该油路在对应于前述油室的位置上在前述阀芯上形成，在该阀芯在阀芯滑动孔内位移时使前述油室对前述各油口当中的压力不同的油口有选择地连通。

2.如权利要求1中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：在前述阀体与阀芯之间设置加载机构，该加载机构成为对前述阀芯常时地朝与第1受压部承受液控压力的方向相反的方向加载。

3.如权利要求1中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：前述油路成为相应于阀芯的滑动位置使前述油室与液控口、油箱口有选择地连通、阻断的构成，前述阀芯成为在前述油室经由前述油路与液控口连通时靠前述第1、第2受压部以大的受压面积来承受液控压力，在前述油室经由前述油路与油箱口连通时靠前述第1受压部以小的受压面积来承受液控压力的构成。

4.如权利要求1中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：前述阀芯由一端侧成为大于其他部分的直径的阶梯阀芯组成，前述第1受压部由位于该阀芯的大直径部一侧的外周侧的阶梯部形成。

5.如权利要求3中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：前述油路成为在使油室与前述液控口连通时，几乎同时把前述油室对其他油口阻断，在使前述油室与其他油口连通时，几乎同时对前述液控口阻断的构成。

6.如权利要求1中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：前述阀芯有把前述压力不同的油口间彼此阻断的多个台肩，前述油路在使前述油室对前述各油口当中压力低于液控口的油口连通、阻断的位置上有节流通路。

7.一种变量式液压旋转机的容量控制阀，为了用变量作动器来控制变量式液压旋转机的容量，制成以该变量式液压旋转机的负载压力作为液控压力而承受压力，借此来切换对前述变量作动器供给排出压力油的构成，其特征在于，其构成具有以下部分：

阀体，该阀体有阀芯滑动孔，沿该阀芯滑动孔的轴向离开地设置高压口、油箱口、液控口、外部指令压力口和通往前述变量作动器的压力油供给排出口；

阀芯，该阀芯插装于该阀体的阀芯滑动孔内，通过在该阀芯滑动孔内沿轴向滑动位移而使前述压力油供给排出口与高压口、油箱口有选择地连通、阻断；

指令压力受压部，该指令压力受压部设在该阀芯上，通过承受从前述外部指令压力口引导的外部指令压力使前述阀芯沿轴向位移；

第1受压部，该第1受压部与该指令压力受压部在轴向上对峙地设在前述阀芯上，通过承受从前述液控口引导的液控压力使前述阀芯与指令压力受压部反向地位移；

盲轴孔，该盲轴孔由在前述阀芯上形成的盲孔组成，沿该阀芯的轴向延伸并在端面开口；

活塞，该活塞能够滑动地插装于该轴孔内以便封闭该轴孔的开口端，在与该轴孔的底部之间隔成油室并且承受该油室内的液压反力；

第2受压部，该第2受压部由前述轴孔的底部形成，通过承受前述油室内的压力与前述第1受压部一起使前述阀芯的合计的受压面积变化；

油路，该油路在对应于前述油室的位置上在前述阀芯上形成，在该阀芯在阀芯滑动孔内位移时使前述油室对前述各油口当中的压力不同的油口有选择地连通。

8.如权利要求7中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：前述指令压力受压部成为由前述阀芯的一端侧端面来形成的构成。

9.如权利要求7中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：在前述阀体与阀芯之间设置加载机构，该加载机构成为对前述阀芯始终朝与指令压力受压部承受外部指令压力的方向相反的方向加载的构成。

10.如权利要求7中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：在前述指令压力受压部与阀体之间隔成连通于外部指令压力口的外部指令压力室，在把前述外部指令压力口连接到外部的指令压力供给机构的指令压力管路中设置在前述外部指令压力室中产生阻尼作用的节流。

11.如权利要求7中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：在前述指令压力受压部与阀体之间隔成连通于外部指令压力口的外部指令压力室，在把前述外部指令压力口连接到外部的指令压力供给机构的指令压力管路上设置在前述外部指令压力室中产生阻尼作用用的节流，在前述阀体与阀芯之间设置把前述外部指令压力室对液控口液密地密封的密封构件。

12.如权利要求10中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：成为在前述阀体的外部指令压力口上设置构成前述指令压力管路的一部分的配管连接用的管接头，在该管接头上设置前述节流的构成。

13.如权利要求7中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：前述油路成为相应于阀芯的滑动位置把前述油室与液控口、油箱口有选择地连通、阻断的构成，前述阀芯成为在前述油室经由前述油路与液控口连通时以大于前述第1、第2受压部的受压面积来承受液控压力，在前述油室经由前述油路与油箱口连通时以小于前述第1受压部的受压面积来承受液控压力的构成。

14.如权利要求7中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：前述第2受压部具有小于第1受压部的受压面积，成为在前述油室与液控口连通时前述第2受压部与第1受压部反向地承受液控压力的构成。

15.如权利要求14中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：成为前述第1受压部由具有大于前述轴孔的孔径而在阀芯上形成而在与前述轴孔对峙侧的端面上开口并沿阀芯的轴向延伸的盲孔来组成，在该盲孔内能够滑动地插装直径大于前述活塞的活塞构件，借此隔成始终与前述液控口连通的液控压力的受压室的构成。

16.如权利要求15中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：前述油路成为根据阀芯的滑动位置使前述油室与液控口、外部指令压力口有选择地连通、阻断的构成，前述第2受压部成为与第1受压部反向地承受液控压力或者外部指令压力的构成。

17.如权利要求7中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：前述阀芯由一端侧成为大于其他部分的大直径的阶梯阀芯来组成，前述第1受压部由位于该阀芯的大直径部一侧的外周侧的阶梯部来形成。

18.如权利要求13中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：在前述油路成为在使油室与前述液控口连通时几乎同时把前述油室对其他油口阻断，在使前述油室与其他油口连通时几乎同时对前述液控口阻断的构成。

19.如权利要求7中所述的变量式液压旋转机的容量控制阀，其特征在于：前述阀芯有把压力不同的油口间彼此阻断的多个台肩，前述油路在使前述油室对前述各油口当中压力低于液控口的油口连通、阻断的位置上有节流通路。

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